兩級圓柱斜齒輪減速器課程設計

1、廣西科技大學課 程 設 計 資 料姓 名： 余超逸 系 別： 機械工程學院 班 級： 機械Y137 專 業(yè)： 機械工程（數(shù)控方向）指導教師： 靳龍 日 期： 資 料 內 容： 1、課程設計裝配圖（A1）一張 2、課程設計零件圖（A3）兩張 3、課程設計說明書一本 0機械設計課程設計說明書姓名： 余超逸 系別： 機械工程學院 班級： 機械Y137 學號： 201300107242 指導老師： 靳龍 機械設計課程設計題目題目名稱：設計兩級圓柱齒輪減速器說 明： 此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設備兩班制工作，工作期限十年，戶內使用。傳送簡圖如下：技術參數(shù)已 知 條 件數(shù) 據(jù) 號123

2、45678鼓輪直徑（mm）300330350350380300360320傳送帶運行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75傳送帶從動軸所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900機械設計課程設計任務書一、本任務書發(fā)給 機械Y137 班學生 余超逸 二、請按計劃書指定數(shù)據(jù)組號 4 的第 2 個數(shù)據(jù)進行設計(見附頁)。三、本任務規(guī)定的設計計算包括下列各項：1、 傳動裝置總體設計計算；2、 各傳動零件的設計計算；3、 一根軸設計計算；4、 一對軸承的設計計算；5、 各標準零件的選擇；四、本任務書要求在答辯前完成1、 主要部件的總裝配圖一張（A1

3、）；2、 典型零件圖2張（A3）；3、 20頁左右的設計設計說明一份； 五、答辯時間 年 月 日到 月 日目 錄一， 傳動方案分析2二， 選擇電動機2三， 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù) 4四， V帶傳動的設計計算 5五， 斜齒輪圓柱齒輪傳動設計及校核8（一） 高速級8（二） 低速級19六， 軸的設計30（一） 中間軸30（二） 輸出軸31（三） 主動軸33七， 低速軸的校核35八， 滾動軸承的選擇及計算37九， 鍵的選擇及校核計算40十， 箱體的設計41十一， 潤滑、密封裝置的選擇及設計44十二， 參考資料目錄45設計計算及說明結果一，傳動方案分析為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的

4、傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動傳送帶主動軸鼓輪的轉速nw ,及 一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為11或16。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可初步擬定出以二級傳動的傳動方案。即采用兩級圓柱齒輪減速箱的展開式。該方案一般采用斜齒輪，其總傳動比較大，結構簡單，制造成本也較低，應用最廣。由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒寬載荷分布不均勻，要求軸有較大剛度。二，選擇電動機1，電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y(IP44)系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2，動機功率的選擇(1)工作機所需的功率由

5、本書p.7式(2-2)(2)電動機輸出功率Pd 由本書P.7表2-4查取V帶傳動，滾動軸承，齒輪傳動，彈性聯(lián)軸器，滑動軸承的效率分別為， ， ，由因為傳送帶的效率為，則傳動裝置總效率為：設計計算及說明結果 則，(3)電動機額定功率Ped由本書p.196按表20-1確定電動機額定功率為。3，電動機的轉速 為了便于選擇電動機的轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由本書p.4查得V帶傳動常用傳動比范圍iv=24,單級圓柱齒輪傳動比范圍i2=36,傳送帶傳動比i3=1,則電動機轉速可選范圍為 可見同步轉速為1000r/min ,1500r/min 和3000r/min的電動機均符合。這里初步選分別為10

6、00r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表： 方案電動機型 號額定功率( kW)電動機的轉速(r/min)電動機的質量(kg)同步滿載1Y112M1-4415001440432Y132M1-641000960734，計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比(1)傳動裝置總傳動比 ，(2)分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比iv=2.5 ，則兩級減速箱的傳動比為： , , 設計計算及說明結果 由上述各式子可解得， ， 因為所得的iF和iS的值符合一般圓柱齒輪傳動比的常用范圍，故可選方案1；又因為方案2得出的iF和iS的值不符合一般圓柱齒輪傳動比的常用范圍，所以不選。三，計算傳動裝置的

