机械设计课程设计计算说明书

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目二级展开式圆柱齿轮减速器专业班设计者指导老师2012年12月26日西安西安交通大学城市学院目录一、设计任务书（2）二、传动方案的拟定（2）三、电动机的选择和计算（3）四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算（4）五、联轴器的选择 （5）六、轴的设计计算（- 6）七、铸铁箱体结构尺寸（- 14）八、轴的设计（15）九、轴的校核 （- 17）十、轴承的校核（21）十一、键的选择与校核（23）十二、减速器附件设计（- 23）十三、润滑与密封（30）十四、设计小结（26）十五、参考资料（- 26）设计计算内容计算结果一、设计任务书1要求：连续单向运转，工作时有轻微振

2、动，空载启动，使用年限8年, 小批量生产，单班制工作，输送带速度允许误差5%。2. 已知：带的圆周力F=1900N,带速度V=2.45m/s,卷筒直径D=360mm。3. 设计任务：减速器装配图一张； 零件工作图2张； 零件说明书1份。二、传动方案的拟定传动方案如下图1所示：三电动机选择1.电动机的类型和结构形式的选择经综合分析，选用Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有 高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。Y系列电动机，额定电压为380V，额定频率为50HZ.。本设计中电动机采用封闭式结构。2.电动机容量的选择工作机所需功率oFv1900x2.45 ,Pw=4.849kWP =

3、 4.849kWw 1000n1000 x 0.96w传动装置总效率耳二耳 2耳3 耳 2 二 0.992 X 0.993 X 0.972 二 0.8948a 联轴器轴承齿轮所需电机输出P 4.849 P wd 耳a滚筒转速60vn 一0.8948 二 54191kWP =7.0448kW d60 X 2.45 = 129.97 沁 130r / minKd兀 x 0.36n=130r/minY132M2-6P =5.5kWedn =960r/minm综合考虑，选 Y132M2-6，P =5.5kW n =960r/minedm四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算1. 传动装置所要求的总

4、传动比为:i = nm = 960 = 7.3846a n 130同时i = i i = 7.3846a 1.31.5iai1高速级传动比 由1i1考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似取1.4高速级传动比i1=3.0984=、TT4.7.3846 x 1.3 = 3.0984低速级传动比i = a = 7,3846 二 2.3834i=2.3834i 3.098412. 传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速:I轴：片=960 r/minn = 960 r/mini“I 309.837r/min”ttt= 129.998r /minII 轴:n 二 ni 二-96 二 309.837r/mi

5、niii 3.98414 丄n 309.837.Ill轴：n =i = 129.998r/mmI i 2.3834(2) .各轴的输入功率(kw)I轴：P = P 耳=5.4191 x 0.99 = 5.365kWi d联轴器iP = 5.365kWi务=5.152kWPh= 4.947kWII轴：P = Pnn = 5.365 x 0.97 x 0.99 = 5.152kWii i齿轮i轴承iIII轴：P = P n n= 5.152 x 0.97 x 0.99 = 4.947 kWiii ii齿轮ii轴承ii滚筒：p = p n n W III轴承III联轴器II=4.947 x 0.99

6、 x 0.99 = 4.849kWP = 4.849kW（3）.各轴输入扭矩的计算（Nm）电动机轴的输出转矩T为：oP5 419T = 9550 x = 9550 x= 53.908N - m0n960mT = 53.908N - m0故，i轴：T = T n = 53.908 x 0.99 = 53.369N - mi 0 1II轴：t = t nn iii i齿轮i轴承11=53.369 x 0.97 x 0.99 x 3.9378 = 158.609N - mT广 158.609 N - m广 63.021N - mT = 348.609N - md 21.568mmid 32.239m

7、miid 42.751mmwIll轴：T二T耳 耳 iiii ii齿轮ii轴承ii二 158.609 x 0.97 x 0.99 x 2.3834 二 363.021N - m滚筒：T二T耳 耳iii轴承iii联轴器ii二 363.021 x 0.99 x 0.99N - m 二 348.609N - m将各轴的运动和动力参数列于表1。表1各轴的运动和动力参数轴号功率P / KW转矩T/(N.m)转速n(r /min)传动比i效率耳电动机5.41953.90896010.99I轴5.36553.3699603.09840.96ii轴5.152158.609309.3872.38340.96II

