游梁式抽油机设计说明书课程设计(论文)

目录一.电机选择 61.1 选择电机 61.2 计算并分配传动比 61.3 传动装置的运动和动力参数计算 6二 .带传动设计 8三 .齿轮设计 1。3.1 高速级齿轮设计 1。3.2 低速级齿轮设计 14四 .轴的设计 194.1 I轴的设计计算 194.2 II轴的设计计算 2。4.3 III 轴的设计计算 23五 .轴承寿命计算 265.1 I轴轴承寿命计算 265.2 II轴轴承寿命计算 275.3 III 轴轴承寿命计算 28六 .键的校核 30七 .润滑及密封类型选择 31八 .减速器附件设计32九 .主要尺寸及数据33十.参考文献 34攀枝花学院本科学生课程设计任务书题目15 抽油机机械设计1、课程设计的目的本课程设计为学生提供了一个既动手又动脑，自学，查资料，独立实践的机会。将本学 期课本上的理论知识和实际有机的结合起来，锻炼学生实际分析问题和解决问题的能力，提 高学生综合运用所学知识的能力，装配图、零件图的设计绘图能力。2、课程设计的内容和要求1-悬绳器；2-驴头；3-游梁；4-横梁；5-横梁轴；6-连杆；7-支架轴；支架;9平衡块；10-曲柄；11-曲柄销轴承；12-减速箱；13-减速箱皮带轮；14-电动机；15-刹车装置；16-电路控制装迢；17-底座1)、设计原始数据额定 功率 (kW)冲程(m)冲次(n/min )游 梁 刖 臂 长 度 (m)游梁 后臂 长度 (m)额定扭矩MS(kN*m)游梁 支撑 中心 到底 座距 离(m)曲 柄 转 动 轴 心 到 底 座 直 距 离 (m)曲柄平 衡 块 数曲 柄 偏 置 角 (度)游 梁支 撑 中 心到 曲柄 转动 轴心 的 水平 距离(m)702.1,2.5,3632.4502I:200702.1,2.5,31232.45022200401.5,120.912181.4430323201.2702,2.5,3631.925022202.5703,3.6,4,4.244.22.6257422203.35705.5,4.6,3.785.53.16212052.5204.1702.1,2.5,31232.4502：1.6r 200702.1,2.5,3632.45021 21 200501.5,1.2,0.991.81.446.53.23201.2702,2.5,3931.92502r 2r 202.5703,3.6,4,4.204.22.6257422203.35705.5,4.6,3.765.53.1621205：2.5r 204.1451.2,1.8,2.4,3.0123.52.3137003.06112123.2704,5,6463.1621202.8r 2r 204.1181.2,1.8,2.4,3.0123.52.3123003.06102123.2555,4,335.5373007.2r 2:282.4555,4,3,35373002.11 41 282.7203,5,455.053.2537003.30262.4451.2,1.8,2.4,3.093.52.3137003.06112123.2704,5,6,863.1621202.8r 2:204.1181.2,1.8,2.4,3.063.52.3123003.06102123.2555,4,355.5373007.22282.4555,4,365373002.141 282.7203,5,4,65.053.2537003.30262.42)、要求(1)完成传动系统与传动装置的设计计算(电机选择、带传动设计、减速器设计)；完成曲柄摇杆机构的设计及曲柄平衡块、横梁、横梁轴的设计计算;(3)完成游梁与驴头的设计与计算；(4)完成支撑装置及支架的设计与计算。3)、课程设计成果(1)每人需绘总装配图一张或部装图三张；(2)每人需绘零件图二张；编写设计说明书。3、主要参考文献1所学相关课程的教材2机械设计课程设计3机械设计手册4电动机手册5游梁式抽油机设计计算4、课程设计工作进度计划准备阶段（2天）设计计算阶段（3天）（3）绘制总装配图或部装图（4天）绘零件图（3天）（5）编写设计说明书（3天）说明（1）每组参数由两人完成；（2）设计内咨不可相同；（3）两人需完成整个抽油机传动系统与传动装置的设计计算以及主要机械装置的设计指导教师（签字）日期年 月日教研室总见：年 月日学生（签字）：接受任务时间：年 月日注：任务书由指导教师填写一.电机选择1.1计算并选择电机根据传动比合理范围，取带传动的传动比为i带=24,圆柱齿轮二级减速器传动比范围为i齿二840,则总传动比范围为i =i齿M i带=(840)X (24) =1616Q减速器输出轴的转速为冲次no=12r/min ,电动机转速的可选 范围为：为 二i / no =1921920r/min。由电机到减速器输出轴的总传递效率为：刈工=刈严打：式中2, 七, “3分别为V带传动，轴承，齿轮效率。取ni=0.96, 2=0.98,3=0.97,则有： 32三二0.96 0.98 0.97 =0.85Tn030000 12 ,又 Pw =-=37.7kw95509550所以电动机所需的工作功率为：Pd = =377 =44.4kw三 0.85由Pd，nd综合考虑后选电动机型号为 Y315S-10。其主要参数如下表:电动机型号额定功率/KW满载转速(为n )最大转矩 额定转矩Y315S-10455902.01.2计算总传动比并分配传动比1)传动装置总传动比：i 于二巫=590 =49.17- nw122)分配到各级传动比：i工二i带父i齿已知带传动比的合理范围为24。故取i带=3,则i齿=16.39在840的范围内，故合适。分配减速器传动比，因为i齿=i 12其中i 1为齿轮高速级的传动比，i 2为齿轮低速级的传动比。故可先取i 1=J16.39M1.3=4.62,则i 2=3.55。