2022年二级减速器课程设计完整版

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1、目录1. 设计任务 . 2 2. 传动系统方案的拟定. 2 3. 电动机的选择 . 3 3.1 选择电动机的结构和类型. 3 3.2 传动比的分配. 5 3.3 传动系统的运动和动力参数计算. 5 4. 减速器齿轮传动的设计计算. 7 4.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算. 7 4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算. 11 5. 减速器轴及轴承装置的设计. 16 5.1 轴的设计. 16 5.2 键的选择与校核. 23 5.3 轴承的的选择与寿命校核. 25 6. 箱体的设计 . 28 6.1 箱体附件. 28 6.2 铸件减速器机体结构尺寸计算表. 29 7. 润滑和密封 . 30

2、7.1 润滑方式选择. 30 7.2 密封方式选择. 30 参考资料目录 . 30精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 30 页2 计算及说明结果1. 设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差4%，二班制，使用期限 12年（每年工作日 300 天） ，连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2原始数据滚筒圆周力：900FN输送带带速：%2.4( 4)/vm s滚筒直径：450mm1.3工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为 380/22

3、0V。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。 电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减速精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 30 页3 计算及说明结果器 3，再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒5 带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器， 高速级为斜齿圆柱齿轮传动， 低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端， 以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单， 但齿轮相对于轴承位置不对称， 因此要求轴有较大的刚度。3. 电动机的选择3

4、.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V。3.1.1选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率9002.42.1610001000wFvPkW设：4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；c联轴器效率，c=0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 31） ；g闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.98（同上） ；b滚动轴承（一对球轴承） ，b=0.99（同上） ；cy输送机滚筒效率，cy =0.96（同上） 。估算传动装置的总效率011223344式中010.99c120.990.980.9702bg230.990

5、.980.9702bg340.990.990.9801bc40.990.960.9504wbcy传动系统效率01 12 23 34 40.99 0.97020.97020.98010.9504 0.8680工作机所需要电动机功率2.162.48840.8680wrPPkWPw=2.16kW 传动总效率=0.8680 Pr=2.4884kW精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 30 页4 计算及说明结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率 Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于

6、 Pr。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 32 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为 3kW。3.1.2确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速32.460101.91 /min3.14450 10wvnrd传动系统总传动比mwnin由机械设计（高等教育出版社） 表 181 查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=860，故电动机转速的可选范围为(8 60)101.91815.28 6114.6/ minmwninr由机械设计课程设计 （西安交通大学出版社） 表 32 可以查得电动机数据如下表：方案电动机型号额定功率

7、（ kw）满载转速 (r/min) 总传动比1 Y100L-2 3 2880 28.26 2 Y100L2-4 3 1440 14.13 3 Y132S-6 3 960 9.42 通过对以上方案比较可以看出：方案 1 选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为 28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2 选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案 3 选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为 9.42。对于展开式两级减速器（i=860）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素

8、，为使传动装置结构紧凑，选用方案2 比较合理。 Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw，满载转速 nm=1440r/min。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社） 表 33 电动机的安装及外型尺寸 （单位 mm）如下：A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160140 63 28+0.009 -0.004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 Pm=3kW 电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440 r/min 总传动比i=14.13 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结

9、- - - - - - -第 4 页，共 30 页5 计算及说明结果查得电动机电动机基本参数如下：中心高100mmH，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径0.0090.00428()mmD，轴伸出部分长度60mmE。3.2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知01341ii因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比01 3414.13iii i为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、 齿面硬度 HBS350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比121.31.3 28.26 4.286ii低速级传动比231214.133.

10、2974.286iii传动系统各传动比分别为011i124.286i233.297i341i3.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 1 轴、中速轴为 2 轴、低速轴 3 轴，带式输送机滚筒轴为4 轴。各轴的转速如下01440 / minmnnr010114401440 /min1nnri12121440336 /min4.286nnri124.286i233.297i精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 30 页6 计算及说明结果2323336102 /min3.297nnri343410210

11、2 / min1nnri计算出各轴的输入功率02.4884rPPkW10012.4884 0.992.4635PPkW21122.4635 0.97022.3901PPkW32232.3901 0.97022.3189PPkW43342.3189 0.98012.2728PPkW计算出各轴的输入转矩0002.48849550955016.501440PTN mn10 010116.50 1 0.9916.34TT iN m21 121216.34 4.286 0.970267.95TTiN m32 232367.95 3.297 0.9702217.36TT iN m43 3434217.36

12、 1 0.9801213.03TTiN m运动和动力参数的计算结果如下表格所示: 轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 n(r/min) 1440 1440 336 102 102 功率 P（Kw）2.4884 2.4635 2.3901 2.3189 2.2728 转矩 T（N?m）16.50 16.34 67.95 217.36 213.03 两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 i 1 4.286 3.297 1 传动效率0.99 0.9702 0.9702 0.9801 （注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）精选学习资料

