二级直齿圆柱齿轮减速器_(机械设计课程设计)81600.docx

机械设计减速器课程设计说明书课程名称：机械设计课程设计设计题目：绽开式二级圆柱齿轮减速器院系：机械工程学院班级：102班姓名：郑杰学号：指导老师：W书目1 .题目2 .传动方案的分析3 .电动机选择，传动系统运动和动力参数计算24 .传动零件的设计计算55 .轴的设计计算166 .轴承的选择和校核267 .键联接的选择和校核278 .联轴器的选择289 .减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择2810 .减速器箱体设计及附件的选择和说明2911 .设计总结3112 .参考文-31献题目：设计一带式输送机运用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如卜表所示。I、基本数据数据编号QB-5运输带工作拉力F/N3200运输带工作速度v（11>s）1.4卷筒直径Dun400滚筒效率n0.962 .工作状况两班制，连续单向运转，载荷平稳；3 .工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时4 .制作条件及生产批垃：一般机械厂制造，可加工78级齿轮：加工条件：小批量生产。生产30台6 .部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮7 .工作条件：连续单向运转，工作时有稍微振动，室内工作：运输带速度允许误差±5%：两班制工作，3年大修，运用期限10年。（卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虎。）8 .设计工作量：1、减速器装配图1张（AO或AD：2、零件图12张：3、设计说明书份。§2传动方案的分析两级绽开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简洁，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不匀称的现您,高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速：特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，口中间轴较长、刚度差，使我荷沿齿宽分布不匀称,高速级齿轮的承载实力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级绽开式圆柱齿轮减速.卷筒同输出轴干脆同联轴器相连就可以，因为这样可以削减能量的损耗.§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型按工作要求和条件,选用y系列:相沟通异步电动机.2 .确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率P.P.=Fv/100O=3200X1.4/1000=4.48kw(2)电动机所需的输出功率为了计兑电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率=设Q,、k、s.11o分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为8级)、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由2表2-2P6查得%=0.99,11,=0.97,n,-0.985,n(-0.99,«1,-0.96,则传动装置的总效率为11=122"5'111.=0.99'X0.98'X0.99*X0.960.824P.=-三-=4.48/0.824=5.43kw3 .选择电动机转速由'表2-3举荐的传动副传动比合理范用联轴器传动i«=1两级减速器传动i*925(ia=3-5)则传动装置总传动比的合理范围为iari×i×itziZ=IX(925)=(9-25)电动机转速的可选范围为n1=-=60x1000x1.4/3.14x400=66.84rminWn,=if1.×n.=(9-25)X1.1.=9n.25n1601.1671rmin依据电动机所需功率和同步转速，食机械设计手册(软件版)R2.0电器设备常.用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有1500、100Ornin。选用同步转速为100ormin,输出轴直径为38ran选定电动机型号为Y132M-2,二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的安排1 .传动装置总传动比i=n./n,R6066.84=14.36式中n.电动机满载转速，960r/min:n,工作机的转速，66.84rmin2 .安排传动装置各级传动比安排原则：（1）is=3-5ift1.