二級直齒圓柱齒輪減速器設計說明書

1、青島理工大學琴島學院課程設計說明書課題名稱:二級直齒圓柱齒輪減速器設計學院:機電工程系專業(yè)班級：機械設計制造及其自動化10-10班學號：20100201049學生:項慶康指導老師：周燕青島理工大學琴島學院教務處2013年7月5日機械設計基礎課程設計評閱書題目二級直齒圓柱齒輪減速器設計學生姓名項慶康學號20100201049指導教師評語及成績指導教師簽名：年月日答辯評語及成績答辯教師簽名：年月日教研室意見總成績：室主任簽名：年月日摘要機械設計課程設計是機械設計課程的一個重要教學環(huán)節(jié)，也是學生第一次較全面的在機械設計方面的訓練，其目的是：第一、學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件部件、機械傳動

2、裝置和簡單機械的設計原理和過程。第二、通過機械設計課程設計,綜合運用機械設計課程和其它有關先修課程的理論和知識，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力,并使學生知識得到鞏固，深化和擴展。第三、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖軟件、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等.機械設計課程設計的題目是二級直齒圓柱減速器設計,設計內容包括：確定傳動裝置總體設計方案，選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力的參數；傳動零件，軸的設計計算；軸承，聯軸器，潤滑,密封和聯接件的選擇與校核計算；箱體結構及其附件的設計;利用AutoCAD軟件繪制裝

3、配工作圖及零件工作圖；編寫設計說明書；設計總結；最后完成答辯。關鍵字：機械設計、基本技能、繪圖目錄摘要I.I.1設計任務4傳動系統(tǒng)方案的擬定52.1方案的簡要說明及簡圖5.2。2電動機選擇6.2。3傳動比分配7.2。4傳動系統(tǒng)的運動和動力參數的計算7.2 傳動零件的設計計算93。1齒輪傳動的主要參數和幾何參數計算9.3。2軸的設計計算（初估軸頸、結構設計和強度校核）1.63.3滾動軸承選擇和壽命計算2.2.3.4鍵連接選擇和校核2.3.3。5聯軸器的選擇和計算2.4.3。6潤滑和密封形式的選擇2.4.3 箱體及附件的結構設計和選擇254。1箱體尺寸計算2.5.4。2附件的選擇及功用錯.誤!未定

4、義書簽?？偨Y27參考文獻281設計任務已知帶式輸送機驅動卷筒的圓周力（牽引力）F=2350N,帶速v=1.6m/s,卷筒直徑D=300mm。工作條件：單向運轉，有輕微振動，經常滿載，空載起動，兩班制工作,使用期限10年,輸送帶速度容許誤差為±5%。工作現場有三相交流電源.要求對該帶式輸送機傳動裝置進行總體設計.設計內容:（1）確定傳動裝置的類型，畫出機械系統(tǒng)傳動方案簡圖;（2）選擇電動機,進行傳動裝置的運動和動力參數計算；（3）傳動系統(tǒng)中的傳動零件設計計算；（4）繪制減速器裝配圖1張A0.2傳動系統(tǒng)方案的擬定2.1方案的簡要說明及簡圖為了估計傳動裝置的總體傳動比范圍，以便選擇合適的傳

5、動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速nw，即：601000V6010001.7nwr/min96r/minD340（2-1）一般常選用同步轉速為1000r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為11。根據總傳動比數值，可初步擬定出二級傳動為主的多種傳動方案如圖2-11所示的四種方案即可作為其中的一部分。就這四種方案而言方案b以用于長時間連續(xù)工作，且成本高。方案d制造成本比較高。根據帶式輸送機工作條件，可在a和c兩個方案中選擇?，F選用結構較簡單、制造成本也較低的方案c。方案c如下圖所示圖21傳動裝置1電動機2聯軸器3減速器4聯軸器5卷筒6輸送帶帶式輸動機由電動機驅

