機械設計課程設計計算說明書

華中科技高校

機械學院機制0703

題目：雙級綻開式圓柱齒輪減速器

專業：機械設計制造及其自動化

姓名：葉健

學號：U200710671

指導老師：陳永府

目錄

第一部分設計任務書..................................3

其次部分減速器的總體方案設計........................3

一、傳動方案設計......................................3

二、選擇電動機...................................4

三、計算總傳動比和支配傳動比.....................4

四、傳動裝置的運動和動力參數的計算...............5

第三部分傳動零件的參數設計和軸系零部件的初步選擇……6

一、減速器外部傳動一一滾子鏈傳動的參數設計.......6

二、減速器內部傳動一一齒輪傳動的參數設計.........7

三、初算軸的直徑.................................12

四、選擇聯軸器...................................13

五、選擇滾動軸承.................................13

第四部分減速器裝配圖設計.........................14

一、軸的結構設計.................................14

二、軸、滾動軸承及鍵聯接的校核計算...............15

三、箱體的結構及減速器附件設計...................24

四、潤滑密封設計.................................26

第五部分設計總結.................................27

第六部分參考文獻.................................27

計算與說明主要結果

第一部分設計任務書

1、設計帶式傳輸機傳動裝置中的雙級圓柱齒輪減速器。

設計數據及工作條件：

F=4500N;V=0.45m/s;F=4500N;

D=400mm；Ai=±4%；V=0.45m/s

生產規模：中小批量；D=400mm

工作環境：多塵；載荷特性：輕振；Ai=±4%；

工作期限：8年，兩班制。

設計留意事項：

1.設計由減速器或者其他機械傳動裝配圖1張

零件圖2張，及設計計算說明書一份組成；

2.設計中全部標準均按我國標準接受，設計說明

書應按規定紙張及格式編寫；

3.設計圖紙及設計說明書必需按進度完成，經指

導老師審查認可后，才能賜予評分或答辯。

其次部分減速器的總體方案設計

一、傳動方案設計

依據已知條件計算出工作機滾筒的轉速為

nw=60*1000r/(m9)

