機(jī)械設(shè)計(jì)一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì)（論文）說明書 題 目：一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業(yè)： 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 指導(dǎo)教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書-3第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案-3第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇-4第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計(jì)-8第六部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)-17第七部分 鍵連接的選擇及校核計(jì)算-20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)-22第九部分 潤滑與密封-24設(shè)計(jì)小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25第一部分 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、設(shè)計(jì)課題： 設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級(jí)直齒圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大

2、,空載起動(dòng),卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年(300天/年),1班制工作,運(yùn)輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設(shè)計(jì)要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設(shè)計(jì)說明書一份。三. 設(shè)計(jì)步驟:1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案2. 電動(dòng)機(jī)的選擇3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計(jì)7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)10. 潤滑密封設(shè)計(jì)11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)

3、計(jì)方案1.組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置在高速級(jí)。其傳動(dòng)方案如下：圖一: 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)圓柱直齒輪減速器。計(jì)算傳動(dòng)裝置的總效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.87h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對(duì)應(yīng)

4、軸承的效率）。第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇1 電動(dòng)機(jī)的選擇皮帶速度v:v=0.8m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 2.48 KW電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:pd= 2.85 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 84.9 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=24，一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=36，則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=624，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×84.9 = 509.42037.6r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y100L2-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定

5、功率為3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1430r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比（1）總傳動(dòng)比： 由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:ia=nm/n=1430/84.9=16.8（2）分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取i0=3.5，則減速器傳動(dòng)比為:i=ia/i0=16.8/3.5=4.8第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm/i0 = 1430/3.5 = 408.6 r/minnII = nI/i =

6、 408.6/4.8 = 85.1 r/minnIII = nII = 85.1 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 2.85×0.96 = 2.74 KWPII = PI×h2×h3 = 2.74×0.99×0.97 = 2.63 KWPIII = PII×h2×h4 = 2.63×0.99×0.99 = 2.58 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 2.71 KWPII' = PII×0.99 = 2.6 KWPII

7、I' = PIII×0.99 = 2.55 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1 電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 19 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 19×3.5×0.96 = 63.8 NmTII = TI×i×h2×h3 = 63.8×4.8×0.99×0.97 = 294.1 NmTIII = TII×h2×h4 = 294.1×0.99×0.99 = 288.2 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為：

8、TI' = TI×0.99 = 63.2 NmTII' = TII×0.99 = 291.2 NmTIII' = TIII×0.99 = 285.3 Nm第五部分 V帶的設(shè)計(jì)1 選擇普通V帶型號(hào) 計(jì)算功率Pc:Pc = KAPd = 1.1×2.85 = 3.14 KW 根據(jù)手冊(cè)查得知其交點(diǎn)在A型交界線范圍內(nèi)，故選用A型V帶。2 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 3.5×

9、100×(1-0.02) = 343 mm 由手冊(cè)選取d2 = 335 mm。 帶速驗(yàn)算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1430×100×/(60×1000) = 7.48 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3 確定帶長(zhǎng)和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(100+335)a02×(100+335)304.5a0870 初定中心距a0 = 587.25 mm，則帶長(zhǎng)為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4&

10、#215;a0)= 2×587.25+×(100+335)/2+(335-100)2/(4×587.25)=1881 mm 由表9-3選用Ld = 1800 mm，確定實(shí)際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm4 驗(yàn)算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(335-100)×57.30/546.75 = 155.40>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 3.14/

11、(1.32+0.17)×1.01×0.93) = 2.24故要取Z = 3根A型V帶。6 計(jì)算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×3.14×(2.5/0.93-1)/(3×7.48)+0.10×7.482 = 123.7 N 作用在軸上的壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×3×123.7×sin(155.4/2) = 725.1 N第六部分 齒輪

12、的設(shè)計(jì)（一） 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故選用一級(jí)圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：小齒輪選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。大齒輪選用45號(hào)鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 4.8×20 = 96 ?。篫2 = 962 初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 63.8 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影

13、響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×408.6×1×10×300×1×8 = 5.88×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 5.88×108/4.8 = 1.23×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 =

14、 0.9,KHN2 = 0.92 9) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.9×610 = 549 MPasH2 = = 0.92×560 = 515.2 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 設(shè)計(jì)計(jì)算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 67.4 mm4 修正計(jì)算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 3.37 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 計(jì)算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 20×2.5