=<I.3-1.4）is2减速器的总传动比为i=iG=I4.36双级圆柱齿轮减速器裔速级的传动比为if1.i1.=I3=4.4低速级的传动比=iirt=8.30/4.877=3.2三、运动参数和动力参数计算1.各轴转速计舔n°=t360r/minn=n./i<=960rminm=n/is=960/4,4=218.18r/minn=n/imj=218.18/3.2=66.84r/min3 .各轴输入功率P°=Pt=5.5k*P=Pdn1.=5.5x0.99=5.37kwP=PIn：*=5.37x0.98x0.99=5.13kwP111=PIIn3113=5.13x0.98x0.99-4.78kw4 .各轴输入转矩Tt=955OPno=9550x5.5/960=54.01NmT=9550Pn=9550x5.37/960=53.42NmTn=9550F,1.1.na=9550x5.13/218.18=163.305NwT111=9550Pmn11=9550x4.78/66.84=682.95Nm表1传动装置各轴运动参数和动力参数表项目轴号功率仅M）转速”GJmin)转矩T（M州）传动比0轴5.596054.01II轴5.3796053.424.4H轴163,3055.13218.183.2HI轴4.7866.84682.954传动零件的设计计算一、渐开线得齿81柱齿轮设计（一）高速皴直齿园柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1.选齿轮精度等级查课本P210表10-8传输机为一般工作机速度不高级82.材料选择查课本P191表10-1小齿轮40Cr（调质）大齿轮45例（调质）小齿轮280HBS,大齿轮240HBS3.选择齿数ZZ1=(2040)Z2=»2,URZ1Z1=25Z2=4.4x25=110U=I10/25=4.4个Z1=25Z2=110U=4.45.按齿正G接触疲惫强度设计计算小齿轮传递的转矩T1T=9550XP1.n1.T=9550x5370960=53420.31.VmmTi53420.31（3）齿宽系数.,由课本P201表10-7d=0.7'1.15材料的弹性影响系数Z1由课本P198表10-6锻钢W?4.189.8（5）齿轮接触疲惫强度极限n,.由课本P205图表10-711ta,1=600=550MPawh1.1.1.=600O"e=550（6）应力循环次数N由课本式1013N1=60njU=60X960X16X300X10=2.7648X10*M=M"如=2.7648X1074.4=6.283X10,N1=2.7648X1OuN2=6.283X10'（7）接触疲惫强度寿命系数Kn由课本P196图表10-19Kto1.=0.90KM=0.93Khm=0.90M=0.93（8）计算接触疲惫强度许用应力。J取失效概率为1%,平安系数为S=1.4,由课本式I0-12得CJ=区唆Si1.=0.90X600/1,4=450。JJ=KHW2%1.m2S=0.93X550/1.4=353.4MPaCJ=450oJj=353.4（9）试算小齿轮分度圆直径按口式（10-17）试算nim43.85（10）计算圆周速度V1.,)60×I(XX)V=3.14X43.85X960/60X1000-2.2SV=2.2（11）计算齿宽Bb=,1d,Bi=I×43.85B1=43.85<12)模数%”mnt=43.85*cos/24=1.7h=2.25m,=3.8b/h=37.823/3.546=11.53度叫H=1.7h=3.8bh=11.53（13）计算载荷系数K由1表10-2杳得运用系数K4=1.依据V=2.28级精度，由图10-8查得动载荷系数Kr=I.10由表104杳得M1.451由图1。-13查得Kfh=1.45假定幺2<100N,w11,由表10-3杳得山KHa=KFQ=1.4故载荷系数K=KKKHKh*=1X1.10X1.2X1.417=2.23K=2.23（14）按实际的教荷系数校正分度圆直径由1式IO-IOad,=d11KKj=18.98nmd1=48.98（15）计算模数5mn=1.96.按齿I2弯曲疲惫强度设计（I）计算载荷系数K=KJCvKf.KrfK=1x1.1x1.4X1.45=2.23K=2.23（2）齿形系数Yfa应力校正系数Yx表10-5Fsa1=2.557Fsa2=1.603Fsa1=2.166Fsa2=1.806（3）齿轮的畤曲疲惫强度极限TfE式10-20cm=5005色?=380MPa。阳=500Sg=380（4）弯曲疲惫强度寿命系数KFM图10I8KFM1.=O.9KFNZ=0.93KQ1.=O.9Kff1.2=0.93（5）计算弯曲疲惫许用应力。/取弯曲疲惫平安系数S=1.4,由式10-12得Or1=KfNbfS1.=S0.85X500/1.35=314.8148OJz=KfNFg=S0.88080/1.35=247.7037MPaof=450o产353.4（6）计算大小齿轮的沁并加以比较匕也岂=0.0132991.f1.=0.01577499向h结论：取0.01577=0.0091匕&=0.011大EJ2齿轮值大（7）齿根弯曲强度设计计算由1式105-三映1.1.T%ffk2r1.61Mn1.27结论：对比计莫结果，由齿面接触疲惫强度i1.