机械设计课程设计系列——二级同轴式斜齿轮减速器设计.docx

机版设计课程设计计算说明书设计题目二级同轴式圆柱齿轮减速器班级:机制4班学号：20080584设计人员:程乾指导老师:雒晓兵2011-01-08里卅米通丈考博次考觉机电工程系目录-课程设计任务书2二设计要求2三设计步骤31 .传动装置总体设计方案32 .电动机的选择43 .确定传动装置的总传动比和分配传动比64 .计算传动装置的运动和动力参数65 .齿轮的设计76 .滚动轴承和传动轴的设计117 .键联接设计258 .箱体结构的设计269 .润滑密封设计2810 .联轴器设计28四设计小结28一课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置(简图如下)1运输带2卷筒3联轴器4 二级圆柱齿轮减速器5 电动机原始数据:数据编号12345678运送带工作拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v(ms)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400数据编号910111213141516运送带工作拉力F/N45004800500055006000600080008500运输带工作速度v(ms)1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直径D/mm400500500450450500400450数据编号17181920212223运送带工作拉力F/N900095001000010500HOOO1150012000运输带工作速度v/(ms)1.41.51.61.71.81.92.0卷筒直径D/mm5005506005505004504001.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2 .使用折旧期：使用折旧期8年；3 .检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;4 .动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V;5 .运输带速度允许误差：士5%6 .制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二.设计要求1.完成减速器装配图一张（AO或Al）。2 .绘制轴、齿轮零件图各一张。3 .编写设计计算说明书一份。三.设计步骤:L传动装置总体设计方案置总体设才方案本组设计数据：第十六组数据：运送带工作拉力F/N_如。运输带工作速度v（ms）Llo卷筒直径D/mm220O1）外传动机构为联轴器传动。2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。F = 8500V v = 3ms D = 450”3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮2、电动 机的选 择I）选择 电动机 的类型 ）选择 电动机 的容量确定电动机转速=2.86卬=0.87=3.3kw=95.5 r/min的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机局部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、本钱低传动效率高。2、电动机的选择D选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380Vo2）选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv从电动机到工作机传送带间的总效率为42"=AF2%Fj5由机械设计课程设计指导书表1-7可知：7：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）2：滚动轴承效率099（球轴承）rh：齿轮传动效率0.9817级精度一般齿轮传动）：联轴器传动效率0.99（齿式联轴器）jk：卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为PPd么3）确定电动机转速按表1-8推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比占=84O而工作机卷筒轴的转速为60v所以电动机转速的可选范围为nd=i11w=(840)X95.5r/min=(7643820)rmin符合这一范围的同步转速有750r/min、10004min.1500min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500“n的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表12-1选定电动机型号为Y160L-4。其主要性能如下表：选定电动机型号Y160L-4电动机型号额定功率kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160L-418.529302.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸1.X（AC/2+AD）XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD160645×417.5×385254X2541542×11012×453、计算传动装3.计算传动装置的总传动比Z并分配传动比置的总传动比和分配传动比总传动比(D.总传动比G为=BL(2).分配传动比Z=30.68=¥n考虑润滑条件等因素，初定Z1=5.54,z11=5.544.计算传动装置的运动和动力参数1) .各轴的转速I轴ni=nm=2930r/minIi轴ni=v=528.88r/minlHI轴9547min1W卷筒轴卬=勺11=95.47r/min2) .各轴的输入功率I轴I=Pdx2=3.23AWH轴Pxx=片3%=3.13%whi轴Piii=Pi2=3mkw卷筒轴P卷=片42=2.98Zw3) .各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩，为Td=9.55×106=1.08×104Vmmn,nI轴T1=Tdr2=1.06XIO4Nmm11轴Tn=i32ix=5.70×IO4NmmIn轴Tu=Tl32iu=3.06×105Nmm卷筒轴=u11rh=3.00×105TVmw将上述计算结果汇总与下表，以备查用。