15、= 50 mmd2 = Z2mn = 96×2.5 = 240 mmb = d×d1 = 50 mmb圓整為整數(shù)為：b = 50 mm。 4) 計(jì)算圓周速度v:v = = = 1.07 m/s由表8-8選取齒輪精度等級(jí)為9級(jí)。5 校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50 = 1.37，由

16、圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.8 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 5.88×108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 1.23×108 6) 由圖8

17、-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.89 7) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 160.2sF2 = = = 150.6 = = 0.02678 = = 0.02641小齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 2.4 mm2.42.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 50 mmd2 = 240 mmb = yd×d1 = 50 mmb圓整為整數(shù)為：b = 50 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 55 mm b2 = 50 mm中心距：a =

18、145 mm，模數(shù)：m = 2.5 mm第七部分 傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)軸的設(shè)計(jì)1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 2.74 KW n1 = 408.6 r/min T1 = 63.8 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 50 mm 則:Ft = = = 2552 NFr = Ft×tanat = 2552×tan200 = 928.9 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112

19、× = 21.1 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 22 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 52 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 27 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度: 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取

20、:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm，?。簂45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 55 mm；則:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+

21、11+2-5 = 32 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊(cè)得T = 16 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (52/2+35+16/2)mm = 69 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (55/2+30+5-16/2)mm = 54.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (55/2+5+32-16/2)mm = 56.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1299 NFNH2 = = = 1253 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -703 NFNV2 = = = 906.8 N3）計(jì)

22、算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1299×54.5 Nmm = 70796 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 725.1×69 Nmm = 50032 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -703×54.5 Nmm = -38314 NmmMV2 = FNV2L3 = 906.8×56.5 Nmm = 51234 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 80499 NmmM2 = = 87390 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）

23、作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 7.1 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設(shè)計(jì)1 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 2.63 KW n2 = 85.1 r/min T2 = 294.1 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 2

24、40 mm 則:Ft = = = 2450.8 NFr = Ft×tanat = 2450.8×tan200 = 892 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 35.1 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12，所以同時(shí)需要選取聯(lián)軸器的型號(hào)，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT2，查機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT2 = 1.2×29

25、4.1 = 352.9 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號(hào)為:LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長(zhǎng)度84 mm，則：d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 45 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度： 初選軸承的類型及型號(hào)。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸34 = d67 = 50 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6210型深溝球子軸承，

26、其尺寸為：d×D×T = 50mm×90mm×20mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，為使齒輪定位可靠取：l45 = 48 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸

27、承之間采用套筒定位，則：l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（見圖a）: 根據(jù)6210深溝球軸承查手冊(cè)得T= 20 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (50/2-2+43.5+48-20/2)mm = 104.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (50/2+6+37.5-20/2)mm = 58.5 mm2）計(jì)算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 879.6 NFNH2 = = =

28、1571.2 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 320.1 NFNV2 = = = 571.9 N3）計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 879.6×104.5 Nmm = 91918 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 320.1×104.5 Nmm = 33450 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 97815 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險(xiǎn)截面C

29、）的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 10.3 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計(jì)算W時(shí)，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算1 輸入軸鍵計(jì)算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×45mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 45-6 = 39 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25

30、×6×39×22×120/1000 = 154.4 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)度要求。2 輸出軸鍵計(jì)算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×45mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 45-16 = 29 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×29×58×120/1000 = 504.6 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b&#

31、215;h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長(zhǎng)度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命：Lh = 10×1×8×300 = 24000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 928.9 N(2) 求軸承應(yīng)有

32、的基本額定載荷值C為:C = P = 928.9× = 7784 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.77×105Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2 輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算:(1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 892 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 892× = 4431 N(3) 選擇軸承型號(hào): 查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.18×

33、;107Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設(shè)計(jì)1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個(gè)零件，設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機(jī)器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設(shè)計(jì)的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因?yàn)殍T造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3 箱體的設(shè)計(jì)計(jì)算，箱體尺寸如下： 代號(hào) 名稱 計(jì)算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d' 箱體加強(qiáng)筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm d1' 箱蓋加強(qiáng)筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1'