7、運動和動力參數(shù)1,各軸的轉速設電動機的軸為0軸，減速箱的高速軸為1軸，中速軸為2軸，低速軸為3軸，則各軸的轉速為：2,各軸的輸入功率按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即3,各軸的轉矩設計計算及說明結果將以上計算結果整理后列于下表，供以后計算使用：項目電動機軸0高速軸1中速軸2低速軸3轉速（r/min）144057613843功率（kw）43.843.693.54轉矩（N·m）26.5363.67255.36786.21四，V帶傳動的設計計算1, 確定計算功率Pca Pca=KA×P由表8-7（P156,機械設計第七版 高等教育出版社, 該書以下簡稱課本）可知

8、：KA=1.2由電動機選型可知: P=4 kw 2, 選擇V帶的帶型根據(jù)傳動的形式，選用普通V帶；再根據(jù)Pca、n1，由課本p.157圖8-11知：確定選用A型V帶。3, 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v。(1)初選小帶輪的基準直徑dd1。由課本p.155157表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=90mm。(2)驗算帶速v。 按課本p.150式8-13驗算帶的速度 設計計算及說明結果因為 ，所以所選的帶速合適。(3) 確定大帶輪的基準直徑。 根據(jù)課本p.150式8-15a，計算大帶輪的基準直徑dd2。 根據(jù)課本p.157表8-8，圓整為(4)確定V帶的中心距a和基準長度Ld。1)根

9、據(jù)課本p.152式8-20，得故得， 初步定中心距為：2)由課本p.158式8-22計算帶所需的基準長度。 由課本p.146表8-2選帶的基準長度Ld=1430mm。3)按課本p.158式8-23計算實際中心距a 。 根據(jù)課本p.158式8-24可得中心距的可變化范圍為： 所以中心距的變化范圍為：442mm506mm。(5)驗算小帶輪上的包角1 設計計算及說明結果 (6)計算帶的根數(shù)Z1)計算單根V帶的額定功率Pr 由dd1=90mm和n1=1440r/min，查課本p.152表8-4a得 根據(jù)，和A型帶，查課本p.153表8-4b得，查課本p.155表8-5可以得 ，查課本p.146表8-2

10、得，于是得， 2)計算V帶的根數(shù)Z ，所以Z取5根。(7)計算單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由課本p149表8-3得A型帶單位長度質量q=0.106kg/m所以由課本p.158式8-27得， 應使帶的實際初拉力(8)計算壓軸力Fp由課本p.159式8-28可得壓軸力的最小值為： 五，斜齒圓柱齒輪傳動設計設計計算及說明結果 1、高速級已知輸入功率，齒數(shù)比為，小齒輪的轉速為576r/min，由電動機驅動，使用期為10年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度。3

11、)因傳遞功率不大轉速不高，由課本p191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數(shù)，大齒輪，取。5） 選取螺旋角。初選螺旋角6） 壓力角（2）按齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算，即1）小齒輪轉矩2）試取載荷系數(shù)3）由課本p206圖10-選取區(qū)域系數(shù)設計計算及說明結果4) 由課本p202表10-5查得材料彈性影響系數(shù)5）由課本p206表10-7選取齒寬系數(shù)6）由課本p202式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù) 7）由課本p219式（10-23）可得螺旋角系數(shù) 8)由課本

12、p210圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限9）計算應力循環(huán)次數(shù)設計計算及說明結果10）由課本p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) 11）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則取較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 12）試算小齒輪分度圓直徑13）計算圓周速度v14）計算齒寬15）計算載荷系數(shù)根據(jù)齒輪工況，查課本p192表10-2得設計計算及說明結果根據(jù)v=1.238m/s,7級精度，由課本p194圖10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力，,由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由課本p197表10-4用插值法查得7級精度、小齒