1.3传动装置的运动和动力参数计算电动机：转速：no=590rmin输入功率：P0=Pd=44.4KW输出转矩：To =9.55 父10 6 X Pd- =9.55 父106 M &4 = 7.19 x 105N*mm no5904.计算各轴转速.输入功率.输入转矩1轴：转速：n1 =%=590 =196.67r/min i带 3输入功率：P1 = P01=44.4 0.96 =42.62kw一 ,一 , 一5输入转矩：丁广丁。父74带=7.19父10父0.96父3 = 2.07父10 Nmm2轴：转速：n2 =匕 =196.67 =42.57r/min i14.62输入功率：P2 =巳 23 =42.62 0.98 0.97 =40.51kw2123输入转矩：T2=T123 i1 =2.07 106 0.98 0.97 4.62 = 9.09 106N*mm3轴:转速：n3 = n2 =42旦=12r/min i23.55输入功率：P3= P223 =40.51 0.98 0.97 =38.51kw输入转矩：T2=T2 2 3i2 =9.09 106 0.98 0.97 3.55 = 30.99 106 N* mm各轴运动和动力参数轴号功率（Kvy输入转矩（N*mm）转速（黑in ）电机轴44.4_ 57.19 05901轴42.622.07 父106196.672轴40.519.09 父1。642.573轴38.5130.99 父10612二.带传动设计1 .确定计算功率Pca据表8-7查得工作情况系数KA=1.3o故有：Pca =KA P = 45 1.3 =58.5kw据Pca和n由机械设计P157图8-11选用D带。2 .确定带轮的基准直径dd1并验算带速(1)初选小带轮的基准直径d d1 ,由机械设计P155表8-6和由机械设计P157表8-8,取小带轮直径dd1=355mm(2)验算带速v,有：v=7rdd1no =314父355父590 :1096m/s在 5%30%之间带速合适。60 100060 1000(3)计算大带轮基准直径dd2dd2 =那 Mdd1 =3父355 =1065mm由机械设计P157表8-8,圆整为 dd2= 1120mm3 .确定V带的中心距a和基准长度Ld(1)由机械设计P155式(8-20),初定中心距a0=1050mm(2)计算带所需的基准长度2L0 2三电(d2工1213.14(1120 -355)2=2 1050(355 1120) 4555mm24 1050由机械设计P146表8-2选带的基准长度Ld =5000mm(3)计算实际中心距Ld -Ld050004555a : a0 =1050 1273mm22中心距的变化范围为11981423mm4 .验算小带轮上的包角057.30057.3000：180 -(dd2 -dd1) =180 -(1120 -355)146 - 9012735 .计算带的根数z(1)计算单根V带的额定功率Pr由 ddd1=355mm和 n0 =590r/min 查表 8-4a 得P0=13.70kW据 no =590r/min , i=3 和 D型带，查 8-4b 得.：P0=2.19kW由机械设计Pi55表8-5得Ka=0.912 ,表8-2得KL =0.96 ,于是：Pr=(P0 + AP0)xKL xKa= (13.70+2.19)父0.912 父 0.96=13.91kW(2)计算V带根数zz=%=%=4.2,故取5根。Pr13.916 .计算单根V带的初拉力最小值(F。)min由机械设计P149表8-3得D型带的单位长质量q=0.61kg/m。所以(2.5-K.)Pca2(2.5-0.912) 58.5(F0)min=500; + qv =500x +0.6110.96K. z v0.912 5 10.96二1002.7N应使实际拉力F0大于(F) min 07 .计算压轴力Fp压轴力的最小值为：(Fp) min=2MzM (F0) m.父 sin =2 父 5 M 1002.7 黑 0.96=9625.92N三.齿轮设计3.1 高速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料齿数(1)按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；(2)减速器主轴转速不高，故用8级精度；(3)材料的选择。由机械设计Pm小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,QrHiimi=1500MP仃fe =850MP ;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为56-62HRC9Hlim2=1500MPRfe =850MP。(4)选小齿轮齿数为 乙二20,大齿轮齿数Z2可由Z2 n 1Mzi =4.62X20 = 92.4, 取93;(5)初选螺旋角P=14 口。2 .按齿面接触疲劳强度设计按右式计算：d-ZK.U-ZZHZE)2；d ；dU二 H (1)确定公式中各数值1)试选 Kt =1.6。2)由机械设计P217图10-30选取区域系数ZH =2.4333)由机械设计 P215图 10-26 可得：%=0.75, %2=0.84。则： 301+ Wg =0.75+0.84=1.59 。