減速器課程設計策畫

1、百度文庫-36 -課程設計（論文）任務書年級專業(yè)學生姓名/學號題目名稱帶式傳輸機的傳動裝置設計、設計時間第16周18周課程名稱機械設計課程設計/課程編號設計地點教學樓的八樓、課程設計（論文）目的綜合運用所學知識，進行設計實踐鞏固、加深和擴展。培養(yǎng)分析和解決設計簡單機械的能力為以后的學習打基礎。進行工程師的基本技能訓練計算、繪圖、運用資料。二、已知技術參數(shù)和條件2.1 技術參數(shù)：輸送帶的牽引力：輸送帶速度：s卷筒直徑：400mm工作年限：10年2.2 工作條件：每日兩班制工作，傳動不逆轉，有輕微沖擊，輸送帶速度允許誤差為±5%三、任務和要求繪制二級直齒圓柱齒輪減速器裝配圖1張；標題欄符

2、合機械制圖國家標準；/繪制零件工作圖2張（齒輪和軸）；/編寫設計計算說明書1份，計算數(shù)據應正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應符合邵陽學院規(guī)范格式且用A4紙打印；/圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；四、參考資料和現(xiàn)有基礎條件（包括實驗室、主要儀器設備等）機械設計教材機械設計課程設計指導書減速器圖冊減速器實物；/機械設計手冊/其他相關書籍五、進度安排廠序號設計內容天數(shù)1設計準備（閱讀和研究任務書，閱讀、瀏覽指導書）、12傳動裝置的總體設計33各級傳動的主體設計計算54減速器裝配圖的設計和繪制55零件工作圖的繪制36編寫設計說明書47總計21六、教研室審批意見教研室主任（簽字）：年月日七卜主管教學主任意見J主管主

3、任Y簽字）：/年月日八、備注/指導教師（簽字）：學生（簽字）：注：1.此表由指導教師填寫，經系、教研室審批，指導教師、學生簽字后生效；2.此表1式3份，學生、指導教師、教研室各1份。目八錄課程設計（論文）評閱表1課程設計（論文）任務書日1、系統(tǒng)總體方案設計1、電動機選擇1/、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算12、V帶傳動的設計與計算33、 傳動零件的設計計算4、 高速級齒輪的設計4、 低速級齒輪的設計84、 軸的設計12、高速軸的設計12、中間軸的設計14、低速軸的設計175、 鍵的設計與校核206、 、滾動軸承的選擇與校核227、 箱體及各部位附屬零件的設計二24設計總結與參考文獻27計算與說明,

4、豐蘿2士里口木1、系統(tǒng)總體方案設計電動機選擇/(1)選擇電動機的類型和結構因為裝置的載荷平穩(wěn)，且在白粉塵的室內環(huán)境下工作，、溫度不超過35C,因此可選用Y系列三相異步電動機，它，/具有國際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動/機內部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境也能滿足要求。而且r結構簡單、價格低廉。(2)確定電動機功率和型號運輸帶機構輸出的功率：Pw=FV/=5500X(kw尸kw傳動系得總的效率：a=1X:32x4X5=1 帶式輸送機的傳動效率，取0.962 滾動軸承效率，取0.993 7級精度齒輪傳動的效率，取0.98.(查2表17)電機所電4 聯(lián)軸器的效率，取0.995 滾筒傳動的效

5、率，取0.97Fw=0.85P516動機所需的功率為：Pd”kw6.1kw0.85由題意知，選擇Y160M-6比較合理，額定功率Pd=，滿載轉速970r/min.。傳動裝置運動及動力參數(shù)計算(1)各傳動比的計算卷筒的轉速Pd6.1kwnw60vw/(dw)600.9/(3.140.4)r/min42.99r/min/nw42.99r/min總傳動比：inm/nw970/42.9922.56/取V帶的傳動比為：id2.5/則減速器的傳動比為：i'i/id22.56/2.59.024i22.56高速級齒輪傳動比：iiJl.3i'J1.39.0243.425；低速級圓柱齒輪傳動比：i

6、2+=i1i2(2)各軸的轉速可比進行計算，轉速(高速軸n/970中間軸nn/i1低速軸nn/i2滾動軸nIVn(3)各軸的輸入功高速軸PP中間軸P低速軸P滾動軸Piv=x(4)各軸輸入扭矩T9550T9550FT9550PTiv=9550X=將以上算得的運漫項電動機的滿載轉速和各相鄰軸力傳動r/min）。970/3.425283.2283.2/2.63107.5107.5率（kw）m17.50.997.425P327.4250.980.997.232P427.20.980.996.99X=的計算（N?m）P/n95507.425/97073.1p/n95507.2/283.2242.8/n9

