二级减速器课程设计说明书

机械设计课程设计说明书1设计任务书1.1设计数据及要求表1-1设计数据序号F(N)D(mm)V(m/s)年产量工作环境载荷特性最短工作年限传动万案719202650.82大批车间平稳冲击十年二班如图1-11.2传动装置简图卜1.3设计需完成的工作量(1) 减速器装配图1张(A1)(2) 零件工作图1张(减速器箱盖、减速器箱座-A2)； 2张(输出轴-A3;输出轴齿轮-A3)(3) 设计说明书1份(A4纸)2传动方案的分析一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸 紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要求是困难的。在拟定传动方 案和对多种方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。现以课程设计P3的图2-1所示带式输送机的四种传动方案为例进行分析。方案 a制造成 本低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。方案b结构紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造成本高。方案c工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案d具有方案c的优点,而且尺寸较小，但制造成本较高。上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。若该设备是在一般环境中连续工作，对结构尺寸也无特别要求，则方案 a、c均为可选方案。对于方案c若将电动机 布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。故选 c方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3电动机的选择3.1电动机类型和结构型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机 是丫系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用 于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用丫系列三相异步电动机3.2选择电动机容量3.2.1工作机所需功率Pwnw60 1000vD :60 1000 0.82265 3.14=59.13r / min卷筒3轴所需功率:cFv1920 0.82FW= 1.574 kw1000卷筒轴转速:10003.2.2电动机的输出功率Pd考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为传动装置的总效率:1 -联轴器效率4 =0.992 -齿轮传动效率怖2=0.972取3- -滚动轴承效率3=0.994- -滚筒效率4=0.96所以223= 0.990.970.990.96 =0.86所以PPw 二壘九83 kw0.863.2.3确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于Pd-4 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书查机械设计课程设计表 20-1得Ped =2.2kw3.3选择电动机的转速由机械设计课程设计表 2-1圆柱齿轮传动的单级传动比为36，故圆柱齿轮传动的二 级传动比为9 36，所以电动机转速可选范围为nd =jnw=(9 36) 59.13r/min =532.17 2128.7r/min3.4电动机技术数据符合上述要求的同步转速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中减速器以 1500和1000r/min的优先，所以现以这两种方案进行比较。由机械设计课程设计第二十章相关资料 查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表3-1 :表3-1电动机技术数据万案电动机型号额定功 率kW电动机转速r/min电动机质量kg总传动比同转满转总传动比高速级低速级1Y100L1-42.2150014203424642Y112M-62.2100094045164.53.52，即所选电动机型号为表3-1中，方案1与方案2相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比, 为使传动装置结构紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案Y112M-64传动装置运动和动力参数计算4.1传动装置总传动比的计算nm inw94059.13-164.2传动装置各级传动比分配减速器的传动比i为16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的h = (1.11.5爪，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比h =4.5，低速级的传动比i2 =3.5。4.3传动装置运动和动力参数计算4.3.1电动机轴运动和动力参数计算Po =Pd =2.2kWn0 二nm 二 940r /minP0T0 =9550- =22.35N mn。4.3.2高速轴运动和动力参数计算R 二 P0 1 =2.2kW 0.99 =2.178kWn1 = n0 = 940r / minP=9550=22.13N m4.3.3中间轴运动和动力参数计算P22 3 =2.178kW 0.97 0.99 =2.09kWn 2 =旦 =940 = 208.9r/mini14.5T2 =9550巳 =95.5N mn?4.3.4低速轴运动和动力参数计算P3 *2 2 3 =2.09kW 0.97 0.99 =2.09kWn3 =山 二 59.7r /mini 2T3 =9550旦=321.5N m5传动件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算5.1.1选择材料、热处理方式和公差等级1）按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度（GB 10095-88）。