堂的法面模数m”大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，取=2三,已可满意弯曲强度。但为了同时满意接触疲惫强度，须按接触疲惫强度算得的分度圆直径d1=49.48应有的齿数。于是由Z1=49.48*cos2=23.75,取Z1.=24,Z2=Z1Xim=24x4.4=1063.几何尺寸计算（1）计算中心距a(1.+2)m1.,2A=(24+106)22cos=133.97HHDa=133.97（2）计算齿轮的分度圆直径dd=zmnd1.=2x24cos=49.48d2=2x1.06cos=218.55BHDd1.=49.48d2=218.553）计并齿轮的齿根Ia直径d,df=d-2.5nrtdf1.=Ji-2.5m,=44.48df2=d2-2.5mn=213.18mmdf1.=44.48df2=213.18（4）计算齿轮宽度Bb=.,d1圆整后取：B1=50Bi=45fimB1=55B2=50（5）验算合适（二）低速级直出圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计兑（或确定）结果1.选齿轮精度等级查m表10-8传输机为一般工作机速度不高级82.材料选择小齿轮40Cr（调质）大齿轮45钢（调质）小尚轮280HBS,大齿轮240IIBS）3.选择齿数ZZ3=(20-40)Z1.ZZju=4Z、Z25Z,=32x25=80U=8025=3.2个Zj=25Z尸OU=3.25.按齿面接触强度设计(1)试选KtKt=1.5（2）计算小齿轮传递的转矩T01.95507nAi=9550x5130/218.18=224546i三TI1.224546（3）齿宽系数.,10-7d=0.7'0.115材料的弹性影晌系数Z,表10-6锻钢SfPa'-Zu89.8（5）齿轮接触疲惫强度极限%Ic图10-21dwbt1.3=600=550MPa外鹏=600叫InS=55°(6)应力循环次数N式10-13N3=60nJU,=60x218.18x16x300x10=6.283x1.O4N<=N1/iat=6.283x1073.2=1.963x10*N3=6.283X10,N4=1.963x10'(7)接触疲惫强度寿命系数Km图10-19KE=0.94Kz=0.97K1m=0.94&“=0.97(8)计算接触疲惫强度许用应力。J取失效概率为I%，平安系数为S=I,由1式10一12得IoJ_K"NyHuaS=MOB).90/1=M)B"产K"N4%1.w4-50.95x550/1=522.5MPao1.1.3=564CJ4=533.5(9)试算小齿轮分度圆直径3喂呼脩=66.14-fitm：66.14(10)计算圆周速度V.矶公60x1000v=0.99m/sv=0.99（三）计算齿宽Bb-.,d,B=1X66.14=66.14aimB=66.M(12)模数的Um=冬z3m“=66.14/25-2.64h三2.25m,.=5.95b/h=11.12度m,=2o64h=5.95b/h=11.12(13)计算载荷系数K由1.P190表10-2查得运用系数K,=1依据V=0.998级精度，由图10-8查得动我荷系数KV=1.08由表104杳得K,u=1.458由口图10-13P195查得K1.fr=1.5假定44”<OoN由pi93表1403查得勺,“=恪”=1.1故我荷系数K=K1KvKh.K1.1.*=1.574K=1.574(14)按实际的致荷系数校正分度圆直径ds由1式IO-IOaD,=d"KK,=67.21nunDj=67.21(15)计算模数为mn=&=67.21/25ZJ:2.68m=2.686.按齿根弯曲强度设计(1)计算载荷系数KK=KXKhXhK=I.62K=1.62(2)齿形系数Y1.u由表10-5Yr,s=2.62Yu<=2.22Yg=262Yf<=2.22(3)应力校正系数“由7表10-5YstS=I.59Y541=I.77Ys=1.59Y<m=1.77(4)齿轮的弯曲疲惫强度极限叫1.P204图10-20c(7FC=500OFE4=38°MPa=500eOF£4=380(5)弯曲疲惫强度寿命系数KFZ由图10-18KFN3=093KgNA=0.95KFN3=0.93Kfna=0.95(6)计算弯曲疲惫许用应力J取弯曲疲惫平安系数S=1.4,由式10-2得OJj=1.22S85x500/1.mH以红以也做38O1.4=2S57.85MPaOp,=332.14op3=257.85(7)计算大小齿轮的匕四E1.并加以比较小M=0.01254卬，1.=0.01523结论：大齿轮值大大历轮值大(8)齿根弯曲强度设计计算由1式1O-17微特=2.59mn=2.59结论：对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数%大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，取m”=2.75mm,已可满意弯曲强度。