6、動。電動機1通過聯軸器2將動力傳入減速器3,再經聯軸器4將動力傳至輸送機卷筒5,帶動輸送帶6工作傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級為直齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動。2.2電動機選擇1。電動機類型和結構形式按工作要求和工作條件，選用一般用途的丫(IP44)系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2. 電機容量(1)卷筒軸的輸出功率Fv31.95(22)Pwkw3.1kw10001000(2)電動機輸出功率：PdPw(2-3)傳動裝置的總效率：422z1234(2-4)式中，i、2為電動機至卷筒軸之間的各傳動機構

7、和軸承的效率。由表2-24查的：滾動軸承：i=0.99;圓柱齒輪傳動：2=0。97;彈性聯軸器：3=0.99;滾筒軸滑動軸承：4=0.96,則:40.9922(25)故PdPw3.763.6kw(26)0.86(3)電動機額定功率由表20-1選取電動機額定功率Ped=5。5kw3.電動機的轉速21查得V,單(27)為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由表級圓柱齒輪傳動比范圍i柱=36,貝皿動機轉速可選范圍為：IIIndnwi1i18643456r/min根據表20-1可選擇電動機的型號：丫132M2-6其中額定功率:速:1000r/min，滿載轉速：960r/min.4kw，同

8、步轉2。3傳動比分配1.傳動裝置的總傳動比nm960inw96102.分配各級傳動比單級減速器的傳動比i=36，根據i1(1.11.5)i2，得:i13.125，i23.13(2-8)所得h，i2值符合圓柱齒輪傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍2.4傳動系統(tǒng)的運動和動力參數的計算1.各軸轉速高速軸軸為軸，中間軸為軸，低速軸為III軸，各軸的轉速為nnm960r/minnmni2320rmin3.13102r/min10)n960nr/min320r/mini1311)2.各軸輸出功率按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即：PPed37.5kw0.995.22kwPP125.22kw0

9、.99PiiP125.5kw0.995.44kw(29)(2(2(2-12)(2-13)3.各軸轉矩RT9550丄ni95505.44kw960r/min54.17Nm(215)PTII9550丄95505.22kw155.8Nm（216）320r/minPHI5.01kwT川9550川9550469.0Nm（2-17）n川102r/min將以上計算結果整理于表2。1中表2。1各軸的運動參數項目電動機軸高速級軸1中間軸II低速級軸III轉速(r/min)960960320102功率（kw）5。55.225.015.44轉矩（Nm）54。1753。5155。8469.0傳動比13.133.0效率

10、0。990.960。963傳動零件的設計計算3。1齒輪傳動的主要參數和幾何參數計算A。高速級齒輪傳動設計1。選擇齒輪類型、精度等級、材料及參數（1）按圖1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；（2）運輸機為一般工作機器，速度不高,故選用7級精度（GB10095-88）;（3）材料選擇：由表10-1選得大、小齒輪的材料均為40Cr（調質后表面淬火），齒芯部硬度280HBS齒面硬度為50HRC大齒輪齒芯部硬度240HBS齒面硬度為45HRC,二者硬度相差40HBS（4）初選小齒輪齒數乙=18,則大齒輪齒數Z23.132475.12，取乙=75（31）u13.32.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（1

11、0-9a）進行試計算，即d1t2.323"Zeu1（32）：dHU（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數Kt1.32）小齒輪傳遞轉矩T173.84Nm3）由表107選取齒寬系數d=0。814）查圖表10-6選取彈性影響系數Ze=189.8MPa?5）由圖1021e查得大、小齒輪的接觸疲勞強度極限應力為6）由式10-13計算應力循環(huán)次數N,60njLh60970128300102.791093-2)N23.3（3-3）7）由表10-19取接觸疲勞壽命系數Khn10.92;Khn20.98。8）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%安全系數S=1，由式（1012）得KHN1lim1

12、0.921100MPa1012MPaKHN2lim2S0.981100MPa1078MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，是代入h中較小的值.d1t2.323T1(ZE)dH山39.262mmu2）計算圓周速度v。d1tn1v6010002.0m/s3）計算齒寬bobdd1td1tZ1h模數mt齒高h2.25mt10)b31.416.4h4.94）計算齒寬與齒高之比5）計算載荷系數.0.84710(3-4)(35)(3-6)(3-7)(3-8)(3-9)(3(3-11)根據v2.0m/s,7級精度，由表10-2查得心1.25；由圖10-8查得動載系數Kv1.05；由表10-3查得Kh