13、 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 30 页7 计算及说明结果4. 减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1) 材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质） ，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度 240HBS。(2) 齿轮精度： 7 级(3) 初选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=103 (4) 初选螺旋角 =14(5) 压力角 =202、按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计 .(高等教育出版社第九版 )式（ 10-24）试算小齿轮分度圆直

14、径，即321112?HEHdHttZZZZuuTKd确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=1.0。由式（ 10-23）可得螺旋角系数Z。0.98514coscosZ计算小齿轮传递的转矩：6641119.55 109.55 102.46351.634 101440PTN mmn由图 10-20查取区域系数2.433HZ。由表 10-7选取齿宽系数1d。由表 10-5查得材料的弹性影响系数1/2E189.8MPaZ。由式（ 10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zat111at222arctan(tan /cos )arctan(tan 20 /cos1420.562arccos cos

15、/(2cos )arccos24 cos20.562 /(24 2 1 cos14)29.974arccos cos /(2cos )arccos103cos20.562 /(103 2 1 ctntantanzzhzzhooooooo）1122d 1os14)23.223 (tan-tan)(tan-tan)/224 (tan29.974-tan20.562)103 (tan23.223-tan20.562)/21.655tan /1 24 tan14/1.905aattatzzzooooooo20o精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第

16、 7 页，共 30 页8 计算及说明结果4-4-1.6551.905(1- )(1-1.905)0.666331.655z计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为lim1600HMPa和lim2550aHMP由式（ 10-15）计算应力循环次数：911606014401(2830012)4.97710hNn jL9921/4.977 10 / (103/ 24)1.160 10NNu由图 10-23查取接触疲劳寿命系数10.89HNK20.92HNK。取失效概率为 1% 、安全系数 S=1 1lim110.89 600=534a1HNHHKMPS2lim

17、220.92 550=506a1HNHHKMPS取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2506HHMPa计算小齿轮分度圆直径。313242H12 1.0 1.634 10(103/ 24)12.433 189.8 0.666 0.9851(103/2124)50624.353HEdHttZ Z Z ZK T uudmm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度 v 1124.353 14401.836/60 100060 1000td nvm s齿宽 b 1124.35328.353dtbdmm2）计算实际载荷系数KH。查得使用系数1AK。根据 v=

18、2.183m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数Kv=1.08。齿轮的圆周力43112/2 1.63410 / 28.3531.131 10tttFTdN，31/1 1.131 10 /28.35341.4/100/AtK FbNmmNmm，0.666z506HMPa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 30 页9 计算及说明结果查表 10-3得齿间载荷分配系数1.4HK。由表 10-4 用插值法查得7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，1.414HK。其载荷系数为1 1.08 1.4 1.4142.138HAV

19、HHKK K KK3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径33112.13828.35334.1071.3HtHtKddmmK11cos/34.107cos14 / 241.382nmdzmmo3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（ 10-20）试算齿轮模数，即231212cos()FtFasantdFKTY YY Ymz1）确定公式中的各参数值试选载荷系数1.3FtK由式（ 10-19） ，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y22arctan(tancos)arctan(tan14 cos20.562 )13.140/ cos1.655 / cos 13.1401.7280.250.75 /0.

20、250.75 /1.7280.684btvbvYoooo由式（ 10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y1411 1.9050.778120120Yooo计算FasaFY Y由当量齿数33113322/ cos24/ cos 1426.27cos103/ cos 14112.75vvzzzzoo，查图10-17 得齿形系数12.62FaY、22.18FaY。由图 10-18 查得应力修正系数sa1sa21.61.81YY、。由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPaF；大齿轮的弯曲强度极限MPa3802limF。由图 10-22查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN

21、K、20.88FNK。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-14）1lim110 85500304MPa1.4FNFFK.S2lim 220 88380239MPa1.4FNFFK.S134.107dmm1304MPaF2239MPaF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 30 页1 0设计及说明结果a1 sa11a2 sa222.62 1.60.01383042.18 1.810.0165239FFFFYYYY因为大齿轮的asaFFY Y大于小齿轮，所以取asaa2sa220.0165FFFFY YYY2）试算模数22

22、3341aa2211.634 12cos2 1.30.684 0.778 cos140.0165 0.8581 240FtFSntdFK TYYY Ymmmzo(2) 调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v 110.858 2420.592ntdm zmmmm1 120.592 1440/1.553/60 100060 1000d nvm sm s齿宽 b 11 20.59220.592dbdmmmm宽高比/b h 。(2)(2 10.25)0.8581.931athhcmmmmm/20.592/1.931 10.66b h2）计算实际载荷系数FK根据1.553/vm s，7