=60*1000*0.45/(3.14*400)r/min

?21.49r/min

若選用同步轉速為1500r/min或lOOOr/min的電動機，則估nw=21.49r/min

算出傳動裝置的傳動比i約為70或47o

可擬定傳動方案為：內部雙級圓柱齒輪+外部鏈傳動

機構整體布置如圖一：

二、選擇電動機

1.電動機的類型選擇

依據動力源和工作條件，選用Y系列三相溝通異步電

動機

2.電動機的功率

工作機有效功率：

P*=FV/1000=2.025KW

設電動機到工作機之間的總效率為n,并設n“

run”，八分別為彈性聯軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度

為8級）、滾動軸承、開式滾子鏈傳動。滾筒的效率。查文獻

4表2-2可得:n1=0.99,n2=0.97,n3=0.99,n4=0.92,

n5=0.96

225

總效率：n=nin2n3n4n5

=0.992X0.972X0.995X0.92X0.96

=0.7754

電動機所需功率：

Pd=P../n=2.025/0.7754=2.614KW

查文獻4表16-1選取電動機的功率為3KWO

3.選擇電動機的轉速為960r/min。

4.電動機型號確定

由功率和轉速，查文獻4表16-1,選擇電動機型號

為：電動機型號：

Y132S-6,并查表16-2,可得:Y132S-6

中心高H=132mm；外伸軸徑D=mm；

軸夕卜伸長度E=80mm；

三、計算總傳動比和支配傳動比

經計算得內外總的傳動比

1'=nm/nw=960/21.49=44.68

減速器總傳動比

取鏈傳動的傳動比g=3

i=14.89

高速級傳動比

減速器的總傳動比f=i'/i=44.68/3=14.89

3ii=4.400

雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比低速級傳動比

7,=71737=4.400i2=3.384

低速級的傳動比

12=7/7,=3.384

四、傳動裝置的運動和動力參數的計算

1、各軸的轉速計算

n?=nm=960r/min

r)n=ni/ii=960/1.4r/min=218.18r/min

niii=nu/i2=64.47r/min

r)N=nm=64.47r/rnin

2、各軸的輸入功率計算

P,=P(ln,=2.614X0.99KW=2.588KW

Pn=Pin2n3=2.588X0.97X0.99KW=2.485KW

%=P"n2n3=2.485X0.97X0.99KW=2.386KW

Piv=Pmn3n產2.386X0.99X0.99KW=2.339KW

3、各軸的輸入轉矩計算

Ti=9550Pi/m=9550X2.588/96O=25.745N?m

T2=9550P2/n2=9550X2.485/218.18=108.771N?m

T3=9550R3/n3=9550X2.386/64.47=353.440N?m

T4=9550P4/n4=9550X2.339/54.47=346.478N?m

上述數據歸納總結為表一。

表一：

轉速輸出功率輸出轉矩傳動比

軸號

(r/min)(kW)(N,m)i

高速軸I9602.58825.745

中間軸n218.182.485108.7714.400

低速軸in64.472.386353.4403.384

滾子鏈軸1

64.472.339346.478

IV

第三部分傳動零件的參數設計和軸系零部件的

初步選擇

一、減速器外部傳動一一滾子鏈傳動的參數設計

1、選擇小鏈輪齒數

選取小鏈輪齒數Zi=25大鏈輪齒數

大鏈輪齒數Z=75

Z=iZ、=75<1202

2小鏈輪齒數Zi=25

故合適

2、初定中心距即，確定鏈節數4

由于a=(3O~5O)p,取4)=40p,則有

2

2a()Zi+Z2屋1+Z2Ip

Lp=---+--------1-----...-鏈節數L=132

p2[2n\a()P

=131.58

圓整為整數，取.=132（偶數）

3、計算所需額定功率。確定鏈的型號和節距

取工況系數KA=1.3（輕沖擊，電動機驅動），則

計算功率：PC=KAPIV=1.3X2.339KW=3.401KW;

4、確定節距P

查文獻3表5-12得小鏈輪齒數Kz=1.34

查文獻3表5-17得鏈長系數KL=1.08

選單排鏈，得多排鏈系數KP=1.0

Pc3.041

故所需傳遞的額定功率Po=KzKcKp=（1.34X1.08X1.0）KW=2.101KW

查表5-15,選擇滾子鏈型號為20A,鏈節距P=31.75

5、計算鏈長L和中心距a

鏈長￡=PLp/1000=31.75*132/1000=4.191加

中心距

a=-%；4)+J”,__8(/(4]:

=j--F

/25—75、2

8o(-------)mm

2〃

安裝中心距:

=1276.8/77/77

1213.3mm

實際安裝中心距

M=a-/\a=a—2p=1276.Rmm-2X31.75mm

=1213.3mm

6、計算平均鏈速v和壓軸力必

平均鏈速V=mvZip由0000=0.8529m/s

工作壓力F=1000Piv/v=2742.4N

取壓軸力系數KQ=1.2,

壓軸力FQ=KQF=1.2X2742.4=3290.9N

7、選擇潤滑方式

由鏈速v=1.8529m/s,鏈節距P=31.75mm

可選擇滴油潤滑方式。

即所得的鏈傳動為：

滾子鏈型號：2OA-1X132GB1243.1-83;

鏈輪齒數：Z.=25,Z2=75;

中心距a=1213.3mm,壓軸力FQ=3290.9N；

二、減速器內部傳動一一齒輪傳動的參數設計

1、高速級傳動齒輪的設計

高速級主動輪輸入功率2.588kW,轉速960r/min,齒數比=

傳動比=4.4,單向運轉，有略微振動的載荷，每天工作16

小時，預期壽命8年，電動機驅動。

（1）選擇齒輪的材料及熱處理方式

小齒輪：45鋼,調質，齒面硬度23OHBS;