7、5506.99/107.5631.0nnnnIVPPPTTTJ種M刀經級列衣劉|、：項目電動機工軸高速軸I中間軸II低速軸III滾筒軸轉速（r/min）970970功率(kW轉矩（Nmm2000傳動比1:13.4252.63970r/min283.2r/min107.5r/min107.5r/min7.425kw7.2kw6.99kw73.1Nm242.8Nm631.0NmKA=d1=132mmV=sd2=330mmLo=a=162Z=5效率2、V帶傳動的設計與計算(1)確定計算功率Pca/由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=,故Pca=KAP=X=(2)選擇V帶的型號根據Pca、/n由圖8-10

8、選用B型。(3)確定帶輪白基準直徑di和d2并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑di。由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑di=132mm驗算帶速v。根據式(8-13),驗算帶的速度V=din/60X1000=X132乂970/60乂1000=s因為5m/s<V<25m/s,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據式(8-15a),計算大帶輪的基準直徑d2d2=id1=x132=330(mm)(4)確定V帶的中心距a和基準長度L。(dr+d2)三a三2(dr+d2)得三a三924根據式(8-20),初定中心距a0=600(mrm。由式(8-22)計算帶所需的基準長度L=2a+(&

9、;+d2)/2+(d2-d1)2/4a=2X600+X(132+330)+(330-132)»(4X600)=(mrm由表8-2選帶的基準長度L=2000(mmi得實際中心距：a=a°+(L-L0)/2=600+()/2=(mim(5)驗算小帶輪上的包角=1800-(d2-d1)/a=1800-(330-132)X=>1200合適。(6)確定帶的根數(shù)Z=Pca/(P0+P)XKaXKl；查得P0=(kw)P=(kw)Ka=,KL=Z=+XX=取Z=5根/(7)確定初拉力F0和計算軸上的壓力FQ/查得B型帶的單位長度質量q=(kg/m)/初拉力F0=500Pca(Ka-

10、1)/Kazv+qv2=5000XX5X+X=(N)(8)計算壓軸力FQ=2ZF0Sin(/2)=2x5XxSin(2)=1663(N)3、傳動零件的設計計算因減速器中的齒輪傳動均為閉式傳動，且所受的負載且小，其失效形式主要是點蝕，故先按齒面接觸疲勞強度的要求設計。對于兩級傳動的齒輪可設計為：運輸機要求的速度為s,速度不高，故選用7級精度的直齒輪。材料的選擇：由1表10-1選擇兩個小齒輪材料為40Cr（調質）,硬度為280HBs兩個大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS高速級齒輪的設計試選小齒輪齒數(shù)420,大齒輪齒數(shù)為z23.4252068.5,取Z269。精

11、度選為7級。按齒面接觸強度設計按式（10-21）試算，即>3KtTu1Ze2d1tiAIl<Pdu0-H（1）確定公式內的各計算數(shù)值Kt =試選Kt=計算小齒輪傳遞的轉矩。595,5 105Rn1_ 5_95,5 1057.425970mm7.31 104N mm-47.31 104由表10 7選取尺寬系數(shù)小d=1由表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim1 600 MPa大齒輪的解除疲勞強度極限Hiim2 550MP2 由式10313計算應力循環(huán)次數(shù)N=60n1jLh =60 970 1(2 8 365 10) = 10

12、9N23.40 廿 9.93 1083.425由圖10- 19查得接觸疲勞壽命系數(shù)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1； KHN2 =計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S= 1,由式（1012）得N尸 109N29.93 109K HN1K HN2H1=X600MP弟552MPah2=X550MP弟550MPa（2）計算試算小齒輪分度圓直徑Jd1t，代入h中較小的值d1t > 2.323 72KtT1 u 1 Ze3.421.37.31103.4251189.83.425550=2.32J計算圓周速度冗d1tn1v=冗56.72970=s601000601000計算齒