Z1=5.54Z11=5.54%=2930/nin/J=528.88r/minFu=95.47r/minnw=95.47r/ninPl=3.23WPn33kw片产3.04AWP建=2.98ZW轴名功率P/kw转矩T(Nmm)转速n/(r/min)传动比i效率2)各轴的输入功率(2)分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数D各轴的转速3)各轴的输入转矩I轴3.231.06×10429305.540.97口轴3.135.70×104528.885.540.97In轴3.04+3.06×IO595.4710.98卷筒轴2.983.00×IO595.475.齿轮的设计1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2）初步设计齿轮主要尺寸5.齿轮的设计1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。运输机为一般工作机器，速度不高，应选用7级精度（GBlOO95-88）。材料选择。由机械设计表6.1,选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为270HBS,大齿轮为45钢（调质），硬度为230HBS,二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数Z1=23,那么大齿轮齿数z2=Z1Z1=1272）初步设计齿轮主要尺寸设计准那么：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计，即dxt2.3231确定公式内的各计算数值I.试选载荷系数K,=1.4。11.计算小齿轮传递的转矩T=955-1°6-=l.O5×IO4mmHL按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表6.5选取齿宽系数d=1。M由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数Zg=189.V.由机械设计图6.8按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限选用直齿圆柱齿轮传动软齿轮面闭式传动7级精度小齿轮材料45钢（调质）大齿轮材料45钢（调质）z1=23z2=119Kt=1.47J=8.14×IO4Nmmd二1Ze=189.8JMPawiiml=600MRz；大齿轮的接触疲劳强度极限。闭而2=56OM/%。VL计算应力循环次数Nl=60hii=60×2930×1×8×365×16=8.21×IO9N2=1.48×1094IV11.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数KHn、=0.90；KHN2=°95。Vin.计算接触疲劳许用应力取平安系数S=Ill1=KHM%"mi=().90X600MPa=540MPaSw2=Khn20hk2=095X560MPa=532MPaS2>.设计计算I.试算小齿轮分度圆直径41，代入中较小的值。N=4.09×109N2=7.94×108KHM=O90KlN=。95w1=540MPafw2=532Mpadil=60.03nunV=4.59m/sK=1.288dlt=58.38mm4,2.323口.但(-5)2=34.8IranII.计算圆周速度UOdtn万X34.81X29300/V=534ms60×100060×100011I计算载荷系数K查表6.2得使用系数KA=L0;根据u=5.34m/s、7级精度查机械设计图10-8得动载系数Kv=I.15；查机械设计图6.13得K户=I.3。那么K=KAKVK,=1x1.15x1.3=1.5IV.校正分度圆直径4由机械设计式(6.14),4=dukK1=34.81×Vl.5/1Amm=35.6mm3>.计算齿轮传动的几何尺寸6.滚动轴承和传动轴的设计(一).轴的设 计I.计算模数团m=J1/z1=35.6/23=1.55nnt按标准取模数m=1.5mmH.计算分圆周直径4、d24=z1m=1.5×23=34.5mmd2=z2m=127×1.5=190.5mmI11.计算中心距a=4；4=(34.5+190.5)/2=112.5mmW.计算齿轮宽度h=M=34.5mm取B2=35mm,B1=40。V.齿高h=2.25m=2.25×1.5=3375mm(3) .按齿根弯曲疲劳强度校核由机械设计式(6.12),r=,YhJsar中产刖1>确定公式内的各参数值I .由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b-i=28。M'；齿轮的弯曲强度极限bim2=270MPa;II .由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数KFW=O.85,KW2=090;山.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳平安系数S=L4,应力修正系数为7=2.0,得r1=K受'RR里=280X0.85x2/1.4=340MPam=2.5mmdx =57.5""J2 = 297.5fima = 177.5mmBl = 65tuB2 = 6OW2% Hm I =240 MPa 分隔2 =22°M¼KFNI=O85K fn2 =090S=1.4L = 2.0。4=291.43MPar2 = 282.86MPar2=巴叵=270X0.90×21.4=347.14MPaIV.查取齿形系数丫所、丫&2和应力修正系数41、Ysa2L=2.69由机械设计表6.4查得卜所1=2.69；Yfu2=2.16；Ys(a=1.575；=1.81L=2.16Yh.aYs,lK1=I.575v.计算大、小齿轮的T:并加以比拟；匕尸L29I纥必=O.0125匕小小齿轮的数值较%242=O03IbF12大，应按小VI.校核计算_IKTx_2xl,5x.05xl04齿轮校核齿根弯曲疲劳b,231FaSa-1八”2,c3X1QQ-/4Q/尸”aJlrfzlm1.0×23×1.5(4).结构设计及绘制齿轮零件图强度268.7MPQI%=286.7首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于16OmIIb而又小于50Omnb故以选用腹MPa<r板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图6.26(a)荐用的结构尺寸设计，并绘弯曲疲劳强制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，假设采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计局部。