1、l 設(shè)計任務(wù) 2 電動機的選擇計算 3 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4 帶傳動的設(shè)計計算 5 傳動零件的設(shè)計計算 6 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核 7 滾動軸承的選擇及計算 8 箱體內(nèi)鍵連接的選擇及校對 9 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 10 聯(lián)軸器的選擇 11 減速器附件的選擇 12 潤滑與密封 13 參考文獻 14 設(shè)計小結(jié) 、設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計題目：用于帶式運輸機的二級直齒圓柱齒輪減速器2、系統(tǒng)簡圖：3、工作條件：工作有輕微振動，經(jīng)常滿載、空載起動、兩班制工作，運輸帶允許速 度誤差為5%,減速器小批量生產(chǎn)，使用壽命八年，每年按 300天計。4、原始數(shù)據(jù)已知輸送帶拉力F (KN)2.4輸送帶速度v (m/s)

2、1.4滾筒直徑D(mm)4005、設(shè)計工作量：1. 減速器裝配圖一張(1號圖紙)2. 零件工作圖二張(傳動零件、軸各一張)3. 設(shè)計計算說明書一份(A4紙，6000-8000字)、電動機的選擇計算如系統(tǒng)簡圖所示的膠帶運輸帶的有效拉力 F=2.4KN,工作速度v=1.4m/s,傳動滾動直徑 D=400mm電源為三相交流，電壓為 380/220V試選擇電動機。工作條件：單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，空載起動，單班制工作，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為土 5%1. 選擇電動機系列按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V,Y系列2. 選擇電動機功率FV = 240014

3、=3.36kw1000 1000傳動裝置的總效率:V 帶傳動效率b二0.96圓柱齒輪的傳動效率 n g=0.97一對滾動軸承的效率n r=0.98聯(lián)軸器的效率n c=0.99傳動滾筒效率n滾筒=0.96g2卷筒傳動總效率二 0.96 0.99 0.983 0.982 0.96 二 0.82所需電動機功率片=巴=迴n 0.82=4.1kw3. 電動機的轉(zhuǎn)速滾筒轉(zhuǎn)速 nw =型=60 1.466.88r/minnD 3.14 漢0.4V 帶 ib =24雙級圓柱齒輪ig=840i=16160 取 i=1640n=107C2675 r/min 取 n=1500 r/min通過比較決定選擇電動機型號為

4、 丫132S-4,同步轉(zhuǎn)速為1440r/min，所選電動機的 數(shù)據(jù)和安裝尺寸如下表額定功率Fb/kw5.5電動機外伸軸直徑D/mm38滿載轉(zhuǎn)速n0 (r/min )1440電動機外伸軸長度E/mm80額定扭矩2.2電動機中心高H/mm132三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算1、分配傳動比電動機的滿載轉(zhuǎn)數(shù)n0=1440r/min總傳動比 I 總=n o/n w = 1440/66.88=21.5分配傳動裝置各級傳動比i =ibig =ibiii2，取帶傳動傳動比ib =2.5bi2 = i / ib = 21 .5 / 2.5 = 8.6令ii = 1.3i2，代入上式求得:高速級傳動比h -3.

5、35，低速級傳動比i2 =2.57。2、各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算a. 各軸轉(zhuǎn)速1 軸轉(zhuǎn)速 n-i = nm / ib = 1440/2.5 = 576r/min2 軸轉(zhuǎn)速 n2 = q/i = 576/3.35 =171.9r/min3 軸轉(zhuǎn)速 n3 =n 2/i2 =171.9/2.57 =66.9r/min卷筒軸轉(zhuǎn)速n4二n3 =66.9r/minb. 各軸功率1 軸功率 P1 = Pn b 二 5.5 0.96 二 5.28kW2 軸功率 P2 r g =5.28 0.98 0.97 =5.02kW3 軸功率 P3 二 P2r g=5.02 0.98 0.97 =4.77kW卷筒軸功率