13、寬bV=sb=b=（|）dd1t=1x=mm計算齒寬與齒高之比模數(shù)m=d1t=56.72=Zi20齒高h=x=b/h='計算載荷系數(shù)。根據v=s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=；直齒輪KhKF=1由表10-2查得使用系數(shù)KA=由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時Kh=由b/h=,Kh=查表1013查得KF=/故載荷系數(shù)K=KKKHaKh0=XX1X=按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑/由式（1010a）得m=h=b/h=Kh/=K=d1=33d尸d1tJK/Kt=56.72Jl.883/1.3mm=計算模數(shù)m/、dl64.176m_=mm=/按齒根彎曲強度設計/

14、由式(105)/小>3|2KCOS2BYFaYsamp2V3dZi2(1)確定公式內的計算數(shù)值由圖10-20C查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa大齒輪得彎曲疲勞極限強度FE2=380MPa由10-18查得彎曲壽命系數(shù)Kfn尸Kfn2=計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=見表10-12得一K一0.86500=FE11=(KfniFE1)/S=1.4r、,、-0.89380FE22=(KFN2FE2)/S=1.4計算載荷系數(shù)K=KKKFakb=xx1x='查取應力校正系數(shù)由表105查得Yst=；YSa2二查取齒形系數(shù)由表105查得YFa12.80YFa2=Yf°

15、Ys°計算大、小齒輪的并加以比較aFYFaYSa1=2.801.55二/”1307.14/YFa2YSa21.7482.236/=(TF2241.57/大齒輪的數(shù)值大。/(2)設計計算K=32*1.776*7.31*100000.01618=1*20*20對結果進行處理取m=Z1=d1/m=26大齒輪齒數(shù)，Z2=i1Z1=MZ2=90幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(d1+d2)/2=(65+225)/2=145mm,(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑d尸Z1m=65mmd2=Z2m=225mm(3)計算齒輪寬度b=(|)dd1=65B1=70mmB2=65mm備注齒寬一般是小齒輪得比

16、大齒輪得多5-10mm小結實際傳動比為：903.4626誤差為：3.463.4251.01%5%3.46模數(shù)分度圓直徑齒數(shù)小齒輪、657026大齒輪2256590由此設計有結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。m=乙二26Z2=90a=145mmd1=65mmd2=225mmB1=70mmB2=65mm低速級齒輪的設計試選小齒輪齒數(shù)Zi24,大齒輪齒數(shù)為Z22.632463.12,取64。按齒面接觸強度設計按式(1021)試算，即,、3KtTu1Ze2*h-2y(Pdu叫(D確定公式內的各計算數(shù)值試選Kt=_5T

17、12.43 105N ?mm計算小齒輪傳遞的轉矩。95.5105P295.51057.25KlT1Nmm2.4310Nmmn2283.2由表107選取齒寬系數(shù)小d=1由表106查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限9N尸 109N23.77 108Hlim1600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限Hiim2550MP2由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60"jLh=(2836510)=108N29.92 1082.633.77 108由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN1=；KHN2=計算接觸疲勞許用應

18、力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式(1012)得H1=X600MP手h2=X550MP手(2)計算試算小齒輪分度圓直徑d1td1t>2.3223|521.32.43102.631189.8=2.321=112.63577.5計算圓周速度/冗d1tl冗83.78283.2v=.=s601000601000計算齒寬b/b=（|）dd1t=1x=計算齒高與齒高之比d1t83.78m=-=424h=X=b/h=計算載荷系數(shù)。已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=根據v=s,7級精度，由圖10-8查得動裁系數(shù)（=；由表10-4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時Kh的計算公式和直齒輪的相同.Kh=+（

19、1+x°d2）（|）d2+X103b=由b/h=,Kh=查表1013查得Kf=由表103查得KhKf=1。故載荷系數(shù)K=KaKvKhocKhB=xX1X=按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得d1=d1t<K/Kt=83.78%,1.83/1.3mm=計算模數(shù)mm-1=mm=/Zi24/按齒根彎曲強度設計/由式（105）/V=sb=m=h=b/h=K=Kf=k=Jd1=m=->3【2KC0S2BYFaYsam/12】如乙-z(1)確定計算參數(shù)/由圖10-20C查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限FEi=500Mpa大齒輪得彎曲疲勞極限強度FE2=380MPa由

20、10-18查得彎曲壽命系數(shù)Kfn尸Kfn2='計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=見表10-12得Kri-K)/S=0.885500=FE11KFN1FE1/S,1.4=(K)0.895380=FE22kKFN2FE2)/S1.4計算載荷系數(shù)K=KAKvKfKf=xX1X=查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=；Ysa2二查取齒形系數(shù)由表105查得YFa12.65YFa22.256'計算大、小齒輪的并YaY阻加以比較、%YFa1YSa1=2.651.58_江1316.07YFa2YSa2、2.2561.738二(rF2242.93大齒輪的數(shù)值大。、(2)設計計算/、3日1.76

