機械設計課程設計-雙級圓柱齒輪減速器

下載可編輯PAGE.專業(yè).整理.計算及說明結(jié)果一、設計任務書1、設計任務設計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器2、原始數(shù)據(jù)輸送帶有效拉力F=4100N輸送帶工作速度v=0.7m/s（允許誤差±5%）輸送帶滾筒直徑d=300mm減速器設計壽命為10年(設每年工作250天，每天工作16小時)3、工作條件兩班制工作，空載起動，載荷有輕微震動，常溫下連續(xù)（單向）運轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵，電壓三相交流電源為380/220V的。二、傳動系統(tǒng)方案擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示：帶式輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過帶傳動2將動力傳輸?shù)綔p速器中通過聯(lián)軸4輸出到鼓輪5上的輸送帶6三、電動機的選擇1、電動機容量的選擇由已知條件可以計算出工作機所需的有效功率Pw===4.2kw設：η4w————輸送機滾筒軸（5軸）效率至輸送帶間的傳動效率；η4w=輸送機滾筒軸（ηcy=0.96）×一對滾動軸承效率（ηb=0.99）；η01————η01=聯(lián)軸器效率（ηc=0.99）；（p19，查表3-1）η12————η12=閉式圓柱齒輪傳動效率（ηg=0.97）×一對滾動軸承效率ηb=0.99；η23————η12=閉式圓柱齒輪傳動效率（ηg=0.97）×一對滾動軸承效率（ηb=0.99）；η34————聯(lián)軸器效率（ηc=0.99）×一對滾動軸承效率（ηb=0.99）；則：η總=η01×η12×η23×η34×η4w=0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96=0.8504Pr==4.939kw取電動機額定功率Pm=5.5kw2、電動機轉(zhuǎn)速的選擇輸送機滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速nω===54.60r/min由于整個傳動系統(tǒng)采用二級減速，因此總傳動比不易過大，所以選擇同步轉(zhuǎn)速ns=750r/min的電動機為宜。3、電動機型號的確定根據(jù)工作條件：單向運轉(zhuǎn)、兩班制連續(xù)工作，工作機所需電動機功率Pr=4.939kw等，選用Y型系列三相異步電動機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，型號為Y160M2—8，其主要數(shù)據(jù)如下：電動機額定功率Pm=5.5kw電動機滿載轉(zhuǎn)速nm=720r/min電動機軸伸直徑D=42mm（p24，查表3-3）電動機軸伸長度E=110mm電動機中心高H=160mm四、傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比i===13.19由系統(tǒng)方案知i01=1；i34=1取高速傳動比i12===4.14低速傳動比i23===3.19傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1五、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算0軸（電動機軸）：n0=nm=750r/minp0=pr=4.94kwT0=9550=9550×=62.89N·m1軸（減速器高速軸）：n1===750r/minp1=p0η01=4.94×0.99=4.89kwT1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N·m2軸（減速器中間軸）：n2===173.89r/minP2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kwT2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m3軸（減速器低速軸）：n3===54.60r/minp3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kwT3=T2i23η23=247.52×3.19×0.9603=758.24N·m4軸（滾筒軸）n4===54.60r/minp4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kwT4=T3i34η34=758.24×1×0.9801=743.15N·m上述計算結(jié)果和傳動比效率匯總?cè)缦拢狠S號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)720720173.8954.6054.60功率P(kW)4.944.894.704.514.42轉(zhuǎn)矩T(N·m)62.8962.26247.52758.24743.15兩軸連接件、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i14.143.191傳動效率η0．