但为了同时满意接触疲惫强度，须按接触疲惫强度算得的分度侧直径d1=68.7511m来计算应有的齿数。于是由23=区=68.75/2.75=24.4取Zj=25,则Z,=Zs×is2=25x3,2=80取Z,=109nu3.几何尺寸计算(D计算中心距a(z1+x±aOA=(25+80)2.75/2=178.75将中心距圆整为173Nirna=178.75(2)计算齿轮的分度圆直径d2jnnd=-三-d3=25x2.75=68.75d1.=80x2.75=220f11f11d3=68.75d4=220(3)计算齿轮的齿根圆直径d,d,=d-2.511n<5=z1-2.5m1,=61.875df2=J,-2.5m11=213.125nunt1.f1.=61.875df2=213,125(4)计算齿轮宽度Bb-.4,圆整后取：B1=70B.=75umBJ=70B)=75(5)验莫合适()宜齿轮设计弁数表传动类型模数齿数中心距齿宽高速级直齿圆柱齿轮2241061345055低速级直齿圆柱齿轮2.752580178.757075§5联轴器的选择I轴的联轴器：由于电机的输出轴轴径为3811r查表14-1由于转矩改变很小可取K1=I.5=K,/=1.5X53.42=80.13N.ni又由于电机的输出轴轴径为38mm杳表13-5,选用弹性套柱销联轴器:T1.6,其许用转矩n=250Nm,许用最大转速为3800rfnin,轴径为32、42之间，由于电机的轴径固定为38mm,而由估算可得1轴的轴径为38mm。故联轴器合用.IH的联轴器：查表14-1转矩改变很小可取Kt=I.5Tea=KJ31.3X690.1=1035.15N.m查,心表13-5,选用弹性套柱销联轴罂:T1.7,其许用转矩n=500Nm,许用最大转速为3600rmin,轴径为40'48之间，由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.§5轴的设计计算减速器轴的结构草图以上轴的依次为3,2,1,且1号轴为齿轮轴一、I轴的结构设计1 .选算轴的材料及优处理方法查表15-1选择轴的材料为IOfr:依据齿轮直径M1.ooW，热处理方法为正火。2 .确定轴的量小直径查式15-2的扭转强度估律轴的最小直径的公式：D=2211un考虑键:有一个键柏,D>22×(1+5%)=23.O1.mm3,确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果4大于轴的最小直径15.01且考虑与联轴器内孔标准直径协作mm38di考虑轴承d3>d2选用深沟6208轴承从机械设计手册软件<R2.0)B=16mm,da-36un,(1.3z3011,D=62nun40出考虑轴承定位查表9-7d,=da=R,°=47mm47考虑到齿轮分度I网与轴径相差不大省跟<2.5m,选用齿轮轴，此时=dte=48mm524轴承mm40八愉R峨=22nm再查表15-3,=(11297)4.选界轴承润滑方式，确定与轴长有关的介数.查)“涧滑方苴”，及说明书“(12)计算齿轮圆周速度及'V=2.2)2ms,故选用油涧滑，枯度举荐位118,将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚6查''表3P26<J=(O.O25O.O3)a+>8小于8选8mm8.5地脚螺栓直径乙及数目n查表3P26df=O.036a+12a<200时，n=6%=16n=6轴承旁联接螺栓直径4查”表3P264=0.75rfz=0.75X16=12mm4J2轴承旁联接螺栓扳手空间c、C2查表5-1mmC,=15G=12轴承盖联接螺钉直径4查表4=(0.47.5)df=0.5x16=8mm8轴承盖厚度。e=(1.1.2)W=(11.2)X8=89.6mm9小齿轮端面距箱体内壁距离*M表4P272(或1015)nun10轴承内湍面至箱体内壁距离d4=35mm4.5轴承支点距轴承边端面距离a查机械手册软件版mm85.计算各轴段1艮度名称计算公式单位计算结果/.(联轴器)=60-(2-3)nun58I21.2=25nw25hA过渡段nun851.4=52nm52k4=25nun251.（总长）1.=245nm2451.（支点距离）1.=162nun162二、II轴的结构设计1 .选舞轴的材料及热处理方法杳表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；依据齿轮直径大于200,热处理方法为调质。2 .确定轴的*小直径杳的扭转强度估算轴的最小直径的公式:再杳表15-2,A>=1.%03考虑键：d40×(1+5%)=45mn3.确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果4%大r轴的最小直径io且考虑与轴承公称直径协作试选代号6209深沟mm45d2与低速级小齿轮协作mm474d,用于齿轮定位11n52di过渡mm50与高速级大齿轮协作mm174.选择轴承洞，S125Pj1.1.