度足够(二).齿轮轴的设计ZQ022-l史KJlJfm如一整T=IOMIAl6x629rCQ2IUnEZB4tsOJd60UKW6.滚动轴承和传动轴的设计(一),轴的设计I.输出轴上的功率A、转速力和转矩以由上可知6u=3.OUvv,H111=95.47z7nin,Txxx=3.06×1TVmmII .求作用在齿轮上的力因低速大齿轮的分度圆直径d2=TTiz2=1.5×127=190.5mm('.).滚动轴 承的校 核而月=也=3212.60Nd2£=Etana=1169.29NIII .初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表11.3,KC=IlO,于是7.键联接“min=Q/=34.86小7,由于键槽的影响，故4nin=103min=35.91加7VnIII设计输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径4_“。为了使所选的轴直径4与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩=KATJM查机械设计表10.1,取KA=L3,那么：7=Km=397.8Nm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4型鼓型齿式联轴器，其公称转矩为800Nm0半联轴器的孔径4=383，故取Jrl=38三,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度右=506加IV .轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度8.箱体 结构的 改计1) .为了满足办联轴器的轴向定位要求，ITI段右端需制出一轴肩，故取II-Hl段的直径4川=54团小；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=5O三,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-H段的长度应比右略短一些，现取心二82/皿2) .初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，应选用深沟球轴承。按照工作要求并根据询_m=54"办,查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6012,其尺寸为dXDxB=60mm×95mm×18/27/7?,故t1.v="小加=60/m?；而v,v=20版。3) .取安装齿轮处的轴端W-V的直径4v.V=65mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的跨度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取A.V=50加"。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度>0.076/,故取=6帆"2,那么轴环处的直径4m11=77"s。轴环宽度01.4z,取v-q=10"以o4) .轴承端盖的总宽度为30机机(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/=20mm,故.=40mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a=127,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s,取s=3帆加，滚动轴承宽度T=I8加2,大齿轮轮毂长度L=60mm,那么l.h.=T+s+(6058)=(22+12+3+2)mm=35mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按4v_.由机械设计手册表4-1查得平键截面匕*。=18m6乂11帆机，键槽用键槽铳刀加工，长为286加，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，应选择齿轮轮毂与轴的配额为冬；同样，半“6联轴器与轴的连接，选用平键为20"X12tnmX1OOmm,半联轴器与轴的配合为孚。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为KOm6°(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表1-27,取轴端圆角2x45°。9.润 滑密封 设计V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=4mm+55mm=96/n/no根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。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。现将计算处10.联轴器设计-1-÷-载荷水平面H垂直面V支反力FFNHl=10439.42NFnh2=3207.64NFw=894.46VFw2=274.83N弯矩MM11=604436AZNmmMV=116941.6INjMz总弯矩M=615644.97N扭矩T7=655197.58Nmm的截面C处的MV及用的值列于下表。VI.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矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，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Jm-+（"）2%,=、=32.46"PaCQW前已选定轴的材料为45钢,调质处理，由机械设计表11.2查得。_=60"&因此-故平安。VlL精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,H,II1,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A11,IH,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面VI显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。(2) .