990.96030.96030.9801六、減速器傳動零件的設計計算1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及熱處理方法小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS=230~250大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS=190~210（2）確定許用彎曲應力：①彎曲疲勞極限應力由圖13-9c小齒輪σFlim1=250MPa大齒輪σFlim2=220MPa②壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)NF1=60jHn1t=8.64×108NF2=60jHn2t=2.09×108由圖13-10YN1=0.9YN2=0.93③應力修正系數(shù)由標準規(guī)定，Yst=2④最小安全系數(shù)由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤許用彎曲應力由試（13-8）[σF2]=327.36MPa[σF1]>[σF2],[σF]=[σF2]=327.36MPa（3）許用接觸應力計算由機械設計圖13—13（以下所用依據(jù)均為機械設計課本中的圖表）得：兩齒輪接觸疲勞極限應力為小齒輪σHlim1=580MPa大齒輪σHlim2=550MPa應力循環(huán)次數(shù)NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108NH2=60jHn1t=60×1×173.89×250×5×16=2.09×108由圖13—14得ZN1=0.92ZN2=0.96由表13—4得最小安全系數(shù)失效概率低于1/100,SHmin=1則需用接觸應力為：[σH1]===533.6MPa[σH2]===528MPa[σH1]>[σH2],[σH]=[σH2]=528MPa（4）按齒面接觸應力強度確定中心距①載荷系數(shù)設齒輪按8級精度制造由表13—2，取K=1.2②齒寬系數(shù)齒輪相對于軸承非對稱布置由表13—6，軟齒面取φd=0.9由式13—15，φa===0.35③彈性系數(shù)由表13—5，ZE=189.8④節(jié)點區(qū)域系數(shù)初設螺旋角β=12°由圖13—12，ZH=2.46⑤重合度系數(shù)取Z1=22，Z2=iZ1=22×4.14=91.08，取Z2=91i=u==4.1363（誤差0.1%<5%，在5%允許范圍內(nèi)）端面重合度由式13—19=1.66得：εα=1.66,Yβ=1.49由式13—24，Zζ===0.776⑥螺旋角系數(shù)由式13—25，Zβ=0.989⑦設計中心距由式13—13，a≥（u±1）×=(4.14+1)×=101.19mmmn≥=EQ取mn=2mm重求中心距a===115.52mm圓整中心距，取a=118mm調(diào)整ββ=cos-1[]=cos-1[]=16.738°（5）確定齒輪參數(shù)與尺寸齒數(shù)：z1=22，z2=91；模數(shù)：mn=2mm確定實際齒數(shù)比：分度圓直徑：d1===45.950mmd2===190.052mm確定齒寬：b=b2=aφa=118×0.35=41.3mm取b=b2=45mmb1=b2+5=45+5=50mm（6）驗算齒輪彎曲強度由表13—4、式13—8得EQ同理可得：[σF2]=327.36MPa當量齒數(shù)zv1===25.05(按25查表)zv2===103.36（按150查表）齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa由表13—3，YFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83重合度系數(shù)Yε由式13—19=1.62螺旋角系數(shù)查圖13—17，取Yβ=0.88校核彎曲強度σF1===59.88MPa<[σF1]同理，σF2=64.803MPa<[σF2]兩齒輪彎曲強度足夠2、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算(1)確定第二級齒輪相關系數(shù)根據(jù)第一級齒輪相關系數(shù)算出二級齒輪相應的要求參數(shù)：n2=n1/i1=720/4.136=174.08r/mini2=i/i1=13.088/4.136=3.188r/minn3=174.08/3.188=54.60r/min（2）選擇齒輪材料及熱處理方法小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS=230~250大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS=190~210（3）確定許用彎曲應力：①彎曲疲勞極限應力由圖13-9c小齒輪σFlim1=250MPa大齒輪σFlim2=220MPa②壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