13、輪相對支撐非對稱布置時，則接觸強度載荷系數(shù)16）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑相應的齒輪模數(shù)（3）按齒根彎曲疲勞強度設計 1）試算齒輪模數(shù)，即 2）試選用載荷系數(shù)3） 由式（10-20），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)設計計算及說明結果 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 4）計算當量齒數(shù)查課本p200圖10-17和10-18得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù),， 5）計算彎曲疲勞許用應力由課本p208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.90，=0.92取疲勞強度系數(shù)由課本p211圖10-24c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力6）計算大小齒輪的并加

14、以比較 大齒輪的數(shù)值大，所以 設計計算及說明結果7）模數(shù)（2）調整齒輪模數(shù)圓周速度v齒寬b 齒高h及寬高比 2）計算實際載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)計算分配系數(shù)，由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由課本p197表10-4用插值法查得結合查圖10-13，得設計計算及說明結果則載荷系數(shù)為3）由式(10-13)，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù)：故取，則，取和互為質

15、數(shù)。4.幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為2）按圓整后的中心距修正螺旋角3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑 設計計算及說明結果4）計算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬（5-10）mm，既取，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，既5. 圓整中心距后的強度校核1）齒面接觸疲勞強度校核 由上可知，由圖10-8選取 查表10-3得查表10-4得則設計計算及說明結果其中,滿足齒面接觸疲勞強度條件。2）齒根彎曲疲勞強度校核其中，, 查圖10-13，得設計計算及說明結果查課課本圖10-17和10-18得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù),，設計計算及說明結果齒根彎曲疲勞強

16、度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要設計結論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬、。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。1）計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙： 2)計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑設計計算及說明結果3）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4）大齒輪結構設計因為齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。有關尺寸按課本p231圖10-37推薦用的結構尺寸設計。2、低速級齒輪設計計算已知輸入功率，齒數(shù)比為=，小齒輪的轉速為138r/min，由電動機驅動，使用期為10

17、年（每年工作300天），兩班制，輸送機連續(xù)單向運轉。（1）選定齒輪類型、精度等級，材料及齒數(shù)1）選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動。2）該減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度。3）因傳遞功率不大轉速不高，由課本p191表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4）選小齒輪齒數(shù)，大齒輪，取。7） 選取螺旋角。初選螺旋角8） 壓力角（2）按齒面接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算，即1）小齒輪轉矩設計計算及說明結果2）試取載荷系數(shù)3）由課本p206圖10-選取區(qū)域系數(shù)4) 由課本p202表10-5查得

18、材料彈性影響系數(shù)5）由課本p206表10-7選取齒寬系數(shù)6）由課本p202式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù) 7） 由課本p219式（10-23）可得螺旋角系數(shù) 8) 由課本p209圖10-21d按齒面的硬度查得， 設計計算及說明結果小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限9）計算應力循環(huán)次數(shù)10）由課本p208圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù) 11）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則取較小的作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 12）試算小齒輪分度圓直徑13）計算圓周速度v14）計算齒寬設計計算及說明結果15）計算載荷系數(shù)根據(jù)齒輪工況，查課本p192表10-2

19、得根據(jù)v=0.476m/s,7級精度，由課本p194圖10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力，由課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由課本p197表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，則接觸強度載荷系數(shù)16）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑相應的齒輪模數(shù)（3） 按齒根彎曲疲勞強度設計 1） 試算齒輪模數(shù)，即 2）試選用載荷系數(shù) 設計計算及說明結果4） 由式（10-20），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)： 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)： 4）計算當量齒數(shù)查課本p200圖10-17和10-18得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù),， 5）計算彎曲疲勞許用應力

20、由課本p208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.9，=0.92取安全系數(shù)由課本p211圖10-24c查得齒輪的彎曲疲勞強度極限 按脈動循環(huán)變應力確定許用彎曲應力6）計算大小齒輪的并加以比較 設計計算及說明結果大齒輪的數(shù)值大，所以 7） 模數(shù)（2） 調整齒輪模數(shù)圓周速度v齒寬b 齒高h及寬高比 2）計算實際載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)由下列公式，與課本p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)設計計算及說明結果由課本p197表10-4用插值法查得結合查圖10-13，得則載荷系數(shù)為3) 由式(10-13)，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算