截面IV左侧抗弯截面系数W=OAd3=0.1×603=21600m抗扭截面系数W=0.2J3=0.2×543=31492.8wm3截面IV左侧的弯矩A/为Mr=MX60-18=43095L479Nmm在60截面W上的扭矩丁为T=65558Nmm截面上的弯曲应力Mh=-=28.5MP。截面上的扭转切应力=-=20.8MPa叫平均应力m=OMPa，m=1OAMPam2应力幅0=,f=28.5MP,a=,n=WAMPa轴的材料为45钢,调质处理，由机械设计表11.2得c=640,=275MRz,r.l=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数%及明按机械设计附表L6查取。因=铛=0。25，¥=£=1.0625,经差值后可查得d80d80at=1.90,ccr=1.30又由机械设计图2.7可得轴的材料的敏性系数为q=0.80,%=0.85故有效应力集中系数为=l+(-1)=1.72k=1+%(%-1)=1.26由机械设计图2.9的尺寸系数%=0.65；由图2.9的扭转尺寸系数/=0.76轴按磨削加工，由机械设计图2.12得外表质量系数为4=乩=0.92轴未经外表强化处理，即4=1,那么综合系数为k1KC=+1=2.73%k1Kr=工+1=1.74查机械设计手册得碳钢的特性系数F1=2831.3ON=0.1-0.2,取%=0.1工=1030.51N=0.050.1,取外=0.05Fa=O于是，计算平安系数SCa值，那么S=46.08Kbba+”ST=8.74'KrQ+外乙SSSca=I=14.92>S=1.5故可知其平安。(3).截面W右侧抗弯截面系数W=OAd3=0.1×853=274625WC=120i11=2525三Tca=122Nm抗扭截面系数=0.21=0.2×853=54925/?z/n3截面IV右侧的弯矩”为J12=3O"W7255-29M=M×=188797.66Nmm八55截面W上的扭矩丁为7=655197.58N三z截面上的弯曲应力Mr/CG=l=6.87MP。"W截面上的扭转切应力=-=.93MPa平均应力m=OMPa，,n=597MPam”12d23=36WW应力幅Cra=z,=6.87MPa,a=m=597MPa12=58mmd34=40nn过盈配合处的屋，由附表L4用插值法求出，并取，=0.8上，于是得%J%J78=40/Mbk2=3.16,，=2.53££34=18wno%轴按磨削加工，由机械设计图2.12得外表质量系数为78=18wnAr=9=0.92故得综合系数为k1KC=+1=3.25%讥k1Kr=工+1=2.62工A所以轴在截面W右侧的平安系数为S(T =12.32St=7.06KJ(I+夕区”St,=-=6.13>S=1.5故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。Vlll.绘制轴的工作图，如下:i11=28.8""（二）.齿轮轴的设计I.输出轴上的功率6、转速处和转矩（由上可知片=3.23Zw,M1=2930rin,T1=1.O6×1O4TV77W711.求作用在齿轮上的力因小齿轮的分度圆直径4=mzl=1.5×23=34.5nvn而Ft=614A9N4Fr=F1tana=223.66N11I.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表11.3,取C=120,于是4nin=Q/=12.40/7?/?,由于键槽的影响，故4nin=1min=12.772帆，输出轴的Vn最小直径显然是安装联轴器处轴的直径2。为了使所选的轴直径42与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩r.=K,查机械设计表10.1,取KA=L5,那么：Tca=KaT1=15.9Nm按照计算转矩I.应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250Nw°半联轴器的孔径&=16z三,故取42=16加，半联轴器长度L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度右=30加IV.齿轮轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足办联轴器的轴向定位要求，ITI段右端需制出一轴肩，故取11-III段的直径43=20m小；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度Li=30三,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-H段的长度应比Ll略短一些，现取心=28加。2) .初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，应选用深沟球轴承。按照工作要求并根据43=2。"，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6205,其尺寸为d×D×B=25mm×52t7im×15/nm,故44=48=25/wn,34=78=15mm。3) .轴肩高度>0.07d,故取"=4m加，那么轴环处的直径45=67=30"如。轴环宽度力1.4?,¾45=67=IOwnzo4) .轴承端盖的总宽度为10?(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/=15mm,故£=25幡。5) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端W-V的直径46=35团加，I56=38"mo至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按42由机械设计设计手册表4-1查得平键截面。x，=10?mx8/M,键槽用键槽铳刀加工，长为48九。同时为了保H7证半联轴器与轴配合有良好的对中性，应选择半联轴器与轴的配额为半；滚动轴承KO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出O(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计手册表1-27,取轴端圆角2x45°。V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=57.5三+57.5mm=U5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。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。现将计算处的截面C处的MV及用的值列于下表。