机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器设计D=340v=0.8T=410【全套图纸】

机械设计基础机械设计基础课程课程 设计说明书设计说明书 设计题目设计题目 设计两级圆柱齿轮减速器设计两级圆柱齿轮减速器 数数 据据 9 号数据号数据 专业班级专业班级 学生姓名学生姓名 学学 号号 指导教师指导教师 1 目 录 设计数据及要求. 2 一 确定各轴功率、转矩及电机型号.2 2.1.工作机有效功率2 2.2.查各零件传动效率值3 2. .3.电动机的容量及选择3 2. .4.理论总传动比4 2. .5.传动比分配4 2. .6.各轴转速4 2. .7.各轴输入功率4 2. .8.电机输出转矩5 2. .9.各轴的转矩5 三V 带传动设计计算与选择. 5 3.1.计算功率 PC5 3.2.选择 V 带型号5 3. .3.选择计算大、小带轮基准直径、 1 d 6 2 d 3. .4.验算带速 V.6 3. .5.求 V 带基准长度和中心距6 d L 3. .6.验算小带轮包角 1 .6 3. .7.确定 v 带根数 z .7 3. .8.计算作用在带轮轴上的压力7 Q F 3. .9.带轮结构设计7 四、齿轮传动的设计计算9 4.1.高速级9 4.2.低速级.11 五、轴系零件的设计计算.14 5.1.轴的选材及初算轴径.14 5.2.轴的结构设计.14 5.3.轴的验算.15 六、滚动轴承的选择及寿命计算 2 .18 七、键连接的选择及校核 .19 八、联轴器的选择及校核 .20 九、箱体及减速器附件 .20 十、润滑密封设计 .22 十一、参考文献 .29 一一 设计数据及要求设计数据及要求 传送方案如下图所示： 设计任务：设计一个两级圆柱齿轮减速器，此减速器用于热处理 车间清洗传动带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内 使用。 已知技术参数：鼓轮直径 D=340mm，传动带运行速度 v=0.8m/s， 传送带从动轮所需扭矩 410N/m。 3 二、二、 确定各轴功率、转矩及电机型号确定各轴功率、转矩及电机型号 1.工作机有效功率 由传动带运行速度 v=0.8m/s 可知： 鼓轮的转速nw =（V601000）/（D）=44.90 r/min45 r/min ，T=410N/m Pw=Tnw9550=1.93 kw 2.查各零件传动效率值 联轴器（弹性）1 =0.99，滚动轴承效率2 =0.99， 齿轮3=0.98, 卷筒4= 0.96,V 带传动效率5 = 0.96, 故：=125324 =0.80 3.电动机的容量及选择 电动机的输出功率 Pd = Pw=1.93 kw0.80=2.41 kw 电动机额定功率、电动机转速 由参考文献机械设计课程P437 表 K.1 表 20.1 选取电动机额定 功率 Ped=2.41kw 采用型号为 Y100L2-4。 4.理论总传动比 i 总=1420/45=31.63 5.传动比分配 4 取 V 带传动比为i1=3，则减速器总传动ij=31.63/3=10.54 则双级斜齿圆柱齿轮减速器高速级的传动比i2=（1.3ij）=3.7 低速级传动比i3= iji2=2.85 6.各轴转速 n=nd/ i1 =1440/3=473.33r/min n=n/ i2=480/3.72=127.93r/min n=n/ i3 =129.03/2.87=44.89r/min n=n=44.89r/min 7.各轴输入功率： P= Pd5=2.410.95=2.29kw, P= P23=2.290.970.98=2.18kw P= P23=2.180.970.98=2.07kw P= P12=2.070.990.98=2.01kw 8.电机输出转矩： Td=9.55106Pd/nd= 95502.41/1420=16.21 Nm 5 9.各轴的转矩 T=9550P/n=46.20Nm T=9550P/n=162.74Nm T=9550P/n=440.38Nm T=9550P/n=427.61Nm 三三V V 带传动设计计算与选择带传动设计计算与选择 1.求计算功率 Pc 由机械设计教程P87 表 5.6 得，故计算功率为： 3 . 1 A k Pc=KAP=1.32.41=3.13 kw 2.选 V 带型号 由 Pc=3.13kw，n0=1420r/min, 由机械设计课程P88 查图 5.9 得坐标点位于 A 型界内，故初选窄 V 带 A 型。 3.求大、小带轮基准直径d2、d1 由机械设计课程表 5.7(a)，d1应不小于 63mm，现取 d1=140mm，由机械设计基础 （第五版）表 13.9 取 d2=n1/n2d1（1.）=420mm 4.验算带速 V V=d1n0(601000)=10.40m/s 带速在 525m/s 范围内，符合要求 5、求 V 带基准长度和中心距 a d L 6 初步选取中心距取，符合 mma008 0 12012 0.7()2()ddadd 由式 得带长 2 12 0012 0 () 2() 24 dd Ladd a mm L 7 . 2503 0084 )041042( )042014( 2 0082 2 0 查机械设计基础 （第五版）表 13.2，对 A 型 V 带选用 。 