大齒輪：45鋼,正火，齒面硬度190HBS。

（2）確定許用應力

0

A.確定極限應力。Hlim和Flim

許用接觸應力。Hiimi=58OMPa,。Hiim2=550MPa；

許用彎曲應力。Fiimi=22OMPa,OFiim2=210MPao

B.計算應力循環次數N,確定壽命系數Z.,4

M=60功〃11=2.212x1（）9

N2=N\/h=5.027x108

查圖表得，Z%=1,Z%=1,%=1,友=1

C.計算許用應力

平安系數：

SHlim=1.0,SFlim=1.4

onp\=6iim.Zvi/SHmin=580物%

07肥？=07/lim2ZN2/Sf!min=550/1#^

6，P、=6MYN、ISF、=314.2SMPa

<JFPZ=6'ZYSTYN.JSr?=ZQQMPa

(3)初步確定齒輪基本參數和主要尺寸

A.選擇齒輪類型

選用較平穩、噪聲小、承載實力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。

B.初步選用8級精度

C,初選參數

初選參數：0=YT,Zi=25,Z2=Z,u=25X4.4=110,

Zi=25,

4=42=°，齒寬系數-=0.9,

Z,2=110

D.初步計算齒輪主要尺寸

由于工作平穩，取KA=1,

因轉速不高，取Kv=1.05,

非對稱布置，剛度小，取KB=L13,K”=1.2,

K=KAKVK6K?=1.424;

節點區域系數Z”=2.45.，

重合度系數Zc=0.8.?

螺旋角系數ZB=[cos。=0.989.

彈性系數=189.8VMPO.

ZEI

J12KAM+1

di=3----?——?——----=35.500mm

\y/d〃IOUP)