21、的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取。但是為了同時滿足齒面接觸疲勞強度，需按接觸強度算得的分度圓直徑，來計算應有的齒數(shù)故取，則，取。和互為質數(shù)。4.幾何尺寸計算1）計算中心距將中心距圓整為2）按圓整后的中心距修正螺旋角設計計算及說明結果3）計算大、小齒輪的分度圓直徑4）計算齒輪寬度圓整后取；6. 圓整中心距后的強度校核 1）齒面接觸疲勞強度校核 由上可知，由圖10-8選取查表10-3得查表10-4得則設計計算及說明結果其中, 滿足齒面接觸疲勞強度條件。2）齒根彎曲疲勞強度校核其中，, 查圖10-13，得設計計算及說明結果查課課本圖10-17和1

22、0-18得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù),，設計計算及說明結果齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。6.主要設計結論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬、。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。1）計算齒頂高、齒根高、齒全高、頂隙：2) 計算齒頂圓直徑、齒根圓直徑： 3）齒輪旋向：小圓柱斜齒輪左旋，大圓柱斜齒輪右旋。（4） 大齒輪結構設計因為齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。有關尺寸按課本p231圖10-37推薦用的結構尺寸設計。設計計算及說明結果六，軸的設計（一）中間軸（中速軸

23、）1.求得軸上的功率轉速 轉矩2.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)課本P366表15-3，取3.軸的結構設計(1)擬定軸上零件的裝配方案(2) 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度首先，確定各段的直徑A段:=35mm,與軸承（7207C型角接觸球軸承）配合B段：=39mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C段：=65.896mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段：=43mm, 定位軸肩=35mm=39mm=65.896mm=43mm設計計算及說明結果E段：=39mm，非定位軸肩F段：=35mm，與軸承（7207C型角接觸球軸承）配合然后確定各段距離：A段： =39mm, 考慮軸

24、承（7207C型角接觸球軸承）寬度與擋油盤的長度B段：=3mm,根據(jù)軸齒輪到內壁的距離及其厚度C段：=72mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬D段：=12mm,因為兩齒輪之間的距離應為12mmE段：=46mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）F段：=39mm，考慮了軸承長度與箱體內壁到齒輪齒面的距離（二）輸出軸（低速軸）1.求得軸上的功率轉速 轉矩2.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)課本P366表15-3，取輸出軸最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，根據(jù)=39mm=35mm=39mm=3mm=72mm=12mm=46mm=

25、39mm設計計算及說明結果課程設計P162表17-2，選用YL12型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1600000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。3.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案首先，確定各軸段直徑A段: =70mm, 與軸承（7214C角接觸球軸承）配合B段: =75mm,非定位軸肩C段: =84mm,定位軸肩D段: =75mm, 非定位軸肩E段: =70mm, 與軸承（7214C角接觸球軸承）配合F段: =65mm,按照齒輪的安裝尺寸確定G段: =60mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =46mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =63m

26、m，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =8mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值=70mm=75mm=84mm=75mm=70mm=65mm=60mm=46mm=63mm=8mm設計計算及說明結果根據(jù)軸承（圓錐滾子軸承30212）寬度需要D段: =56mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段: =44mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =50mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =105mm,因為軸孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故取G段長度比略短一些，即=105mm。（三）主動軸（高速軸）1.求得軸上的功率轉速 轉矩2.初步確定軸的最小尺寸選取軸的材料為4

27、5鋼，調質處理。根據(jù)表15-3，取則取高速軸最小直徑為25mm3軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案首先確定個段直徑A段：=25mm 由最小直徑算出=56mm=44mm=50mm=105mm=25mm 設計計算及說明結果B段：=30mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為30mm的C段：=35mm，與7207C角接觸球軸承配合，取軸承內徑D段：=40mm， 設計非定位軸肩E段：=47.873mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)課程設計指導書p116F段：=40mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mmG段， =35mm, 與7207C角接觸球軸承配合，取軸承內徑第二、確定各段軸的長度A段：

