带式运输机的两级斜齿轮减速器

机械设计基础课程设计说明书设计题目带式运输机的两级斜齿轮减速器机电工程学 院（系）机械设计与制造 专业班级 09-2 学号 设计人 谭凯指导教师 莫才颂完成日期 2010 年 12 月 31 日设计工作量：设计说明书 J份 减速器装配图J张减速器零件图 2 张广东石油化工学院一、课程设计方案 02二、电动机的选择 02三传动装置的总传动比及其分配 04四. 计算传动装置的运动和动力参数 05五. 齿轮零件的设计计算 06六轴的设计 11七. 键的校核 19八. 轴承寿命的验算 21九. 润滑与密封 24十、箱体的结构设计 24十一、设计小结 26十二、参考文献 26一、课程设计方案原始数据带式运输机传动装置的原始数据如下表所示带的圆周力F/N带速 V/ （ m/s）滚筒直径D/mm26001.204203工作条件单班制，使用年限5年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度 允许误差为链速度的-5% .传动方案：皿 I -1FX-411mm、电动机的选择（1）选择电动机容量Pf V电动机所需工作功率为Pd =由上式得Pw =.一 kwa1000U根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率w -0.96242传动装置的总效率a =联轴承齿轮确定各部分效率为：联轴器效率联=0.99，滚动轴承传动效率（一对）轴承=0.99，开式齿轮传动效率 齿轮=0.97。代入得 =0.992 0.994 0.970.886所需电动机功率为PwF V1000 w2600 1.21000 0.96 0.886kw 二 3.6682kw因载荷平稳，电动机额定功率PCd略大于Pd即可，Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率PCd为4 kw。60 汇 1000v60 汉 1000 汉 1 2（2）确定电动机转速二 1000v=60 1000 1.2min = 54.595 r mintl Dn x 420两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 840,则总传动比合理范围ia =8 40，故电动机转速的可选范围为nd =ia n=（8 40） 54.595r min =436.76 2183.8r； min表1电动机数据及总传动比案 方一号额率入速转机min动 “电步速 同转载速 满转40051O401400 O13Y160M1-84750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案1较好, 即选定电动机型号为丫112M-4三. 传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速nm及工作机转速n，可得传动装置所要求的总传动比为也地 26.38n 54.595合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数 相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近(即两个大齿轮分度园直径接近)，且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即i ,(1.31.5)i式中：ii 高速级传动比i 减速器传动比h =(1.31.5) 26.38 = 5.856 6.29所以选 i1 =6.073 i 2 = i i1 =4.344四. 计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算(1)各轴转速ni 二虫=1440 = 1440r minio1nnnm14401 6.073-237.12i2nmi0i1i 214406.073 4.344二 54.58r min(2)各轴输入功率P= Pd 01 =3.6682 0.99 =3.631518kw匕-广 P 12 =3.631518 0.97 0.99 =3.48735kwPm 二 P： 12 二 3.48735 0.97 0.99 二 3.3489kw工作机轴 P 二 P皿 34 =3.3489 0.99 0.99 = 3.28226kw(3) 各轴输入转距Td =9550 旦=9550 3.6682 = m1440T = 9550 P =9550 3.6315181 1440T 9550 P =9550 3.48735 =140.435Nm237.12T皿-9550 匕=9550 3.3489 =585.965Nm54.58p3 28226工作机轴 T =9550 - =9550 n54.58表2运动和动力参数轴号功 率P/kw转距T/(N.m)电动 机轴3.6624.33高速轴I3.6324.08中速 轴U3.49140.45低速 轴川3.35585.97工作 机轴3.28574.31转速n/(r/mi n)传动比i效率口144010.9914406.0730.97237.124.3440.9754.5810.9954.58五. 齿轮零件的设计计算（一）高速级齿轮的设计两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为 斜齿圆柱齿传动。1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 8级精度2）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS, cHiimi=700MPa c FE=600MPa大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS。 cHiim2=600MPa cFE2=450MPa（参考资料教材表 11-1）由参考资料教材2表11-5取S=1.25,Sh=1.0由参考资料教材2表11-4取Ze=189.8对于标准齿轮，取 ZH=2.5-1它曇=480MPaF2SfSU450 =360MPa1.25700=700MPO- 1.0600=600MPa 1.03) 取小齿轮 Z1=18,则 z2=i2Z1, z2 =6.073 18=109.34，即 z2=109并初步选定B = 142、按齿面接触强度设计计算公式:du2KE z d :U _ 1(ZhZE)2u ( H )（1）确定公式内的各计算值1）由参考教材表11-3试选载荷系数K=1.52）由参考教材表11-6取 d=1.03) 实际传动比 i = 6.073,即 u=6.073 ; Z 二 cos：二 0.994）小齿轮传递转矩T1 =24084N *mm错误！