8、I轴4.947363.021129.99810.96卷筒轴4.751348.609129.998五联轴器的选择最小轴径P，5 365I 轴：d C3= 113x3 x1.03 = 21.568mmI 3 n3 14401P4 947II 轴：d C3，t = 113x3 二x1.07 = 32.239mm ii3 n3 365.68642CPi 4 751III轴：d Cj = 113x3： x1.07 = 42.751mm w 3n3129.998Y 3电动机轴径d=38mmI轴：主动J型轴孔C型键槽d=38mm L =82mm1从动J型轴孔c型键槽d=32mm L =82mm1，- JC3

9、8 x 82 TL6 型联轴器,GB/T 4323-84J C32 X 821六轴的设计计算1.高速级齿轮传动设计1) .齿轮材料，热处理考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面 渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS,取小齿轮齿数Z27高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS，大齿轮齿数 z 一 ix z 3.0984x 27 一 83.656 取 Z =85.2 1 2Z85i 一 u 一 y - 一 3.148 误差小于 5%Z 27i2) .初步设计齿轮传动的主要尺寸(1) .确定许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力大齿轮。-2

10、20MPaFlim小齿轮。=250MPaFlim 寿命次数应力循环次数N 一 60j nt 一 60 x 1x 960 x (8 x 250 x 8) 一 9.216 x108F1F 1N 一 60j n t 一 60 x 1x 309.387 x (8 x 250 x 8) 一 2.970 x 108F2F 2Y =0.88 Y =0.93N1N2试验齿轮应力修正系数Y =2ST 最小安全系数按一般可靠度S =1.25Fmin 许用弯曲应力 q c Y Y250x0.88x2“仆Q 一 一fiim1 n 1 st 一一 352MPaF1S1.25F min q c Y Y220x0.93x2

11、c 一 一Fiim2 N2 st 一一 327.36MPaF2S1.25Fmin(2) .确定许用接触应力接触疲劳应力大齿轮。=580MPaHlim小齿轮。=550MPaHlim .寿命系数 应力循环次数N 二 60j nt 二 60 xlx 960 x (8 x 250 x 8)二 9.216 x10sH1H 1N 二 60j n t 二 60xlx309.378x (8x 250x8)二 2.970x 10sH2H 2Z =0.9 Z =0.92N1N2 最小安全系数按一般可靠度SHmin=l .许用接触应力a Z580 x 0.9Q = Hmin1 = 522MPaH1 S1Hmin 1

12、 a Z550 x 0.92 “小a = Hmin2 N2 = 506MPaH2 SHmin。=506MPa旷 H2H1o Vo ，取o =H2TT(3).按齿面接触强度确定中心距 载荷系数 设齿轮按8级精度制造电机驱动，轻微振动取K=1.2 .齿宽系数 按非对称布置软齿面取= 1d =算=2x1 = 0.482 a u +13.148 +1 弹性系数Z =189.8E4节点区域系数初设螺旋角0 = 12。Z =2.46H5. 重合度系数Z端面重合度 = 1.88 - 3.2 (丄 + 丄)cos 0 az z1 2=1.88 - 3.2(丄 + 丄)cos12。2785=1.687轴向重合度

13、 Z mb sin 0 d sin 0 d cOs 0 = d1=-0pm兀nn1 x 27 =x tan12 = 1.827 1冗= 1.8271= 0.7406. 螺旋角系数Z = Jcos 0 =、cos12。= 0.989 07. 设计中心距 (,1) 1500KT a (u +1)31 ua506=(3.148 + 1)J50 x12 x 沒369 f 1898 x 2.46 x。刊 x。更9 ) V 0.482 x 3.148=88.233mm2a cos 02 x 88.233 x cosl2。27 + 85m =n z + z1 2=1.541取m =2，重求中心距nm (z

14、+ z )2 x (27 + 85)a = n_12 = 114.502mm2cos 02 x cos12。圆整中心距，取a=115mm 调整B0 = arccosm (z + z )n 122a=arccos2x(27+85)2 x115=13.116。(4).确定齿轮参数尺寸1.取齿数Z=272.模数 m =2mmnz =852=幺=85 = 3.148 z 2714确定分度圆直径2 x 273实际齿数比um z= 55.446mmcos 0cosl3.116。2 x 85=m nZ 2 = 178.661mmcos 0cos13.116。5确定齿宽b = b = a = 115 x 0.