mmLd0025 由式得 0 0 2 d LL aa mma15.798 2 7 . 25030025 008 0 6、验算小带轮包角 1 由得 21 1 18057.3 dd a 120 9 . 159 3 . 57 15.798 041042 180 1 合适。 7. 确定 v 带根数 z 因d1=100mm，带速，传动比, min/0214 0 rn 3 1 i 查课表 5.7(a)插值法和 5.7（C）得.kwpkwp17 . 0 ,.28 . 2 00 查课本表 5.9 得=1.09 L K 由查课本表 5.8 得=0.95 9 . 159 1 K 由公式得 42 . 1 09 . 1 95 . 0 )17 . 0 28 . 2 ( 6 . 3 )( 00 l c kkpp p Z 故选 Z=2 根带。 8.计算作用在带轮轴上的压力 Q F 查课本表 5.1 可得,故:mkgq/1 . 0 单根普通带张紧后的预紧力为 7 Nqv kzv P F ca 01.15240.101 . 0) 1 95. 0 5 . 2 ( 40.102 5006 . 3 *5 . 1) 1 5 . 2 (500*5 . 1 22 0 计算作用在轴上的压轴力 Q F NFzFQ80.598 2 160 sin01.15222 2 sin2 1 0 高速齿轮的类型高速齿轮的类型 1、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。 2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础 表 11-2，选用 7 级精度。 3、材料选择：小齿轮材料为 40Cr 渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC，接触疲劳强度极限 ，MPa H 1200 lim 弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为 45 钢MPa FE 720 表面淬火，齿面硬度为 55HRC,接触疲劳强度极限,MPa H 1140 lim 弯曲疲劳强度极限。MPa FE 700 查机械设计基础表 11-5，取，。查表 11-4， 25 . 1 SF 0 . 1 SH 取区域系数，弹性系数（锻钢-锻钢） 。5 . 2 zH 8 .189 zE 有=1200MPa 1H H H S 1lim 1 1200 =1140MPa 2H H H s 2lim 1 1140 =576MPa 1F F FE S 1 25 . 1 720 =560MPa 2F F FE S 2 25 . 1 700 4、螺旋角：820,初选 =15 8 5、齿数：初选小齿轮齿数：；19 1 z 大齿轮齿数：，取。99.6021 . 3 19 2 z62 2 z 故实际传动比，则：26 . 3 19 62 1 2 z z i实 5% %6 . 1 21 . 3 21 . 3 26 . 3 尺面接触强度较合尺面接触强度较合 1、 3 2 H HE d 1 1 ) ZZZ ( u 1u 2KT d （1）取载荷3 . 1K （2）6 . 0 d （3）， ， 8 . 189 E Z5 . 2 H Z 983 . 0 cos Z 92.34) 1140 0.9832.5189.8 ( 3.7 17 . 3 0.6 1046.211.32 d 3 2 3 1 2、计算模数 n m ，查表取78 . 1 19 15cos92.34cos 1 1 z d mn 3 n m 3、,取整 b=21mmmmdb d 95.2092.346 . 0 1 4、计算齿轮圆周速度sm nd v/87 . 0 100060 33.73492.3414 . 3 100060 11 5.1.3 按轮齿弯曲强度设计计算按轮齿弯曲强度设计计算 因为所选材料硬大度于 350HBS,所以为硬齿面。 1、法向模数 3 2 1 2 1 cos2 F SF d n YY Z KT m 9 2、查机械设计基础表 11-3，得载荷系数 k=1.3 3、查机械设计基础表 11-6，得齿宽系数6 . 0 d 4、小齿轮上的转矩mNT20.46 1 5、齿形系数 08.21 15cos 19 cos 33 1 1 z zv 81.68 15cos 62 cos 33 2 2 z v z 查机械设计基础图 11-8 得：， 98 . 2 1 F Y32 . 2 2 F Y 查机械设计基础图 11-9 得：， 55 . 1 1 S Y73 . 1 2 S Y 因为和 008 . 0 576 55 . 1 98. 2 1 11 F SF YY 比较 00697 . 0 576 73 . 1 32 . 2 2 22 F SF YY 所以对小齿轮进行弯曲强度计算。 6、法向模数 3 2 1 2 1 cos2 F SF d n YY Z KT m mmmn46 . 1 008 . 0 196 . 0 15cos1020.463 . 12 3 2 23 取 mmmn3 7、中心距 mmmm mzz a n 79.125 15cos2 3)6219( cos2 )( 21 圆整为 126mm。 