[論文]二級錐齒輪減速器設計說明書

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1、減速器設計說明書目 錄第一章 設計任務書1第二章 傳動方案的擬定及說明1第三章 電動機的選擇1第四章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1第五章 傳動件設計計算1第六章 軸的設計計算1第七章 鍵連接的選擇及校核計算1第八章 滾動軸承的選擇及計算1第九章 聯(lián)軸器的選擇1第十章 潤滑與密封1第十一章 減速器附件的選擇1第十二章：設計小結1附錄：參考資料目錄1第一章 設計任務書題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的雙級斜齒圓柱齒輪減速器一 總體布置簡圖圖1二 工作情況：載荷輕微沖擊、單向旋轉(zhuǎn)、工作環(huán)境清潔三 原始數(shù)據(jù)運輸帶的有效拉力F（N）：9300N滾筒的直徑D（mm）：350mm運輸帶速度V（m/s）

2、：0.52510年雙班生產(chǎn)規(guī)模：少批量四 設計內(nèi)容1 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2 齒輪傳動設計計算3 軸的設計4 滾動軸承的選擇5 鍵和連軸器的選擇與校核；6 裝配圖、零件圖的繪制7 設計計算說明書的編寫第二章 傳動方案的擬定及說明由題目所知傳動機構類型為：雙級圓錐齒輪減速器。根據(jù)已知條件計算出工作機的滾筒轉(zhuǎn)速為若選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機，則可估算出傳動裝置的總的傳動比i約為53或35，此處傳動比較大，故按圖1所示的傳動方案進行設計。第三章 電動機的選擇1.電動機類型和結構的選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機。 2.電動機容量

3、的選擇1） 工作機所需的有效功率為 PwFv/1000 =(93000.525/1000)kW=4.8825kW2） 電動機的輸出功率 為了計算電動機的所需功率Pd,先要確定從電動機到工作機的總效率。設1、2、3、4、5、6分別為彈性聯(lián)軸器、閉式圓柱齒輪傳動（8級精度）、閉式圓錐齒輪傳動（7級）、滾動軸承、開式圓柱齒輪傳動、滾筒效率，由課程設計表2-2查得1=0.99, 2=0.97, 3=0.97, 4=0.99, 5=0.94，6=0.96。則傳動裝置總效率為122345560.7916電機所需功率為：PdPw/=6.618kW由表16-1選取電動機的額定功率為7.5kW。3.電動機轉(zhuǎn)速的

4、選擇選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min兩種。4. 電動機型號的確定根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查表16-1可知，電動機型號為Y160M-6和Y132M-4。根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和滾筒轉(zhuǎn)速nw可算出總傳動比。現(xiàn)將此兩種電動機的數(shù)據(jù)和總的傳動比列于下表中。電動機的數(shù)據(jù)機及總的傳動比方案號電動機型號額定功率/kW同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比軸外伸直徑/mm軸外伸長度/mm1Y160M-67.5100097034.9421102Y132M-47.51500144052.363880由上表可知，方案2轉(zhuǎn)速高、價格低、總傳動比較大，同時因采用開式齒

5、輪傳動需較大的中心距，選用傳動比較大的方案，故選用電機型號為Y132M-4。 第四章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.傳動裝置的總傳動比及其分配根據(jù)表2-3，取開式齒輪傳動的傳動比i3=5，則減速器的總傳動比為i=52.36/ 5=10.47 取i=10.5，高速級錐齒輪傳動比 i1=0.25i=0.2510.5=2.625圓整后取i1=2.5低級傳動比為 i2=i/i1=10.5/2.5=4.2圓整后取i2=4則i= i1 i2=2.54=10則開式齒輪傳動比 i=52.36/10=5.2362.各軸的轉(zhuǎn)速計算：n1=nm=1440r/minn2= n1/ i1=(1440/2.5) r/m