15、482 = 55.43mm2a取 b=b =55mm2b =b +5=60mm1 2(5).验算轮齿弯曲强度1.当量齿数27Z2,z 二 1 二二 27.063v1 cos3 P COS3 13.11685zz 二 2 二二 94.180v2COS3 P COS3 13.1162.齿形系数和修正系数 线性差法可得Y =2.586 Y =1.597Fa1Sa1Y =2.174 Y =1.796Fa2Sa23重合度系数YE重新计算端面重合度1.88 - 3.2=1.88 - 3.21 1)+ I z z丿、1 21 1 ) 一 + 2785 丿cos Pcosl3.116。=1.6700 750

16、75Y 二 0.25 + 二 0.25 + 二 0.8491.670a4螺旋角系数由B及 & B1，取 Yb=0.835校核弯曲强度2000KT v v vvc =1Y Y Y YF1bd m Fa1 Sa1 p1 n2000 x1.2 x 53.369 ,=x 2.57 x1.60 x 0.849 x 0.83 =55 x 55.446 x 2=60.852MPa C F12000KT v v vvc =1Y Y Y YF 2 bd mFa 2 Sa 2 P1 n2000 x1.2 x 53.369 ,=x 2.19 x1.78 x 0.849 x 0.8355 x 55.446 x 2=5

17、7.88MPa C F2(6).设计结果 齿轮参数及几何尺寸模数m =2mmn齿数 z =27 z =851 2齿宽 b =55mm b =60mm2 1分度圆直径d =55.446 mm d =178.661 mm2m =2mmnz =271b =55mm2z =852中心距 a=115 mm 螺旋角B=13.116齿轮精度8级齿轮材料小齿轮45钢，调质，230-250HBS大齿轮45钢，正火，190-210HBS1.低速级齿轮传动设计1) .齿轮材料，热处理考虑此减速器小批量生产，为便于加工，故大小齿轮都选用软齿面 渐开线斜齿轮高速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度230-250HBS，取小

18、齿轮齿数Z39高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度190-210HBS，大齿轮齿数 z - i x z 2.3834 x 39 一 92.953 取 z -101.2 1 2.Z 92i 一 u 一 2 一 39 一 2.359 误差小于 5%rZ39i2) .初步设计齿轮传动的主要尺寸(1) .确定许用弯曲应力 弯曲疲劳极限应力大齿轮。-220MPaFlim小齿轮。-250MPaFlim 寿命次数应力循环次数N 一 60j n t 一 60 x 1x 309.387 x (8 x 250 x 8) 一 2.970 x108F2F 2N 一 60j n t 一 60x 1x 129.998 x

19、 (8x 250x 8) 一 3.120x107F3F 3Y -0.93 Y -0.99N2N2试验齿轮应力修正系数Y -2ST 最小安全系数按一般可靠度S -1.25Fmin 许用弯曲应力 q c Y Y250x0.93x2 十“仆Q Fiim2 N2 st 372MPaF2S1.25Fmin q cY Y220x0.99x2 “仆Q fiim3 n3 st 348.18MPaf 3S1.25F min(2) .确定许用接触应力接触疲劳应力大齿轮。-550MPaHlim小齿轮。-580MPaHlim.寿命系数b -60mm1d -55.446 mm1d -178.661 mm2a-115 m

20、mB-13.116。应力循环次数N 二 60j nt 二 60 x lx 309.387 x (8 x 250 x 8)二 2.970 x 108H2H 2N 二 60j n t 二 60xlx 129.9987x (8x 250x8)二 3.120x107H3H 3Z =0.92 Z =0.98N2N3 最小安全系数按一般可靠度S =1Hmin .许用接触应力Q 二H2Q 二H3Q ZHmin2N2SHminQ ZHmin3N3SHmin580 x 0.921550 x 0.981二 533.6MPa二 539MPa% 11 . 1Z = 0.616& e 1.724a&螺旋角系数Z B =

21、 *s = 丁 cs12 = 0.98909.设计中心距a (u 土 1)500KT:e uai1500 x 1.2 x 158.609f 189.8 x 2.46 x 0.616 x 0.989 )|0.591 x 2.3834、533.6丿2=(2.3834 +1)=2 x 90.597 x cosl2。39 + 92=90.597mm2a cos 0 m 一n z + z1 2=1.353取m =2，重求中心距nm (z + z )2x(39 + 92)13_2 cos 02 x cos 12圆整中心距，取a=135mm 调整B0 = arccos2m (z + z )n 12a=arc