6、 P4 = F3r c =4.77 0.98 0.99 二 4.63kWc. 各軸轉(zhuǎn)矩電機軸 T0 =9550Pn/nm =9550 5.5/1440 103N mm = 36476N mm1 軸 人=9550P/q =9550X5.28/57603N mm = 87542N mm2 軸 T2 -9550P2/ n2 =9550 5.02/171.9 103N mm=278889N mm3 軸 T3 = 9550P3/n3 = 9550 4.77/66.9 103N mm = 680919N mm卷筒軸 T4 = 9550巳/nw = 9550 4.63/66.9 103N mm = 6609

7、34N mm計算結(jié)果如下表:軸名、參數(shù)電動機軸1軸2軸3軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n /（r min 丄）nm =1440m =576壓=171.9n 3 = 66.9帀=66.9功率P/kWPn =5.5R =5.28P2 =5.02P3 = 4.77R = 4.63轉(zhuǎn)矩T/N mmT =36476=87542T2 =278889T3 =680919T4 =660914傳動比i2.53.352.571效率n0.950.950.950.97四、帶傳動的設(shè)計計算1確定設(shè)計功率Pd由機械設(shè)計表5-6查KA=1.1Fd =Ka Pn =1.1 5.5kW =6.05kW2選擇V帶型號選擇V帶的帶型，由Pea no

8、圖8-11選用A型3確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd1。由表8-6和表8-8，查取A型帶輪Dmin二75mm，應(yīng)使D1 Dmin，小帶輪轉(zhuǎn)速較低，選 D 100mm驗算帶速v=7.536m/s兀Dn3.14 勺 00 勺440v =60 1000 60 1000帶速在525m/s之間，D1選擇合適。D2 =iDd1 - ；）=2.5 100 （1 -0.01） = 247.5mm參考表8-8給出的帶輪直徑系列，取 D2 = 250mm轉(zhuǎn)速誤差 250 -247.5 =0.0仁 _5%247.54確定中心距a和帶長Ld由式(8-20) 0.7(D1 D2Ba2(D1 D

9、2)245mm 乞 a 乞 700mm初選 a0 二 400mm-H-h X, 帶長Ld2a0 i(D1 D2)2(D2 - Di)二 1364 mm4 a。查表8-2取中心距 a ：“a0亠士 匕=418mm2a的調(diào)整范圍amin 二 a0.015 Ld =397 mmamax = a 0.03Ld = 460 mm驗算包角：i =180 - DDl 57.3 =159.4a6確定V帶根數(shù)按式 zPd(P。+AP)KaKc由表8-9a,插值求得得R = 1.32kW由表 8-4b 查得.P0 =0.17kW由表8-12查得Ka =0.95由表8-8查得Kl =0.96代入求根數(shù)公式，得Pd(

10、F0R)KaKL二 4.456.05(1.32 0.17) 0.95 0.96取z=5,符合表5-7推薦的輪槽數(shù)7確定初拉力F0查表 8-3 得 q = 0.1kg/mp 25F0 =500（1） qv2 =136.7Nzv Ka8計算作用在軸上的壓力FqFq 二 2zF0sin = 1345N29帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪結(jié)構(gòu)采用實心式電動機 D0=38mm表8-11查的e = 15_0.4,f=9，B帶輪（z-1） e zf = 105mmL帶(1.5 2) D。=57 76mm。輪轂寬,五、傳動零件的設(shè)計計算I - H軸高速傳動嚙合的兩直齒輪(傳動比 3.35 )1、選精度等級、材料及齒數(shù)(1)

11、 材料及熱處理選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS大齒輪材料為45#鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS(2) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選取精度等級7級(3)試選小齒輪齒數(shù) 乙=23，大齒輪齒數(shù) 乙 772、按齒面接觸強度設(shè)計：因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式(10-9)試算，即2KT u 1（ZHZEZ；：dU 二h3、確認公式中的各計算數(shù)值(1) 由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)ZH= 2.5(2) 由表8-18選取尺寬系數(shù)d =1(3) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE=190Mpa(4) 由式10-13計

12、算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 1 =60n/ Lh=60 576 1 (2 300 8 8)=1.33109N 2=N/3.35=3.97108(5) 由圖8-5查得接觸疲勞壽命系數(shù)為1和1(6) 接觸疲勞強度極限 CHlim 由圖 8-20a 查二Hiim1=720MpaHiim2=580Mpa(7) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得!1 = ；“HlimZN1 二 720 =720Mpa1Sh1沁毛半580MpaLh =580Mpa4、計算載荷系數(shù)K(1) 已知載荷輕微沖擊，所以取 Ka=1.25(2) 根據(jù)8級精度，由圖8-6查得動載系數(shù)Kv=1.1(3) 由