13、Kf1,從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支承非對稱布置、6級精度、用插值法得Kh1.286o考慮齒輪為7級精度、取Kh1.296,故載荷系數(3(3KKaKvKhKh112)另由圖10-13查得Kf1.226）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（6）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（1010a)得1.701d1d1t439.26231KtX1.342.943mm(3-13)7）計算模數m7）計算模數mdZ1dZ142.943c2.4mm18(3-14)3.按齒面彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度設計的公式為3'2KYFaYsa2-dZ1F(3-15)（1

14、）確定公式內的各計算數值1）由圖10-20d查得齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1fe2620MPa,取彎曲疲勞安全系數S=1。4。2）由圖1018取得彎曲疲勞壽命系數Kfn10.86,Kfn20.92;3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S1.4,由式（1012）得F1KFN1fE1S380.86MPaF2KfN2fE2S407.43MPa4) 計算載荷系數K.KKaKvKfKf5) 查取齒形系數。由表105查得YFa12.91,YFa22.276.6) 查取應力校正系數.由表10-5查得用插值法求得Ysa11.53,Ysa2732(316)(3-17)7)計算大、小齒輪的丫SaYsa并加

15、以比較FYSa1YFa1380.860.0117丫Fa2丫Sa2407.430.0097小齒輪的數值大。(2) 設計計算21040210400.01172.2mm（3-19）對比計算結果，由齒面接觸疲勞接觸強度計算模數與由齒根彎曲疲勞強度計算的模數相差不大，取標注值m2.5，取分度圓直徑d142.943mm，算出小齒輪齒數d1z1117.1818m大齒輪齒數Z23.319859.4，取Z?61（320）4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1z-im45mm（3-21）d2z2m152.5mm（2）計算中心距plpla198.75mm（3-22）2（3）計算齒輪寬度bdd10.84536mm（

16、323）取B236mm,B141mm。B。低速級齒輪傳動設計i3.0;n294r/min;P7.13kw1. 選擇齒輪類型、精度等級、材料及參數1 ）按圖1所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高,故選用7級精度（GB10095-88材料選擇.由表10-1選得大、小齒輪的材料均為40Cr（調質后表面淬火），齒芯部硬度280HBS齒面硬度為50HRC大齒輪齒芯部硬度240HBS齒面硬度為45HRC二者硬度相差40HBS.(324)）初選小齒輪齒數z3=18，則大齒輪齒數Z43.01854，取Z2552=3。0按齒面接觸強度設計由設計計算公式（109a）進行試計算，即K

17、T?KT?d2t2.323d2(ZE)H(325）（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數Kt1.32)2)小齒輪傳遞轉矩T223.61104Nmm3)由表10-7選取齒寬系數:d=°。4)查圖表106選取彈性影響系數1Ze=189.8MPa2Hlim16）由式N1N27）由表8）1021e查得大、Hlim2110°MPa10-13計算應力循環(huán)次數。60n1jLh6029412出0.2821094.1510-19取接觸疲勞壽命系數小齒輪的接觸疲勞強度極限應力為8300KHN1計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為100.8471090.95;Khn20.97(3-26)1%

18、安全系數S=1,由式（1012）得KHN1lim1H3V-1045MPa27)KHN2SKHN2SLIM21067MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d2t，是代入H中較小的值d2t2.323d2t2.323(Ze)u1H58.31mm(328)2）計算圓周速度vd2t門2v601000d2t門2v6010000.9m/s3）計算齒寬bbdd2t46.6mm30)4)計算齒寬與齒高之比-。hd2t58.31小模數mt-3.2mmZ31831)齒高h2.25mt7.29mm46.67.296.4(3-29)(3(3(3-32)(3-33)5）計算載荷系數。根據v0.9m/s,7級精度，由表1