模數%=d\cosp/Z\=389切加

取標準模數〃％=2mm,則中心距mn=2mm

a=140mm

a=+/2)=138.02/77/Z?,圓整取中心距a=140mm。

2cos0

調整螺旋角：

p=arcco{-2+22))=i5?[32''3=15O21'32,,

計算分度圓直徑：

d\=mZ\/cosp=51.852Z77ZZZ

dz—mZi/cos0—228.148/zzzz/

di=51.852mm

計算圓周速度：d2=218.148mm

V=7Td\n\/(60X1000)=2.606//s

計算齒寬：

大齒輪：bi=b=+疝1=1x51.852zzw=46.67物?，

取b2=48mm

小齒輪：A=4+(5~10)〃加=54切勿；

bi=54mm

E.驗算輪齒的彎曲乏累強度b2=48mm

計算當量齒數：

Zv\=—^―=27.88

cos2p

Zs=%；=122.68

cos2(3

查圖得，

齒形系數：YF?>=2.60

匕皿=2.18

應力修正系數：比,=1.62

心2=1.83

取｝>=。9,匕=0.7

B.計算彎曲應力

2KT\

6、=----?及小小?噲%=38.485^a<ori

b\dmimi

^Fa?Xsa2

°F2=%1丫廠M「36.7878<51加2

齒根彎曲強度足夠。

齒頂圓直徑=小+=60.582即

daz-237.148/zzw

齒根圓直徑由=d\-2hr=42.482/zw

dci=di-2hr=219.148/TW

高速級齒輪設計結果：

Zi=25,Zz—110,

di=51.852mm,d2=218.148mm

bi=54mm,b2=48mm,

m=2mm,P=15°21'32",a=140

2、低速級傳動齒輪的設計

低速級主動輪輸入功率2.485kW,轉速218.18r/min,齒

數比=傳動比=3.384,單向運轉，有略微振動的載荷，每

天工作16小時，預期壽命8年，電動機驅動。

(1)選擇齒輪的材料及熱處理方式

小齒輪：45鋼調質，齒面硬度230HBS。

大齒輪：45鋼正火，齒面硬度190HBS。

(2)確定許用應力

A.確定極限應力。Hlim。Flim

對于小齒輪

許用接觸應力。Hiim3=580MPa

許用彎曲應力。Fiim3=220MPa,

對于大齒輪

許用接觸應力。Hiim4=550MPa；

許用彎曲應力。Flim4=210MPao

B.計算應力循環次數N,確定壽命系數Zw，9

Ns=60a=60*1*218.18*8*300*16=5.03x108

8

/V3=A/I/U=1.49X10

查圖表得，

ZN3=1.LZN4=1Q5；YN3=YN4=1；

c.計算許用應力

平安系數：

SHlim=1.0,SFlim=1.4

6P3=07/limBZN31sHmin=638/J#^

os=07/limAZNJSHm>n=577.5MPa

6F\-6飛YSTYNJSF3-314.28/展

6P\=gYsMTSR、=300/l#6?

(3)初步確定齒輪基本參數和主要尺寸

A.選擇齒輪類型

初估齒輪圓周速度v<=2.5m/s,

選用較平穩、噪聲小、承載實力較強的斜齒圓柱齒輪傳動。

B.初步選用8級精度

C.初選參數

初選參數：1=15。，?=21,Z2=ZIU=71.064,取Z2=71,

%1=72=°，齒寬系數內=0.9,

Z3=21,

D.初步計算齒輪主要尺寸

由于工作平穩，取KA=1,Zi=71

因轉速不高，取Kv=1.05,

非對稱布置，剛度小，取KR=L13,K?=L2,

K=KAKVKBK?=1.424;

節點區域系數Z〃=2.45

重合度系數Zf=0.8

螺旋角系數為=Jcos0=0.983

彈性系數Zg=189.8jMPa

,J2Klu+1(ZHZ^ZZY

4=3l---------■--------=56.336mm

7y/d〃I(JHP)

模數mn=chcos/?/Z3=2.59勿〃7

取標準模數mn=3.5mm,則中心距

a='+=166.68加加，圓整取中心距a=165mm。

2cos0

調整螺旋角：

(3=arcco{見卷在［=12°38'30''

mn=3mm

計算分度圓直徑：a=165mm

(h=mZ3/cosp=75.326曲z7

da-mZ\/cos/3=245.674mm

3=17°52'33"

計算圓周速度：

V=7id\n\/(60x1000)=0.83勿/s

計算齒寬：

大齒輪：b\=b=*03=1x75.326/?=67.8mm，da=61.196mm

取b4=68mmd4=233.804mm

小齒輪：bi=+(5~10)/nm=74mm；

E.驗算輪齒的彎曲乏累強度

計算當量齒數：

b3=65mm

私==22.6b4=60mm

cos2p

Zv.=4=76.4

cos2{3

查圖得，

齒形系數：及3=2.74,及4=2.25

應力修正系數：氐3=1.57,%”=1.72

取勿=0.9,匕=0.7

B,計算彎曲應力

aKT

g=——-?%眼/匕=48.25,姓<6而，

b\dm

^Fa?Xsa2

OF2—^Fly：y—43.91<07lim2

齒根彎曲強度足夠。

齒頂圓直徑點=心+2A,=82.326即

da\=261.674%

齒根圓直徑心=m一2hf=66.576mm

diy=di-2hr=245.924/zz?