-1-÷-载荷水平面H垂直面V支反力FFw=427.95FNH2=186.542VFNVI=I55.76NFNV2=S.9N弯矩MMn=22906.2N加2Mv=8337.35TV三?总弯矩M=24376.33Nww扭矩TT=8625.47NmmVI.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矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。根据上表数据，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jM2+(T)2ca=-=5.8IMPa前已选定轴的材料为45钢,调质处理，由机械设计表11.2查得。_=60加为因此4.<bJ,故平安。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命=8×16×365=46720hI计算输入轴承(1) .H1=2930rin,两轴承的径向反力玛=%=L(2) .计算当量载荷耳、P2H=匕=1506.51N舄="=1506.51N(3) .轴承寿命计算由于片=8，取尸=15O651N,深沟球轴承，取£=3,/,=1.0,/,=1.2。查手册得6208型深沟球轴承的Cr=17kN,那么_16667/C.1.H-/4，。，1o?>LHnfpp故满足预期寿命。II.计算输出轴承(1) .t1=95.47/in,两轴承的径向反力%=M=7261.45N(2) .计算当量载荷耳、P2P1=E=7261.45NP2=Fr=7261.45TV(3) .轴承寿命计算由于<=2，取P=726L45N,深沟球轴承，取£=3,£=1.0,Jp=1.2°查手册得6208型深沟球轴承的Cr=YlkN,那么1.h=1667(Z£=49086.47/1>LHHnVpH故满足预期寿命。7.键联接设计I.输入轴与联轴器间键的选择及校核轴径d=16"g,轮毂长度L=30机机，查手册，选A型平键，其尺寸为b=7mmfh=5mm,L=28wm(GBT1095-2003)现校核其强度：/=L-b=19%m,T=81400Nmm,k=-2OP=Trlkld=36瓠MPel查手册得%,=IlOMRz,因为%故键符合强度要求。II.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d=65mm,轮毂长度L=50mm,查手册，选A型平键，其尺寸为=18wm,II=IImn,L=36mn(GB/T1095-2003)h现校核其强度：/=L-b=18"n,T=2O3OOONmm,k=-2p=2T×61kid=86.54MPa查手册得%J=110MRz,因为故键符合强度要求。IIL输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d=38w?,轮毂长度L=82"“，查手册，选A型平键，其尺寸为b=10mm,h=Smtn,L=70mm(GB/T1095-2003)h现校核其强度：=L-b=60mm,T=203000N/加7,k=-2bp=2T×aIkid=108.45MPa查手册得匕=110MR/,因为bp<bp,故键符合强度要求。8.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用坦配合.is61 .机体有足够的刚度在机体为加肋，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，密封散热。因其传动件速度小于12ms,故采用侵油润油，同时为了防止油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接外表应精创，其外表粗糙度为6.3。3 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为IOmm,圆角半径为R=5。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外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固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而及油面稳定之处。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，以便到达体内为压力平衡.E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.F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.减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座壁厚b=0.025+3810箱盖壁厚Crl=O.02。÷388箱盖凸缘厚度b=1.5112箱座凸缘厚度bb=1.515箱座底凸缘厚度b2h2=2.525地脚螺钉直径dfdf=0.036«+12M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径44=0.750)M16机盖与机座联接螺栓直径“2d2=(0.50.6)dfM12轴承端盖螺钉直径(1广(0.5)dfMlO视孔盖螺钉直径%=10.30.4)dfM8定位销直径dd=0.70.8)d18dy,4,d2至外机壁距离G查机械设计课程设计指导书表11-2282420df,d2至凸缘边缘距离C2S机械设计课程设计指导书表11-22818外机壁至轴承座端面距离1=C1+C2+(812)52大齿轮顶圆与内机壁距离l>1.215齿轮端面与内机壁距离22>12机座肋厚m、InIm0.85b10.85cn=8.5,w16.8轴承端盖外径D?£>,=£)+(55.5)d3120809.润滑密封设计对于二级同轴式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(l52)xl'频"min,所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+1,H=30%=34。所以H+1=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接外表应精刨，密封的外表要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证局部面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。10.联轴器设计1 .类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器