23、 级精度，由图 10-8 查得动载系数1.03vK。由431112/2 1.634 10 / 20.5921.58710tFTdNN31/1 1.58710 / 20.592/77.1/100/ATK FbNmmNmmNmm查表 10-3得齿间载荷分配系数1.4FK。 由 表10-4 用 插 值 法 查 得1.413HK, 结 合/10.66b h查 图10-13可 得1.32FK。则载荷系数为1 1.03 1.4 1.321.988FAVFFKK K KK3）由式 (10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数331.9880.8581.037mm1.3FnntFtKmmmmK由于齿轮模数

24、m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm 并从标准中就近取1.5nmmm；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径134.107dmm来计算小齿轮的齿数，即11cos/34.107cos14 /1.522.06nzdmo精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 30 页1 1计算及说明结果取122z则大齿轮的齿数211032294.4224zuz， 取295z,两齿轮齿数互为质数。4.几何尺寸计算(1)计算中心距12(z +z )

25、m(2295) 1.5=90.442cos2cos14nammo考虑模数从1.037mm 增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角12(zz )m(2295)1.5coscos12.8392290narcarcao(3)计算分度圆直径112222 1.5=33.85coscos12.83995 1.5=146.15coscos12.839nnzmdmmz mdmmoo(4)计算齿轮宽度11 33.8533.85dbdmm取234bmm、140bmm。5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1) 齿面接触疲

26、劳强度校核H143312122.138 1.634 10(2295)12.45189.80.661 0.9841 39.85(2295)319tHHEdHKTuZZadZZuMP满足齿面接触疲劳强度条件(2) 齿根弯曲疲劳强度校核221a4a12323112cos21.32.181.810.6840.778cos 12.8391221.1.510634104FtFSFdnFKT YY Y Yz mMPao221aa22323142cos21.32.181.810.6910.78cos 12.8391221.51121.634210FtFSFdnFKT YY Y Yz mMPao6.主要设计结论

27、齿数122z、295z，模数1.5nm，压力角20o，螺旋角12.839 125020oo变位系数120xx，中心距90amm，齿宽1240,34bmm bmm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45 钢（调质）。齿轮按照7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径160admm，做成实心式齿轮。4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1初选精度等级、材料及齿数122z295z90amm12.839o12=33.85=146.15dmmdmm140bmm234bmm90amm12.839125020oo精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1

28、1 页，共 30 页1 2计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。1)齿轮精度： 7 级2)初选小齿轮齿数z1=24, 大齿轮齿数z2=79 3)压力角 =202按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.高等教育出版社第九版式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即321112?HEHdHttZZZuuTKd1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数1.0HtK。计算小齿轮传递的转矩：664119.55 10/9.55 102.3901/ 3366.79329 10TPnNmm?由图 10-20 查取区域系

29、数2.433HZ=2.433。由表 10-7 选取齿宽系数1.0d由表 10-5 查得材料的弹性影响系数1/2E189.8aZMP由式（ 10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。1112221122arccos cos/(2)arccos24 cos20 /(242 1)29.841arccoscos/(2)arccos79 cos20 /(792 1)23.582(tan- tan)(tan-tan)/224(tan29.841- tan20 )7ataataaaazzhzzhzz9 ( tan23.582 -tan20 )/21.7144-4-1.7140.87333Z计算接触疲劳许用

30、应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为lim1600HMPa和lim2550aHMP由式（ 10-15）计算应力循环次数：91199216060336 1(2830012)1.16121610/1.16121610 / (79 / 24)3.82233610hNn jLNNu由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数120.92,0.90HNHNKK取失效概率为1% 、安全系数S=1 1lim110.92 600=522a1HNHHKMPS2lim220.9550=495a1HNHHKMPS取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2 495HHMPa2)计

31、算小齿轮分度圆直径。2H3242312 1.06.7933 10 (79/24) 12.5189.8 0.87312(79/24)49549. 3178tHEdtHK TZ ZZuudmm=20495HMPa精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 30 页1 3计算及说明结果调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度v。1249.8733360.877/60 100060 1000td nvm s齿宽 b。11 49.83749.837dtbdmm2）计算实际载荷系数。查得使用系数=1。根据 v=0.877

32、m/s、7 级精度，查得动载荷系数=1.0。齿轮的圆周力431311149.873 =2.724 10/ =1 2.724 10 /49.873/=54.6251=2/=200N/6.7m9329 10m/ttAtNNK FFbN mTmd查得齿间载荷分配系数=1.2。用表10-4 插值法查得7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数1.420HK。其载荷系数为1 1.0 1.21.4201.704HAVHHKK K KK3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径33111.70449.87359.5691.0HtHtKddmmK及相应的齿轮模数11=/ =49.873/24=2.