高速級齒輪設計結果：

Z3=21,Z4=71,

d3=75.326mm,d4=254.674mm

b3=74mm,b4=68mm,

m=3.5mm,P=12°38'30",a=165

驗算Ai是否在給定范圍內：

△i=[3*(110/25)*(71/21)-44.68]/44.68=0.12%

三、初算軸的直徑

已知，最小軸徑的初算公式為d=C(P/〃)"3

選軸的材料為45鋼，調質處理。

A.高速軸：

d=C(。/=115*必2.588/960=16.01/zz/zz

在該軸段有一個鍵槽，則增大5%,

4>(1+5%)*16.0=16.81mm,

由電機直徑D,可得

di=(0.8~1.2)*D=(30.4—45.6)mm

考慮到與聯軸器相連，取dimin=32mmdimin=32mm

B.中間軸：

d=。(尸/加"3=H2*42.485/218.18=25.20mm

考慮到與軸承協作，且為了機器整體的協調和美觀，

取d2min=45mmd2min=45mm

C.低速軸：

d=C(P]加”3=106*M2.386/64.47=35.32ml

在該軸段有一個鍵槽，則增大5%,

42(1+5%)*35.32nlm=37.09mm，最終取

d3min=40mm

d3min=40mm

四、選擇聯軸器

A.電機與高速軸之間的聯軸器

由于轉速較高，為減小動載荷，緩和沖擊，應選擇具有

較小慣量和有彈性的聯軸器，可選彈性套柱銷聯軸器。

計算轉矩，取K=1.5,

Tca=KTi=38.618N?m

查表，選型號TL6,聯軸器1：

即所選的聯軸器為：TL6聯軸器TL6聯軸器

B.低速級與滾子鏈傳動主軸之間的聯軸器/B38X60

因為有略微沖擊，又因為傳遞的轉矩較大，故可選彈性JB32X60

柱銷聯軸器。

計算轉矩，取K=1.5,

Tca=KTm=530.16N?m

查表，選型號HL3,

即所選的聯軸器為：HL3聯軸器

五、選擇滾動軸承

聯軸器2:

傳動輕震，輕載轉速中等，有軸向和徑向載荷，初選HL3聯軸器

深溝球軸承，選型號如下表二。/B40X84

JB40x84

表二：軸承代號及其尺寸性能

軸種類d軸承代號B4,DC,Jr

高速軸40620818738022.815.8

中間軸45620919788524.517.5

低速軸50621020839027.019.8

二、軸、滾動軸承及鍵聯接的校核計算

1高速軸的強度校核

Mv

34322N?mm

Mh

M

T

-rni39252N-mm

15.547N?.