(2)ttf选用油润滑。Ir方式，确定与轴长有关的叁数.可滑方式”,及说明书“(12)计算齿轮圆周速度M”V=O.99.故r与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承边端面距离a隹机械手册软件版mm8.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果4=4=25mm33.5I2/,=72Ht1.f1.781.i=I5=(515)nun54Z4=IOmm1044=34mm341.（总长）1.=198.5nun1891.（支点距离）1.=164mm161三、In轴的结构设计1 .选界轴的材料及焦处理方法查“表15-1选择轴的材料为优项碳素结构钢45：依据齿轮直径大于200,热处理方法为调质“周三联轴器为GY7型刚性联轴器，为J'协作联轴器尺寸，所以将最小尺寸定位55.2 .确定轴的*小直径查G的扭转强度估算轴的最小直径的公式：八隔得45再查”表15-2,A=I26703考虑键：d>45×（1+5%）=47.25m输入到此处3.确定各轴段直径并填于下表内名称依据堆位幽定结果4大于最小直径39.4E且考虑到与联轴器内孔标准宜径协作，4=55nun55d2考虑与轴承公称直径协作a向，轴承代号：6213深沟B=30da=65mm654<14=74与低速级大齿轮协作mm74考虑到齿轮定位，d5=80mm804过渡段4=74mm74或轴承协作mm654.选界轴承演滑方式，确定与轴长有关的参数.查s（二）”滚动轴承的涧滑”，及说明书“六、计鸵齿轮速度箕”v0.900*25,由于第一轴选用了油润滑，故也用油洵滑,名称依据单位确定结果抽承支点距轴承宽边端面距离a从机械手册软件版mm105.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果1.与联轴潜协作长度短2,3mmI1=87-（23）=84mm84I2Z3=27nun27h1.=71mn711.轴肩定位ntm12k过渡段4=50mm504轴承协作段k=27mm271.（总长）1.=271mm271U支点距离）1.=160mm160四、校核II轴的强度齿轮的受力分析：截面依次为A,C,D,B;从左到右轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。AC=48.5CD=79.5DB=61在XOY平面上：w=376.95NR,y=255.47NC断面Mc2=4.5-12.39X1O,N.nnD断面Mu=61Rt1.22.99XIOjNnun在XOZ平面上：之广376.98N&z=255.55NC断面MCy-RzX48.5=12.394X10'NmnMifY=R1.izX61=22.995X101NSnmA-C-B-D轴的跨度和齿轮在轴.上的位置的受力如上图。AC=38.5CB=123.5DB=70.5在XoY平面上：R*,=30.95Nf"=99.29NC断面Mc2=3&5eu=3.822X1(N.nn在XOZ平面上：z=11.54NRaz=37.25NC断面Mir=R,zX38.5=1.434X10,Nn>rn合成弯矩c断面Mt=JmI+*q082X,D-A-C-B在XOY平面上:z=156.28N«“=354.04NC断面MCZ"9Rty=7.347X10'N.n11n在XOZ平面上:z=56.88Naz=127.69NC断面MCy-RAZX49=6.256X1O'Nnvn合成弯矩C断而jVr=.Wf+=18.4X10'所以C断面为危急截面。T=224546N国国杳表15-1得=60m网因为<crj,所以平安。§6轴承的选择和校核一、H轴承的选择和校核1 .I【轴轴承的选择选择H轴轴承的一对深沟6209轴承.查机械手册软件版校核轴承，轴承运用寿命为10年,每年按300天计算.2 .依据滚动轴承皇号，直出Cr和C”。Cr=31500NCor=2150OM3 .校核H轴轴承是否满意工作要求(1)画轴的受力简图。(2)求轴承径向支反力FrI、Fri（八）垂直平面支反力丹、F2,F1.v=Rxr=255.47NF2,=Rffr=376.95N(b)水平面支反力%、Fik%=%=255.55N尸”=&z=376.98N(c)合成支反力FQ弓=361.34N/7,=533.IN（5）计算轴承的当量载荷巳、P12由于Fas=30.628N查表13-5：X1.=I.41,Y1.=O查表13-6取载荷系数fp=1.1P1.=fP*Fr1.=1.1×361.34=397.474NS表13-5：X2=1.,Y2=0P2=fP*Fr2=1.1×533.1=586.4IN（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当启动载荷较大的轴承P2计算，查表13-6取我荷系数=1.1，查表13-4取温度系数,/；=1,计算抽承工作寿命：照（与'=11840263h结论：所选的轴承远远超出寿命要求。二.校核I轴的轴承1.1轴轴承的选择选择I1.