33、078m d zmmmm3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即31212()FtFasantdFK TYY Ymz1）确定公式中的各参数值。试选1.3FtK。由式（ 10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。0.750.75=0.25+=0.25+=0.6881.714aY计算FasaFY Y由图 10-17 查得齿形系数12.62FaY22.18FaY由图 10-18 查得应力修正系数sa1sa21.551.76YY、由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1500MPaF；大齿轮的弯曲强度极限MPa3802limF由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数10.85FN

34、K、20.88FNK。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得159.569dmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 30 页1 4计算及说明结果1lim110 85500303.57MPa1.4FNFFK.SMPa86.2384. 13808802lim22.SKFFNFa1sa11a2sa222.62 1.550.0134303.572.25 1.760.0166238.86FFFFYYYY因为大齿轮的asaFFY Y大于小齿轮，所以取asaa2sa220.0166FFFFY YY Y2）试算模数331aa2142221.36

35、.793100.6880.01661.519124FtFStdFKTYY Ymmmz(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度111.5192436.456tdm zmmmm1236.456336/0.641/60 100060 1000d nvm sm s齿宽 b 11 36.45636.456dbdmmmm宽高比/b h。(2)(2 10.25) 1.5193.418athhcmmmmm/36.456/ 3.418 10.67b h2）计算实际载荷系数FK根据0.641/vm s，7 级精度，由图10-8 查得动载系数1.07vK。由234212/26.793 10 /

36、36.4563.727 10tFTdNN13/1/36.456/102.23/100/3.727 10ATK FbNmmNmmNmm查表 10-3 得齿间载荷分配系数1.0FK。由表 10-4 用插值法查得1.417HK,结合/10.67b h查图 10-13 可得1.34FK。则载荷系数为1 1.071.0 1.341.434FAVFFKK K KK3）由式 (10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数331.4341.5191.569mm1.3FtFtKmmmmK对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数m 的大小主要取决与于弯曲疲劳强

37、度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm 并近1303.57MPaF2238.86MPaF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 30 页1 5计算及说明结果圆取整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径1=49.873dmm，算出小齿轮齿数11=/=49.873/2=24.937zd m。取125z则大齿轮的齿数213.2972582.4zuz， 取282z,两齿轮齿数互为质数。和互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又

38、满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（ 1）计算分度圆直径1122=252=50=822=164dz mdz m（2）计算中心距12=(+)/2=(50+164)/2=107addmm(3)计算齿轮宽度115050dbdmm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b 的节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即1= +(510)=50+(510)=5560bbmmmmmm取258bmm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即250bmm5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中心

39、距圆整为110amm。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。1212=arccos( cos )/=arccos(107 cos20 )/110=23.927=+=25+82=107x = +=(-)/(2tan)=(23.927 -20 ) 107/(2tan20 )=1.65() /(110 107)/ 21.51.65 1.50.15aazzzxxinvinvzinvinvymyxy从图 10-21b 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2）

40、分配变位系数1,2x x由图 10-21b 可知，坐标点(/ 2,/2)(53.5,0.825)zx位于 L17 和 L16 之间。按这两条线做射线， 再从横坐标的12,z z处做垂直线， 与射线交点的纵坐标分别是120.724,0.850xx。3）齿面接触疲劳强度校核24133H212 2.01 6.793 10(2582)12.45 189.8 0.641 59.432582485tHHEdHKTuZ Z ZuMPad满足齿面接触疲劳强度条件。4）齿根弯曲强度校核m=2mm 122582zz150dmm2164dmm158bmm250bmm110amm120.7240.850xx精选学习资

41、料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 30 页1 6计算及说明结果小齿轮2aa12323114222.072.5 1.56 0.681 29212463.7910FtFSFdFK T Y Y Yz mMPa大齿轮2aa223231426.793 1222.072.18 1.79 0.681 2921170FtFSFdFK T Y Y Yz mMPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6. 主要设计结论齿 数125z，282z， 模 数m=2mm ， 压 力 角20o， 变 位 系 数120.724,0

42、.850xx，中心距110amm，齿宽1258,55bmm bmm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45 钢（调质）。齿轮按照7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径160admm，做成实心式齿轮。4.3两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动1221/95/ 22izz，低速级直齿轮传动2321/82/25izz，可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比12 23958214.162225ii i传动误差14.13 14.160.214.13vviivi传动误差在题目给定的允许速度误差4%之内，符合设计要求。5. 减速器轴及轴承装置的设计5.1轴的设计5.1.1 高速轴的的结构设计一