8、确定螺旋角： 10 “322115 1262 3)6219( arccos 2 )( arccos 21 a mzz n 9、确定齿轮的分度圆直径： mm mz d mm mz d n n 88.192 “322115cos 362 cos 11.59 “322115cos 319 cos 2 2 1 1 10、齿轮宽度： 圆整为 25 mm mmdb d 95.2034.926 . 0 1 圆整后取；。mmB30 2 mmB25 1 11、重合度确定 ，查表得 590.1848.0742.0 996.0 “322115tan196.0318.0tan318.0 1 z d 所以586 . 2 996 . 0 590. 1 = t m cos n m 低速齿轮传动设计低速齿轮传动设计 齿轮的类型齿轮的类型 1、材料选择：小齿轮材料为 40Cr 渗碳淬火，齿面硬度为 55HRC， 接触疲劳强度极限，MPa H 1200 lim 弯曲疲劳强度极限；大齿轮材料为 45 钢MPa FE 720 表面淬火，齿面硬度为 55HRC,接触疲劳强度极限,MPa H 1140 lim 11 弯曲疲劳强度极限。 MPa FE 700 查机械设计基础表 11-5，取，。查表 11-4， 25 . 1 SF 0 . 1 SH 取区域系数，弹性系数（锻钢-锻钢） 。5 . 2 zH 8 . 189 zE 有=1200MPa 1H H H S 1lim 1 1200 =1140MPa 2H H H s 2lim 1 1140 =576MPa 1F F FE S 1 25 . 1 720 =560MPa 2F F FE S 2 25 . 1 700 2、螺旋角：820,初选 =15 3、齿数：初选小齿轮齿数：；23 3 z 大齿轮齿数：，取。98.5126. 223 4 z52 4 z 故实际传动比：A，则 5% %0 26 . 2 26 . 2 26 . 2 5.2.2 按尺面接触强度较合按尺面接触强度较合 1、 3 2 H HE d 2 3 ) ZZZ ( u 1u 2KT d （1） 、取载荷3 . 1K （2） 、6 . 0 d （3） 、， ， 8 . 189 E Z5 . 2 H Z 983 . 0 cos Z 92.74) 1140 0.9832.5189.8 ( 3.16 116 . 3 0.6 1038.4401.32 d 3 2 3 3 12 2、计算模数 nt m ，mm z d mnt15 . 3 23 15cos92.74cos 3 3 mmdb d 95.4492.746 . 0 3 3、计算齿轮圆周速度sm nd v/68 . 1 100060 33.47392.7414 . 3 100060 3 5.2.3 按轮齿弯曲强度设计计算按轮齿弯曲强度设计计算 因为所选材料硬大度于 350HBS,所以为硬齿面。 1、法向模数 3 2 3 2 2 cos2 F SF d n YY Z KT m 2、查机械设计基础表 11-3，得载荷系数 k=1.3 3、查机械设计基础表 11-6，得齿宽系数6 . 0 d 4、小齿轮上的转矩mNT38. 044 2 5、齿形系数 52.25 15cos 23 cos 33 3 3 z zv 70.57 15cos 52 cos 33 4 4 z v z 查机械设计基础图 11-8 得：，80 . 2 3 F Y34. 2 4 F Y 查机械设计基础图 11-9 得：，58 . 1 3 S Y71. 1 4 S Y 因为和00768 . 0 576 58 . 1 80 . 2 1 33 F SF YY 比较00695 . 0 576 71 . 1 34 . 2 2 44 F SF YY 所以对小齿轮进行弯曲强度计算。 6、法向模数 13 3 2 3 2 2 cos2 F SF d n YY Z KT m mmmn70 . 2 00768 . 0 236 . 0 15cos1038.4403 . 12 3 2 23 取mmmn3 7、中心距 mmmm mzz a n 47.116 15cos2 3)5223( cos2 )( 43 圆整为 120mm。 8、确定螺旋角： “502120 1202 3)5223( arccos 2 )( arccos 43 a mzz n 9、确定齿轮的分度圆直径： mm mz d mm mz d n n 6 . 169 “325615cos 352 cos 6 .73 “325615cos 323 cos 4 4 3 3 10、齿轮宽度： 圆整为 45mmmmdb d 16.44 6 . 736 . 0 3 圆整后取；。mmB45 3 mmB50 4 11、重合度确定 ，查表得 582 . 1 820. 0762 . 0 629 . 1 “502120tan236 . 0318 . 0 tan318 . 0 3 z d 所以211. 3629. 1582 . 1 14 = 验算齿面接触强度 t m cos n m MPaMPa u u bd kT H HEHzzz 120041.1163 16 . 3 116 . 3 6 . 7345 1038.4403 . 12 986 . 0 5 . 2 8 . 