3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿 轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表 10-1得齿面硬度 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS4）选小齿轮的齿数z1 =23，大齿轮的齿数为z2 = 4.5 23 = 103.5，取z 104。5）选取螺旋角。初选螺旋角1 =145.1.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即(5-1)d1t淬型.竺（晋）2（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.42）由以上计算得小齿轮的转矩T22.13N m13）查表及其图选取齿宽系数Gd =1，材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa2，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限匚Hlim1 =580MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限 匚Hlim2 =390MPa4) 计算应力循环次数9N1 =60n 1jLh -60 940 1 (5 8 300 2) =1.35 109N2N191.35 104.58=3 105）按接触疲劳寿命系数久 HN1 =0.9从 HN 2 - 0. 956）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数S=1由匕1 =虹（5-2 ）S-HHN 1 二 lim 1= 0.9 580 =522MPa-H；-HN 2 lim-0.95 390 =370.5MPa故：；片=1 二522 3705 MPa =446.25MPa2 27) 查图选取区域系数ZH -2.46。8) 查图得 v =0.765, ； ：.2 =0.87，贝U ；, -；.2 =1.635(2) 计算：1）求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为dit2KE u -1 (ZeZh )2( 丿.62）圆周速度:4一 X4.52 1.4 2.213 1045.5(189.8 2.46)2466.251 1.635二 37 mmnd1tn_ 60 10003.14 37 94060 1000=1.82m/s-9 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书3）计算齿宽及模数:齿宽：b -： ：d d1t =1 37 二 37mm模数：d1t cos ：37 cos14 mnt1.56mm123齿高:h =2.25mnt =2.25 1.56 =3.51mm37= 10.5h 3.514）计算纵向重合度=0.318dz,tan ： =0.318 1 23 tan 14 =1.825) 计算载荷系数：根据Ka =1, v =1.82m/s ,8级精度，查得动载系数j=1.1 , K =1.4491 ,K f |T.35 , K h ： = K f ： = 1.4故载荷系数久=6，v，h：.，h1. 1.1 1.4 1.4491 = 2.236）按实际载荷系数校正分度圆直径：7）计算模数:di22331.4mn=43.2mmd1 cosB43.2xcos1423= 1.82mm5.1.3按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为(5-3)（1）确定公式内的各计算数值1）根据纵向重合度=1.82，从图中查得螺旋角影响系数 丫，0.88Zv12）计算当量齿数:cos3 :23325.18cos 14Zv2Z23cos学 113.8cos 14-11 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书3）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe1 =480MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限:fe2 =250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =09 Kfn2 =0.95;5）计算弯曲疲劳许用应力. 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得trF .K FN1；- FE1S0.9 4801.4= 308.6MPaK FN 2 FN 2S0.95 2501.4= 169.6MPa6）计算载荷系数K.K 二KaKvKf：.Kf，1 1.1 1.4 1.35 = 2.0797) 查取齿形系数.查表得YFa1 =2.6164;YFa2 =2.169.8）查取应力校正系数.查表得 Ysa1 =1.5909;Ysa2 =801Y Y9）计算大、小齿轮的 丫泻 并加以比较.YFa1YSa12.6164 1.59090.01349308.6YFa2YSa2 lf 22.169 1.8010.02302169.6大齿轮的数值大（2）设计计算mn 32 2.79 22130 .88 COS14 0.02303mm = 1.266mm1 232 1.635对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿 轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 ，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 ，仅 与齿轮直径（即模数与齿数的成积）有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm并接近圆整为标准值mn =2mm,按接触强度算得的分度圆直径d 43.2mm ,算出小齿轮齿数dj cos P 43.2 cos P 一z1-21，mn2大齿轮齿数z2 二 21 4.5 二 94.5，取 z2 = 95 .