43、、输入轴的功率， 、转速和转矩转速11440r / minn，功率12.4635PWk，转矩116.34N mT二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力：13122 16.34820.2839.85 10tTFNd径向力：tantan20820.28306.21cos cos12.839rtFFNo轴向力：atan 820.28tan12.839186.95tFFNo作用在高速斜齿轮轴上的力820.28tFNr306.21FNa186.95FN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 30 页1 7计算及说明结果三、初步估算轴的

44、最小直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取 A0=112 根据公式330m1in112.463511213.4d1440AmmmmnP计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响，min101.0514.1mmdd四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由套筒定位，如下图。轴段 1 主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为1TKTAca，考虑到转矩变化小，根据工作情况选取3.1AK，则：11.3 16.5021.45caATK TN m。根据国标GB/T4323-200

45、2 要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径118dmm， 因此选取轴段1 的直径为118dmm。 半联轴器轮毂总长度mmL52（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为mmL381。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段 1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1 直径为118dmm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm，轴段 1 总长为136Lmm。轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：221dmm。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离30Lmm，

46、故取270Lmm。轴段 3:为支撑轴颈， 用来安装轴承， 取其直径为325dmm。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度mmB15,轴承内圈直径mmd252；为保证轴承的轴向定位用套筒定位 , 套筒mm21d。则此轴段的长3d15 1227LBmm轴段4：过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度3(0.07 0.1) d1.75 2.5hmm，取429dmm，取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离mm11ar，二级齿轮距箱体左内壁的距离mm11a，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取mm10s，在轴承右侧有一套筒mm21d，已知二级输入齿轮齿宽为2 58bmm，

47、则此段轴的长411 58 11 10 12 78LmmA0=112 014.1mmdmNTca52.37118dmm136Lmm221dmm270Lmm325dmm327Lmm429dmm478Lmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 30 页1 8计算及说明结果轴段 5：此段为齿轮轴段，此段的长5140Lbmm。轴段 6：此段为过渡轴段，同轴段 4，取6428ddmm，取齿轮距箱体右内壁的距离mm11a，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取mm10s，在轴承左侧有一套筒mm21d,则此段轴

48、的长轴 段7 ： 此 段 为 轴 承 及 套 筒 轴 段 ， 已 知 滚 动 轴 承 宽 度 为mm15B，7d15 1227LBmm，取其直径7325ddmm。（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按118dmm由表 6-1 查得平键截面bh=6mm 6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm ，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性， 故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处圆角半径为R1.0。五、求轴上载荷（1）画轴的受

49、力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承25d，16.4mm。因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：108.639.6148.2Lmmmmmm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。540Lmm629dmm69Lmm725dmm727Lmm半联轴器轮毂与轴的配合为 H7/k6 轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R161110129mmLasd精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 18 页，共 30 页1 9计算及说明结果（1）计算支反力240.9NVaFFN186.95 39.8

50、53724.9822aaF DMNmmNmm?3123820.2839.6219.18148.2tNHF LFNNLL2223820.28 108.6601.1148.2tNHF LFNNLL31233724.98306.2139.6106.96148.2arNVMF LFNNLL2223306.21 108.63724.98199.25148.2raNVF LMFNNLL（2）计算弯矩M 12219.18 108.623802.95HNHMFLNmmNmm?112106.96 108.611615.86VNVMFLNmmNmm?21(11615.86 3724.98)7890.88VVaMM

51、MNmmNmm?（3）计算总弯矩22221123802.9511615.8626486.01HVMMMNmmNmm?22222223802.957890.8825076.81HVMMMNmmNmm?（4）计算扭矩T116340TTNmm?现将计算出的截面C 处的HM、VM及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面 V支反力F1219.18NHFN2601.1NHFN1106.96NVFN2199.25NVFN弯矩M23802.95HMNmm?111615.86VMNmm?27890.88VMNm?总弯矩126486.01MNmm?225076.81MNmm?扭矩T16340TNmm?精选学习资料 -

52、 - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 19 页，共 30 页2 0计算及说明结果六、按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，则轴的计算应力为：33333.144062803232dWmmmm?22221()26486.01(0.616340)4.506280caMTMPaMPaW根据选定轴的材料为45 钢，调质处理，由机械设计第八版表151 查得MPa601。因此1ca，故安全。5.1.2 中间轴的的结构设计一、中间轴上的功率

53、22.3901PWk转速11222i=1440=333.4795r / minmnn转矩267. m95NT二、作用在齿轮上的力：高速级斜齿轮上：圆周力：1820.28tFN径向力：1306.21rFN轴向力：1186.95aFN低速级主动直齿轮上：2231222267.95271850 10tan2718tan20989.27trtTFNdFFN三、初步估算轴的最小直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取 A0=112 根据公式330m11in12.11221.6d33739013.4AmmmPmn计算轴的最小直径，并加大3% 以考虑键槽的影响，min11