未找到引用源计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t37.23mm2）模数mndu37.23 cos1418mm 二 2.00mm由参考教材表4-1取m=2mm.Z1 乙 mn18 109 23) 计算中心距 a -mm = 130.89mm2cosP 2y- cos14故中心距圆整为135mm4）按圆整后的中心距修正螺旋角2a一 arccos 互仝arccos39Z= 19.82 2x135di实际分度圆直径乙mncos :18 2= 38.27mmcos19.82d2乙mn109 2231.73mmcos ：cos19.825）齿宽 b= dd1=1.0 错误！未找到引用源。38.27=38.27mm,取 b2=40mm,fcF45mm3、按弯曲强度校核齿形系数 YFa1=3.03 （教材图 11-8）, Ysa1=1.53 （教材图 11-9）YFa2=2.22,YSa2=1.822KYFa1Ysa1 F1 二b2dm1由公式二 25 24084 30353MPa40x38.277= 109.4MPa _ !- J = 480MPaF2F1= 109.4YFa2YYFa1YSa2Sa12.22 1.823.03 1.53MPa= 138.35MPa !- F2】=360MPa高速齿轮安全4、齿轮的圆周速度:r：d1 n160 10003.14 38.27 144060000ms= 2.88ms对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。（二）低速级齿轮的设计1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用 8级精度3）材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS, cHlim1 =700MPa c FE1=600MPa大齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS。cHlim2=600MPa c FE2=450MPa（参考资料教材表 11-1）4）由参考资料教材2表11-5取Sf=1.25,Sh=1.0由参考资料教材2表11-4取Ze=189.8对于标准齿轮，取 ZH=2.5F11 = 2-FE1Sf= -600 480MPa1.25r FE 2Sf450 =360MPa1.25、二 F2呵伽！SUSH700=700MPa 1.0600=600MPa 1.0试选小齿轮齿数Z3=30 ,大齿轮齿数Z4=i2 z3 =4.344 30 = 130.32 ,取 乙=130 并初步选定B = 14计算公式:d1t -2KE Z d .工2、按齿面接触强度设计ZhZeJ（1）确定公式内的各计算值1）由参考教材表11-3试选载荷系数K=1.52）由参考教材表11-6取 d=1.03) 实际传动比 i =4.344,即 u=4.344; Z 二,cos：二 0.99 4）小齿轮传递转矩T240453N *mm错误！未找到引用源计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t68.24mm2）模数mnd1t cos :Z368.24 cos14mm = 2.21mm30由参考教材表4-1取m=2.5mm.3)计算中心距 a 二 Z3 乙一mn = 30 1302.5 mm 二 206.122mm2 cos 卩 2 汉 cos14故中心距圆整为210mm4）按圆整后的中心距修正螺旋角二 arccos2a(30+130 2.5=arccos一2 210-17.75 5实际分度圆直径d2乙min cos -Z2g30 2.5cos17.75=78.75m m-130況2.5 =341.244mmcos：cos17.755）b= ddi=1.0 错误！未找到引用源。 78.75=78.75mm,取 b2=80mm,b=85mm3、按弯曲强度校核齿形系数YFai=2.6 （教材图11-8），Ysai=1.63 （教材图11-9）YFa2=2.18，YSa2=1.832KYFa1Ysa1b2d1mm由公式二MPa2 1.5 140453 2.6 1.6380 78.75 2.5= 113.375MPa z J FJ = 480MPaY Fa2 Y Sa2 F2 弋 F1Y Y丫 Fa1 丫 Sa1= 113.375 2.18 1.83 MPa2.6 汉 1.63 =106.848MPa _ L.- FJ- 360MPa高速齿轮安全4、齿轮的圆周速度：d1 n260 10003.14 78.75 237.1260000= 0.977叹对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。名称代号结果咼速级低速级中心距a135210法面模数mn22.5端面模数mt2.122.62法面压力角a n2020螺旋角B19.8217.75齿数Z1810930130分度圆直径d38.27231.7378.75341.244齿顶圆直径da42.27235.7383.75346.244齿根圆直径df33.27226.7372.50334.994齿宽45408580六. 轴的设计及校核(一)高速轴的设计 已知参数：P =3.64kw , n =1440r min , T = 2.408 104N.mm1 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d, =38.27壬 / 2408 104 n 七58Nd,38.27Fr 二 Ft tancos戸-1258tan 20 N =487Ncos19.82Fa = Ft tan 1： =1258 tan 19.82N = 453 N2初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表14-2, 取c =110，于是得dm” 制乩110这嚮mm = 14.93mmn1440高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d,。