6、in =576 r/minn3= n2/ i2=(576/4) r/min =144 r/minn4 =n3=144 r/min3.各軸的輸入功率計算：P1=Pd1=6.106 kWP2= P123=5.803 kWP3= P223=5.573 kWP4= P331=5.462 kW4.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算：T1=9550P1/ n1=40.495 NmT2=9550P2/ n2=96.213NmT3=9550P3/ n3=369.598 NmT4=9550P4/ n4=362.237 Nm各軸的運動及動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）功率（kW）轉(zhuǎn)矩（Nm）傳動比114406.10640.4952

7、.54125765.80396.21331445.573369.59841445.462362.237第五章 傳動件設計計算(一)高速級齒輪的傳動設計高速級齒輪設計條件：功率P1=6.106kW 主動輪轉(zhuǎn)速：n1=1440r/min傳動比：i1=2.5 轉(zhuǎn)矩：T1=40495Nmm1.選齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力1） 材料及熱處理按使用條件，屬中速、輕載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動?？蛇x用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS，具體選擇如下：小齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230255HBS；大齒輪：45鋼，正火處理，硬度為190217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HB

8、S，大齒輪齒面硬度為200HBS。2） 確定許用應力。 按齒面硬度查圖3-16得，Hlim1=580MPa和Hlim2=550MPa；查圖3-17得，F(xiàn)lim1=220MPa，F(xiàn)lim2=210 MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)ZN,YN。 N1=60a1t=60114401030016=4.147109N2查圖3-18得，ZN1=ZN2=1,查圖3-19得YN1=YN2=1。 計算許用應力由表3-2取SHlim=1.4 ， SFlim=1.8HP1=Hlim1ZN1SHlim=58011.4MPa=414.29MpaHP2=Hlim2ZN2SHlim=55011.4Mpa=392.

9、86MpaFP1=Flim1YN1YSTSFlim=220121.8Mpa=244.44MpaFP2=Flim2YN2YSTSFlim=210121.8Mpa=233.33Mpa2.分析失效形式，確定設計準則 由于設計是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動主要按齒面疲勞強度設計，確定其主要參數(shù)，再校核輪齒的彎曲疲勞強度。3.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 根據(jù)前面計算可知小錐齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 T1=40495Nmm 選擇齒輪類型 初估齒輪的圓周速度v7m/s,為直齒圓錐齒輪傳動。選擇齒輪傳動精度 按估算的圓周速度，由課程設計表18

10、-16初步選7級精度。初選參數(shù)。 z1=26，z2=z1i1=262.5=65，x1=x2=0，由表3-6取R=0.3。初算齒輪的主要尺寸。a）用式（3-22）計算d1 需首先確定系數(shù)看K、ZH、ZE、Z、Z。因電機驅(qū)動，載荷中等沖擊，齒輪轉(zhuǎn)速不搞，非對稱布置，軸的剛性較小，由相關表可以查得KA=1.1， Kv=1.2， K=1.2， K=1， K=KAKvKK=1.584查圖3-11得：ZH=2. 5，查表3-2得：ZE=189.8Mpa， HP= HP1=93.32mmm1=d1 /z1=3.589mm考慮到輪齒的彎曲強度，由表3-7取標準模數(shù)mn=4mm。分度圓直徑 d1=m1Z1=10

11、4mmd2=m1Z2=260mmR=0.5d11+u2=214.4mm計算錐齒輪分度圓錐角：tan1=1i tan2=i1=21.8014=21485 2=68.1986=681155b)計算圓周速度： v=n1d160000=14403.1410460000=7.74m/s 與估計接近c)計算齒寬b2=b1=RR=0.3214.4=64.3265mm4.驗算齒輪的彎曲疲勞強度zv1=z1/cos1=26/cos2148528zv2=z2/cos2=65/cos681155175查圖3-14得YFa1=2.59；YFa2=2.10；查圖3-15得YSa1=1.62，YSa2=1.97，F(xiàn)1=4

12、KT1YFa1YSa1R(1-0.5R)2m131+i2=98.72MpaFP2F2=4KT1YFa2YSa2R(1-0.5R)2m231+i2=2.48MpaFP2 滿足齒輪彎曲強度要求。5.結構設計大齒輪直徑大于200mm，做成腹板式。小齒輪材料：45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為230HBS大齒輪：45鋼，正火，硬度為200HBSHlim1=580MPaHlim2=550MPaFlim1=220MPaFlim2=210 MPaYN1=YN2=1ZN1=ZN2=1HP1=580MpaHP2=550MpaFP1=314MpaFP2=300Mpa7級精度z1=26z2=65KA=1.1Kv=1.2K=1.2