13、表8-5查得K： =1.1由表10-4插值法查8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時K :=1.05載荷系數(shù) K =Ka.Kv.Kh.K =1.25 1.1 1.1 1.05 =1.59(4)確定重合度系數(shù)Z；=1.83.2(11 ) =1.7Z1Z23 =88(5)所需小齒輪直徑d1d 32KTU (ZHZEZ；)2；：dU二H2燈.59疋87542 3.35+11902.55.88 2 “=3（）2 =57.26mmV 13.35580模數(shù) m=dl =2.49z5、根據(jù)齒根彎度強度設(shè)計由式（10-17）確定計算參數(shù)1）由圖10-20C查的小齒輪的彎度疲勞強度極限 cF1=300Mpa大齒輪

14、二F2=220Mpa2）由圖10-18取彎度疲勞壽命系數(shù)為 YN為1和13）Yx仁1; Yx2=14）計算許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.6，由式10-12得“1=1尸問丫“乙=375MpaSF2F lim YN Yx二 F2=1=275MpaSf5）查取齒型系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 YF1=2.52 ； YF 2=2.18由表 10-5 查得 YS1 =1.625 ； YS 2=1.81Y Y6）計算大、小齒輪的丫呂丫j并比較卑洱1 =0.01092Yf2*2 =0.01434- F 2大齒輪的數(shù)值大7）載荷系數(shù)K=1.598）設(shè)計計算m 3 2 侮 87542 .0.01434 -

15、 1.96K2326、標準模數(shù)的選擇由于齒面接觸疲勞強度計算模數(shù) m大于齒根彎度疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小取決于彎度強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅 與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎度強度算得的模數(shù)1.96優(yōu)先采用第 一系列并就近圓整為標準值m=2mm按接觸疲勞強度算的分度圓直徑的 d仁57.26mm1）小齒輪的齒數(shù)Z仁d1/m=28.6,取 z1=282）大齒輪的齒數(shù)Z2=z1 X 3.35=93.8,取 z2=947、幾何尺寸計算1 ）計算中心距a 二 Z1 z2m=122mm22）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = Z1 X m=28

16、X 2=56mm ; d2 = Z2 X m=94X 2=188mm,計算齒輪寬度b = d d1 =56mm小齒輪齒寬相對大一點，因此 B仁60mm B2=56mmII -皿軸低速傳動嚙合的兩直齒輪（傳動比 2.57）1、選精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料及熱處理選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS大齒輪材料為45#鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS（2）選取精度等級7級（3）試選小齒輪齒數(shù) 乙=30，大齒輪齒數(shù) 乙=772、按齒面接觸強度設(shè)計：因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式(10-9)試算，即2KT u 1(ZhZe

17、Z ；)；：d U；h3、確認公式中的各計算數(shù)值(1) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH= 2.5(2) 由表10-7選取尺寬系數(shù)d =1(3) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù) ZE=190Mpa(4) 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N 1=60nj Lh=60 171.9 1 (2 300 8 8)=3.96108N 2=N/2.57=1.54108 (5)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)為1和1 (不許出現(xiàn)點蝕)(6)接觸疲勞強度極限-Hlim 由圖 8-20a 查二Hlim1=720Mpa-Hlim2=580Mpa(7)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%安全系數(shù)S=1，由式(10-1

18、2)得H lim Z N1SH二720 =720Mpa1!2 J HlimZN2 =ggg=580Mpa2Sh1Lh =580Mpa4、計算載荷系數(shù)K(1) 已知載荷輕微沖擊，所以取 Ka=1.25(2) 根據(jù)8級精度，由圖8-6查得動載系數(shù)Kv=1.1(3) 由表 8-5 查得 K,.=1.1由表10-4插值法查8級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時K ； =1.05載荷系數(shù) K 二KaKv.KhjKh 1.25 1.1 1.1 1.05 =1.59(4)確定重合度系數(shù)Z；=1.88-3.2 (-丄)=1.732ZiZ2（6）所需小齒輪直徑di=0.87di_32KTU 心乙)；d U二 H2