McaTITTY^

圖五：高速軸受力分析

計算與說明主要結果

如圖五所示，則：

(1)對軸進行受力分析

圓周力Ft=2*T/di=993N

徑向力Fr=Fttanan/cosB=375N

軸向力F?=F,tan/?=273N

(2)計算支反力

①垂直面上支反力

RvB=(FrLi-Fadi/2)/(Li+L2)=237N

RVA=FR-RVB=138N

②水平面X面上

RHA=L2Ft/(Li+l_2)=261N

RHB=FLRHA=732N

(3)計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當量彎矩圖。

(4)按平安系數法校核

截面a-a軸徑最小，b-b有較大彎矩且軸徑較小，c-c有最大

彎矩，故均為緊急截面。

A.校核截面a-a

a-a截面上的應力：

彎曲應力幅：oa=M/W=O

扭轉應力幅：Ta=T/2WT

=2574V(2*12800)MPa

=1.01MPa

彎曲平均應力：Om=0

扭轉平均應力：Tm=1.01MPa

等效系數：o=0.2,,=0.1

截面應力集中系數:K?=1.88,K,=1.58

表面狀態系數及尺寸系數：

P=0.94；e,,=0.84,e,=0.78

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

T-1

S

T-XT-68.1

+Wkm

S￡

Sea&+§寄68.1>[S]=1.4,故平女。

B.校核截面b-b

b-b截面上的應力：

彎曲應力幅：。a=M/W=3085的733.6=3.17MPa

扭轉應力幅：Ta=T/2WT

=2574%(2*19467.2)MPa

=0.66MPa

彎曲平均應力：Om=0

扭轉平均應力：Tm=0.66MPa

等效系數:o=0.2,巾，=0.1

截面應力集中系數：K.=1.825,K,=1.625

表面狀態系數及尺寸系數：

8=0.94；￡.=0.84,￡,=0.78

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

0-1

s。一分一

與小九。m40.9

S￡

Sea型=36.0>⑸=1.4,故平安。

C.校核截面c-c

C-C截面上的應力：

彎曲應力幅：0a=M/W=38824/7868.9=4.94MPa

扭轉應力幅：Ta=T/2WT

=25745/(2*155737.8)MPa

=0.83MPa

彎曲平均應力：Om=0

扭轉平均應力：Tm=0.83MPa

等效系數：力“=0.2,11>,=0.1

截面應力集中系數：K?=l,KT=1

表面狀態系數及尺寸系數：

；

P=0.94*=0.84,*=0.78高速軸平安

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

0-1

So-K。—

任+九時48.0

SLK1-127.7

+Mm

SaST

Sea=啟%=44.9>⑸=1.4,故平安。

綜上知，高速軸的強度足夠。

Rhaft皿

Mv^rrrrnTTn.........................-

79183130500

^rrrmTrfffnTWTnTnTnTn^

141790

816801341』lOlN.

108771

Tnrrn

156090

1(^5501491701^^

103080rrTiT"