13、K=1K=1.584ZH=2. 5ZE=189.8Mpa HP= HP1m1=4mmd1=104mmd2=260mmR=214.4mm1=214852=681155v=7.74m/sb1=65mmb2=65mmzv1=28zv2=175YFa1=2.59YFa2=2.10YSa1=1.62YSa2=1.97F1=98.72MpaF2=2.48MPa大齒輪：做成腹板式(二)低速級齒輪的傳動設計低速級齒輪設計條件：功率P2=5.803kW 主動輪轉(zhuǎn)速：n2=576r/min傳動比：i2=4 轉(zhuǎn)矩：T2=96213Nmm1.選齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力1）材料及熱處理按使用條件，屬低速、輕載

14、，重要性和可靠性一般的齒輪傳動?？蛇x用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS，具體選擇如下：小齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為217255HBS；大齒輪：45鋼，正火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪齒面硬度為200HBS。2）確定許用應力。 按齒面硬度查圖3-16得，Hlim1=580MPa和Hlim2=550MPa；查圖3-17得， Flim1=220MPa，F(xiàn)lim2=210MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)ZN,YN。 N3=60a1t=6015761030016=1.659109N4查圖3-18得，ZN3=ZN4=1,查圖3-19

15、得YN3=YN4=1。計算許用應力由表3-4取SHlim=1.2 ， SFlim=1.5HP3=Hlim3ZN3SHlim=58011.2MPa=483.33MPaHP4=Hlim4ZN4SHlim=55011.2MPa=458.33MPaFP3=Flim3YN3YSTSFlim=220121.5MPa=293.33MPaFP4=Flim4YN4YSTSFlim=210121.5MPa=280MPa2.分析失效形式，確定設計準則 由于設計師軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小也可能發(fā)生輪齒疲勞折斷。因此，該齒輪傳動主要按齒面疲勞強度設計，確定其主要參數(shù)，再校核輪齒的彎曲

16、疲勞強度。3.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 根據(jù)前面計算可知齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 T2=96213Nmm 選擇齒輪類型 初估齒輪的圓周速度v3m/s,初步選用斜齒圓柱齒輪傳動。選擇齒輪傳動精度 按估算的圓周速度，初步選8級精度。根據(jù)之前計算結構初步計算齒輪參數(shù)Ft1=2T1(1-0.5R)d1=916.176NFa2=-Fr1=-Ft1tancos=309.6N初選參數(shù)。 =12，z3=24，z4=z3i2=244 =96，x1=x2=0，d=0.9初算齒輪的主要尺寸。a）用式（3-16）計算d3 需首先確定系數(shù)看K、ZH、ZE、Z、Z。因電機驅(qū)動，載荷中等沖擊，齒輪轉(zhuǎn)速不搞，非對稱布置，軸的剛

17、性較小，由相關表可以查得KA=1.1， Kv=1.1， K=1.1， K=1.2， K=KAKvKK=1.5972查圖3-11得：ZH=2. 45，查表3-2得：ZE=189.8Mpa，Z=0.8，Z=cos12=0.989， HP= HP3=65.034mm驗算：令 Fa3=2T2d3tan=Fa2太小，取=10則 Fa3=2T2d3tan=519.57N Fa3-Fa2Fa ， 可選用=10斜齒輪mn=d3cos/z3=2.67mm考慮到輪齒的彎曲強度，取標準模數(shù)mn=3mm。中心距 a=mn2cosz3+z4=182.776mm圓整后取a=184mm。b）調(diào)整螺旋角=arccosmn2a