4)由机械设计P205表10-7选取齿宽系数*d=1o5)计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T1 = 2.07 106N*mm16)由机械设计P201表10-6查的材料的弹性影响系数Ze=189.8 MPa7)计算接触疲劳许用应力由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3=0.90, Khn4=0.95,取 Sf =1.2,Sh =1,则有二 Hlim1 二 Hlim2 _ 1500 1500I 500 a2Sh2=659.06MPa2SfF1 !;F2 10.900 fei 0.957 fe2计算1）计算小齿轮的分度圆直径d1 ,由计算公式可得:d3dit：，2 1.6 2.07 106 31 1.59462 1 3(4.62，2.433 189.815002)2 = 78.31mm2）计算圆周速度二 dmv60 10003.14 78.31 196.67 =0.81m /s60 10003)计算齿宽b及模数。b=*d Md1t =1父78.31 =78.31mmd1t cos :m1t = =3.80mmZih=2.25m讨=2.25 x3.80=8.55mm4)b/h=竺21 =9.16 8.55计算纵向重合度 邓。1=0.318 d Zi tan - =0.318 1 20 tan14 =1.595)计算载荷系数K。已知使用系数Ka=1,据v=0.81m/s, 8级精度。由机械设计P194图10-8得Kv=1.06,由表10-4得KHp=1.488。由图10-13查得KFp=1.4 ,由机械设计P195表10-3查得KHa=KFa=1.4 ,故载荷系数:K=Kv Ka Kh： Kh 1=1.06 1 1.4 1.488=2.216）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d1=d1 3 K =78.31 3 2.21 =87.21mm1.61 一, Kt7）计算模数mndi cos - 87.21 0.97mL =4.23mmZi203 .按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：f五三dZi；二 f（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV KF.KF :=1 1.06 1.4 1.4 = 2.082）根据纵向重合度 邪=1.59,由机械设计P217图10-28查得螺角影响系数Yp=0.88o3）计算当量齿数Zv1 =cos3 ：200.91=21.98Zv2= J! =102.20.914）查取齿形系数由机械设计 P200 表 10-5 查得 YFa1 =2.80 , YFa2 =2.1945）查取应力校正系数由机械设计 P200 表 10-5 查得 YSa1=1.55 , YSa2=1.777 6）计算大、小齿轮的Ya% ,并加以比较二 fYFa1Ysa1 = 2.80 1.55 =0.00658二 F1659.06YFa 2YSa2二 F 2= 2.1941.777659.06=0.00592（2）设计计算q 2 2.08 2.07 0.88 106 0.00658 0.972一 c一32= 4.19mm11 202 1.59对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数G大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 n=5mm已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d1=87.21mm来计算应有的齿数。于是由:d1 cos :Zi87,21 0.97=17.01,取乙=18,则:Z2=i1xZ1 =4.62x18=83.16,取 z?=844 .几何尺寸计算(1)计算中心距(Z1 Z2 )mn(18 84) 5a=-1 = 4 = 262.81mm 圆整为 263mm2 cos :2 cos14(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z1 Z2)mn=arccos2a= arccos(18 84) 5=14,17。2 263因P值在允许范围内，故 等不必修正计算大，小齿轮的分度圆直径d1 z1mn _18 5cos :cos14.17=92.82mmz2 mn84 5d2n- =O = 433.18mmcos :cos14.17(4)计算齿轮宽度b= dd1 =1 92.82 =92.82mm圆整后取 B2 =95mm B1 =100mm5 .大小齿轮各参数见下表名称符号计算公式及说明模数mm=5压力角aoCt =20齿顶局ha片ha =ha M m = 5齿根高hfhrh *hf =(ha +c )m=6.25低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）全齿高hh=(2 ha +c*)m=11.25分度圆直径d1d1 =m Z1 =90d2d2 =mz2 =420齿顶圆直径da1da1=(4 +2ha)m=100da2da2= (z2 +2ha) m=430齿根圆直径df1df1=( z1 21 2cjm=77.5d f 2df2=( z2 -2ha-2c*)m=407.5基圆直径db1d1 cosot =84.6db2d2 cosa =394.73.2低速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料齿数(1)按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动;(2)减速器主轴转速不高，故用8级精度；(3)材料的选择。由机械设计 Pm小齿轮用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度为56-62HRC,bHiimi=1500MP *e =850MP ;大齿轮用20Cr渗碳淬火,齿面硬度为56-62HRC9Hlim2=1500MPpFE =850MP。