189 12 3 2 3 2 3 2 3 可知是安全的 MPaMPa u u bd kT tH HEHzzz 114042.488 61 . 3 116 . 3 6 .16945 1061.4273 . 12 968 . 0 5 . 2 8 . 189 12 1 2 3 2 4 3 4 较合安全 5.2.5 验算齿面弯曲强度验算齿面弯曲强度 查机械设计基础图 11-8 得：，80 . 2 3 F Y34. 2 4 F Y 查机械设计基础图 11-9 得：，58 . 1 3 S Y71. 1 4 S Y MpaYY mbd KT SaFa n F 57681.50958 . 1 80 . 2 3 6 . 7345 1038.4403 . 122 3 33 3 2 3 Mpa YY YY SaFa SaFa FF 560461.11 58 . 1 80 . 2 34 . 2 71 . 1 *509.81 33 44 34 五、轴系零件的设计计算五、轴系零件的设计计算 1.轴的选材及初算轴径 轴的材料为 45 钢，查课本 9.2 P173 页表 9.2 取 A=112。 齿轮轴的最小直径： d1A3(Pn)=11203(2.29/473.33)=18.94mm 15 考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求,最后取 d1=20mm 中间轴的最小直径： d2C3(Pn)=1123(2.18/127.93)=28.82mm 考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 d2=30mm 输出轴的最小直径： d3A3(Pn)=1123(2.07/44.89)=40.16mm 考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 d3=45mm 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F NFNH35.3943 1 NFNH72.3522 2 NFNV50.2039 1 NFNV04.4831 2 B 截 面弯 矩 M mmNLFM NHH 264204 11 mmN LFM NVV 362325 22 总弯 矩 mmNMMM VH 448423362325264204 2222 max 扭矩mmNT1370920 16 轴的设计计算轴的设计计算 1.高速轴的设计高速轴的设计 已知高速级齿轮的分度圆直径为=59.11 ，dmm 根据机械设计 （轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)， 则 NtgFF N tgF F N d T F ta nt r t 95.5682019.1563tan 28.585 553313cos 20 19.1563 cos tan 19.1563 1011.59 20.4622 3 NFp1622 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足 V 带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取 -段的直径 d-=24mm。V 带轮与轴配合的长度 L1=80mm，为了 保证轴端档圈只压在 V 带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度 应比 L1略短一些，现取 L-=75mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选 用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=24mm，由轴承产品 目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30305，其尺寸为 dDT=25mm80mm22.75mm，故 d-=d- =25mm；而 L-=21+21=42mm，L-=10mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 30308 型轴承的 定位轴肩高度 h=4.5mm，因此，套筒左端高度为 4.5mm，d- =44mm。 取安装齿轮的轴段-的直径 d-=40mm，取 L-=103mm 齿轮 17 的左端与左端轴承之间采用套筒定位。 轴承端盖的总宽度为 36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。 