18、z3+z4=11.9687可見斜齒輪螺旋角接近12，使用斜齒輪與使用直齒輪軸上的受力相差無幾，只是方向相反，可見使用斜齒輪不能減少軸向受力。為使加工方便，改選用8級精度直齒圓柱齒輪。4.重新確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 根據(jù)前面計算可知齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 T2=96213Nmm 選擇齒輪類型 初估齒輪的圓周速度v3m/s，重新選用直齒圓柱齒輪傳動。選擇齒輪傳動精度 按估算的圓周速度，初步選8級精度。初選參數(shù)。 z3=24，z4=z3i2=244 =96，x1=x2=0，d=0.9初算齒輪的主要尺寸。a）用式（3-16）計算d3 需首先確定系數(shù)看K、ZH、ZE、Z、Z。因電機驅(qū)動，載荷中等沖擊，齒輪

19、轉(zhuǎn)速不搞，非對稱布置，軸的剛性較小，由相關表可以查得KA=1.1， Kv=1.1， K=1.1， K=1.2， K=KAKvKK=1.5972查圖3-11得：ZH=2. 45，查表3-2得：ZE=189.8Mpa，Z=0.8， HP= HP3=68.218mmm2=d3 /z3=2.84mm考慮到輪齒的彎曲強度，取標準模數(shù)m2=3mm。中心距 a=m2z3+z4=180mmb) 計算分度圓直徑d3=m2z3=72mmd4=m2z4=288mmc) 計算圓周速度：v=n2d360000=5763.147260000=2.17m/s 與估計接近計算齒寬 大齒輪 b4=b=dd =1=64.8mm取

20、b4=66mm 小齒輪 b1=b2+（510）mm=72mm4.驗算齒輪的彎曲疲勞強度z1 =24，z2=96查圖3-18得YFa3=2.68；YFa4=2.25；查圖得YSa3=1.58，YSa4=1.77，Y=0.7F3=2KT2bd3m2YSa3YFa3Y=63.9MPaFP4F4=F3YSa4YFa4YSa3YFa3=60.1MPaFP4滿足輪齒彎曲疲勞強度要求。5.結構設計大齒輪直徑大于200mm，做成腹板式。小齒輪材料：45鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為230HBS大齒輪：45鋼，正火，硬度為200HBSHlim1=580MPaHlim2=550MPaFlim1=220MPaFlim2=210

21、MPaZN3=ZN4=1YN3=YN4=1HP3=483.3MpaHP4=458.3MpaFP3=293.3MpaFP4=280MpaT2=96213N8級精度z1=24z2=96x1=x2=0d=0.9KA=1.1Kv=1.1K=1.1K=1.2K=1.5972ZH=2.45ZE=189.8MPaZ=0.8 HP= HP1mn=3mma=180mmd3=72mmd4=288mm b1=85mmb2=90mmYFa3=2.68YFa4=2.25YSa3=1.58YSa4=1.77F1=63.9MpaF2=60.1MPa大齒輪：做成腹板式(三)外部傳動零件開式齒輪傳動開式齒輪設計條件：功率P4=

22、5.462kW 主動輪轉(zhuǎn)速：n4=144r/min傳動比：i3=5.236 轉(zhuǎn)矩：T4=362237Nmm1.選齒輪材料、熱處理方式及計算許用應力1）材料及熱處理按使用條件，屬低速、輕載，重要性和可靠性一般的齒輪傳動。選用軟齒面齒輪，開式齒輪一般較大，選用鑄鐵材料。具體選擇如下：大小齒輪均選用QT600-3，正火處理，硬度為190270HBS。取硬度為250HBS 2）確定許用應力。 按齒面硬度查圖3-16得，Hlim5=Hlim6=560MPa；查圖3-17得， Flim5=Flim6=220MPa。 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)ZN,YN。 N5=60a1t=6011441030016

23、=4.147108N6查圖3-18得，ZN5=1.1，ZN6=1.5，查圖3-19得YN5=YN6=1。計算許用應力由表3-4取SHlim=1.1， SFlim=1.5HP5=Hlim5ZN5SHlim=5601.11.1MPa=560MPaHP6=Hlim6ZN6SHlim=5501.51.1MPa=763.64MPaFP3=FP4=Flim3YN3YSTSFlim=220121.5MPa=293.33MPa2.分析失效形式，確定設計準則 由于設計師軟齒面開式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面磨損和輪齒折斷。因此，該齒輪傳動主要按彎曲疲勞強度設計 3.初步確定齒輪的基本參數(shù)和主要尺寸 根據(jù)前面計