McarTTrffirn

所有力矩的單位均為N?皿

圖六：中間軸受力圖

計算與說明重要結果

2.中間軸的強度校核

(1)對軸進行受力分析

圓周力Ft2=2*T/d2=954N

Ft3=2*T/d3=2888N

徑向力Fr2=Ft2tanan/cosB=360N

Fr3=Ftstanan/cosB=1077N

軸向力Fa2="tan夕=262N

Fa3=Ftstan(3=648N

(2)計算支反力

①垂直面上支反力

RVB=-924N

RVA=207N

②水平面X面上

RHA=1667N

RHB=2175N

(3)計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當量彎矩圖。

(4)按平安系數法校核

截面a-a和b-b分別為齒輪2與3的軸向中心面，分析易知，

它們均為緊急截面。

A.校核截面a-a

a-a截面上的應力：

彎曲應力幅：。a=M/W=7918^9408.6=8.42MPa

扭轉應力幅：Ta=T/2WT

=108771/(2*20265.9)MPa

=2.68MPa

彎曲平均應力：om=0

扭轉平均應力：Tm=2.68MPa

等效系數:力。=0.2,巾，=0.1

截面應力集中系數：K.,=1.825,K,=1,625

表面狀態系數及尺寸系數：

8=0.94；￡”=0.84,￡,=0.78

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

S0ST

Sea醫7星=13.1>⑸=1.4,故平安。

B.校核截面b-b

b-b截面上的應力：

彎曲應力幅：。a=M/W=141790/29541=4.80MPa

扭轉應力幅：Ta=T/2WT

=108771/(2*292660)MPa

=1.86MPa

彎曲平均應力：。m=0

扭轉平均應力：Tm=1.86MPa

等效系數：中,,=0.2,It,=0.1

截面應力集中系數：K?=l,K,=l

表面狀態系數及尺寸系數：

P=0.94；e?=0.81,*=0.76

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

圖七：低速軸受力分析

計算及說明重要結果

3.低速軸的強度校核

(1)對軸進行受力分析

圓周力Ft=2*T/di=2776N

徑向力Fr=Fttanan/cosP=1035N

軸向力F“=F,tan^=623N

(2)計算支反力

①垂直面上支反力

RvA=(FrL2-Fad/2)/(Li+L2)=149N

RVB二FR-RVA=886N

②水平面X面上

RHA=L2Ft/(LI+L2)=1846N

RHB=FLRHA=930N

(3)計算軸的彎矩，并畫出彎矩圖；計算并畫出當量彎矩圖。

(4)按平安系數法校核

截面a-a和b-b分別為齒輪的軸向中心面和右端面，分析易知，

它們均為緊急截面。

A.校核截面a-a

a-a截面上的應力：

彎曲應力幅：。a=M/W=154200/11363=13.57MPa

扭轉應力幅：Ta=T/2WT

=108773/(2*26822)MPa

=6.59MPa

彎曲平均應力：Qm=O

扭轉平均應力：Tm=6.59MPa

等效系數:0=0.2,,=0.1

截面應力集中系數：K”=1.825,K,=1.625

表面狀態系數及尺寸系數：

3=0.94；￡“=0.81,￡,=0.76

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

0-1

S(j-—9?2

/+WWm

Sr-K,-9.9

+Mm

S05r

Sea屏褐=6.7>[S]=1.4,故平安。

B.校核截面b-b

b-b截面上的應力：

彎曲應力幅：Oa=M/W=0MPa

扭轉應力幅：Ia=T/2WT

=353440/(2*25000)MPa

=7.07MPa

彎曲平均應力：Om=0

扭轉平均應力：Tm=7.07MPa

等效系數:0=0.2,W，=0.1

截面應力集中系數：K.,=1.88,Kt=1.58

表面狀態系數及尺寸系數：

8=0.94；￡.=0.81,￡,=0.76

分別考慮彎矩或扭矩作用時的完全系數：

T-1

s低速軸平安

r-K-9.5

T+Mm

s￡

Sea廚+s尹9.5>[S]=1.4,故平女。

綜上知，低速軸的強度足夠。

4.滾動軸承的壽命校核計算

(1)高速軸軸承校核

軸承的支撐受力如圖八，Fa.

由軸的受力易知：個個

Fa=272N,1FriFr21

Fri=(RHA2+RVA2)*=295Nr———

Fr2=(RHB2+RVB2)W=769N圖八

故有：Fal=Fa=273N,Fa2=0N

當量動載荷P：

軸承1：因Fai/Cor=273/158OO=O.O17,插值得e=0.20,

XFai/Fri=273/295=0.93>e,所以，Xi=0.56,Yi=2.20

Pl=/p(XiFri+YiFai)

=1.0(0.56*295+273*2.20)

=766N

軸承2Fa2/Fr2=0,故取X2=l，2=0

Pz—fp(XzFr2+丫2產a2)=769N

計算壽命：P2>P1,故用軸承2計算

106C

L.----Y-Yr

1AnnP

期望壽命為L=300*8*16=38400h<Lh,滿足要求

（2）中間軸軸承校核

軸承的支撐受力如圖九，Fa2

由軸的受力易知：個

Fa2=262N,Fa3=648NFrlFrnt

Fri=(RHA2+RVA2)儂1680N

圖九

Frn=(RHB2+RVB2)皿=2363N

故有：FaI=ON

Fai,=386N

當量動載荷P：

軸承II：因Fai/Cor=38^1755O=O.O22,We>0.19,

又Fai/Fn=38的363=0.16<e,所以，XII=1,YII=O

=2363N

軸承I：Fai/Fr,=O,故取X|=1,Y|=O

=1680N

計算壽命：P“>Pi,故用軸承H計算

106c,

——Y-Yc

AnnP

期望壽命為L=300*8*16=38400h<Lh,滿足要求

(3)低速軸軸承校核

軸承的支撐受力如圖十，Fa--------->

由軸的受力易知：-A----------------------------------

Fa=623N,?Fr2Fn

Fr2=(RHA2+RVA2)^=1863Nr———

22W

Fri=(RHB+RVB)=1284N圖十

故有：Fa2=ON

Fai=623N

當量動載荷P：

軸承1：因Fai/Cor=62)198OO=O.O31,得e<0.26,

又Fai/F“=62夕1475=0.42>e,所以，Xi=0.56,Yi=1.98

PlRXiFn+YiFai)

=1.0(0,56*1284+623*1.98)