根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与 V 带轮右端面间的距离 L=24mm，故取 L-=60mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 中速轴的设计中速轴的设计 (1)(1)作用在轴上的力作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则mmd24.367 1 NtgFF N tgF F N d T F ta nt r t 85.485201880tan 74.706 553313cos 20 1880 cos tan 1880 1055.173 74.16222 1 1 3 1 已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则mmd75.98 2 NtgFF N tgF F NF ta nt r t 45.31132013.8554tan 79.3202 553313cos 20 13.8554 cos tan 13.8554 1075.98 36.4222 2 2 3 2 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选 用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d-=d-=45mm，由轴 承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30309，其尺 寸为 dDT=45mm100mm27.25mm，故 L-=L- =27+20=47mm。 两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得 30309 型轴承的定 18 位轴肩高度 h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套 筒右侧的高度为 4.5mm。 取安装大齿轮出的轴段-的直径 d-=50mm；齿轮的左端与左 端轴承之间采用套筒定位。 为了使大齿轮轴向定位，取 d-=55mm，又由于考虑到与高、低速 轴的配合，取 L-=100mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 2.低速轴的设计低速轴的设计 (1)(1)作用在轴上的力作用在轴上的力 已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则mmd24.367 NtgFF N tgF F N d T F ta nt r t 25.1310205070tan 95.1905 553313cos 20 5070 cos tan 5070 1055.173 38.44022 3 轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的联接，选用平键为 18mm11mm80mm，半联轴器 与轴的配合为 H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为 20mm12mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故 选齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。 载荷水平面 H垂直面 V 支反 力 F NFNH3601 1 NFNH1469 2 NFNV1353 1 NFNV552 2 19 B 截 面弯 矩 M mmNLFM NHH 5 . 199855 11 mmN LFM NVV 5 . 75091 22 总弯 矩 mmNMMM VH 97.213496 5 . 75091 5 . 199855 2222 扭矩mmNT 440380 （6）按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 ，轴的计算应力6 . 0 MpaMpa W TM ca 73.15 601 . 0 4403806 . 097.213496)( 3 2 222 已选定轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得。因此70MPa 1 - ，故安全。 1 -ca （7）精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 （8）截面左侧 抗弯截面系数 3333 5 .16637551 . 01 . 0mmmmdW 抗扭截面系数 3333 12282522 . 02 . 0mmmmdWT 截面左侧的弯矩为 mNM 63472 5 . 55 39 5 . 55 213497 截面上的扭矩为mmNT 440380 截面上的弯曲应力MPaMPa W M b 18 . 3 5 . 16637 63472 截面上的扭转切应力MPaMPa W T T T 66.15 28122 440380 20 轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 155MPa,275MPa,640MPa 11b 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表 3-2 90 . 1 55 60 ,360 . 0 55 0 . 2 d D D r 经插值后可查得32 . 1 , 0 . 2 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 85 . 0 82 . 0 qq， 故有效应力集中系数为 72 . 1132 . 1 58 . 0111 82 . 1 1228 . 