21、82.4310511小/m>d20.016140=11242/對結果進行處理取m=3/乙=d/m=3=31KFN10.885KFN2=FE11=FE22=K=YSa1=；YSa2=YFa12.65YFa22.256m=3/Z1二31Z2=82d=93mmd2=246mma=B1=98mmB2=93mm大齒輪齒數(shù)，Z2=i1Z1=Z2=82幾何尺寸計算(1)計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=Z1m=313=93mmd2=Z2m=823=246mm(2)計算中心距a=(di+d2)/2=(93+246)/2=(3)計算齒輪寬度b=(|)dd1=93mmB1=98mmB2=93mm備注齒寬一般是

22、小齒輪得比大齒輪得多5-10mm小結實際傳動比為：i1822.64531誤差為：由此設計有模數(shù)分度圓直徑齒數(shù)小齒輪3939831大齒輪324693824、軸的設計高速軸設計:(1)材料：選用45號鋼調質處理，查表15-3取=35MpaA=120(2)各軸段直徑的確定由dd1 40mmd2 44mmd3 48mmd4 40mmd5 36mmd6 30 mmL1 35mmL2 68mmL3 110mmL4 35mmL5 40mmL6 56mmFt 2250 NFr 818.5NdA3P23.65初選軸承6008,其內徑為40mm所以取di40mm；右起第二段裝齒輪，為了便于安裝，取d244mm,左

23、端用軸端擋圈定位；右端軸肩高()d1,去4mm則d348mm;第四段裝軸承，所以d440mm；初取d536mm,d630mm;端蓋的總寬為20,根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸進行潤滑，取齒輪距箱體內壁16mm6008抽承厚15mm齒輪寬70mm所以初取Li35mm,L268mm,L3110mm,L435mmL540mm,L656mm,綜上所述：該軸的長度L=344mm(3)校核該軸L1=,L2=,作用在齒輪上的圓周力為：T73.1Nm圓周力：Ft2dT1YP012250N徑向力：FrFttan2250tan200818.5N求垂直面的支承反力：F1Vl2Fr818-5171-51033602.4

24、6NliI2(61.5171.5)10F2VFrF1V818.5602.46216.04N求水平面的支承反力：由F1H(1112)Ftl2得F1HFtl2l1l22250 171.5 10 361.5 171.5 10 31656.1 NF 2HFt Fih2250 1656.1 593.9 N繪制垂直面彎矩圖Mav F2Vl2216.04 171.5 1037.05N mM 'avF1Vli 602.46 61.5 10 3 37.05N m繪制水平面彎矩圖M aHF1HL1656.1 61.5 10 3 101.85N maH 1 h 1M 'aH F2H12593.9 1

25、71.5 10 3101.85 N m求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把JM2v MaH直接相加M a M 2av M aH 37.052101.852108.38N m求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)0.6 )Ma108.38NMe M 2 T 2108.382 (0.6 73.1)2116.92N m計算危險截面處軸的應力因為材料選擇45號調質，查課本362頁表15-1得B650MPa查課本362頁表15-1得許用彎曲應力1b 60MPaca，M2T2/W14.66MPa<60Mpa所以該軸是安全的(4)彎矩及軸的受力分析圖如下:中間軸設計

26、：(1)材料：選用45號鋼調質處理，查表15-3取=35MpaA=120(2)各軸段直徑的確定：dl段要裝配軸承，選用6009軸承，d1=45mmL1=40mmd1=45mmd2=50mmd3=55mmd4=50mmd5=45mmL1=40mmd2裝配低速級小齒輪，由上邊方法判斷的e>5,故無需用齒輪軸，且d2d1取d2=50mmL2=65-2=63mmd3段主要是止位圖速級大齒輪/取d3=55mmL3=12mmd4裝配圖速級大齒輪，取d4=50mmL4=95mmd5段要裝配軸承，取d5=45mmL5=35mm取齒輪距箱體內壁跑離為：16mm由于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內

27、壁一段距離：8mm故該軸總長為：L=245mm(3)校核該軸L1=,L2=91mmL3=作用在2、3齒輪上的圓周力：2T22242.8103Ft22158Nd2225-_._3Ft32242.8105221.5Nd393徑向力：Fr2Ft2tan2158tan200785.45NFr3Ft3tan5221.5tan2001900.47N求垂直向的支反力Fr2l2l3Fr31785.45165.51900.4574.5F1V、l1l2l3(63.59174.5)50.62NF2VFr3F1VFr21900.4750.62785.451165.64N計算垂直彎矩：MavmF1Vli50.6263.