19、 1.59 680919 2.57 11* 2.57190 2.5 0.875802)=115mm模數(shù)口呂=3.83z5、根據(jù)齒根彎度強度設(shè)計由式（10-17）確定計算參數(shù)1）由圖10-20C查的小齒輪的彎度疲勞強度極限 F1=300Mpa大齒輪二F2=220Mpa2）由圖10-18取彎度疲勞壽命系數(shù)為 YN為1和13）Yx仁1; Yx2=14）計算許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.6，由式10-12得5=12 FlmYNYx=375MpaSf二 F2 =1 2、- fYnYx =275MpaSf5）查取齒型系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 YF/=2.52 ； Yf：2=2.18由表 10-5

20、 查得 Ys： 1=1.625 ； Ys：2=1.816）計算大、小齒輪的Yf ：Ys z并比較Y Y 丫*1丫*1 =0.01092二 F 1Yf:2Y 2 =0.01434-r F 2大齒輪的數(shù)值大7）載荷系數(shù)K=1.598）設(shè)計計算2 2 1.59 6809191X3020.014343.257、標準模數(shù)的選擇由于齒面接觸疲勞強度計算模數(shù) m大于齒根彎度疲勞強度計算模數(shù)，由于齒輪模數(shù) 的大小取決于彎度強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞的強度所決定的承載能力僅 與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎度強度算得的模數(shù)3.2優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標準值m=3mm按接觸疲勞強度算

21、的分度圓直徑的d仁115mm3）小齒輪的齒數(shù)Z仁d1/m=38.3,取 z1=384）大齒輪的齒數(shù)Z2=z1 X 2.57=97.7, 取 z2=987、幾何尺寸計算1 ）計算中心距”=204口口22）計算大、小齒輪的分度圓直徑d1 = z1 X m=38X 3=114mm ; d2 = z2 X m=9X 3=294mm,計算齒輪寬度b = d d1 =114mm小齒輪齒寬相對大一點，因此 B1=120mm B2=114mm六、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和強度校核第一部分軸的設(shè)計（一）結(jié)構(gòu)設(shè)計1 、初選軸的最小直徑選取軸的材料為45#鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)d 1 丄 A 0取代=110,!. =3040Mpa巴

22、=23.02mm，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取 d1 =25mm n1d2 _ 人3 P2 =33.87 mm 取 d2 =35mm2、初選軸承d3 丄 A0彳旦= 45.6mm 取 d3=46mm軸高速軸選軸承為7207C2 軸中間軸選軸承為7208C3軸低速軸選軸承為7211C各軸承參數(shù)見下表軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載何Cor7207C357217426523.517.57208C408018477336.830.87211C5510021649142.836.83、確定軸上零件的位置和定位方式1 軸：由于高速軸轉(zhuǎn)速高，傳動載荷不大時，為

23、保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率， 將高速軸取為齒輪軸，使用角接觸球軸承承載。2 軸：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪。低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位， 右端用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端使用角 接觸球軸承承載。3 軸：采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的 重量采用中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。（I）高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：A）為了滿足V帶輪的軸向定位，此段設(shè)計應(yīng)與帶輪輪轂孔的設(shè)計同步進行選為25mmB ）選氈圈油封，查表 8-27，選取氈圈30JB/ZQ4606-1997，則d2=30mmC

24、 ）該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有 2.5mm的圓角，貝峙由承選用7207C 型，該段直徑定位35mmD ）該段軸為齒輪，考慮到軸肩要有 2mm的圓角，經(jīng)標準化，定為40mmE ）為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應(yīng)達5mm所以該段直徑選為50mm F ）軸肩固定軸承，直徑為35mm2 ）各段長度確定：A ）該段軸連接帶輪與軸配合的轂孔長度為 65mm該段長度定為63mmB ）該段取90mmC ）該段安裝軸承，考慮間隙取該段為 40mmD ）該段考慮齒輪的寬度，根據(jù)齒輪校核，選定該段 54mmE ）該段軸肩選定10mmF ）該段取17mm（U）中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)擬定軸上零件的裝配方案軸的各