54、1.0322.19mmdd四、轴的结构设计（1）确定轴的结构方案：中间轴的轴承分别从两端装入，由套筒定位，其初步确定结构如下图作用中间轴上的力1820.28tFN1306.21rFN1186.95aFN22718tFN2989.27rFN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 30 页2 1计算及说明结果（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC 角接触球轴承。宽度mmB15,轴承内圈直径125dmm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，高速级齿轮中心线要对齐，轴段1

55、 总长为144Lmm。轴段 2：此轴段为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：229dmm。为保证高速级齿轮准确定位，应使2234Lbmm232Lmm。轴段 3:为定位轴颈，因为前面高速轴的计算取中间轴上两齿轮距离11ramm，所以311Lmm，取其直径为332dmm。轴段 4：此轴段为支撑轴颈，用来安装低速级输入齿轮。其直径4229ddmm为保证轴长略小于毂长2mm，所以458256Lmm，轴段5：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC 角接触球轴承。宽度mmB15,轴承内圈直径125dmm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，参考高速

56、轴1L，轴段 5 的轴长541Lmm。（3）轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按228dmm由表 6-1 查得平键截面bh=8mm7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm ；同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按428dmm，由表 6-1 查得平键截面bh=8mm 7mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm 。同时为了保证斜齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6 。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6 。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角为C1，轴段 3 轴肩处圆角半径R为 1.2 ，

57、其余轴段轴肩处圆角半径为 R1。五、轴的校核：校核方法如前文所述。5.1.3 低速轴的的结构设计一、低速轴（即输出轴）的功率、转速和转矩功率32.4635PWk，转速3101.67r / minn，转矩33339550102.178NPTmmn?各轴段直径和长度125dmm144Lmm232Lmm332dmm311Lmm429dmm456Lmm525dmm541Lmm斜齿轮轮毂与轴的配合为 H7/k6精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 21 页，共 30 页2 2计算及说明结果二、作用在从动直齿轮上的力：2231222267.95271

58、850 10tan2718 tan20989.27trtTFNdFFN三、初步估算轴的最小直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取 A0=112 根据公式30mindAPn计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响330m33in32.11231.8d10731891.6AmmmPmnmin111.0514.1mmdd低速轴（输出轴）最小直径是用于安装联轴器处轴的直径，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为1TKTAca，查表 14-1，根据工作情况选取1.5AK，则5511.5 2.178 103.267 10caATK

59、TN mmN mm根据国标GB/T4323-2002 要求选用弹性套柱销联轴器，型号为 LT7,孔径40ldmm，半联轴器轮毂总长度112Lmm（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为165Lmm，A 型键槽。因此选取轴段1 的直径为140dmm。四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：低速轴（输入轴）只需要安装一个齿轮，由两个滚动轴承支撑，初定其结构如下图所示。轴段1:配合轴颈，按半联轴器孔径，选取直径为140dmm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm，轴段 1 总长为162Lmm。轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有

60、一定的高度,使246dmm。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离25Lmm，故取265Lmm。轴段 3 和 7:为支撑轴颈，用来安装轴承。为了保证定位轴肩有一定的高度取h=4.5mm，使直径3655ddmm。预选轴承型号为6011 的深沟球轴承。 宽度18Bmm；为保证轴承的轴向固定，使用套筒定位，套筒b12mm。则此轴段的长3b18 1230LBmm。轴段 4：轴段 4 为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,使463dmm作用在低速轴上的力22718tFN2989.27rFN114.1mmd140dmm140dmm162Lmm246dmm265Lmm3755

61、ddmm330Lmm463dmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 22 页，共 30 页2 3计算及说明结果轴段6：轴段6 为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度, 665dmm。轴段6 长度应少于齿轮轮毂长度，已知二级输出齿轮齿宽为250bmm，使622 50 2 48Lbmm轴段5：其轴环用来确定齿轮的轴向固定，为了保证定位轴肩有一定的高度，直径576dmm轴环宽度1.41.4 6.5 9.1bhmm。取510Lmm。为保证齿轮啮合良好以及定位要求，参考中间轴的轴长确定451Lmm、745Lmm（3）轴上零件的轴向

62、定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按140dmm由表 6-1 查得平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm。同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按665dmm，由表6-1 查得平键截面bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为43mm。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为 H7/k6 。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2，确定轴端倒角与各轴肩处圆角半径。五、轴