28、51033.21Nm/MavnF1v(l112)FRz/50.62(63.591)103785.459110”=Nm求水平間的支承力：L2=63mmL3=12mmL4=95mmL5=35mmFt22158NFt35221.5NFr2785.45NFr31900.47NE3I3Ft2I3I25221.574.52158165.5F1HliI2I363.59174.53258.3Nm/F2HFt2Ft3F1H21585221.53258.34121.2Nm計算、繪制水平面彎矩圖：MaHmF1Hli3258.363.5103206.90NmMaHnF2H(11"2一一一一一一3一一一341

29、21.2(63.591)1035221.591103=NmManMavnMaHn63.662(161.57)2173.66NmMam.-MavmMaHm3.212206.902206.92Nm求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)0.6)MeM2anT22173.662(0.6242.8)2226.67NmMe2-_2206.92(0.6242.8)253.06Nm計算危險截面處軸的直徑:Men-n截面:d3,0.113226.67103；0.16033.55mmMe226.67NmMe253.06Nmm-m截面：d3M-e-0.11一一一一一33

30、253.06100.16034.81mm由于d2=d4=50>d,所以該軸是安全的(4)彎矩及軸的受力分析圖如下低速軸設計：(1)材料：選用45號鋼調質處理，查表15-3取=35MpaA=120(2)各軸段直徑的確定：A，：，則d1203：6.9948.25mm,107.5d1=50mmd2=56d3=60mmd4=70mmd5=65mmd6=60mmL1=65mmL2=30mm考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取d1=50mm1=65mmd2裝配軸承，選用6309軸承，取d2=56。L2=30mmd3界軸定位，取d3=60mm,L3=32mm取d4=70mmL4=87mmd5裝配低速級人齒輪

31、一取,d5=65mmL5=91mmd6裝配軸承，選用6012取d6=60mm,L6=35mm取齒輪距箱體內壁跑離為：16mm由于箱體鑄造誤差，在確定軸)承位置時，應距箱體內壁一段距離：8mm所以該軸的總長為：L=340mm(3)校核該軸l1=l2=,作用在齒輪上的圓周力為：2T32631.0103Ft-5130Nd3246徑向力為FrFttan5130tan2001867.2N求垂直向的支承反力：F1V-1867.271.510：588.1NKl1l2(155.571.5)103F2VFrF1V1867.2588.11279.1N求水平間的支承反力：由FiH(1il2)Ftl2得Fih隊513

32、071.51011615.8N11l2155.571.5103F2HFtF1H51301615.83514.2NN/繪制垂直向彎矩圖/MavF2Vl21279.171.51091.46Nmav2V2一一'一一_3_MavF1Vli588.1155.51091.45Nm繪制水平向個矩圖L3=32mmL4=87mmL5=91mmL6=35mmFt5130NFr1867.2NMam267.39NiMaHF1H111615.8155.5103251.26NmM'aHF2Hl23514.271.5103251.27Nm求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把''"：M

33、aH直接相加Mam«'M2avMaH)91.462251.262267.39Nm求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)0.6)Me.M2amT32267.392(0.6631.0)2463.5Nm計算危險截面處軸的直徑因為材料選擇45#調質，查得B650Mpa,查課本231頁表14-3得許用彎曲應力1b60Mpa,則:3,0.1 1 3 463.5 103.0.1 6042.6mm因為d1=65>d,所以該軸是安全的(4)彎矩及軸的受力分析圖如下:5鍵的設計與校核b h l=12 863選才1A型普通鍵=100120高速軸上鍵的設計

34、與校核(1)與齒輪聯(lián)接的鍵/由d=44mm查表6-1選bxh=12X8,取L=63mm則工作長度l=L-b=51k=4所以強度/2T1"273.1叱16.29MPab h l=8 7 5 0kld45144所以所選鍵為：bhl=12863(2)與V帶輪聯(lián)接的鍵由d=30mm選bXh=8X7,取L=50則l=42,h=322Tl10273.1103所以133.1MPakld3.54230所以所選鍵為：bhl=8750b h l=14 956中間軸上鍵的設計與校核(1)與大齒輪聯(lián)接的鍵已知d=50,T1等考教材，取bh=149L=56則 l=42 k=根'據擠壓強度條的校核_33