22、cos2 x (39 + 92)2 x 135=13.982。(4).确定齿轮参数尺寸1.取齿数Z=392.模数 m =2mmnz=922z 92=乂 = 9- = 2.359 z 3914确定分度圆直径2 x 393实际齿数比u-mnz = 80.382mmcos 0cosl3.982。m z2 x= 189.618mmcos 0cos113.982。2 x 925确定齿宽b = b = a = 135 x 0.591 = 78.785mm2a取 b=b =80mm2b =b +5=85mm1 2(5).验算轮齿弯曲强度1.当量齿数zz 二 v1 COS3 p39cos3 13.982o _

23、 4Z683z92z 二 2 二二 100.987v2cos3 p cos313.9820922.齿形系数和修正系数 线性差法可得Y =2.37 Y =1.675Fa1Sa1Y =2.18 Y =1.79Fa2Sa23重合度系数YE重新计算端面重合度1.88 - 3.2=1.88 - 3.21 1)+ I z z丿、1 21 1 )39 92 丿cos Pcosl3.982。=1.7110 750 75Y 二 0.25 + 二 0.25 + 二 0.688 1.711a4螺旋角系数由B及 & B1，取 Yb=0.845校核弯曲强度2000KT v v vvc =1Y Y Y YF1bd m F

24、a1 Sa1 p1 n2000 x1.2 X158.609 ,=x 2.37 x 1.675 x 0.688 x 0.84 =80 x 80.382 x 2=67.9MPa C F12000KT v v vvc =1Y Y Y YF 2 bd mFa 2 Sa 2 p1 n2000 x1.2 x158.609 ,=x 2.18 x1.776 x 0.688 x 0.8480 x 80.382 x 2=64.727MPa C F2(6).设计结果齿轮参数及几何尺寸模数m =2mmn齿数 z =39 z =921 2齿宽 b =80mm b =85mm2 1分度圆直径d =80.385 mmd =

25、189.618mm2中心距 a=135 mm螺旋角B=13.116m =2mmnz =39 z =921 2b =80mm2b =85mm1d =80.385mm1d =189.618mm2a=135 mmB=13.116齿轮精度8级齿轮材料小齿轮45钢，调质，230-250HBS 大齿轮45钢，正火，190-210HBS箱座壁厚：S =0.025a+3=7mm 取 6 =10mm 箱盖壁厚：6 =0.8 6 =8mm箱座凸缘厚度b=1.5 6 =15mm七.铸铁箱体结构尺寸箱盖凸缘厚度 耳=1.5 6 =15mm 箱底座凸缘厚度：b =2.5 6 =25mm2地脚螺栓直径：d =0.036a

26、+12=16.86mm 取 M20 d=18.376mmff地脚螺栓数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d=0.75df=13.32mm 取 M16 d =14.761mm 箱盖与箱座连接螺栓直径：d =0.5d =8.34mm取MIO d =8.376mm2f2轴承端盖螺钉直径：d3=0.4df=6.744mm 取M8 视孔盖螺钉直径：d =0.4d =6.744mm 取M84f定位销直径：d=0.8d =83.35mm取42d、d、d至外箱壁距离广d c =26mm c =24mm f 12fl2d、d至凸缘边缘的距离 d c =30mm c =20mmf 21122 1 2轴承旁凸台半径R=

27、C2=20mm 凸台高度h=58mm外箱壁至轴承座的距离l=c+c,+50mm 大齿轮顶圆与内机避的距离A 1=20mm齿轮端面与内机壁距离A2=10mm 箱盖肋厚 =0.85 6 =6.8mm 取 7mm 箱座肋厚 m=0.85 6 =10.2mm 取 10mm115mm125mm155mm轴承端盖外径 凸缘式端盖I轴:D2=D+5d3=113.37mm取 v II 轴:D =D+5d =123.37mm 取23Lili轴:D=D+5=153.37mm 取 轴承旁联接螺栓距离I轴：s=D=115mm II轴：s=D =125mm2、III轴：s=D =155mm2八轴的设计轴的结构设计：1、

28、高速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：d11 :最小直径，安装联轴器的外伸段，d11= d1 i二32mm11111mmd12:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟 采用毡圈密封），d12=38mmd13 :滚动轴承处轴段，d13=40 mm，滚动轴承选择7208C，其尺寸为d x D x B 二 40mm x 90mm x 18mmd14 :轴肩，d14 =47 mmd 15齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴 和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处理。:轴肩，=47 mm16 16d17 :滚动轴承处轴段，d17 = d13=40 m