24、算可知齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 T4=362237Nmm 選擇齒輪類型 初估齒輪的圓周速度v3m/s，選用直齒圓柱齒輪傳動。初選參數(shù)。 z5=24，z6=z5i3=5.23624 =125.664，取z6=126，則i3=5.25，x1=x2=0，d=0.3初算齒輪的主要尺寸。a）用式（3-10）計算d3 需首先確定系數(shù)看K、。因電機驅(qū)動，載荷中等沖擊，齒輪轉(zhuǎn)速不搞，非對稱布置，軸的剛性較小，由相關表可以查得KA=1.1， Kv=1.05， K=1.2， K=1.2， K=KAKvKK=1.6632查圖3-14得：YFa5=2.68、YFa6=2.18，查表3-15得：YSa5=1.58、YSa6=1.

25、82、Y=0.7=4.1mm取標準模數(shù)m3=5mm。中心距 a=m3z5+z6=375mmb) 計算分度圓直徑d5=m3z5=120mmd6=m3z6=630mmc) 計算圓周速度：v=n2d360000=1443.1412060000=0.95m/s計算齒寬 大齒輪 b6=b=dd =1120=36mm 小齒輪 b5=b6+（510）mm=42mm大小齒輪材料：QT600-3，正火處理，硬度250HBSHlim5=560MPaHlim6=560MPaFlim5=220MPaFlim6=220 MPaZN5=1.1ZN6=1.5YN5=YN6=1HP5=560MpaHP6=763.6MpaFP

26、5=293.3MpaFP6=293.3MpaT4=362237Nmm z1=24z2=126x1=x2=0d=0.3KA=1.1Kv=1.05K=1.2K=1.2K=1.6632YFa3=2.68YFa4=2.18YSa3=1.58YSa4=1.82Y=0.7m3=5mma=375mmd5=120mmd6=630mm b1=36mmb2=42mm（注：此章所指的表均來自參考資料【2】）第六章 軸的設計計算（一）高速級軸圖二 高速級軸的結構示意圖1.選擇材料該軸傳遞功率較小，轉(zhuǎn)速中等，且屬一般用途的軸，無特殊要求，故軸的材料選選用45鋼。經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，由表6-1查得其許用應力-1b=60MPa。2

27、.按扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸端直徑。由表6-3查得C=118107,因轉(zhuǎn)矩較小，C取大值，取C=118dminC3Pn=11836.1061440=19.1mm考慮到電機軸以及聯(lián)軸器的選用（具體參考本文第九章），由于選用的是彈性套柱銷TL6YC3882YC3882，所以取最小直徑38mm。經(jīng)計算，錐齒輪若有鍵槽，則其鍵槽底面到齒根的距離x過小，x=2.8mmS=1.4同理校核另一截面也滿足，故該軸是安全的。-1b=60MPaRHA=608.56NRHB=364.18NRVA=1672.01NRVB=1000.57NWa=16.9cm3Wb=6.4cm3caa=21.12MPacab=21.13MPa

28、a=8.0MPaa=5.12MPam=a=5.12MPa=0.2=0.1k=1.825k=1.625=0.94=0.81=0.76Sca=9.91第七章 鍵連接的選擇及校核計算公稱尺寸bh軸的公稱直徑（mm）鍵長度（mm）工作長度（mm）鍵類型轉(zhuǎn)矩（Nm）極限應力（MPa）高速軸108387065C40.4958.20中間軸128403624A96.21350.11低速軸1811 58 5638A369.59860.981284010094C369.59849.15由于鍵采用靜聯(lián)接，沖擊輕微，材料選用45鋼，所以許用擠壓應力，所以上述鍵皆安全。注：鍵連接極限應力計算公式：p=2Tdlkp第八章