(4)选小齿轮齿数为Z3=20,大齿轮齿数Z4可由Z4=i 2 xZ3 =3.5520=71, 取71;(5)初选螺旋角P=14 口。2.按齿面接触疲劳强度设计按右式计算:d3 -3ZKE二U-1 /ZhZe、2u .()(1)确定公式中各数值1)试选 Kt =1.6。2)由机械设计P217图10-30选取区域系数Zh =2.4333）由机械设计P215图10-26可得： 油=0.75, 8a4=0.86。则：=a=+ 4= =0.75+0.86=1.61 。4）由机械设计P205表10-7选取齿宽系数%=1。5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T2 =4.545 106 N*mm 16）由机械设计P201表10-6查的材料的弹性影响系数Ze=189.8MP/7）计算接触疲劳许用应力由机械设计P207图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3=0.90, Khn4=0.95,取 Sf =1.2,Sh =1,则有1-H lim 1 , H lim 22sH1500 1500= 1500MPa口以凄即EJ659.06MP计算1）计算小齿轮的分度圆直径di ,由计算公式可得:3t3 2 1.6 4.545 106 。 3.55 1 q 2.433 189.8、2 33 3 I1 ()1 1.613.551500=103.14mm2）计算圆周速度V= an60 10003.14 103.14 42.5760 1000= 0.23m/s3)计算齿宽b及模数。b=*dd3t=1 父 103.14=103.14mmd3t cos ：mnt=1.41mmh=2.25mnt =2.25 父 1.41 =5.0mmb 103.14h 5.0=20.63mm4）计算纵向重合度wp；=0.318 dz3tan ： =0.318 1 20 tan14 =1.595）计算载荷系数Ko已知使用系数Ka=1,据v=0.23m/s, 8级精度。由机械设计P3图10-8得Kv=1.02,由表10-4得KhP=1.52。由图10-13查得KFp=1.4 ,由机械设计P195表10-3查得KHa=KFa=1.4 ,故载荷系数:K=KV Ka Kh： Kh ：=1.02 1 1.4 1.52 =2.176）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d3=d3t *=10314 32.17二114.07mm1.6d3cos : mn=-Z37）计算模数m114.07 0.97 , =5.53mm203.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式（1 ）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKV KF - KF ；=1 1.02 1.4 1.4 =2.02）根据纵向重合度8P=1.59,由机械设计P217图10-28查得螺角影响系数Yp=0.88。3)计算当量齿数。Z =Z33cos201 0.91=21.98Zv4 =3- =78.02cos3 -0.914)查取齿形系数由机械设计 P200 表 10-5 查得 YFa3 =2.80 , YFa4 =2.2385)查取应力校正系数由机械设计 P200 表 10-5 查得 Ysa3=1.55, Ysa4=1.756)计算大、小齿轮的YFaYsa二 f,并加以比较YFa3Ysa3 _2.80 1.55=0.00658659.06YFa 4YSa42.238 1.752 =0.00595659.06(2)设计计算mn -q 2 2.0 4.545 106 0.972 0.88 0.006583 21 202 1.59=5.38mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn=6mm已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d3=114.07mn#计算应有的齿数。于是由:d3 cos :Z =-一3mn114.07 0.97=18.44 取23=19,则:Z4 = i2Mz3 =3.55父 19=67.45,取 z4=684.几何尺寸计算(1)计算中心距(Z3Z4)mn2 cos :(19+68)乂6 = 269.07mm 圆整为 270mm2 0.97(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z3 Z4)mn(19 68) 60- =arccos4 n =arccos- = 14.842a2 270因P值在允许范围内，故 疆等不必修正(3)计算大，小齿轮的分度圆直径d3Z3mncos :19 6 0- = 117.93mmcos14.84d4z4mn68 60-二 422.08mmcos14.84(4)计算齿轮宽度b= d d3 = =117.93mm圆整后取 B2 =120mm B1=125mm5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）名称符号计算公式及说明模数mm=6压力角aCt =20齿顶局haha =ha M m = 6（根高hfhf =(ha +c*)m=7.5全齿高hh=(2 h：+c*)m=13.5分度圆直径didi =m Zi=114d2d2=mz2 =408齿顶圆直径daida1= ( Zi + 2ha) m=126da2da2=( z2 +2ha)m=420齿根圆直径dfidf=( Zi -2ha -2c)m=99d f 2df2=( z2 -2ha-2c*)m=393基圆直径dbid1 cosa =107.1db2d2 cosa =383.4四.