19、02查得Ka1.25；由圖108查得動載系數Kv1.03；由表10-3查得KhKf1,從表10-4中的硬齒面齒輪欄查得小齒輪相對支承非對稱布置、6級精度、Kh1.288。考慮齒輪為7級精度、取Kh1.298，故載荷系數KKaKvKhKh1（3-34）另由圖10-13查得Kf1.2246）按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（1010a）得(3-35)7）計算模數md3Z3d3Z363.478"3.52mm(336）按齒面彎曲強度設計由式（105）得彎曲強度設計的公式為(337)(337)32KT2YFaYsam器T.dZ3F（1）確定公式內的各計算數值1）由圖10-20d查得齒

20、輪的彎曲疲勞強度極限FE3FE4620MPa；2）由圖1018取得彎曲疲勞壽命系數Kfn30.87,Kfn40.9；3）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S1.4,由式（10-12）得F3KFN3FE3.S385.29MPa(338)F4KFN4FE4.S398.57MPa(3-39)4)計算載荷系數KoKKaKvKfKf(340)5)查取齒形系數。由表105查得YFa32.91;YFa32.3o6）查取應力校正系數.由表10-5查得Ysa4匸5%1.715.7）計算大、小齒輪的YSaYSa并加以比較.FYsa3YFa3Ysa3YFa3385.290.0116(3-41)丫Fa4YSa4

21、228470.0099F4398.57小齒輪的數值大。（2）設計計算21040.818221040.81820.01163.2mm(342）對比計算結果，由齒面接觸疲勞接觸強度計算模數與由齒根彎曲疲勞強度計算的模數相差不大，取標注值m=4m，取分度圓直徑d363.4mm,算出小齒輪齒數da63.4Z3m415.85,取Z317大齒輪齒數Z43.0174。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3z3m68mmd4z4m208mm（2）計算中心距d3d4a-208mm2（3）計算齒輪寬度bdd3圓整后取B455mm,B360mm。da63.4Z3m415.85,取Z317大齒輪齒數Z43.0174。幾

22、何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d3z3m68mmd4z4m208mm（2）計算中心距d3d4a-208mm2（3）計算齒輪寬度bdd3圓整后取B455mm,B360mm。(3-43)51取z4=52(344)(3-45)(3-46)(3-47)3。2軸的設計計算（初估軸頸、結構設計和強度校核）A.高速軸的設計1。輸入軸上的功率山，轉速，轉矩T1P17.425KWn1970r/m73.10Nm2. 高速級小齒輪的分度圓直徑為而Ft空273.110N3249N（3-48）d145FrFttan3249tan201183N（3-49）3。初步確定軸的最小直徑先按式152初步估算軸的最小直徑。選取軸的

23、材料為45鋼，調質處理，根據表153,取Ao112,于是得d而Ft空273.110N3249N（3-48）d145FrFttan3249tan201183N（3-49）3。初步確定軸的最小直徑先按式152初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表153,取Ao112,于是得dminA03311237.42597022.1mm(350)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑d12=24mm為了使所選的軸與聯軸器吻合，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩TcaKaT1查機械設計課本查表141取KA1.3TeaKaT1395030Nmm（351）因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉

24、矩，故選取HL1型彈性柱銷聯軸器其公稱轉矩Tn為160Nm，半聯軸器的孔徑d224mm半聯軸器的長度L=52mm半聯軸器與軸配合的轂孔長度L138mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端上，故2的長度應比略短一些,現取112=36mm.2. 軸的結構設計1）滿足半聯軸器的軸向定位要求，23軸段右端需制出一軸肩,故取23段的直徑d2326mm。1 ）初步選擇滾動軸承因軸承受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。選用6306型深溝球軸承.對于選取的軸承其尺寸為的dDB307219，故da4=d78=30mm左端滾動軸承右端采用軸肩進行軸向定位.45軸段為了軸段右端需制出一軸肩，故45的軸頸d4