29、 滾動軸承的選擇及計算（一）高速級軸：根據(jù)軸的直徑和工作條件，選用角接觸軸承7210C型圖九 軸承受力簡圖已知高速級齒輪有：齒輪的分度圓直徑：d=104mm 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T： T=40495Nmm 齒輪的圓周力： Ft=2Tdm=2T(1-0.5R)d=916.176N齒輪的徑向力：齒輪的軸向力：根據(jù)受力有：171Fr2=(171+70.5)Fr171Fr1=70.5Fr解得：Fr1=127.64N Fr2=437.24N計算軸向派生力（S=0.5Fr）：S1=0.5 Fr1=63.82NS2=0.5 Fr2=218.62NFA+ S2 S1Fa1= S1=63.82N； Fa2= S2 +F

30、A=342.46N（1）求當量載荷P。查表12-5可得，7210C軸承的C0r=26.8kN，Cr=32.8kN；輕微沖擊，取fP=1.2因Fa1C0r=63.8226800=0.0024，查表可得，e=0.36因Fa1Fr1=0.5e，查表得X1=0.44，Y1=1.53，故P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=184.57N因Fa2C0r=342.4626800=0.0128，查表可得，e=0.38因Fa2Fr2=0.78e，查表得X2=0.44，Y2=1.47，故P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=834.96N (2)計算軸承壽命Lh。 已知球軸承=3，因工作溫度小于120，取ft=

31、1。 滿足壽命要求。Fr1=127.64NFr2=437.24NFa1=63.82NFa2=342.46NC0r=26.8kNCr=32.8kNfP=1.2P1=184.57NP2=834.96Nft=1滿足壽命要求（二）中間軸：根據(jù)軸的直徑和工作條件，選用深溝球軸承6306型圖十 軸承受力簡圖（1）求當量載荷P。FA=309.6NFr1=111.12+1664.32=1668N Fr2=831.62+1924.52=2096.2N查表12-5可得，6306軸承的Cr=27kN，C0r=15.2kN；輕微沖擊，取fP=1.1因FAC0r=309.615200=0.020，查表可得，e=0.21

32、.因FAFr1=0.18e，故P1=fp Fr1=1834.8NP2=fp Fr2=2305.8N (2)計算軸承壽命Lh。 已知球軸承=3，因工作溫度小于120，取ft=1。 滿足壽命要求。FA=309.6NFr1=1668NFr2=2096.2NCr=27kNC0r=15.2kNfP=1.1P1=1834.8NP2=2305.8Nft=1滿足壽命要求（二）低速級軸：根據(jù)軸的直徑和工作條件，選用深溝球軸承6210型圖十一 軸承受簡圖力（1）求當量載荷P。 Fr1=608.562+1672.012=1779.3N Fr2=364.182+1000.572=1064.8N查表12-5可得，621

33、0軸承的C0r=19.8kN，Cr=27kN；輕微沖擊，取fP=1.2P1=fpFr1=2135.2NP2=fpFr2=1277.7N (2)計算軸承壽命Lh。 已知球軸承=3，因工作溫度小于120，取ft=1。（3）因轉(zhuǎn)速較低，此處還需進行靜強度計算查表得X0=0.6，Y0=0.5，S0=1.2P01= 0.6Fr，F(xiàn)rmaxFr=1779.3NC0r/P01=11.13S0=1.2 滿足壽命要求。Fr1=1779.3NFr2=1064.8NC0r=19.8kNCr=27kNfP=1.2P1=2317.9NP2=1095.1Nft=1滿足壽命要求第九章 聯(lián)軸器的選擇（一）電動機與減速器之間的

34、聯(lián)軸器選擇 因軸的轉(zhuǎn)速較高，為減小啟動載荷，緩和沖擊，應選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器，此處選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 工作條件為輕微沖擊，查表9-2取KA=1.3T=9550Pn=95507.51440=49.74NmTca=KAT=1.349.74=64.65Nmn=1440r/min查表13-5，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器。其技術參數(shù)：許用轉(zhuǎn)矩T=250Nm;許用轉(zhuǎn)速nmax=3800r/min；孔徑范圍3242mm。結構參數(shù)：兩半聯(lián)軸器選用長圓柱形孔（Y型），C型鍵槽，電動機的輸出端孔徑為3880mm，減速器輸入軸端孔徑及長度為3880mm。該聯(lián)軸器標記為：TL6YC3882YC