35、2T2 102 242.8 10kld 4.5 42 5051.39MPa所以所選鍵為:b h l=14(2)與小齒輪聯(lián)接的鍵9 56已知d=50,工參考教材,取 b h=14 9 L=90b h l=14 990則l=76h=32T2102242.8kld所以所選鍵為:b4.57650hl=1499010328.4MPa低速軸上鍵的設計與校核(1)與齒輪聯(lián)接的鍵已知d1=65mmT1參考教材,取bh=1811L=90bhl=181190則l=72k=根據擠壓強度條的校核2T31032631.0103kld5.5726549.03MPa所以所選鍵為:bhl=1811/(2)與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵90

36、已知d1=50mmT1參考教材，取bh=149L=63則l=49k=根據擠壓強度條件，bhl=149632T31032631.01033114.46MPakld4.54950所以所選鍵為:bhl=149636、滾動軸承的校核計算圖速軸的軸承：/(1)已知n970r/min兩軸承徑向反力：Fr“818.5N軸向力：Fa0N/-e根據表13-5,X=1/Fr(2)根據表13-6,fp=,有輕微沖擊，則取fp=0初步計算當量動載荷P,P=fpXFrYFa=計算軸承6008的壽命：額定壽命T=2835610h=56960h查表得C=17000N106C106170003Lh115661h>569

37、6060nP60970900.35故可以選用計算中間軸的軸承：(1)已知n283.2r/min兩軸承徑向反力：Fr2785.45NFr31900.47N軸向力：均為0Faa-eFr/(2)初步計算當量動載荷P,根據P=fpXFrYFa/根據表13-6,fp=,取fp=。pp根據表13-5,X=1/所以p=P=計算軸承6009的壽命：T=56960hLh115661h0Lh59655h1106C106210003匚cud,SxchLh59655h>56960h60nP60283.22090.52、故可以選用。/計算低速軸的軸承/(1)已知n3107.5r/min兩軸承徑向反力：Fr1867

38、.2N軸向力:一為0Faee/Fr(2)初步計算當量動載荷P,根據P=fpXFrYFa根據表13-6,fp=,取fp=0所以P=計算軸承6012的壽命：,106C106315003廣巾s5“cue、Lh5.610h>56960h60nP60107.52053.92故可以選用。Lh5.6M05h7、箱體的設計及各部位附屬零件的設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內有良好的潤滑和密封。八箱體的形狀較為復雜，其重量約見減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，

39、目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經驗設計公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。箱體選用球墨鑄鐵QT40018,b400MPa,0.2250MPa,18,布氏硬度130180HBS。鑄造減速箱體主要結構尺寸表/名稱符號尺寸關系取值箱座壁厚0.025a38mmi0mm箱蓋壁厚10.02a38mm8mm箱蓋凸緣厚度bli.5ii2mm箱座凸緣厚度bi.5i2mm箱座底凸緣厚度b22.520mm地腳螺釘直徑df0.036ai2i8mm地腳螺釘數(shù)目na<250mm6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑di0.75dfi4mm蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6)dfi0mm聯(lián)接螺栓的間距l(xiāng)i

40、50200mmi80mm視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df6mm定位銷直徑d(0.70.8)d28mmdf、di、d2至直外箱壁距離Ci查手冊i6mmdi、d2至凸緣邊緣距離C2查例/i4mm軸承旁凸臺半徑RiC2i4mm凸臺高度h30mm外箱壁至軸承座端面距離liCiC2(5i0)38mm鑄造過度尺寸x、y查手冊3mm,15mm,R4大齒輪頂圓與內箱壁距離11.212mm齒輪端面與內箱壁距離210mm箱蓋箱座肋厚/mi,mmi0.85,m0.85m1=m=7mm軸承端蓋外徑/D2D(55.5)d3108mm115mm135mm軸承旁連接螺栓距離SSD2140mm各部位附屬零件的設計窺視孔蓋與窺視孔：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，大小只要夠手伸進操作可。以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙，了解嚙合情況.潤滑油也由此注入機體內.放油螺塞放油孔的位置設在油池最低處，并安排