×108NF2=0.65×108由圖13-10YN1=0.93YN2=0.94③應力修正系數(shù)Yst=2④最小安全系數(shù)由表13-4，按一般可靠度SFlim=1.25⑤許用彎曲應力由試（13-8）[σF2]=330.8MPa（4）許用接觸應力計算由機械設計圖13—13（以下所用依據(jù)均為機械設計課本中的圖表）得：兩齒輪接觸疲勞極限應力為:小齒輪σHlim1=580MP大齒輪σHlim2=550MPa應力循環(huán)次數(shù)NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×108NH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×108由圖13—14得ZN1=0.94ZN2=0.96由表13—4得最小安全系數(shù)SHmin=1則需用接觸應力為：[σH1]===545.2MPa[σH2]===528MPa[σH1]<[σH2]·[σH]=[σH2]=528MPa（5）按齒面接觸應力強度確定中心距①載荷系數(shù)由表13—2，取K=1.2②齒寬系數(shù)由表13—6，軟齒面取φd=0.9由式13—15，φa===0.43③彈性系數(shù)由表13—5，ZE=189.8④節(jié)點區(qū)域系數(shù)初設螺旋角β=12°由圖13—12，ZH=2.46⑤重合度系數(shù)取Z1=28，Z2=iZ1=28×3.188=89.26，取Z2=89i=u==3.178（誤差小于5%）端面重合度,由式（13-19）=1.69由式13—24:εα=1.69εβ=1.49⑥螺旋角系數(shù)由式13—25，Zβ==0.989⑦設計中心距由式13—13，a≥（u±1）=(3.188+1)=141.16mmmn≥=2.35取mn=2.5mm重求中心距a===149.5mm圓整中心距，取a=150mm調(diào)整ββ=cos-1[]=cos-1[=12.838°（6）確定齒輪參數(shù)與尺寸齒數(shù)：z1=28，z2=89；模數(shù)：mn=2.5mm實際齒數(shù)比：確定分度圓直徑：d1===71.794mmd2==228.205mm確定齒寬：b=b2=aφa=150×0.43=64.5mm取b=b2=65mmb1=b2+5=65+5=70mm（7）驗算齒輪彎曲強度由表13—4、式13—8得[σF1]=372MPa[σF2]=330.8MPa當量齒數(shù)zv1===30.20（按30查表）zv2===96.02（按100查表）齒形系數(shù)YFa和修正系數(shù)YSa由表13—3，YFa1=2.53YSa1=1.636YFa2=2.18YSa2=1.79重合度系數(shù)Yε由式13—19，Yε=0.607=1.686螺旋角系數(shù)查圖13—17，取Yβ=0.89校核彎曲強度σF1===62.999MPa<[σF1]同理計算得：σF2<[σF2]兩齒輪彎曲強度足夠以上計算結(jié)果匯總?cè)缦拢焊咚偌壍退偌壭↓X輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比4.1363.178模

2mm2.5mm螺旋角13.059°12.838°中心距118mm150mm齒數(shù)22912889齒寬45506570分度圓45.95mm190.052mm71.794mm228.205mm精度8級七、減速器軸及軸承裝置的設計1、軸的設計考慮相鄰齒輪沿軸向方向不發(fā)生干涉，計入兩小齒輪軸向之間的距離S=10；考慮齒輪與箱體內(nèi)壁沿軸向方向不發(fā)生干涉，計入尺寸k，取k=10；為保證滾動軸承完全放入箱體軸承座孔內(nèi)，計入尺寸c，當軸承采用油潤滑時取c=5；處取軸承寬度在n=15~30mm三根軸的支撐跨距分別為：L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1=2×（5+10）+50+10+65+20=175L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2=2×（5+10）+50+10+65+22=177L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3=2×（5+10）+50+10+65+22=177（1）高速軸（1軸）的設計高速軸的功率、轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速(r/min)功率(kw)轉(zhuǎn)矩T