35、3882 GB/T 4323-2002（二）減速器與開式齒輪軸之間的聯(lián)軸器選擇 選用彈性聯(lián)軸器。 工作條件為輕微沖擊，查表取KA=1.3T=362.237NmTca=KAT=1.3362.237=470.91Nmn=144r/min查表13-5，選用TL7型彈性聯(lián)軸器。其技術參數(shù)：許用轉(zhuǎn)矩T=500Nm;許用轉(zhuǎn)速nmax=3600r/min；孔徑范圍4048mm。結構參數(shù)：主動端半聯(lián)軸器選用長圓柱形孔（Y型），C型鍵槽，從動端半聯(lián)軸器選用有沉孔的短圓柱形軸孔（J型），C型鍵槽，減速器的輸出端孔徑為40110mm，開始齒輪輸入軸端孔徑及長度為4090mm。該聯(lián)軸器標記為：TL7YA40112JA

36、40112 GB/T 4323-2002KA=1.3Tca=64.65Nmn=1440r/minTL6YC3882YC3882 GB/T 4323-2002KA=1.3Tca=470.91Nmn=144r/minTL7YA40112JA40112 GB/T 4323-2002第十章 潤滑與密封(一) 齒輪的潤滑在減速器中齒輪的潤滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度v而定，經(jīng)過前面的計算可知，高速級齒輪的圓周速度約為7.74m/s，低速級的齒輪圓周速度約為2.17m/s，可采用浸油潤滑。高速級大齒輪與低速級大齒輪半徑相差14mm，可以直接浸油潤滑，不需另設濺油輪，高速級大齒輪離池底185mm，其齒寬65mm

37、，大錐齒輪應至少浸油0.7個齒寬，故最低油面取111mm，潤滑油選用L-CKC68，最小油量為9.30L。（二）滾動軸承的潤滑因浸油齒輪的最大圓周速度為7.74m/s，故采用飛濺潤滑，需開設油溝。裝配圖上已畫出。（三）密封方法的選取為了使減速器的分箱面不漏油，應在裝配減速器時在分箱上涂密封膠。選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，檢查孔蓋板以及油塞，油標等處需裝紙封油墊（或皮封油圈），以確保密封性，對于透蓋，因工作環(huán)境清潔，此處選用氈圈油封。浸油潤滑最低油面取111mm潤滑油選用L-CKC68最小油量為9.30L飛濺潤滑，需開設油溝分箱上涂密封膠裝紙封油墊氈圈油封第十一章 減速器附件的選擇（一）窺視孔和視孔

38、蓋 作用：為了檢查箱內(nèi)齒輪嚙合情況及注油；位置：為便于同時觀察高、低速齒輪工作情況；由表14-4，同時考慮到減速箱的尺寸，選擇的結構尺寸如下： ABA1B1CKR螺釘尺寸螺釘數(shù)目1501101801401651255M6168圖十二 窺視孔和視孔蓋（二）通氣裝置減速器在工作時，箱內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，對減速器各部接縫面的密封很為不利，故常在箱頂部裝有透氣裝置，使減速器內(nèi)熱脹的氣體能自由逸出，保持箱內(nèi)的壓力正常，從而保證減速器各部分接縫面的密封性能。查表14-10，選用A型通氣罩，其結構見裝配圖，結構尺寸如下表：(單位均為mm)dd1d2d3d4DhabcM181.5M331.5831