轴的设计4.1 I轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P1 =42.62kW,n1 =196.67r/min, T1 =2.07m106N mm0.07d ,故取h=6mnij此 处dVM =91mm宽度b1.4h取l V廿=20mm由机械传动装置设计手册 P384表选 键 25X80GB10965) VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30316,所以dVII MI =80mm所以止匕处轴肩高h0.07d ,取h=6mm故dVI叫=86mm轴肩宽度取 l VI XI =139mm l VII MII =50mm4.2 II轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 p2 =40.51kW, n2 =42.57r/min,T2 =9.09m106N mm2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d2=407.22mm d3 = 148.83mm=44644N2T2 2 9.09 106Ft2=2=d2407.220tan ： n 一， tan 20Fr2=Ft2 n = 44644 0=16759Ncos :cos14.17Fa2 =Ft2tan ： =44644 tan14.170 =11271N a 212同理：Ft21 = Ft22 =61076N , Fr21 = Fr22 =22997N, Fa21 = Fa22 -16183N3 .现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计P370表15-3,取A0=106, 于是得：P2 40.51dmin2-Ao3- 106 3 104.3mm,n242.57因键槽影响，故将轴径增加 4%5%取轴径为109mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，选用下图的装配方案I II III IV V I V VII(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) I-II段用于安装轴承和轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴的结构设计而定)。初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承，根据dmi2，由机械传动装置设计手册P 384轴承目录里初选30322dM D 父 B=110mmM240mmM50mm ,故 dI4J=110mm l I4J =70mm2) II-III段用于安装齿轮，du _hi =122mm右端有套筒，l hi =140mm由机械传动装置设计手册P384查表选键32X100GB10963) III-IV装大齿轮，故dIH j_V =130mm l川jV=91mm由机械传动装置设计手册P384查表选键 36X70GB10964) IV-V为一轴肩，用于齿轮右边的定位，取 d1V_V=136mm 11V_V=20mm5) V-VI段安装齿轮，dV*I=122mm 1 VI =121mmi由机械传动装置设计手册 P384查表选键 32X100GB10966) VI-VII段安装轴承和端盖，dw加=110mm 1 VI M =70mm5.轴的校验作图：Fr3 =F=61076N,Fr5 = Ft22 =61076NFr3 =F.21 = 22997 N,F.5 =Fr22 = 22997N(1)对水平面进行计算FNH1 FnH2 -Ft2 -FtS-Ft5 = 0FnH1 (I1 l 2 l 3 l 4) -F t3(l2 I3 ,14)-Ft2(l 3 T4)-Ft5 l 4 = 0Fnh1 =83591N=Fnh2 =83205NMh1 =Fnh111 =8609873N mmMH2 =FNH1(l1 l2) -Ft3 l2 =11446763N mmMh3 =Fnh2 l4 =8570115N mm(2)对垂直面进行计算FnV1 , FnV2 Fr2 -Fr3 -F.5 =0FNV1(l1 l2 l3 l4)-Fr3(l2 l3 l4) Fr2 (l 3 l 4) - Fr5 l 4 - 0=F NV1F NV 2=14505N=14730NMV1 = FNv1l1 =1494015N mmMV2 = FNv1(l1 l2) Fr3l2 =424023N mmMV3 = FNv2l4 =1517190N mm(3)求总的弯矩，即合成弯矩：MdMj+M。=8738535N mmM2 二 , M 22 M；2 =11454613N mmM3 = . MH23 MJ3 =8703375N mm(4)按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6则:ca1M； GT)2W114546132 (0.6 9090000)2二3一 1223= 58.8Mp32前以选定轴的材料为40,调质处理，查表的 值= 60Mpa,因此bcaMH X=0.4, Y=1.8,其中 e = 0.34,Cr =141000N,C0r =2200000N。