N·m)7203.725349.4119①選擇軸的材料及熱處理軸上小齒輪直徑不大，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，軸的材料及熱處理和齒輪的材料及熱處理一致，選用45號鋼調(diào)質(zhì)②軸的強度要求lAB=l1=180mmlAC=+c+k+=50mmlBC=lAB-lAC=130NmmFt1===2150.7NFr1=Ft1=2127.69×=803.6NFa1=Ft1tanβ=2127.69×tan13.059=498.86N求水平面內(nèi)的支撐反力，求水平面內(nèi)的彎矩如下:=803.6×50+498.86×45.95÷2＋FBH×180=0MCH右=FAH×50+Fa×d÷2=37296.3N·mm求垂直面內(nèi)的支撐反力，求垂直面內(nèi)的彎矩如下：0=2150.7×50＋FBV×180解得：MCV=1553.3×50=77665N·mm計算合成彎矩：轉(zhuǎn)矩：T=49411.9N·mm合成彎矩和轉(zhuǎn)矩求MCeq:MCeq=各方向的力彎矩轉(zhuǎn)矩合成彎矩圖如下：以上計算結(jié)果匯總?cè)缦拢狠d荷水平面H垂直面V支反力FAH=516.7NFBH=286.9NFAV=1553.3NFBV=597.4N彎矩MC右=37296.3N·mmMCV=77665N·mm總彎矩MC右=86156N·mm轉(zhuǎn)矩T=49411.9N·mm總彎矩MCeq=91114.3N·mm③軸的初步計算計算危險截面直徑，因為此軸是轉(zhuǎn)軸，故[σ]=[σ1]查表[σ1]=60MPa，d≥=24.8mm④軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮，聯(lián)軸器選用TL6，各軸短直徑長度如下圖：（2）中間軸（2軸）的設計選擇軸的材料及熱處理：選用45鋼，調(diào)質(zhì)軸的受力分析如下圖所示:具體計算結(jié)果如下表：載荷水平面H垂直面V支反力FAH=399.6NFBH=1639.6NFAV=3382.4NFBV=4241.3N彎矩MC右=27019.3N·mmMD右=100079N·mmMCv=172502.4N·mmMDV=258721.4N·mm總支反力RA=3405.922NRB=4547.19N總彎矩MCMAX=174605.6N·mmMDMAX=277403.3N·mm轉(zhuǎn)矩T=196468N·mmMCeqMCceq=210672.7MDceq=301410.8③軸的初步計算d≥=36.9mm考慮到危險截面上有鍵槽所以軸徑增大4%，d≥38.4mm所以在安裝大齒輪的軸段處軸的最小直徑為38.4mm④軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮，各軸短直徑長度如下圖所示（3）低速軸（3）軸的設計①選擇軸的材料及熱處理：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理②軸的受力分析：求水平方向的力:0=2043×121－1247.3×228.205÷2－FBH×182解得：MC左=FAH×121=177470.7N·mmMC右=FAH×121-Fa×d/2=35150.6求豎直方向的力和轉(zhuǎn)矩：解得：MCV=FAV×121=221962.4求組合彎矩：求轉(zhuǎn)矩：T=600927.1N·mm求MCeq:N·mm具體彎矩力矩圖如下：③具體計算結(jié)果如下表：載荷水平面H垂直面V支反力FAH=1466.7NFBH=576.3NFAV=1834.4NFBV=3638.6N彎矩MC左=284188.6N·mm總支反力RA=2348.66NRB=3683.956N轉(zhuǎn)矩T=600927.1N·mm總彎矩MCeq=459090.38N·mm③軸的初步計算d≥=43.7mm考慮到此段軸上有鍵槽，所以直徑增大4%，截面直徑dC≥42.4mm即：在安裝此齒輪的軸段處軸的最小直徑不小于42.4mm④軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定各軸段的直徑及長度，其中軸徑、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸應與軸上相關零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮，聯(lián)結(jié)此軸的聯(lián)軸器選用的型號為TL7。各軸短直徑長度如下圖所示:八、滾動軸承的選擇低速軸（3軸）上滾動軸承的選擇:按承載較大的滾動軸承選擇其型號。因支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為角接觸球軸承，軸承預期壽命取為Lh=30000h由前面計算結(jié)果知：軸承所收徑向力Fr=2043N，軸承工作轉(zhuǎn)速n=54.5955r/min。初選角接觸球軸承；7310c手冊，基本額定動載荷B=27基本額定動載荷：Cr=53500N，基本額定靜載荷：C0r=47200N,由工作條件有輕微震動所以fp=1.2溫度系數(shù)為ft=1,根據(jù)上面計算所得結(jié)果有RA=2348.66NRB=3683.956NFa=1247.3N滾動軸承的選擇及其校核計算：有工作條件知：載荷平穩(wěn)，選取fP=1.2,常溫工作，選取ft=1，ε=3計算出的作用在蝸輪軸上的外力及支反力。由低速軸的校核中可得出蝸輪軸承Fa=1247.3Nn=54.5955r/min計算軸承的當量動載荷a正確標出內(nèi)部S1、S2的方向b計算兩軸承的軸向載荷A1、A2R、A分別為軸承的徑向載荷及軸向載荷，所選軸承為角接觸球軸承7310C，軸向外載荷為Fa=Fx=1247.3N，X、Y分別為徑向動載荷系數(shù)及軸向動載荷系數(shù)。