为了使所选的轴d,与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Tea =Ka，考虑到转距变化很小，故取 Ka=1.5，贝UTca=KAT _1.5 按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件，查课程设计表17-1，选用TL4型弹性柱销联轴器，其公称转距为63N.m半联轴器的孔径d，20mm，故取d2 =20mm，半联轴器长度L=52mm半联轴器与轴配合的毂孔长度Li =38mm。3. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1- u轴段右端需制出一轴肩，故取II -川段的直径d 2 = 23 m m ,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L, =38mm，为了保证轴端挡圈只压在 半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - I段长度应略短一些，现取 丨1 = 35 mm。2）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 2 = 23 m m ，由课程设计表15-1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30205，其尺寸为的d D T = 25mm 52 16.25mm,故 d3 二 25 mm。3）由于齿根圆到键槽底部的距离 e ： 2mt （ mt为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据 d3二25 mm，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选d31m m。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取d 6 = 31 mm。4 ）轴承端盖的总宽度为20mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据 轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器 右端面间的距离丨=30mm,故取丨2 = 50 m m。5）已知高速级齿轮轮毂长 B=45mn做成齿轮轴， 则丨5 =45mm 。6） 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为 c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段 距离是s,取s=8mm已知滚动轴承宽度 T=16.25mm低速级大齿轮轮毂长L=85mm 套筒长 L = 20mm。贝U13 二T L = （16.25 20）mm 二 36.25mm14 二 s a L c L = （8 16 85 20 20）mm = 149mm16 = a s-L=（168 - 20）m m = 4m m17 =T L = （16.2520）mm = 36.25mm7）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。 半联轴器与轴连接，按d1由教材查得 平键截面b汉h =5mm0.07d,故取h=3.5mm 则轴直径d 3 = 46 m m。3) 取安装大齿轮处的轴段W - V的直径d4 = 40 m m，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm为了使套筒可靠地压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度，故取l 37 mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm与小齿轮右端定位高度一样。4) 取小齿轮距箱体内壁之距离a1 =16m m，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内1壁的距离为a2 =16 1 (45 - 40) = 18.5mm，齿轮与齿轮之间的距离为 c=20mm 2考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm已知滚动轴承宽度T=18.25mm则l1 =T s aj (70 -66) = (17.25 8 165)mm = 44.25m m1 打=c (45 -40) = (202.5)m m = 22 .5m m2l5= T s a2(40 -37) =(17.258 18.53)mm = 46.75mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按 d 2由参数文献2表6-1查得平键截面b xh =12mmx8mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为H6。同理，由参数文献2n6表6-1查得平键截面b xh =12mmx8mm ,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为H6。滚动n6轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材，取轴端倒角为2 45 .4. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册 中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由教材中查得 a=15.5mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距L1 L2 L3 = 189.5mm。载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =2258NFnh2 =1898NFnv1 = 705N ，Fnv2 =119N弯距MM H1 =242876N.mmM N2 =340069N .mmMV1 =60073N.mmMV2 =107406N.mmMV3 =79376N.mm总弯 距M1 = J2428762 + 600732 =250194N.mmM2 = 丁3400692 +1074062 =362311N.mmM3 = J3400692 +793762 =354996N.mm扭距TT2 =140450N.mm5按弯扭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距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取-=0.6，轴的计算应力caW22MPa36231120.6 1404500.1 汉 403= 58.12MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理,；= 60MPa。