则 应有：Fd12Y92382 1.8= 2717NFd2Fr22Y155002 1.8= 4559N“压紧”“放松”判别：Fd1 +Fae Fd2 , 1被放松，2被压紧故 Fa2 =Fd1 +Fae =13978N , Fa1 =Fd1 =2717N当量载荷：Fa1 = 2717 =0.29 e 时，X=0.4 ,Y=1.7 ,其中e=0.35,Cr =315000N,C0r = 444000N 。贝U应有F d3Fr3844482Y2 1.7= 24837NF d4Fr42Y848902 1.7= 24967N“压紧”“放松”判别：Fd3+FaeFd4, 3被放松，4被压紧故 Fa4 =Fd3 + Fae =45932N , Fa3 = Fd3 = 24837 N当量载荷：F! =45932=0.54 e,则 X=0.4, Y=1.7。Fr4 84890F3 =24837 =0.29 3时 X=0.4, Y=1.4,其中 e = 0.44,Cr =512000 N,C0r = 739000 N 。贝 UFr596315Fd5 =34398N , Fd62Y 2 1.4%2Y637422 1.4= 22765N“压紧”“放松”判别：Fd5+FaeFd6, 5被放松，6被压紧故 Fa6 =Fd5 +Fae =112212N , Fa5 = Fd5 = 34398 N当量载荷：Fa5 =34398 = 0.36 e,则 X=0.4, Y=1.4由机械设计P337表13-11取fp=1.1 p则有P5 =fp(XFr5 YFa5) =1.1 (1 96315 0 34398) =105946NP6 = fp(XFr6 YFa6) =1.1 (0.4 63742 1.4 112212) =200734N5.验算轴承取ft =1 ,圆锥滚子轴承103106 f ULh5 二(fc) 3 -265024h Lh60ns P5Lh6_ 106 (ft桔一 ( )60rh p6、二31485 Lh六.键的校核6.1.I轴上键的强度校核由机械设计P表6-2得许用挤压应力为6p=150MPaI-II段键与键槽接触疲劳强度l =L b =180 -20-160mm2Tkld2 20700000.5 12 160 70= 61.6MPa ”；=p =150MPa故此键能安全工作。IV-V段与键槽接触疲劳强度l =L b =8025 =55mm2Tkld2 20700000.5 14 55 85:二；:p =150MPa故此键能安全工作。6.2.II 轴上键的校核 由机械设计P106表6-2表得许用挤压应力为9p=150MPaII-III 段和V-VI段与键槽接触疲劳强度l = L b =100 -32 =68mm= 121.74MPa 二 p =150MPa2T _ 2 45450000 kld - 0.5 18 68 122故此键能安全工作。七.润滑及密封类型选择7.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个 轴承采用油润滑。7.2 密封类型的选择1 .轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2 .箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3 .轴承箱体内，外侧的密封(1)轴承箱体内侧采用挡油环密封。(2)轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。八.减速器附件设计8.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。 平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之 间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140 M120和110 M 90。8.2 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。8.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表 15-6选M362型通气帽。8.4 放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成 1.50外倾斜面，在排 油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表 15-7选 M 20 M 1.5型外六角螺塞。8.5 起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。8.6 起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸 缘连接螺栓直径相同。8.7 定位销选择为保证箱体轴承座孔的链孔精度和装配精度， 在精加工轴承座孔前，在箱体 联接两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。九.主要尺寸及数据箱体尺寸：箱体壁厚=10mm箱盖壁厚=8 =8mm箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度bl=15mm箱座低凸缘厚度b=25mm地脚螺栓直径dl=24mm地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径dl=M16机座与机盖联接螺栓直径d 1 =M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径dl=M10窥视孔盖螺钉直径d4=M8定位销直径d=10mm轴承旁凸台半径 Rl=16mmdf ,d l,d 2至外箱壁的距离 cl=34mm 22mm 18mm