这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧 凑,避免浪费.5.1.4.几何尺寸计算（1） 计算中心距：a = 0 Z2）mn 二也 95） 2 =119.55mm2 cos P2 cos14将中心距圆整为120mm.（2） 修正螺旋角：-arccos0 Z2 ）mn = arccos95）_2 =14.842a2 20值改变不多，故参数；：、K、Zh等不必修正。（3）分度圆直径：Zmn21疋2d1- n43.4mmcos P cos14.84a?二込196.56mmcosP cos14.84（4）齿轮宽度：b 一 ：dd1 二 43.4mm取 B2 = 43mm5.2低速级齿轮传动设计计算5.2.1选择材料、热处理方式和公差等级1）运输机为一般工作，速度不高，故选用 8级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿 轮材料均用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由机械设计书表 10-1得齿面硬度 HBS仁217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS二者材料硬度差为 46HBS3）选小齿轮的齿数z-i =25，大齿轮的齿数为z2 = 3.5 25 =87.5，取z2 = 88。4）选取螺旋角。初选螺旋角1 =145.2.2按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即d1t -32KtT1 U1(Zhze)2U J-15 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt =1.62）由以上计算得小齿轮的转矩T321.5N m13）查表及其图选取齿宽系数=1，材料的弹性影响系数ZE = 189.8MPa，按齿面硬度的小齿 轮的接触疲劳强度极限；Hlim3 =580MPa ;大齿轮的接触疲劳强度极限c H lim4 =390MPa。4) 计算应力循环次数N3 =60n3jLh =60 59.7 1(5 8 300 2)=86 10查图选取区域系数ZH =2.433。 查图得；：3 =0.78， J =0.8，贝= ：3九58N2N18.61074 -3.5= 2.46 107-# -机械设计课程设计说明书-16 -机械设计课程设计说明书5）按接触疲劳寿命系数hn1 =0.9X HN2 二 0. 95-# -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书7)= HN37m3 = 0.95 580 二 551MPa计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数S=1H 3S得、:一tH 4 HN4 ” lim4 二 0.99 390 =386.1MPa故:J二 H】4二 H】3255MP468.55MPa（2）计算：1）求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为2呼1（5）226 3215 1044.5（2.433 18吟=93.34mm.：九；：.u 二 H1 1.583.5468.552）圆周速度:6 n60 10003.14 93.34 59.760 1000二 0.29m/s-17 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书3）计算齿宽及模数:齿宽： b -：.：d d3t =193.34 = 93.34mm模数：dcosQ 93.34汉cos14“mnt3.62mm125齿高:h =2.25mnt =2.25 3.62 =8.15mm93.348.15-11.45-# -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书4）计算纵向重合度；二: =0.318 dz3tan ： =0.318 1 25 tan 14 =1.985）计算载荷系数：根据 Ka =1 , v =0.29m/s ,8 级精度，查得 动 载系数5=1.03， K =1.467，K-1.27 , Kh二 Kf1.4故载荷系数，V，H：.，”. 1.03 1.4 1.467 =2.16）按实际载荷系数校正分度圆直径:d3102.2mm-# -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书7）计算模数：d3cosP102.2 汇 cos14 mn -3.97mmn %255.2.3按齿根弯曲强度计算 弯曲强度设计公式为2KTYCOS2mn -32n V牯-# -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书（1）确定公式内的各计算数值-# -机械设计课程设计说明书1）根据纵向重合度=1.98，从图中查得螺旋角影响系数 丫-：=0.88Z3252）计算当量齿数：Zv33327.37cos 戸cos 14Z4_S_1046 33v433cos -cos 143）查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fe3二480MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe4 250MPa ;4）查图取弯曲疲劳寿命系数 Kfn3 =0.95,Kfn4 =0.91；cf UKfNFE3 丿95 480 =325.71MPa5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得1.41.4!十 4 二 KfN46n4 = 0.91250 62.5MPa6）计算载荷系数K.K 二KaKvKf：Kf，1 1.03 1.4 1.27 =1.837）查取齿形系数.查表得YFa3 =2.56；YFa4 =2.19.8）查取应力校正系数.查表得 Ysa3 =1.6037；Ysa4 =1.78639）计算大、小齿轮的 丫舟 并加以比较.YFa3Ysa32.56 1.6037325.71= 0.0126Y= 2863 =0.02407-F 4162.5-18 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书大齿轮的数值大.