0111 qk qk 由附图 3-2 得尺寸系数69 . 0 由附图 3-3 得扭转尺寸系数78 . 0 轴按磨削加工，附图 3-4 得表面质量系数为92. 0 轴未经表面强化处理，即 q=1，则得综合系数值为 72. 21 92 . 0 1 96 . 0 82 . 1 1 1 k K 67. 11 92 . 0 1 80. 0 27 . 1 1 1 k K 又由3-1 和3-2 查得碳钢的特性系数 , 取；2 . 01 . 0 1 . 0 , 取；1 . 005 . 0 05 . 0 于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得 ca S 54.26 015 . 0 18 . 372 . 2 275 1 ma K S 21 03.11 2 66 . 5 1 075 . 0 2 66. 51 72. 1 155 1 ma K S 5 . 119.10 03.1145 . 62 .031154 . 6 2 2222 S SS SS Sca 故可知其安全。 1）截面右侧 抗弯截面系数 3333 21600061 . 01 . 0mmmmdW 抗扭截面系数 3333 00432062 . 02 . 0mmmmdWT 截面右侧的弯矩为 mNM 63472 5 . 55 39.5,55 213497 截面上的扭矩为mmNT 440380 截面上的弯曲应力MPaMPa W M b 94 . 2 21600 63472 截面上的扭转切应力MPaMPa W T T T 19. 01 43200 440380 轴的材料为 45Cr，调质处理。由表 15-1 查得 155MPa,275MPa,640MPa 11b 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表 3-2 80 . 1 06 65 ,330 . 0 06 0 . 2 d D D r 经插值后可查得23 . 1, 0 . 2 又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为 85 . 0 82 . 0 qq， 故有效应力集中系数为 22 27 . 1 132 . 1 58 . 0111 28 . 112.28 . 0111 qk qk 由附图 3-2 得尺寸系数69. 0 由附图 3-3 得扭转尺寸系数78 . 0 轴按磨削加工，附图 3-4 得表面质量系数为92. 0 轴未经表面强化处理，即 q=1，则得综合系数值为 72. 21 92 . 0 1 96 . 0 28 . 1 1 1 k K 76 . 11 92 . 0 1 08 . 0 72 . 1 1 1 k K 又由3-1 和3-2 查得碳钢的特性系数 , 取；2 . 01 . 0 1 . 0 , 取；1 . 005 . 0 50 . 0 于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得 ca S 39.34 015. 094. 272. 2 275 1 ma K S 16.23 2 19 . 0 1 075. 0 2 19.10 62 . 1 200 1 ma K S 故可知其安全。5 . 121.19 61 .2339.34 16.239 3 . 34 2222 S SS SS Sca 六、滚动轴承的选择及寿命计算六、滚动轴承的选择及寿命计算 本设计中二级减速器的轴为转轴，同时受到径向力和轴向力的作 用，故选用单列角接触球轴承。 第一根轴上的轴承 7208AC 23 第二根轴上的轴承 7208AC 第三根轴上的轴承 7212AC 校核第三根轴的轴承，因减速器两班制工作，工作期限十年所以轴承 寿命要求的时间至少为：10（十年）300（一年按 300 天算）16（一 天工作 16 个小时）=48000h。 对轴承 7212AC，由上计算得轴承的径向载荷：Fr=3247N，轴向力 Fa=2342N，轴的转速为 44.96r/min。查附录 H，得此轴承的基本额定动载 荷 Cr=44.8KN，基本额定静载荷 Co=37.8KN。 7212AC 轴承中 AC 表示 25。 Fs=0.68Fr=0.683247=2207 N FA =Fs+Fa=2207+2342=4549 N 由课本，查表 10.816.11 得：e=0.68 因为 Fa/ Fr=0.720.68 所以 X=0.41 Y=0.87 故当量动载荷 P=X FrYFA=0.413247+0.874549=5228N 查机械设计课程P201 表 10.9，得=1.5，工作温度正常， 查机械设计课程P202 表 10.10 得 =1。 C，r=(Lh)1/3=39680 N 39.7 KN C，r Cr 所选 7212AC 轴承适用。 24 七、键连接的选择及校核七、键连接的选择及校核 1.选择键的类型和尺寸 一般八级以上精度的齿轮有定心精度要求，用普通平键 根据 （带轮）d1=30 （齿轮 2）d2=45 （齿轮 4）d3=60 （联轴器）d4=55 查课本附录 E P388 选出如下键 ： 8 1 b7 1 h40 1 L 14 2 b9 2 h38 2 L 18 3 b11 3 h60 3 L 14 4 b9 4 h100 4 L 2.