25、段直徑：a) I段軸用于安裝軸承7208,故取直徑為40mmb) II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm勺圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為44mmc) III段為軸肩，相比較比II段取直徑為52mmd) IV段安裝大齒輪直徑為44mme) V段安裝軸承，與I段相同直徑為40mm2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度：a) I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，軸承 7208C寬度B=18,該段長度選為28mmb) II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為80mmc) III段為定位軸肩，長度略小8mmd) IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為 44mme) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28m

26、m(川)低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)擬定軸上零件的裝配方案軸的各段直徑a) I段軸用于安裝軸承7211C,故取直徑為55mmb) II段該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2.5mm的圓角，經(jīng)強度計算，直徑定為60mmc) III 段為定位軸肩，取 72mmd) IV段安裝大齒輪直徑與II段相同，直徑為60mme) V段安裝軸承，與I段相同直徑為55mmf) VI 段直徑52mmg) VII段直徑與彈性注銷選擇有關(guān)，取 LX3,直徑為46mm2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度a) I段軸承安裝軸承和擋油環(huán)，7211C寬度B=21，該段長度選為28mmb) II段軸考慮到齒輪齒寬的影響，所以長度為 68

27、mmc) III段為定位軸肩，長度略小8mmd) IV段用于安裝大齒輪，考慮齒寬長度為 62mme) V段用于安裝軸承與擋油環(huán)，長度與I相同，為28mmf) VI長度為32mmg) VII長度與聯(lián)軸器有關(guān)，取56mm第二部分強度校核I高速軸對于角接觸球軸承7207C從手冊中可以查得a=15.7mm校核該軸和軸承：1L=82.8mm 2L=120.8mm 3L=30.8mm 軸的最小直徑：d仁 25mm軸的抗彎截面系數(shù)：W仁1533mm作用在齒輪上的力：Ft11=3126.5NdiFr1 = Ft1 tan 二=3126.5 X tan20=1138N按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：30.8FH1F

28、t1 =635.2N151.6Fh2 二 Ft1 -FH1=3126.5-635.2=2491.3NM h =120.8 Fhi =76.7 N mFv130.8151.6Fr1=231NFv2 二 Fr1 -F“=1138-231=907NMv =120.8 Fv1 =27.9 N *m總彎矩：Mm = ；Mh2 Mv2 =81.6 N *m扭矩：T1=87.5 N *m45#鋼的強度極限為kpL275Mpa由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以a=0.6=84.2Mpa J p】所以該軸安全II中間軸對于角接觸球軸承7208C從手冊中可以查得a=17mm 校核該軸和軸承：1L=53mm 2L=70

29、mm 3L=35mr軸的最小直徑：d仁 35mm 軸的抗彎截面系數(shù)： W2=0.ld =4207mrn作用在2, 3齒輪上的圓周力：Ft2 二經(jīng)=2967N m d2Ft2T2=5025N m d1徑向力:Fr2 =Ft2tan ： =1080N *mFr1 = Ft1 tan： =1829N *m求垂直面的之反力:F 1v Fr2l3Fr l2 3I1 丨213=976NF2v二 Fr1 -F1v -Fr2=1835-1086-765=-227N計算垂直彎矩:Mavm=F1vl1 =51.7 N *mMavn= Fiv h 丄-F2=-8 N *m求水平面的支撐力:F1HFt3 Ft12%

30、=3997Nl1 l2 laF2H二 Ft1 - Ft2 - F1H =3995N計算、繪制水平彎矩圖：M aHm = Fih h =2118 N * mM aHn - - Fih h，I2亠斤訃2 =-139.9 N *m求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：M am - ,M avm + M aHm =218N m22M an 二. Mavn M aHn =140.1 N 5求威脅截面當量彎矩：從圖可見，m-m,m-n處截面最危險，當量彎矩為：（取折合系數(shù)a=0.6）: 2 2 .M e =JM am +(aT2 ) =275N *mM e = . Man2: T2 2 =218N m計算危險截