因此二 ca ：二，故安全（一）.低速轴的设计已知参数：P = 3.35kw， n = 54.59 r min， T = 585865 N .mm1 求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知匕=3434N，Fr =1250N2初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据根据课本表 14-2，取c10，于 是得一c Q .3.3489cd min = c3110 3 mm = 43.39 mm,n54.58可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dm （图4）。为了使所选的轴d二与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距Tca =Ka，考虑到转距变化很小，故取Ka =1.5，则Tea 二 K aT = 1.5 585.965N .m 二 878.948N .m按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件，查课程设计表17-1，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转距为1250N.m半联轴器的孔径d，45mm，故取d1 =45mm ,半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =84mm。3. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案。(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1- U轴段右端需制出一轴肩，故取U-川段的直径d 2 = 52 m m，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 J =84mm，为了保证轴端挡圈只压在 半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - U段长度应比略短一些，现取丨1 = 81 mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d 52 m m，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承 6311,其尺寸为的 d D T = 55mm 120mm 29mm,故 d3 = 55mm ；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取 d 65 mm3) 取安装齿轮处的轴段是直径d 6 = 61 m m ，齿轮的左端与左轴承之间采用 套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为80mm为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段 应略短于轮毂宽度，故取 丨6 = 75 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=6mm,则轴环处的直径d 81 mm，轴环宽度 b1.4h，取15 = 10 mm。4) 轴承端盖的总宽度为20mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据 轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离丨=30mm,故取丨2 = 50 m m。5) 取齿轮距箱体内壁之距离a15mm a2 = 10mm ,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间 的距离为c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=6mm已知滚动轴承宽度B=25mm高速级小齿轮轮毂长L=45mm右端套筒长L = 25mm。17 = B s a2 = (606 10)mm = 76mm1l70 - 65 c L -1-2 -= (2.5 2045 -10)mm二 57.5mml町麵=B a1 s (65 61) = (25 18.5 8 4)mm 二 55.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6309型深沟球轴承，由教材中查得 B=25mm因此，作为简支梁的轴的支承跨距 L2 L 208mm载荷水平面H垂直面V支反力Ffnh1 =975N ，FNV1 = 355N，Fnh2 =1862NFnV2 = 678N弯距MM h =133088N.mmM v = 48458N .mm总弯距M =J1330882 +484582 =141635N.mm扭距TT = 253990N.mm5按弯扭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距和扭距的截面（即危险截面c）的强14163520.6 25399020.1 x 503度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应 力为脉动循环变应力，取-=0.6，轴的计算应力MPa =16.6MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得匚J = 60MPa因此二ca十，故安全七. 键的校核（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T = ，轴径为d圧（=16mm，宽度b=5mm高度h=5mm键长L=25mm联轴器、轴和键的材 料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力-p =100200Mpa,取其平均值，二p =110Mpa 。 