（1）设计计算0.02407mm =2.87mm3 2 1.83 321500 0.88 cos214 仆 252 疋1.58对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿 轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力 ，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力 ，仅与齿轮直径(即模数与齿数的成积)有关,可取弯曲强度算得的模数 2.87mm并接近圆整为标准值mn =3mm,按接触强度算得的分度圆直径d102.2mm,算出小齿轮齿数dsCOsE 68.19cos14= _Z322，mn-大齿轮齿数z4 = 22 3.5 =77-20 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧 凑,避免浪费.5.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距:(Z1 Z2)mn J2377)3 .153.05mm2cosP2cos14将中心距圆整为153mm.(2)修正螺旋角:1 rrccos(Z1 Sn =arccos(2277)23.932a2X53值改变不多，故参数；：、K Zh等不必修正。(3) 分度圆直径:d3 工=1=68mm cosP cos13.93d込=L=238mmcos cos13.93(4) 齿轮宽度:b 二 Gdd3 = 68mm取 B4 = 68mmB3 = 76mm6轴的设计计算6.1高速轴的轴系结构设计6.1.1轴的结构尺寸设计1.高速轴的功率R =2.178kw，转速=940r/mm，转矩=22.13N m根据结构及使用要求，把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴，共分七段,其中第5段为齿轮，如图6-1所示：图6-1高速轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均为45钢,热处理为 调制处理,材料系数A为120。所以，有该轴的最小轴径为dmin = A03= 120 3 2.178 .15.88mm 940-21 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d1，选择半联轴器的孔径 d =20mm，半联轴器长度L =52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L38mm 其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果d11由半联轴器孔径确定I11略小于联轴器毂孔长度，毂孔长d“ = 20mm第1段度 Lr = 44mm丨仆=36mm取 J =36mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径为d12 =26mm，取端盖d12 = 26 mm第2段右端到联轴器左端距离为35mm ,端盖总宽度为30mm，故112 65mml12 = 65mm第3段根据d12 =26mm，预选轴承7206Cd 況 D x B = 30mmx 62mm況16mm，d13 I12由轴承尺寸确定、d13 = 30mml13 = 16mm第4段查得7206C型轴承的定位轴肩高度 为h=3mm，因此，取d14 =d16 =36mml14 =L2 (7 4)550 +4 = 108mmd14 = 36mml14 =108mm第5段d15 =齿顶圆直径=47.4mml15 st 齿觅=50mmd15 = 47.4mm丨15 = 50mm第6段d16=d14h = 5mmd16 = 36mm怙=5mm第7段d17 =d13 =30mmb =7+16 =23mm( 7mn为套筒宽度)d17 = 30mml17 = 23mm6.1.2高速轴上轴承的选定计算 该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时。1计算轴承的径向载荷得Fr1 =258.87N、Fr2=125.1N2 计算轴承的轴向载荷得Fd1 =0.68F1 =176N、 Fd2 = 0.68F2 = 85N ，因此，Fae Fd2 =270 85 =355N Fd1故 Fa1 =355N、Fa2 =85N3求比值Fa1Fr1-1.37、Fa2 =0.68，Fr2因为角接触球轴承e的最大值为0.56，故Fa1Fr1号均大于e4初步计算当量动载荷P取 fp为 1.2 , X =0.41, Y =0.87R =fp(XFr1 YFa1)h.2 (0.41 258.87 0.87 355) 498NP2 =1.2 (0.41 125.185 0.87) =150.3N5求轴承应有的基本额定动载荷值G =血空蚁=498莓,10660 940 12480 .4430N106-23 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书C2 =150.3 3 60 940J2480 =1337N106初选的轴承为7206C,它的额定动载荷分别为17.8KN和16.8KN ,故符合条件。6.2中间轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴，共分六段，如图6-2所示:图6-2中间轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴，因此其材料须与齿轮材料相同，均为45钢，热处理为调制处理,取材料系数 A -120。