=1953N

軸承2：Fa2/Fr2=0，故取X2=l,Y2=0

Pi=fp(XzFr2+^2^?2)=1863N

計算壽命：P1>P2,故用軸承1計算

to6c

Li=-----Y-Yr

16OnP

nD

期望壽命為L=300*8*16=38400h<Lh,滿足要求

5.鍵聯接強度校核

(1)中間軸的鍵聯接校核

所選的鍵為：鍵14X9GB1096-79(L=40mm)

op=2T/dlk=2*108771/(48*26*4.5)MPa=38.74MPa<[。P]

滿足運用要求。

(2)低速軸的鍵聯接校核

所選的鍵為：鍵16X10GB1096-79(L=50mm)

。p=2T/dlk=2*353440/(54*34*5)MPa=77.00IVIPa<[?P]

滿足運用要求。

三、箱體的結構及減速器附件設計

減速器的箱體接受鑄造(HT200)制成，接受剖分式結構。

1.機體有足夠的剛度

在機體為加肋，外輪廓為長方形，增加了軸承座剛度

2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。

接受浸油潤滑，同時為了避開油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底

面的距離H大于40mm

3.機體結構有良好的工藝性.

鑄件壁厚為8,圓角半徑為R=5。機體外型簡潔，拔模便利.

4.對附件設計

A視孔蓋和窺視孔

在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區的位置，并有

足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上

開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用

墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固

B油螺塞：

放油孔位于油池最底處，并支配在減速器不與其他部件靠近的

一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁

應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加

以密封。

C油標：

油標位在便于視察減速器油面及油面穩定之處。

油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.

D通氣孔：

由于減速器運轉時，機體內溫度上升，氣壓增大，為便于排氣，

在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平

衡.

E啟蓋螺釘：

啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。

釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.

F定位銷：

為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結

凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.

G吊鉤：

在機蓋上干脆鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.

箱體具體各部分的尺寸大小如下表（3）所示：

表（3）

箱座壁厚§6=0.025a+58mm

箱蓋壁厚3?6i=0.025a+58mm

箱座凸緣壁厚b=1.5812mm

箱蓋凸緣壁厚bi=1.58,12mm

箱座底凸緣壁厚bz=2.5820mm

地腳螺釘直徑

df=0.036a+1216mm

地腳螺釘數目a<250,n=66

軸承旁聯接螺栓直徑

di=0.75df12mm

箱蓋與箱座聯接螺栓直徑d2d2=(0.5-0.6)df8mm

軸承蓋螺釘直徑

d3=(0.4-0.5)df8mm

窺視孔螺釘直徑

d4=(0.3-0.4)df6mm

定位銷直徑

d=(0.7-0.8)d26mm

軸承旁凸臺半徑RC2=16mm

大齒頂圓與箱體內壁距離Ai>1.2810mm

齒輪端面與箱體內壁距離△2A2>S10mm

箱體外壁至軸承座斷面的距42mm

G+C*2+(5~8)

離△4

m>0.85bm=7

箱座箱蓋上的肋板厚

>0.85b1班=7

地直徑與數目dj=16

腳

螺n=6

釘通孔直徑

d/=20

沉頭座直徑

2=45

底座凸緣尺寸Gmin=25G=25

Qmin=23C2=23

軸承旁連接螺栓直徑0.75%4=12

軸承旁連接螺栓

d'=13.5

通孔直徑

軸承旁連接螺栓D=26

沉頭座直徑

連

軸承旁連接螺栓

接

CJ=20,C2=16

螺凸緣尺寸

栓箱座箱蓋的d=(0.5~0.6必J=8

連接螺栓直徑22

箱座箱蓋的連接螺栓

"=13.5

通孔直徑

箱座箱蓋的連接螺栓D=18

沉頭座直徑

箱座箱蓋的連接螺栓

￡=15，G=12

凸緣尺寸

計算與說明