键的工作长度 l=L-b=25mm-5mm=20mm, 键与联轴器键槽的接触高度CJ32T 103kid32 23.9 1032.5 20 16= 59.75MPa 乞 =110Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核1 ）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为T- - 92.2 N .m，轴径为=39mm，宽度b=12mm高度h=8mm键长L=56mm齿轮，轴和键的材料皆 为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力 匚 p=100 200Mpa,取其平均值，二 p=110Mpa。键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm,键与齿轮键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8mm=4mm.由参考文献2式（6-1 ）可得2T x1032X92.2X103二p26.86MPa 空二 p =110MPap kld 2.5 44 39p故挤压强度足够。2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为T二，轴径为d即丄=40mm，宽度b=12mm高度h=8mm键长L=28mm齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力二p=100200Mpa 取其平均值，二 p=110Mpa=键的工作长度 l=L-b=32mm-12 mm=20mm, 键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8mm=4mrtl参考文献2式（6-1 ）可 得2TI032 疋92.2勺03；p57.62MPa 乞二 p =110MPap kld4 20 40p故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核1 ）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为d圧 = 35mm，宽度b=10mm高度h=8mm键长L=45mm联轴器、轴和键的材 料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力-p =100200Mpa,取其平均值，-p =110Mpa 。 键的工作长度l=L-b=45mm-10mm=35mm, 键与联轴器键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 x8mm=4mr由.参考文献2 式（ 6-1 ）可得2T 103kld2 253.99 1034 35 35= 103.67MPa=110Mpa故挤压强度足够。2）低速轴上齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为d刑卫=50mm ,宽度b=14mm高度h=10mm键长L=50mm齿轮，轴和键的材料皆 为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力二p=100200Mpa取其平均值，二 p=110Mpa=键的工作长度 l=L-b=50mm-14 mm=36mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.5 x 10mm=5m由参考文献2式（6-1 ）可 得32T 10kld32 253.99 105 36 50= 56.44MPa 十p =110MPa八. 轴承寿命的验算（一）高速轴上轴承的寿命校核已知参数 Fa = 298N, n =1440r min，Lh =3 8 300 10 =72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200N1. 求两轴承受到的径向载荷FM和Fr2由图4及表5可知，Fnv1 = 148 N, Fnv2 = 298 NFnh1 = 310N , Fnh2 =879NFr1 二；FnV12 FNH12 = 1482 3102 N =344NFr2 二.FNV12 - FNH22 二 29828792 N =928N2. 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力Fd =巳，其中2YY是对应参考文献2表13-5中空.e的Y值。查参考文献1可知Y=1.6,因此Fr可算得Fr1F d2344N =107.5N2 1.6 2 1.6Fr292乞 N =290N2 1.6 2 1.6按参考文献2中式（13-11 ）得Fa1 二 Fa Fd2 二 298N290N 二 588NFa2 二 Fd2 =290N3. 求轴承当量载荷R和P2查参考文献1可知e=0.37，比较匕与e的大小，按参考文献2中表13-5，得轴F r承径向载荷系数和轴向载荷系数为 XX0.4, Y,二丫2 =1.6。按参考文献2 中式（13-8a），当量动载荷P= fd（XFr +YFa）。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表 13-6，取 fp =1.2，则= fp(X1Fr1 Y1Fa1) =1.2 (0.4 3441.6 588)N = 1294.08NP2 = fp(X2Fr2 Y2Fa2)=1.2 (0.4 928 1.6 290)N =1002.24N4. 校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承力大小校核103因为P1 P2，所以按轴承1的受60 n10106” 32200 右I6 1440 11294.08 丿=520557.54h - Lh故所选轴承满足寿命要求。（二）中速轴上轴承的寿命校核已知参数 Fa = 298N, n =361.81 r min， Lh = 3 8 300 10 =72000h。查参考文献1可知圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷C=54200N1. 