63、的校核：校核方法如前文所述。5.2 键的选择与校核5.2.1 高速轴上键联接的选择前面已确定键截面bh=6mm 6mm，键槽长 30mm 。选取键长28Lmm，键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力MPaP120100，取其平均值MPaP110。键的工作长度28622lL bmmmmmm, 键与轮毂键槽的接触高度0.50.5 63.0khmmmm。由计算公式可得：3312102 16.34 1027.511103.022 18PPTMPaMPaMPakld可见键的挤压强度满足要求。5.2.2中间轴上键联接的选择（1）从动斜齿轮的键联接1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7 级

64、，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型） 。前面已确定键截面bh=8mm 7mm ，键槽长28mm 。选取键长24Lmm。665dmm648Lmm576dmm510Lmm451Lmm745Lmm半联轴器轮毂与轴的配合为 H7/k6 齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 23 页，共 30 页2 4设计及说明结果2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2 查得许用挤压应力100120PMPa，取其平均值MPaP110。键的工作长度24816lL bmmmmmm, 键与轮毂

65、键槽的接触高度0.50.5 73.5khmmmm。由计算公式可得：332210267.95 1083.681103.5 1629PPTMPaMPaMPakld可见联接的挤压强度满足要求。（2）小齿轮键联接1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型） 。前面已确定键截面bh=12mm 8mm，键槽长48mm 。选取键长45Lmm。2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2 查得许用挤压应力MPaP120100，取其平均值MPaP110。 键的工作长度451233lLbmmmmmm, 键与轮毂键槽的接触高度0.50.5

66、84khmmmm。由计算公式可得：332210267.95 1035.5011043329PPTMPaMPaMPakld可见联接的挤压强度满足要求。5.2.3低速轴上键联接的选择（1）从动直齿轮的键联接键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型） 。前面已确定键截面bh=18mm 11mm ，键槽长 43mm 。选取键长40Lmm。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2 查得许用挤压应力MPaP120100，取其平均值MPaP110。键的工作长度401822lLbmmmmmm, 键与轮毂键槽的接触高度mmmmhk5

67、 .5115. 05 .0。由计算公式可得：3332102217.361074.851105.52248PPTMPaMPaMPakld可见联接的挤压强度满足要求。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 24 页，共 30 页2 5计算及说明结果5.3 轴承的的选择与寿命校核一、高速轴的轴承选择与寿命校核已知：820.28tFN306.21rFN186.95aFN轴承预期计算寿命：12300828800hLhh，轴的转速为11440 / minnr查机械设计手册可知角接触球轴承7205AC 的基本额定动载荷15800CN求两轴承受到的径向载荷

68、1rF和2rF；将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知28800hLh15800CN精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 25 页，共 30 页2 6计算及说明结果139.8539.6306.21 39.6 186.952256.6939.6 108.6148.2rar VdFFFNN21306.2156.69249.52rVrr VFFFNNN139.639.6820.28219.1839.6108.6148.2r HtFFNN21820.28219.18601.1rHtr HFFFNNN222211156

69、.69219.18226.39rr Vr HFFFNN2222222249.52601.1650.83rrVrHFFFNN1r vF、2rvF、1r HF、2rHF分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；1rF、2rF分别为左右轴承的径向载荷。(3) 求两轴承的计算轴向力1aF和2aF对于 7205AC型轴承，按表13-7 ，轴承派生轴向力YFFrd2/，查表 13-5 得0.57e，1.0Y。则：11226.39/2113.202 1.0drFFYNN22650.83/ 2325.422 1.0drFFYNN按式 13-11 得22325.42adFFN（4）求当量载荷1P、

70、2P11512.372.263226.39arFeF精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 26 页，共 30 页2 7计算及说明结果22325.420.50650.83arFeF由表 13-5 分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1 110.43,1.0XY对轴承 2 0,122YX因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6，1 .1,2.10 .1PPff取故左右轴承当量动载荷为：11111()1.10.43 226.39 1.0 512.37670.69PraPfX FYFNN22222()1.11 650.83 071

71、5.92PraPfX FY FNN因为21PP，所以按左边轴承的受力大小验算：36612101015800124412.5288006060 1440715.92hhCLhhLhnP故所选角接触球轴承7205AC 可满足寿命要求。二、中间轴的轴承的的选择与寿命校核。由前面计算结果可知作用在中间轴上的力有高速级从动斜齿轮上：1820.28tFN ，1306.21rFN，1186.95aFN ， ，低速级主动直齿轮上：22718tFN，2989.27rFN选择轴承型号为7205AC，其计算校核过程和高速轴轴承的的选择与寿命校核的步骤相类似，详细过程略。三、低速轴的轴承选择与寿命校核由计算结果可知作

72、用在低速轴上的力有22718tFN，2989.27rFN轴承预期计算寿命：12300828800hLhh，轴的转速为3101.67r / minn。查机械设计手册可知轴承型号为6011 的深沟球轴承的基本额定动载荷30200CN计算比值00989.27arFeF查表 13-5 得X=1 ，Y=0 。查表 13-6 根据工作状况，选取1.1Pf高速轴所选轴承为角接触 球 轴 承7205AC 中间轴所选轴承为角接触 球 轴 承7205AC精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 27 页，共 30 页2 8计算及说明结果()1.1 (1 989.