29、m.（2）各轴段长度的确定：l:由联轴器的毂孔宽片=84mm确定，80 mmZ12 :由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=83mm1 :由滚动轴承装配关系等确定，1 =18 mm13 131 :由装配关系，箱体结构等确定，1 =14 mm14 141 :由高速级齿轮宽度B1=55 mm确定，1 =55 mm15 1151 :取为 1 =117 mm16 161 :由滚动轴承装配关系等确定，1 =18 mm17172、中间轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：d21 :最小直径，滚动轴承处轴段，d21= 40mm，滚动轴承 选取 7408C,其尺寸为 d x D x B 40mm x 90mm

30、 x 23mmd22 :轴环，根据齿轮轴承等轴向定位要求，d22=45 mmd23:高速级大齿轮轴段，d23=52mmd24:轴肩，d24=60 mmd齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。 25所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢调质处 理。d 轴肩，d* =60 mm26 26d27 :滚动轴承处轴段，d27 = d 21=40 mm（2）各轴段长度的确定：1 :由滚动轴承装配关系等确定，1 =21 mm21 21122 :轴肩宽度，仁七mm1 :由高速级大齿轮宽度B=62.4mm确定，1 =63 mm.23 1231 :轴肩宽度，1 =14 mm24 241 :

31、由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，1 =85 mm25 251 :轴肩宽度，1 =30 mm26 26127：由滚动轴承装配关系等确定127 = 23 mm3、低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定：d31 :滚动轴承处轴段，d31=55 mm,滚动轴承选取7311C，尺寸为 d x D x B 55mm x 120mm x 29mmd32 :过渡轴段d32 =66 mmd33 :轴肩，根据齿轮的轴向定位要求，d33=72 mmd34:低速级大齿轮轴段，d34 =66mmd35 :轴环，根据齿轮和轴承的轴向定位要求d35 =60mmd36 :滚动轴承处轴段d36=55mm3636d37 :密封处轴

32、段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），d 37=54 mmd :最小直径，安装联轴器的外伸段，d = 110mm3838（2）各轴段长度的确定：1 :由滚动轴承装配关系等确定，1 =30 mm3131132 :过渡轴段，132 =80.5 mm1 :轴肩，1 =10 mm33 331 :由低速级大齿轮宽度，1 =94 mm34 341 :轴环，1 =9.5 mm35 351 :滚动轴承处轴段，1 =28 mm36 361 :密封处轴段，取1 =61 mm37 371 :安装联轴器的外伸段1二110 mm38 38九、轴的校核中间轴的校核齿轮对轴的力作用点按简化原则应

33、在齿轮宽度的中点，因此可以决 定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=200m m,高速级大齿轮的力 作用点B到支点A距离L=49.5mm,两齿轮的力作用点之间的距离 L2=89.5mm,低速级小齿轮的力作用点C到右支点D距离L3=61mm。图2轴的力学模型及转矩、弯矩图a)力学模型图b) V面力学模型图c) V面弯矩图d) H面力学模型图e) H面弯矩图f)合成弯矩图g)转矩图(1)计算轴上的作用力：高速级大齿轮：F 二吕二 158.69 X103 X 2 二 1766.127N tid178.601F = Ffn 二 1776-127 x tan20。二 663.773N r1cos Bc

34、os13.116F 二 F tan 0 二 1776.127x tanl3.116 = 413.840N ait11低速级大齿轮：2T 二 158.609 x 103 x 2 二 3949.034N 12 d80.3822F tan a 3949.034 x tan 20o“丁F 二n 二二 1481.217Nr2cos 0cos13.9822F 二 F tan 0 二 3949.034x tan13.982 = 983.287N a2122(2) 、绘制轴的力学模型图2a。(3) .求垂直面支反力，见图2b。作垂直面弯矩图2c由绕支点A的力矩和工M = 0，得：AV-LF -(1 +1 )F

35、 -(1 +1 +1 )F 二 01 t11 2 121 2 3 DVF = -3184N方向向上DV同理，由由绕支点D的力矩和工M = 0,得： DV-(1 +1 +1 ) F + (1 +1 ) F + LF 二 01 2 3 AV 2 3 t13 t2化厂2540.991N方向向上MBv=FavL1=-157608N mmMdv=FdvL3=155000N mm(4) .水平面支反力，见图2d。水平面弯矩图2e由绕支点A的力矩和工M= 0,得：AHLF + dF -(1 +1 )F + F -(1 +1 +1 )F = 01 q2 a112 r22 a212 3 DHF =428.786