25、537mm,134的長度應短于軸承2mm加上圭寸油盤的寬度為13mm取134=30mm右端滾動軸承左端加擋油盤，需軸肩軸向定位，由手冊上查得軸承定位軸肩高度h0.07d取h6mm，則d67=37mm故17825mm，取16713mm。2 ）左端軸承的左端采用軸承蓋定位，取軸承蓋的總寬度約為22mm根據軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加脂潤滑的要求和外伸端裝有彈性套柱銷聯軸器時，應留有裝拆彈性套柱銷的必要距離要求，應該留有一定的距離。留出30mm的間距，故丨2352mm.4）取安裝齒輪的齒頂圓直徑為50mm齒根圓直徑為38.75mm初選d5630mm，試選實心式齒輪，齒輪需要周向定位，初選普通A型平鍵

26、8mm7mm，則轂t13.3mm，軸t4mm,則齒輪的齒根圓到鍵槽底部距離e38.75/230/22m5mm,把此軸制作成齒輪軸.取d5650mm，15641mm.5）軸上零件的周向定位，半聯軸器的連接選用A型普通平鍵bhL8mm7mm22mm,半聯軸器與軸的配合為H7/k6滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6軸的結構示意圖如3-1所示-J-12=4-7856圖31高速級軸的結構設計B.中速級的設計1.輸入軸上的功率p2，轉速n2,轉矩T2p27.13KWn2294r/min2。初步確定軸的最小直徑先按式152初步估算軸的最小直徑。153,取Ao112，于是得d

27、minA03P'11237.13n3.294考慮到軸上裝有鍵槽，將直徑增大5%,T2231.6Nm選取軸的材料為45鋼，調質處理,根據表33.3mm（352）dmin33.3(13.5%)dmin33.3(13.5%)34.5mm(3-53)取dmm35mm。此軸通過鍵槽與兩個齒輪連在一起.3. 軸的結構設計1 ）軸段1-2和6-7處的直徑都為35mm軸的左右兩端分別裝有軸承，根據軸的直徑，選取圓柱滾子軸承NU307,對于選取的軸承其尺寸為的dDB35mm80mm21mm。左軸承的右端采用軸肩進行周向定位。由手冊查得NU307型的定位軸肩高度h4.5mm，因此，取d2344mm,l23

28、13mm.。2 ）軸段3-4和5-6安裝齒輪，23處安低速軸的小齒輪,5-6處安高速軸的大齒輪。小齒輪的齒頂圓直徑為76mm齒根圓直徑為58mm初選d3450mm，試選實心式齒輪，齒輪需要周向定位，初選普通平鍵14mm8mm，則轂t13.8mm，軸t5.5mm,則齒輪的齒根圓到鍵槽底部距離e58/250/23.80.2mm<2m8mm,把此軸制作成齒輪軸。取d2376mm，l2360mm.56處的齒輪選用自由鍛齒輪，考慮輪轂的寬度要小于齒輪寬度的1-2mm左右，故取l5634mm,d5640mm，齒輪需要軸肩高度h0.07d取h6mm，則d4552mm，由于旋轉零件的軸向距離為10-15

29、mm,故取l4513mm。3）軸承需要脂潤滑，故兩端需要加擋油盤，軸的左端擋油盤寬度取8mm軸的右端封油盤的寬度取14mm為了保證高速級軸承內圈與高速級的內圈在一條直線上，軸的又端需加上套筒，軸的右端取套筒的寬度為8mm故h230mm,50mm。3 ）軸上零件的周向定位，安裝大齒輪處選用A型普通平鍵bhL12mm8mm32mm，齒輪與軸的配合為H7/k6滾動軸承與軸的周向定位C.低速級的設計1.輸入軸上的功率p36.85KWP3，轉速匕，n398r/min轉矩T3T3667.53Nm2。高速級小齒輪的分度圓直徑為d4208mmFtFr2T12667.53103“1Nd1208Fttan6419

30、tan206419N(3-54)2336N初步確定軸的最小直徑dmin685mm46.1mm98A。3112(355)考慮到軸上裝有鍵槽,將直徑增大則(13.5%)47.7mm(3-56)取dmin48mm。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑42=48mm為了使所選的軸與聯軸器吻合，故需同時選取聯軸器的型號聯軸器的計算轉矩TeaKaT3查機械設計課本查表141取Ka1.5TeaKaT331001.3Nmm（3-57）因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩，所以選取HL4型彈性柱銷聯軸器其公稱轉矩Tn為1250Nm，半聯軸器的孔徑d248mm,半聯軸器的長度L=112mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯

31、軸器上而不壓在軸端上,故1-2的長度應比略短一些，現取-884mm。4. 軸的結構設計1 ）滿足半聯軸器的軸向定位要求，6-7軸段左端需制出一軸肩,故取67段的直徑d6753mm。2 ）初步選擇滾動軸承。因軸承受徑向力的作用，故選用圓柱滾子軸承NU311對于選取的軸承其尺寸為的dDB5512029，故d12655mm，右端滾動軸承左端采用軸肩進行軸向定位.45軸段為了軸段右端需制出一軸肩，故45的軸頸d4568mm,l56的長度應短于軸承寬度約2mm為了保證高速級軸承內圈與高速級、中速級的內圈在一條直線上，軸承需要脂潤滑，故需要加封油盤，右端軸承的左端圭寸油盤的寬度取14mm故l56=41mm

32、3 ）軸段2-3是安裝齒輪的,取d2360mm，為了便于裝拆此處輪轂的寬度應小于齒輪的寬度2mm故l2353mm，齒輪的右端用軸肩定位，取軸肩的寬度為10mmd3470mm。4 ）右端軸承的右端采用軸承蓋定位，取軸承蓋的總寬度約為20mm根據軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加脂潤滑的要求和外伸端裝有彈性套柱銷聯軸器時，應留有裝拆彈性套柱銷的必要距離要求，應該留有一定的距離。留出30mn的間距，故丨6750mm。5 ）軸上零件的周向定位，半聯軸器的連接選用A型普通平鍵bhL14mm9mm80mm，齒輪連接選用A型普通平鍵bhL18mm11mm45mm半聯軸器與軸的配合為H7/k6滾動軸承與軸的周向定位

33、是過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為m6軸的結構示意圖如33所示圖33低速級軸的結構設計r1:665. 軸的強度校核a.低速軸結構和受力分析圖34如下:“苓構國C；匝吉鬲登力因1(-J1IF13b(股力匪耳=*3173取=2336;*T10丸平匣詁革叭A%凹K平面瓷矩圖口前12417521>一：TTrrrV.nnMaEl盲旅音呃匱f"T=EEh53CJI.:vi圖34低速軸結構和受力分析圖b.求軸的載荷1）計算齒輪受力齒輪4所受的力：3圓周力Ft牛2雲1。n6419N徑向力FrFttan6419tan202336N轉矩T3667.53Nm59)2）計算支承反力水平面反力F

34、nh1Ft1151714317N5£171水平面受力圖，如c）圖所示垂直面反力Fnv1Fr11556171FNH2Ft2102N1571NFnv2Ft765N171垂直面受力圖，如e）圖所示3）畫軸彎矩圖4）畫軸轉矩圖水平面彎矩圖，如d）圖所示垂直面彎矩圖，如f）圖所示合成彎矩圖，如g）圖所示合成彎矩軸受轉矩T=T3轉矩圖，見圖h）c.校核軸的強度根據式（15-5），已知條件：軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力,0.6，軸的計算應力M2(T3)2caW2415722(0.666753°2MPa22.04MPa0.1603(3-58)(3(360)取(361)查表15-1

35、得160MPa，因此ca<1，故安全。3。3滾動軸承選擇和壽命計算低速軸軸承校核所選滾動軸承為圓柱滾子NU311型，查其基本額定動載荷Cr128KN基本額定靜載荷C°r89.0KN該軸承的當量動載荷PFr2336N已知預期得壽命10年，兩班制L10h28103004800h（3-62）該軸承所承受的動載荷為Cp：60叫10h2336吊609864800KN12.9KN<Cr128KN（3-63）V106106故所選軸承NU311合格.其余兩軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，軸承校核結果均合格。3。4鍵連接選擇和校核鍵、軸及轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力p1