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由图4及表5可知，F nvi = 703 N,F nv 2 = 116NFNH1 = 2228N, FNH2 = 1798NFri 二 Fnvi2 Fnhi2 二 7032 22282N = 2336NFr2 = Jfnv12 FnH22 = J162 17982N =1802N2. 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于圆锥滚子轴承按教材中表13-7，轴承派生轴向力巴今，其中丫是对应参考文献2表13-5中Fa . e的Y值FrFr1 2336Fd1 N = 730 N2 1.6 2 1.6Fr2 1802Fd2 N = 563 N2X1.62X1.6查参考文献1可知丫=1.6，因此可算得按参考文献2中式(13-11 )得Fa1 二 Fd1 二 730NFa2 =Fa Fd1 =298N730N =1028N3. 求轴承当量载荷R和P2查参考文献1可知e=0.37，比较E与e的大小，按参考文献2中表13-5，得轴F r承径向载荷系数和轴向载荷系数为X1 =1, =0； X2二0.4, % = 1.6。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷P 二 fd(XFr YFa)。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取fp =1.2，则= fp(X1Fr1 Y1Fa1H1.2 (1 2336)N =2803.2N= 2838.7NP2 二 fp(X2Fr2 Y2Fa2)=1.2 (0.4 1802 1.6 1028)N4. 校核轴承寿命10由参考文献2式（13-4）知滚子轴承；：=一。因为RP2，所以按轴承2的受力3大小校核1061032200 逅| =151062.30h Lh60 汇 丿故所选轴承满足寿命要求。（三）低速轴上轴承的寿命校核已知参数 n =127.43r. min , Lh =3 8 300 10 = 72000h。查参考文献1可知深沟球滚子轴承6309的基本额定动载荷C=52800N1. 求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由图4及表5可知，Fnvi 355N , Fnv2 二 678NFnhi = 975N ,FnH 2 = 1862NFr1 = Fnv12 FnH12 = . 3552 9752 N =1038NFr2 二：Fnv12 Fnh22 二 678? 18622 N =1982N2. 求轴承当量载荷R和P2由于轴承只承受纯径向动载荷Fr的作用，按参考文献2式（13-9a） 得，当量动载荷P =fdFr。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取fp =1.2， 则R 二 fpFr1 =1.2 1038N =1245.6NP2 二 fpFr2 =1.2 1982N =2378.4N4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承；=3。因为Pp2，所以按轴承1的受力大1063 52800 、,I =1430948.97h a Lh 6027.43 12378.4丿故所选轴承满足寿命要求。九、箱体的结构设计在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满足设计要求代号名称设计计算结果下箱座壁厚6= 0. 025a + 3=0. 025 x 140 + 3 = 6. 55 = 8mm上箱盖壁厚6=0. 85 x=0. 85 乂 8 = 6. 8d=8mm5箱座加强肋厚621=0.8曉= 0.85 汶8 = 6.8621=7mm22箱盖加强肋厚5 22=0.855=0.85 汉 8 = 6.8622=7mmb箱座分箱面凸缘厚b =i.56=H8 =i2b = 12mmbi箱盖分箱面凸缘厚bi = i.561= i.5 汉 8 =i2d = 12mmb2箱座底凸缘厚b2 =2.56=2.5 況 8 = 20b2 = 20mmdf地脚螺栓df =0.036a+i2=0. 036 x i40 + i2 = i7. 02df = 20mmdi轴承旁螺栓di =0.7df=0. 7 x 18 = 12. 6dj = 14mmd2联结分箱面的螺栓d2 =(0.5 0.6)df=0. 5 江 18 =9d2 = 12mmd3轴承盖螺钉d3 =(0.4 0.5)df=0. 518 =9d3 = 10mmd4检查孔螺钉d4 =(0.3 0.4)df =0. 4 x 18 = 7. 2d4 = 8mmd定位销直径d = (0.7 0.8)d2=0. 810 = 8d = 8mmn地脚螺栓数目a 250 时，n = 4n = 4Cidf、di、d2至外箱壁距离由推存用值确定G =18mmC2df、d2至凸缘壁距离由推存用值确定C2 = 14mmRi轴承旁凸台半径由推存用值确定尺=18mmLi轴承座孔外端面至箱外壁的距离L1 =G +C2 +(5 10)Li = 40mmDiD2D3轴承座孔外的直径轴承孔直径+（55.5）d3h轴承螺栓的凸台高h = (0.35 0.45)D2hd箱座的深度hd _ G 30, ra为浸入油池内的最大旋转零件的外圆半径276.92hd = 145mm十.润滑与密圭寸（一）润滑：查参考文献1，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度 v乞12m/s时，圆柱齿 轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离1 1 3050mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的-,3 2采用稠度较小润滑脂。（二）密封：防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查参考文献3表7-3-44，高低速轴密圭寸圈为毡圈密圭寸。箱体与箱座接合面的密圭寸采用密圭寸胶进行 密封。十一.设计小结由于时间紧迫，所以整个设计做得比较快，难免有个别小错误。通过这次的实践，自己不仅巩固了所学的知识，而且在设计过程中，学会了如何快速正确地 画图、查手册等等，为以后的学习工作提供了很好的经验。我相信，在以后的设 计中，会避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的 设备。十二.参考文献1陆玉，冯立艳。机械设计课程设计（第四版）机械工业出版社2杨可桢，程光蕴，李仲生。机械设计基础（第五版）.高等教育出版社