36、N方向向上DH同理，由由绕支点D的力矩和工M = 0,得： DH(L + L + L )F -(L + L )F + 纶F + LF + F = 0 123 AH232 a13 r22 a2F =-334.659N 方向向上AHMbh=L1Fah=-16565.571N mmBH1 AHF =1766.127N t1F = 663.773 N r1F = 413.840Na1F = 3949.034 N12F = 1481.217N r 2F = 983.287 Na2F =-3184 NDVF = 2540.991N AVMbv=-157608N mmMdv=155000N mmM= M +

37、 F di = 20390.395N - mmBHBH ai 2Mch=L3Fdh=-26138.561N mmCH 3 DHM= M + F d2 = 13380.727N - mmCH CHa2 2(5) 合成弯矩图，见图2f。B处：M = 31.37mmB1、滚动轴承的选择。根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由II速轴的结构设计，选取7308C,其基本参数查资C二40.2KW, C二32.3KW受力分ror析如图3图31、作用轴上的外力及支反力。R =Jf 2 + F 2 = 2562.934NAAHAVR =Jf 2 + f 2 = 3212.704ND DHDVF = 551.

38、447 Nx2、计算轴承的当量动载荷A、正确标出内部SA、SB的方向B、计算两轴承的轴向载荷SA、SB试选e=0.43则由 S = eR = 0.43 x 2562.934 = 1102NA AS = eR = 0.43 x 3212.704 = 1381.462NDDc、水平方向（轴向）的静力平衡因 F + S = 1932.909 SxDA则 A = S = 1280NDDA = F + S = 1932.909NAxDA需有所得的A值验证一下，比值 =0.058与试取界限值e0or时的相应比值是否相等：R = 2562.934N AR = 3212.704N DF = 551.447 N

39、xA i 28aCD = 323 = 0.0396与对应的误差较大ororA1.932aCA二32 3二0.0598与试取的已很接近ororD、参照上次试算结果，重新取界限值e轴承：重新取e = 0.4125二 eR 二 0.4125 x 3213 二 1325ND=eR = 0.4125 x 2562.934 二 1065.8NA则AD二1325N0.0411已很再验证CD二31二0.00410，与对应的CAoror接近3、计算轴承的当量动载荷PP2 轴承AA 1932.909A 二二 0.75 eR 2562.934aAXA=0.44Y1=1.30二 f (X R + Y A )二 436

40、8.56P A A A A轴承DAD =RD13251325 二 0.4123 P.，即应按轴承2计算C = P2r，60nlh = 41916 C = 16000 F 3 106t一键的选择与校核低速轴上键:低速轴伸出段轴端处轴径d=48mm轴毂长110mm查表得b=14mm h=9mm L=100mm采用A型普通平键 45钢 查表得。=100200MPa 键的工作长度l=L-b=86mm。=37.533MPa100MPa键连接强度足够十二、减速器附件的设计1、窥视孔及窥视孔盖C二 41916 C -16000b=14mmh=9mmL=100mm由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下AA1A

41、2B1B2d4h170230200120906102、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-18,选用M12X1.25型通气器DD1sLlad11816.5141910A43、凸缘式轴承端盖用来封闭轴承座孔，固定轴系部件的轴向位置，现确定尺寸如下:以下依次为低速轴，中间轴，高速轴的轴承端盖轴承外径（D）螺栓直径（d ）螺栓数目（n）I轴115mmM84II轴125mmM86III轴155mmM864、定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两 侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=8mm。5、起箱螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉M8，螺

42、钉螺 纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。6、油标指示减速箱内油面的高度，本处选用杆式油标，尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12416635128526227、放油孔及放油螺塞排放减速箱体内污油和便于清洗箱体内部，尺寸如下:i.ldD0LlaDSD1d1HM14X1.5222212319.61716.151528、起吊装置便于减速器的搬运，选用吊环，尺寸如下RHd143214十三、润滑与密封由于该减速器是一般齿轮减速器，故采用油润滑。输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承 的磨损或腐蚀，要求设置密封装置，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖 上开出梯形槽，将毛毡按

43、标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接 触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油 封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单，所以用毡圈密封。十四、设计小结这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合 运用机械设计和有关先修课程的理论，培养解决工程实际问题的能力，巩 固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面起到了重要的作用，而 且设计必须抱有严谨的态度，这种态度必须从每一个小的细节做起，细 节决定成败。金无足赤，人无完人，设计亦无完美。不断积累经验才会让设计人 更强大。十五、参考资料机械原理及机械设计主编：诸文俊钟发祥 西北大学出版社机械设计课程设计主编：任金泉西安交通大学出版社