28、=48mm，因為查得帶輪寬度，減2mmB段：=50mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取50mmC段：=37mm, 與7207C角接觸球軸承配合,加上擋油盤長度D段：=89mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=89mmE段：，齒輪的齒寬F段：，=2-2=10-2=8mmG段：=39mm, 與7207C角接觸球軸承配合,加上擋油盤長度=30mm=35mm=40mm=47.873mm=40mm=35mm=48mm=50mm=37mm=89mm=39mm設計計算及說明結果七，低速軸的校核（1）求作用在軸上的力（2）對于7214型角接觸球軸承，查得因此簡支梁的軸的

29、支承跨距,受力分析見下圖。設計計算及說明結果由圖得水平面支點受力：易求，垂直面支點受力：易求，根據(jù)所得的力畫出彎矩圖，由圖分析可知小齒輪中心線處為危險截面。 求得的水平面和垂直面的合彎矩如下：再畫出轉矩圖，兩齒輪間的轉矩為：因為轉矩為脈動循環(huán)，所以符合要求，故安全。設計計算及說明結果八， 滾動軸承的選擇及計算（1） 中速軸由設計手冊P191表8-33查7207C軸承得軸承基本額定動負荷，基本額定靜負荷軸承1的內部軸向力為：軸承2的內部軸向力為：而軸間載荷為可以算出相對軸向載荷運用插值運算得計算式：求得 即由徑向載荷和判斷系數(shù)可求的派生軸向力又因為，所以，靠近大齒輪的軸承，按課本P318表13-

30、6取載荷系數(shù)，由課本P317表13-5設計計算及說明結果 查得，。所以當量動載荷為 靠近小輪的軸承，取載荷系數(shù)，壽命系數(shù)由P317表13-5查得，。所以當量動載荷為綜上，軸承基本額定壽命（2） 高速軸 由設計手冊P191表8-33查7207C軸承得軸承基本額定動負荷，基本額定靜負荷軸承的內部軸向力為：而軸間載荷為可以算得相對軸向載荷 運用插值運算得計算式：求得 即按課本P318表13-6取載荷系數(shù)，由課本P317表13-5查得，。所以當量動載荷為：設計計算及說明結果綜上，軸承基本額定壽命而減速器的使用壽命為，軸承的壽命明顯大于減速器的壽命的三分之一，所以此型號軸承符合要求。故高速軸上選用滾動軸

31、承7207C GB/T 292-2007（3） 低速軸 由設計手冊P191表8-33查7214C軸承得軸承基本額定動負荷，基本額定靜負荷軸承的內部軸向力為：而軸間載荷為可以算得相對軸向載荷 運用插值運算得計算式：求得 即按課本P318表13-6取載荷系數(shù)，由課本P317表13-5查得，。所以當量動載荷為設計計算及說明結果綜上，軸承基本額定壽命而減速器的使用壽命為，軸承的壽命明顯大于減速器的壽命的三分之一，所以此型號軸承符合要求。故低速軸上選用滾動軸承7214C GB/T 292-2007七、鍵的選擇及校核計算鑄鐵鋼校核方法 ：1 高速軸上與帶輪相聯(lián)處鍵根據(jù)=25mm，選取根據(jù)=48mm，則取鍵

32、聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa=125MPa滿足設計要求鍵型號為：GB/T1096鍵2 中速軸上大齒輪處鍵根據(jù)=39mm，選取根據(jù)=46mm，則取鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa滿足設計要求鍵型號為：GB/T1096鍵3低速軸上）聯(lián)軸器處根據(jù)=60mm，選取根據(jù)=105mm，則取鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa滿足設計要求鍵型號為：GB/T1096鍵2） 聯(lián)接齒輪處根據(jù)=75mm，選取根據(jù)=63mm，則取鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa125Mpa滿足設計要求鍵型號為：GB/T1096鍵十， 箱體的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳

33、合質量，大端蓋分機體采用配合。1.機體有足夠的剛度。在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。設計計算及說明結果3.機體結構有良好的工藝性。鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=5mm。機體外型簡單，拔模方便。4.對附件設計（1）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(qū)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。（2）油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排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。（3）油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)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.（4）通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通