對于向心軸承，當時，可由由表查出X和Y數(shù)值；當時，軸向動載荷的影響可以忽略不記，根據(jù)所選的軸承代號查得為47.2kN和Cr為53.5kN。初選e=0.43，對應S1=e·R1=0.43×2348.66=1009.9NS2=e·R2=0.43×3683.96=1584.1Nc因Fx+S2>S1則：A2=S2=1584.1NA1=Fx+S2=2831.4N與拭去的誤差較小與拭去的誤差較大反取e1、e2由表可知：利用線性插值法，可利用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43S1=e1·R1=1009.9N利用線性插值法，可利用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41S2=e2·R2=1510.4N得：Fx+S2>S1則：A2=S2=1510.4NA1=Fx+S2=2757.7N再驗證這與假定e1、e2時對應的，已經(jīng)很接近，既可作為試算的結(jié)果。c計算軸承的當量動載荷1)軸承1=0.43，,則可知X1=,0.44，Y1=1.30。即：P1=fP·(X1R1+Y1A1)=1.2×（0.44×2348.66+1.30×2757.7）=5542.1N2）軸承2，可知X2=1，Y2=0，即：P2=fP·R2=1.2×3683.96=4420.8N可得：P1>P2即可按P=P1=5542.1N計算d計算軸承壽命應用公式=45.77年>5/年即可安全使用。7310c軸承：D=110mm，d=50mm，B=27mm根據(jù)相同的方法選定高速軸和中間軸上的軸承型號分別為：7307c軸承：D=80mm，d=35mm，B=21mm7306c軸承：D=72mm，d=30mm，B=19mm九、鍵連接和聯(lián)軸器的選擇（1）高速軸（1軸）上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇由前面計算結(jié)果知：高速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=49.4119N·m，工作轉(zhuǎn)速n=720r/min。查表18—1，工作情況系數(shù)，取K=1.4。計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.4×49.4119=69.177N·m查表附表F-2查得：高速輸入軸（與電動機相連的一邊）選用TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器TL5聯(lián)軸器GB4323—84，d=32mm，l=82mm許用轉(zhuǎn)矩[T]=250N·m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3800r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。低速軸聯(lián)軸器選用TL7GB4323—84許用轉(zhuǎn)矩[T]=500N·m，許用轉(zhuǎn)速[n]=3600r/min因Tc<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵，d=32mm查表15—16，初選10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=70mmσp===12.868Mpa<[σp]強度足夠。（2）中間軸（2軸）上的鍵連接選擇小齒輪選A型普通平鍵，d=42mm查表15—16，初選12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=33mmσp===70.875Mpa<[σp]強度足夠。大齒輪選A型普通平鍵，d=42mm查表15—16，初選12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=60mmσp===49.117<[σp]強度足夠。（3）低速軸（3軸）上鍵連接和聯(lián)軸器的選擇由前面計算結(jié)果知：低速軸的工作轉(zhuǎn)矩T=600.9271N·m，工作轉(zhuǎn)n=54.5955r/min。查表18—1，工作情況系數(shù)，取K=1.4。計算轉(zhuǎn)矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298N·m查表，選用HL彈性柱銷聯(lián)軸器HL4聯(lián)軸器GB5843—86，d=40mm，l=84mm。許用轉(zhuǎn)矩[T]=1250N·m，許用轉(zhuǎn)速[n]=4000r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵，d=40mm查表15—16，初選10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=84mmσp===0.1Mpa<[σp]強度足夠。