有该轴的最小轴径为：dR -人3 P2 -120 3 2.09 -31.86mm0V n2 208.9因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d21 =35mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表：表6-2中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果:Pd21工创d21 = 35mm第1段由轴承尺寸确定丨21 = 30mm（轴承预选7207Cd x D x B = 35x 72 x 17mm)l21 = B1 + Bh = 17 +13 = 30mmd22由齿轮孔径决疋，取d22 = 40mmd22 =40mm第2段I22略小于齿轮宽度，取 G = 48mml22 = 48mm取 d23 = 48mmd23 = 48mm第3段123 = 10mm123 = 10mm第4段d24 =分度圆直径 =68mmd24 =68mml24 =齿宽=76mm124 = 76mmd25 =d23 = 48mmd25 =48mm第5段l25 =10mml25 = 10mmd?6 = d?1 = 35mmd26 = 35mm第6段l26 = B1 + Bh =30mml26 = 30mm6.3低速轴的轴系结构设计6.3.1轴的结构尺寸设计图6-3低速轴-24 -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45钢，热处理调质处理,取材料系数 A。20所以，有该轴的最小轴径为dsmin =民3半=120 讦詈二 38.7mm显然此段轴是安装联轴器的，选择TL7型联轴器，取半联轴器孔径为 d=40mm，故此段轴径为d3i = 40mm ,半联轴器长度L = 112mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm ,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取 h =82mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表： 表6-3低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果d31 = 40mmd31 = 40mm第1段l31 =82mml31 = 82mm（由联轴器宽度尺寸确定）为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制d32 = 46mm第2段出一轴肩，故取2段的直径为d32 = 46mm，132由l32 = 55 mm端盖等因素确疋，取32 55 mm根据d32 =46mm，预选轴承7210Cd x D 父 B = 50mm汉 90mm汶 20mm，d33、l33 由轴承、d33 = 50mm第3段尺寸确定d33 = 50mml33 = 20mml33 =20mmd34 =d35 +10 =60mm第4段1 34 = L2 (| 35 + 1 36 * 1 37 包 3 1 33 ) * 包 3(L2 = 162-(10 + 66 + 49-4-20) + 4 = 65mmd34 = 60mml34 = 65mm为箱体内壁轴向距离， 亠为轴承端面至箱体内壁距离）d35 =d34 +5 =65mm第5段l35 =10mmd35 = 65mm也=10mm第6段取安装齿轮处的轴直径d36 =55mm，此段的长度略d36 = 55mm小于齿轮宽度，取136 =66mml36 = 66mm第7段d37 = d33 = 50mmd37 = 50mm|37 = B3 + Bh = 20 + 29 = 49mml37 = 49mm632低速轴的受力分析及计算 轴的受力分析及载荷分析如图6-4所示=2682N2Ta2 321.5 103d4 一 239.79FrFttan : cos := 2682 tan 20 . 1009Ncos14.64-26 -机械设计课程设计说明书Fa 二 Ft tan ： =2682 tan 14.64 二 701N图6-4低速轴的受力分析及扭矩图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，计算出的截面C处的M H-# -机械设计课程设计说明书-# -机械设计课程设计说明书M V、M的值列于下表:载荷水平面H崔直面V支反力FFnh1 =930N,Fnh2 =1770NFnv1 = 793NFnV2 = 219N弯矩MM H =109740N mmMV1 = 93574N mmMV2 =13578N mm总弯矩M1 =144221N mmM2 =110576N mm扭矩TT3 =321500N mm633减速轴的校核由手册查材料45钢的强度参数二訂=60MPaC截面弯扭合成应力： =0.6）M； (T3)2W1442212(0.6 321500)20.1 x553= 14.5MPa 十由计算结果可见C截面安全。6.3.4减速轴上轴承选择计算 该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时。1）计算轴承的径向载荷得Fr1 = 793N、Fr2 =219N2）计 算轴承 的轴向 载荷得 Fd1 =0.68Fr1 =539N、 Fd2 = 0.68Fr2 48.92N ，因此，Fae Fd2 -148.92 670 =818.92NFd1故 Fa1 =818.92N、Fa2 =148.92N3）求比值Fa1Fr1= 1.03、Fa2 =0.68，Fr2因为角接触球轴承e的最大值为0.56，故Fr1Fa2Fr2均大于e4）初步计算当量动载荷P取 fp为 1.2，X =0.41, Y =0.87P =f p(XFr1 YFa1) =1.2 (0.41 793 0.87 818.92)1245NP? -1.2 (0.41 219148.92 0.87) =263.22N5)求轴承应有的基本额定动载荷值G = RGOnfh =1245x3,10660 59.7 12480 454N106C2 =263.22 3 60 59- 12480 =934N106初选的轴承为7210C,它的额定动载荷分别为32.8KN和31.5KN ,故符合条件。