键的校核 查课本表 4.9 得 取 MPa p 110 各个键的工作长度计算如下 mmbLl32 111 mmbLl24 222 mmbLl42 333 mmbLl86 444 又 故： dhl T p 4 MPa dhl T p 4 .44 32730 10 6 . 7444 3 1 1 1 MPa dhl T p 109 24945 1065.26544 3 2 2 2 Pa dhl T p 8 . 105 114260 10 7 . 73344 3 3 2 3 25 MPa dhl T p 6 .76 86948 10 7 . 71144 3 4 3 4 键均适用,所选键标记为： 键 1 GB/T 10962003 键 8740 键 2 GB/T 10962003 键 14938 键 3 GB/T 10962003 键 181160 键 4 GB/T 10962003 键 149100 八、联轴器的选择及校核八、联轴器的选择及校核 根据低速轴联轴器安装处轴径 d=50mm,转矩为 960.10Nm，转速 44.96r/min，查机械设计手册取联轴器型号为弹性柱销联轴器 L4 联轴 器GB/T55142003； 九、箱体及减速器附件九、箱体及减速器附件 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。 1.为使机体有足够的刚度，在机体处添加加强肋，外轮廓为长方形， 增强了轴承座刚度。 2.考虑到机体内零件的润滑散热。因其传动件速度小于 12m/s，故 采用油池侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距 离 H 为 50mm。 3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=3。机体 外型简单，拔模方便。 4.对附件设计： A 视孔盖和窥视孔:在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合 区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机 体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固。 26 B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件 靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸 起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置 的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便 于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机 体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重 的物体. H 减速器机体结构尺寸如下表 名称符号结果 箱座壁厚 10mm 箱盖壁厚 1 10mm 箱盖凸缘厚度 1 b 12mm 箱座凸缘厚度b 12mm 箱座底凸缘厚度 2 b 25mm 地脚螺钉直径f d M20 地脚螺钉数目n 6 轴承旁联接螺栓直径 1 d M12 机盖与机座联接螺栓直 径 2 d M12 视孔盖螺钉直径 4 d M6 27 定位销直径d M10 ，至外机壁距 f d 1 d 2 d 离 1 C 25mm 20mm 20mm ，至凸缘边缘距离 f d 2 d 2 C 23mm 16mm 外机壁至轴承座端面距 离 1 l 44mm 大齿轮顶圆与内机壁距 离 1 8mm 齿轮端面与内机壁距离 2 8mm 机盖，机座肋厚mm , 1 8 8 1 mm 轴承端盖外径 2 D 120（1 轴） 120（2 轴） 140（3 轴） 轴承旁联结螺栓距离S 130（1 轴） 140（2 轴） 150（3 轴） 十、润滑密封设计十、润滑密封设计 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于 2m/s，故齿轮的润滑 方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷 不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031986） ，牌号选 68 号。润滑油在油池中的深度保持在 6880mm 之间。轴承的润滑脂选 用合成锂基润滑脂（SY14131980） 。牌号为 ZL2H。由于轴承选用 了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑 脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。 十一、参考文献十一、参考文献 .黄平、朱文坚主编：机械设计课程清华大学出版社 28 .王昆、何小柏、汪信远主编：机械设计基础课程设计.高等教育 出版社 . 杨可帧、程光藴、李仲生主编：机械设计基础高等教育出版 社 29