Pw=4.2kwη總=0.8504Pr=4.939kwPm=5.5kwns=750r/minY160M2—8i=13.19i12=4.14i23=3.19n0=750r/minp0=3.76kwT0=49.91N·Mn1=750r/minp1=3.73kwT1=49.41N·mn2=173.89r/minP2=3.58kwT2=196.47N·mn3=54.60r/minp3=3.44kwT3=600.93N·mn4=54.60r/minp4=3.27kwT4=571.12N·mHBS=230~250HBS=190~210NF1=8.64×108NF2=2.09×108YN1=0.9YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25[σF1]=360MPa[σF2]=327.36MPaNH1=8×108NH2=2.09×108ZN1=0.92ZN2=0.96SHmin=1[σH1]=533.6MPa[σH2]=528MPa[σH]=528MPaK=1.2φd=0.9φa=0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Zε=0.776Zβ=0.989mn=2mma=118mmβ=16.738°d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mm[σF1]=360MPa[σF2]=327.36MPaYFa1=2.62YSa1=1.59YFa2=2.14YSa2=1.83Yε=0.713Yβ=0.88σF1=59.88MPa<[σF1]HBS=230~250HBS=190~210NF1=2.08×108NF2=0.65×108YN1=0.93YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25[σF1]=372MPa[σF2]=330.8MPaσHlim1=580MPaσHlim2=550MPaNH1=2.08×108NH2=0.65×108ZN1=0.94ZN2=0.96SHmin=1[σH1]=535.2MPa[σH2]=528MPa[σH]=528MPaK=1.2φd=0.9φa=0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89εα=1.69εβ=1.49Zε=0.769Zβ=0.989a=150mmβ=12.838°mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mmYFa1=2.52YSa1=1.625YFa2=2.18YSa2=1.79Yε=0.695σF1=62.999MPa<[σF1]σF2<[σF2]Mceq=91114.3N·mmd≥24.8mm45鋼調(diào)質(zhì)d≥38.4mmMCe=459090.38N·mmd≥43.7mmLh=30000hFr=2043Nn=54.595r/minB=27Cr=53500NC0r=47200N。fp=1.2ft=1RA=2348.66NRB=3683.956NFa=1247.3N初選e=0.43S1=1009.9NS2=1584.1NA2=1584.1NA1=2831.4Ne1=0.43S1=1009.9Ne2=0.41S2=1510.4N高速軸選用TL5型聯(lián)軸器低速軸選用TL7型聯(lián)軸器十、減速器箱體的設計名稱符號計算公式結(jié)果機座壁厚δδ=0.025a+1≥88mm機蓋壁厚δ1δ1=0.02a+1≥88mm機座凸緣壁厚bb=1.5δ12mm機蓋凸緣壁厚b1b1=1.5δ112mm機座底凸緣壁厚pp=2.5δ20mm箱座上的肋厚mm≥0.85δ8mm地腳螺釘直徑dφdφ=0.036a+10=11.47212mm地腳螺釘數(shù)目n雙級66地角螺栓螺栓直徑dφM12M12螺栓通孔直徑dφ’1515螺栓沉頭座直徑d04040地角凸緣尺寸L12424L22222軸承旁連接螺栓直徑d10.75dφ10軸承旁螺栓螺栓直徑d1M10M10螺栓通孔直徑d1’1111沉頭座直徑D02424部分面凸緣尺寸c11818c21414上下箱連接螺栓直徑d2（0.5~0.6）dφ10上下箱螺栓螺栓直徑d2M10M10螺栓通孔直徑d2’1111沉頭座直徑D02424部分面凸緣尺寸c11818c21414定位銷孔直徑d3’d3’=(0.6~0.8)d26軸承旁連接螺栓距離SS≈D2160mm軸承旁凸臺半徑RδRδ≈c214軸承旁凸臺高度h由低速軸軸承外徑D2和Md1螺栓扳手空間的要求確定47.5mm大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離△1△1>δ10mm箱體外壁至軸承座端面距離KK=c1+c2+(5~8)40剖分面至底面高度HH≈(1~1.2)a156mm十一、減速器附件的設計窺視孔及窺視孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下A100mmA1130mmA2115mmB96mmB1136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通氣器選用簡單式通氣器參照《機械設計課程設計》表6-4，選用M27×1.5型通氣器設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，查表確定尺寸如下：D115b8B30h122h12b16H45D332H132D418a6L32δ4孔數(shù)6K10D