7各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结，因此只需进行挤压应力的校核.7.1高速级键的选择及校核带轮处键：按照带轮处的轴径及轴长选 键B6X6，键长28,GB/T1096 联结处的材料分别为：45钢（键）、45钢（轴）7.2中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键B12X8 GB/T1096联结处的材料分别均为45钢此时，键联结合格.7.3低速级处键的选择及校核低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径及轴长选键B16X10,键长56 GB/T1096联结处的材料均为：45钢其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其二p3 =110MPa32T3d36lk2 32150055 56 5=41.75MPa ：；=该键联结合格7.4联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 键12X8，键长70,GB/T1096联结处的材料分别为：45钢（联轴器）、45钢（键）、45钢（轴） 其中键的强度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其二p4 =110MPa-P4= 57.4 十 p42T32 321500d31lk40 70 4该键联结合格.8联轴器的选择计算8.1输入轴端的联轴器选择计算8.1.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2载荷计算转矩T =22.13N m，查得KA =1.3，故计算转矩为Tea =KaT =1.3 22.13 =28.769N m8.1.3型号选择TL3型弹性套柱销联轴器的许用转矩为31.5N m，许用最大转速为 6300 r/min，轴径为16 22mm，电动机轴为28mm，故不合用。TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 63N m，许 用最大转速为5700r/min，轴径为20 28mm，故合用。8.2输出轴的联轴器选择计算8.2.1类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2载荷计算转矩T -321.5N m，查得KA -1.3，故计算转矩为Tea =K AT -1.3 321.5N m =417.95N m8.2.3型号选择TL7型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500 N m，许用最大转速为3600r/min，轴径为40 48mm，故合用。9减速器箱体及其附件的设计9.1减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用M18X 1.5油面指示器选用游标尺M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.59.2选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10 X 40,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉： GB70-85 M6X12材料Q235中间轴轴承盖上的螺钉： GB70-85 M8X20材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X 20,材料Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB5782-86 M10X 100,材料Q235箱体的主要尺寸：(I) 箱座壁厚=0.025a1 二 0.025 153.05 1 = 4.8258取=8箱盖壁厚 i=0.02a+1=0.02 X 153.05+1= 4.061取1=8 箱盖凸缘厚度b1=1.5 1=1.5 X 8=12箱座凸缘厚度b=1.5 =1.5 X 8=12 箱座底凸缘厚度b2=2.5 =2.5 X 8=20 地脚螺钉直径 df=0.036a+12=0.036 X 153.05+12=17.5098(取 16)地脚螺钉数目n=4 (因为a 88 I箱座凸缘厚度b1.5 312箱盖凸缘厚度bl1.5 3 112箱座底凸缘厚度P b22.5 320地脚螺栓直径df0.036a+1217.54地脚螺栓数目na 1.2 312齿轮端面与内壁距离:?2: 315 1箱盖、箱座肋厚m、mm 0.85 3 1 =7.565 m 0.85 3=6.87轴承端盖凸缘厚度r t（1 1.2） d310 1轴承端盖外径D2D+（5 5.5） d3134螺栓扳 手空间 与凸缘 厚度安装螺栓 直径dxM8M10M12M16至外箱壁 距离Cimin13161822至凸缘边 距离C2mi n11141620沉头座直 径Dnin20242632表9-2减速器零件的位置尺寸代号名称荐用值代号名称荐用值?1大齿轮顶圆箱底至箱底距内壁距离12?7内壁得距离20?2齿轮端面与 内壁距离15H减速器得中 心高190?3轴承端面与 内壁距离4L1箱体内壁至 轴承座孔端 面得距离58?4旋转零件间 轴向距离22.72e轴承端盖凸 缘的厚度8?5齿轮顶圆至 箱体内壁得距离10?6大齿轮齿顶 圆至箱底内 壁的距离4510润滑与密封10.1齿轮的润滑采用浸油润滑10.2滚动轴承的润滑采用浸油润滑10.3润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用 GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。10.4密封方法的选取密封圈型号按所装配轴的直径确定为 GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决-33 -机械设计课程设计说明书11设计小结做机械行业的，尤其是设计的人要有一定的耐心，足够的细心，能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。这段时间锻炼的我的耐心和意志力，让我明白做成功一件事不是那么容易，得全 身心的投入到里面。在课程设计这段时间内，我又重新温习了以前学过的知识， 发现忘了很多，以前也并没深入 的去研究，只记得表面一层，没有深入的去探究，所以很容易忘记。在以后的学习中应抱有掌握 知识的态度去学习，而不应该死记硬背，走马观花。我认识到绘图对于我们的重要性，更好地将其应用我们的所学到的知识。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导，感谢老师能百忙中抽出时间来检查我们的装备图和设计说明书。特此 感谢！12参考文献1 濮良贵 纪名刚.机械设计.第八版.高等教育出版社2 王昆何小柏汪信远.机械设计课程设计.高等教育出版社4张龙.机械设计课程设计手册.北京：国防工业出版社，2006-34 -