31、面處軸的強度:M=76.5Mpa % 1Mew2：T=65*b p1所以該軸安全in低速軸對于角接觸球軸承7211C從手冊中可以查得a=20.9mm 校核該軸和軸承：1L=49mm 2L=107mm軸的最小直徑：d仁46mm 軸的抗彎截面系數(shù)： W3= d3 /32=9556mm作用在齒輪上的力：Ft3 =玉=4632” d3F3 二 Ft3 tan ： =4632X tan20=1686N按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度：49FhiFt3=1455N156FH2 =Ft3 -FH1=4632-1455=3177NM h =107Fh 1 =340 N * m49Fv廠為 F3=53N 156Fv2

32、 二 Fr3 -Fv1=1686-530=1156NM v=107Fv1 =56.7 N *m總彎矩：MmM h2 Mv2 =345N *m扭矩：T3=681 N *m45#鋼的強度極限為t p l=275Mpa由于軸受的為脈動循環(huán)載荷，所以 a=0.6=56Mpa38400h軸承壽命滿足使用8年II中間軸：軸承7208C的校核，即軸承壽命校核：4 門6 f f 軸承壽命可由式Lh=- 進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于60n i p y工作溫度不高且沖擊不大，故查表 13-4和13-6可取3ft=1， fp=1.1，取 =10/3，e=0.6,Y=1.1,基本額定負載 C=36.8X

33、10 N22.F1H +F1v =4114NFr2F2H2 F2v2 =4001N6 / 屮60n160山 Jpfp川低速軸：Lh = 10ftC h =39567h軸承壽命滿足使用8年軸承7211C的校核，即軸承壽命校核：軸承壽命可由式空進行校核，軸承只承受徑向載荷的作用，由于60n I p 丿工作溫度不高且沖擊不大，故查表 13-4和13-6可取ft=1, fp=1.1，取；=10/3，基本額定負載 C=42.8X 103N八、箱體內(nèi)鍵連接的選擇及校對:1. 遞轉(zhuǎn)矩已知；2. 鍵的工作長度l=L-b b為鍵的寬度；3. 鍵的工作高度k=0.5h h為鍵的高度;4. 普通平鍵的強度條件代號直

34、徑(mm)I工作長 度(inui)高 ) 作度Inill K (轉(zhuǎn)矩 (N m)極限M 力(UPci)|; ll 逗 軸無鍵安裝中間軸L4X9X36 (闘 頭)dG224. 5141*46214X9X70 (圓 頭)564. 5141.424-4低速 軸18X11X70 (圓 頭)60525.5586.86fi.4由于鍵采用靜連接，材料鋼，沖擊輕微，以上全符合要求小于110Mpa九、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計：箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì)量及成本等有很大影響。1. 減速器箱體為鑄造箱體，材料HT20Q2. 箱體結(jié)構(gòu)為剖分時，剖分面為水平面，與傳動件軸心線平面重合，有利于軸系 部件的安

35、裝與拆卸。3. 剖分時箱體的結(jié)構(gòu)尺寸選擇：1)箱座壁厚S =0.025a+5=8mma為二級圓柱齒輪減速器的低速級中心距a=204,S =10.1=8滿足要求，取壁厚 S =10mm(2) 箱蓋壁厚 S = (0.80.85 ), 1 S =8mm,貝U S 1=8.5mm(3) 地腳螺栓直徑df =0.036a+12=19.3，選擇M20(4) 地腳螺栓數(shù)目：由于a=20450mm外箱壁至軸承座端面距離Lici + c2+ (58) mm大齒輪頂圓與內(nèi)壁相距離dS i5mm齒輪端面與內(nèi)壁距離人251220箱蓋肋厚0.85 E=7.5mm箱蓋肋厚m20.85 S =8.5mm十、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸的計算轉(zhuǎn)矩Tea =KAT3 =1.3 680.9N=885.2N m，轉(zhuǎn)速n3 =57.4r/min和三軸 的最小直徑，從機械設(shè)計課程設(shè)計表16-2查得，采用彈性柱銷聯(lián)軸器 HL4 JA48 84 GB/T 5014 - 2003 ,其公稱轉(zhuǎn)矩 Tn = 1 2 N m ，許用轉(zhuǎn)速YA48 52n = 4 0 r0/n0 i。n由于 Tea J , n3 ：n可知聯(lián)軸器滿足要