73、270) N1088.20PraPfXFYFN66333101030200()()3503891.02288006060 101.67 1088.20AhhCLhhLhnP故轴承型号为6011 的深沟球轴承安全，符合设计要求。6. 箱体的设计6.1箱体附件1视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。2油螺塞：放油孔位于油池最底处， 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由

74、机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。3油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。4通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。5螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。6位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。7吊钩：在机盖上直接铸出起吊孔，用以起吊。低速轴轴承型号为6011 的深沟球轴承精选学习资料 - - - - - - - -

75、- 名师归纳总结 - - - - - - -第 28 页，共 30 页2 96.2 铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=8mm,取 8mm 机盖壁厚 1 0.02a+3=7mm8mm, 取 8mm 机座凸缘厚度b 1.5=12mm 机盖凸缘厚度b1 1.5=12mm 机座底凸缘厚度p 2.5=20mm 取 25mm 地脚螺钉直径df 0.036a+12=18mm 取 20mm 地脚螺钉数目n a250mm,n=6 轴承旁连接螺栓直径d1 0.75df=15mm 取 16mm 机盖与机座连接螺栓直径d2 (0.50.6)df=1012mm 取 10

76、mm 窥视孔盖螺钉直径d4 (0.30.4)df=68mm 取 M6 定位销直径d (0.70.8)df=1416mm 取 M14 df、d2、d3 至外机壁距离c1 24mm d1、d2 至凸缘边缘距离c2 20mm 轴承旁凸台半径R1 R1=C2=20mm 凸台高度h 根据低速轴轴承座外径D 和1Md螺栓扳手空间1c的要求，由结构确定外机壁至轴承座端面距离L1 c1+c2+(58)=50 内机壁至轴承座端面距离L2 +c1+c2+(58)=58 机盖、机座肋厚m1,m m1=m0.851=6.8mm,取 7mm 轴承端盖外径D2 98mm, 124mm 轴承端盖凸缘厚度e (11.2)d3

77、=9mm 取 12mm 轴承旁连接螺栓距离s s D2 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 29 页，共 30 页3 0计算及说明结果7. 润滑和密封7.1润滑方式选择减速器齿轮圆周速度v12m/s 可采用浸油润滑。浸油润滑是将传动件一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，油池中的油被甩到箱壁上可以散热，箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要。为避免大齿轮回转时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于3050mm。为保证齿轮充分润滑且避免搅油损失过大，齿轮应该有合适的浸油深度。查机

78、械设计课程设计（高等教育出版社） 表5-4，确定高速大齿轮的浸油高度10.5fhmm，低速大齿轮的浸油高度22shmm。可取齿顶圆到油池底面的距离为40mm，则箱内润滑油的高度061.5mmh。查机械设计课程设计（高等教育出版社）表 16-1，润滑油选全损耗系统用油（GB4431989）代号： LAN22 。轴承用润滑脂方式润滑。轴承室内填装润滑脂，用挡油环将轴承室与减速箱箱体内部隔开。查机械设计课程设计（高等教育出版社）表16-2，润滑脂选通用锂基润滑脂（GB7324-1994 ）代号 ZL-1 。7.2密封方式选择为了防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承并阻止润滑剂流失，需对轴伸出箱体

79、部分设置密封装置。由于高速轴和低速轴与轴承接触处的线速度smv10，所以采用毡圈密封方式。在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡制成环形放置在梯形槽内。参考资料目录1 孙桓, 陈作模，葛文杰主编 . 机械原理 M. 北京：高等教育出版社，2013年 4 月第 8 版2 濮良贵 , 陈国定，吴立言语主编 . 机械设计 M. 北京：高等教育出版社，2013年 5 月第 9 版3 任金泉主编 . 机械设计课程设计 M 西安：西安交通大学出版社，2003年 2 月第 1 版4 周静卿，张淑娟，赵凤芹主编机械制图与计算机绘图M 北京：中国农业大学出版社， 2007年 9 月第 1 版5 刘鸿文主编 . 材料力学 M. 北京：高等教育出版社， 2011年 2 月第 1版6 杨晓辉主编 . 简明机械实用手册 M. 北京：科学出版社， 2006 年 8 月第 1 版7 李育锡主编 . 机械设计课程设计 M. 北京：高等教育出版社， 2008 年 6月第 1 版箱内润滑油的高度062mmh10.5fhmm22shmm精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 30 页，共 30 页