36、00120MPa，取其平均值，p110MPa。a.低速軸普通平鍵的校核齒輪連接選用A型普通平鍵bhL18mm11mm45mm鍵的工作長度ILb45mm18mm27mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。由式（61）可得2T103kld2T103kld2667.531035.52760MPa149.8MPa110MPa(3-64)可見連接的擠壓強度不夠?？紤]相差較大，因此改用雙鍵，相隔180布置.雙鍵的工作長度I1.527mm48mm。由式（61）可得32T10kld32667.53105.54860MPa99.9MPa<110MPa(3-65)故，鍵合適。鍵標記：鍵1845GB1096-79b。低

37、速軸聯軸器的鍵校核連接半聯軸器的連接半聯軸器的A型普通平鍵bhL14mm9mm80mm，鍵的工作長度lLb80mm14mm66mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度2T103kid2667.531035.56648MPa93.6MPa110MPa故，鍵合適。鍵標記：鍵1480GB1096-793。5聯軸器的選擇和計算a.高速軸(軸I)的聯軸器的選擇根據軸I的設計，選用TH1型彈性柱銷聯軸器，其尺寸如下表3。1所示表3.1TH1型彈性柱銷聯軸器的參數型號公稱扭矩T(Nm)許用轉速n(r/min)d2(軸孔直徑mm)軸孔長度L(mm)轉動慣量(kgm2)Dmm許用補償量mm軸向徑向HL116071002452

38、0。0064900.50.15b.低速軸(軸U)的聯軸器的選擇根據軸U的設計,選用TL8型彈性柱銷聯軸器，其尺寸如下表所示3。2表3.2TL8型彈性柱銷聯軸器的參數型號公稱扭矩T(Nm)許用轉速n(r/min)d2(軸孔直徑mm)軸孔長度L(mm)轉動慣量(kgm2)Dmm許用補償量mm軸向徑向HL412504000481123.41951.50.153.6潤滑和密圭寸形式的選擇1.潤滑方式的選擇傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，為了減小磨擦和磨損、降低工作的表面的溫度.我采用的是：潤滑脂(半固體潤滑脂)，這種潤滑脂的黏著性好，正常工作時不漏油,密封性能好，使用方便，特別適用于滾動軸承的潤滑。采

39、用型號：通用鋰基潤滑脂(SY73241987)由于低速級齒輪周向速度低，所以采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑,裝至規(guī)定高度2。密封形式的選擇密封裝置：軸伸端密封方式有接觸式和非接觸式兩種。為避免磨損，可采用非接觸式密封。油溝密封是其中常用的一種。使用油溝密封時，應該用脂填滿間隙以加強密封性能。開設回油槽效果更好。油溝密封結構簡單，但不夠可靠，適用于脂潤滑及工作環(huán)境清潔的軸承中。選用凸緣式端蓋易于調整，采用密封圈實現密封。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定4箱體及附件的結構設計和選擇4.1箱體尺寸計算表4.1結構尺寸名稱符號具體數值箱

40、座壁厚8mm箱蓋壁厚Si8mm箱蓋凸緣厚度bii2mm箱座凸緣厚度bi2mm箱座加強肋厚m6。8mm箱蓋加強肋厚m16.8mm地腳螺釘直徑dfi6mm地腳螺釘數目n4軸承旁聯接螺栓直徑dii2mm箱蓋、箱座聯接螺栓直徑d28mm聯接螺栓d2的間距l(xiāng)i50mm軸承端蓋螺釘直徑d38mm軸承端蓋螺釘數目n4定位銷直徑d8mm軸承旁凸臺半徑Ri50mmdf、di、d2至外箱壁距離C22i8i3df、d2至凸緣邊緣距離C22011大齒輪齒頂圓與內箱壁距離135mm齒輪端面與內箱壁距離213mm軸承端面至箱體內壁的距離（脂潤滑）310mm旋轉零件間的距離413mm箱底至箱底內壁距離520mm4.2附件的選擇及功用表4。2附件名稱規(guī)格或參數作用窺視孔視孔蓋46mm130mm38mm為了便于檢查箱內傳動零件的嚙合情況以及將潤滑油注入箱體內，在減速器箱體的箱