39、6404012716（三）起吊裝置吊耳為了便于搬運減速器，在減速器及箱體、箱蓋上鑄出起吊耳環(huán)，按表14-13知箱體重量約2.6kg，選用2個M16吊環(huán)螺釘，主要尺寸如下： d=16mmd4=64mmD1 =34mmh =31mml=28mm起吊鉤： B4=c1+c2=36mm H40.8 B4=29mm h40.5H4 r0.25B=9mm b=22=202為箱座厚，c1、c2為扳手空間。（四）油面指示裝置油標由于減速器齒輪是采用浸油法潤滑傳動件的減速器，為了在加注潤滑油或工作中比較方便地檢查箱內(nèi)油面的高度，確保箱內(nèi)的油量適度，因此要在減速器的箱體的低速級傳動件附近的箱壁上裝有游標。游標不能裝

40、在高速級，因高速級齒輪的轉(zhuǎn)速大于低速級，油的拌攪大，油面不穩(wěn)定。油標的結構圖如右圖，結構尺寸見下表：dd3bDd1hcD1d2aM1266204284161210(五)放油孔和油塞放油孔設置在箱座底面最低處，以能將污油放盡。箱座底面常做成11.5傾斜面，在油孔附近應做成凹坑。螺塞有六角頭圓柱細牙螺紋和圓錐螺紋兩種，此處選用圓柱細牙螺紋，需加封油墊片。螺塞直徑可按減速器的箱座壁厚的22.5倍選取。螺塞尺寸和油封墊片的尺寸查表14-14和14-15，選取M201.5（六）起蓋螺釘起蓋螺釘安裝在箱蓋凸緣上，數(shù)量為2個，直接與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取10mm；長度應大于箱蓋凸緣厚度，取20mm，故

41、螺釘為螺栓GB/T 5783 M1020。螺釘端部制成圓柱端，以免損壞螺紋和剖分面。（七）定位銷兩個定位銷釘設在箱體連接凸緣上，相聚盡量遠些，而且距對稱線距離不等，以使箱座能正確定位。此外，還要考慮到定位銷拆裝時不與其它零件相干涉。綜合以上因素考慮，并結合表11-31，選取銷釘為銷GB/T117 A830。（八）軸承端蓋因凸緣式端蓋有便于調(diào)整和密封性好等優(yōu)點，此處選用凸緣式端蓋。根據(jù)軸是否穿過端蓋，軸承端蓋又分為悶蓋和透蓋。各軸上的端蓋參照表14-1進行選取。其結構示意圖見參考資料【1】第133頁，結果尺寸如下：軸類型Dmmd3mmd0mmd5mmD0mmD5mmD2mmemmb1mmhmmD

42、4mmd1mmBmm透蓋901011861158514012148804610悶蓋7210117097681121214862-悶蓋90101188115851401214880透蓋4610注：此章所指表格均來自參考資料【1】第十二章：設計小結為期三周的課程設計寫到這里基本就算是結束了，三周來緊張忙碌時少不了的，但更多的還是內(nèi)心的滿足感。早就聽說了這學期有課程設計，沒開始的時候很不以為然，覺得減速箱，只要條件已知，用三維軟件很快就能搞定，而真正開始做起來的時候才發(fā)現(xiàn)完全不是那么一回事。設計減速器，開始只有寥寥無幾個參數(shù)和條件，我們就在這三個星期的時間中從無到有，從最開始的不到兩行字的幾個條件最

43、后竟然到了長達35頁紙的總結報告，回頭想想真是感慨萬分，從那么少的條件竟然可以衍生出這么龐大的部件，這也不禁讓我感慨機械設計的博大精深。在學機械設計之前，我參加過很多機械方面的比賽，參加過機械創(chuàng)新大賽，設計過一些機械機構。然后在學完機械設計做完這次課程設計之后，我才發(fā)現(xiàn)，以前的設計是多么簡陋與幼稚，雖然自己認為做得還可以，但實際上很多設計是不符合機械設計規(guī)范的，這令我感到十分慚愧。而這三個星期的設計可謂是真正的設計，雖然它僅僅是比較基礎的設計，但它讓我真正觸碰到了機械設計的大門。在減速箱的設計中，我們不斷做著計算、繪圖、校驗這些工作，計算完了畫圖，畫圖出現(xiàn)問題后修改之前的計算并重新校驗。不可否認，這些計算、繪圖、校驗的重復過程不斷消磨我們的耐性，使我們感到厭煩，但