轴轴承的一时深沟6208轴承，查机械手册软件版校核轴承,轴承运用寿命为10年，每年按300天计算。2 .依据滚动轴承型号,查出Cr和C".Cr=29500NCor=18000N3 .校核I轴轴承是否满遨工作要求（1）画轴的受力简图。T.(2)求轴承径向支反力且、Ff2（八）垂直平面支反力£“、F2,J=99.29N尸”=Rm=30.95N(b)水平面支反力/、户"F=%=37.25NF2a=z=11.54N(C)合成支反力/、Fr2RI=IO604N七=33.O3N(5)计算轴承的当量秋荷巳、P12由于Fa产30.628N查表13-5：X=I1Y=O查表13-6取载荷系数fp=1.1P1.=fP*Fr1.=1.1X106.04=116.644NS表13-5：X2=1.,¥2=0P2=fP*Fr2=1.1X33.03=36.333N(6)校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当55动数荷较大的轴承P2计算，查表13-6取效荷系数A=1.1.查表13-4取温度系数4=1,计律轴承工作寿命：*7Fj,=28781.98267h寿命远远超出要求。,校核三轴的轴承1.3轴轴承的选择选择11抽轴承的一对深沟6213轴承，查机械手册软件版校核轴承，轴承运用寿命为10年，每年按300天计算。2 .依据滚动轴承型号，查出C和C".Cr=57200NCor=40000N3 .校核3轴轴承是否满意工作要求(1)画轴的受力简图。(2)求轴承径向支反力产、F（八）垂直平面支反力?、F1.r鼠二代“=354.04NF21=/?,.-156.28N(b)水平面支反力£*、FzkEA=RAZ=127.69N"41z=56.88N(c)合成支反力自、F12工产376.36N62=166.3N(5)计尊轴承的当量我荷匕、Pri由T-Fa1=ON查表13-5：X=I1Y=O查表13-6取载荷系数=1.1P1.=fP*Fr1=1.1X376.36=413.996N查表13-5：X2=1.,Y2=0P2=fP*Fr2=1.1×166.3=182.93N（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当址动载荷较大的轴承P2计舞，查表13-6取我荷系数A=1.1,查表13-4取温度系数£=1,计免轴承工作寿命：n6r1.=（-）,=644750079h60P寿命远远超出要求。§7键联接的选择和校核一、2轴大，小齿轮便，1 .大键的选择选用一般圆头平键型,轴径<1.=47三,杳"Re表6-,得宽度b=Mmm,i度h=9mm.2 .键的校核键长度小于轮毂长度10”旦键长不宜超过1.61.&/,前面兑得大齿轮宽度75,依据链的长度系列选键长1.=65mm。（查表）键，轴.轮教的材料都为钢，查得许用挤用应力oJ=10（1120Mpa,取。1 .100Mpa.键的工作长度/=1.-b=65-14=51m,键与轮敦键槽的接触高度k-0.5h-0.5×9M.511m由式6-1得。,.=30.6Mpa所以所选用的平键强度足够.2 .小键的选择相同的选择键的1.=37二.3号轴的大齿轮键B=20h=121.=55§9减速潺的润滑、密封和刑滑牌号的选择、传动零件的润滑1 .齿轮传动润滑因为尚轮圆周速度V=MS12MS.故选择浸油润滑。2 .滚动轴承的润滑因为I轴11轴齿轮圆周速度v>2ms,滚动轴承采纳油润滑而HI轴的齿轮圆周速度v<2>ns,由于第一轴选用了油润滑，故也用油润滑,但由于齿轮不能飞溅润滑，故要用刮油板把油从三轴大齿轮边引到槽从而达到涧滑轴承目的。二、减速罂密封1 .轴外伸端密封I轴:与之组合的轴的直径是38e,查红书与15-8P145,选d=40mm毡圈油封11轴：无需密封圈11I轴:与之协作的轴的直径是55三n,查红书表15-8P145,选d=55ran选毡圈油封2 .箱体结合面的密封软钢纸板§10减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果(mm)箱座壁厚S<y=(O.O25-O.O3)f1.+80.025*123+3=6.0758.5箱盖壁悻d(0.80.85)528(0.8().85)X8=0.8x8=6.48箱座凸缘厚度方1.551.5X812.75箱盖凸缘厚度瓦1.5X812.75箱座底凸缘厚度感2.5<!>2.5X821.25地脚螺栓直径0.036a+12=0.036x123+12=16.428查3表3P2616地脚螺钉数目”a250,11=46轴承旁联接螺栓直径&0.75rfz0.75X20=1512箱盖与箱座联接螺栓直径出(0.50.6M0.5x20=107.2联接螺栓d2的间距查3表3P26150200160轴承湍盖螺钉直径4查3表3P26(0.4-0.5)dfJ3=0.4x20=88定位销直径d(0.70.8认(0.70.8)X1.O5.76勿、4、d2至外箱壁距离G查表272727勿、内至凸缘边绿距离g查表2414轴承旁凸台半径与Ri=IG凸台高度力作图得到h=54轴承座宽度5+G+G+(510)8+22+20+555大齿轮顶圆与内箱壁距离AJ1.