二級減速器設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機傳動裝置的設(shè)計內(nèi)裝： 1、設(shè)計計算說明書一份2 、減速器裝配圖一張3 、軸零件圖一張4 、齒輪零件圖一張目錄課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計要求設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計10. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器設(shè)計設(shè)計小結(jié)參考資料傳 動 裝 置 總 體 設(shè) 計 方 案設(shè)計 步 驟傳動裝置總體設(shè)計方案課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1V帶傳動2運輸帶3 單級斜齒圓

2、柱齒輪減速器4聯(lián)軸器 5 電動機6 卷筒已知條件1）工作條件：三班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作， 有粉塵。2）使用期限：10年，大修期3年。3）生產(chǎn)批量：10臺4）生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工 7-8級精度的齒輪。5）動力來源：電力，三相交流（220/380V） 設(shè)計要求1. 減速器裝配圖一張。2. 繪制軸、齒輪零件圖各一張3. 設(shè)計說明書一份。設(shè)計步驟本組設(shè)計數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F/N 2200。運輸帶工作速度v/（m/s） 1.2。卷筒直徑D/mm 240。1）外傳動機構(gòu)為V帶傳動。2）減速器為單級斜齒圓柱齒輪減速器。3） 該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸

3、振能力，米用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機 屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)， 并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分 為單級斜齒圓柱齒輪減速器，這是單級圓柱齒輪中應(yīng)用較廣泛 的一種。原動機部分為丫系列二相交流異步電動機?？傮w來講， 該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠， 此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率咼。電 動 機 的 選 擇電動機的選擇1 ）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 丫系列三相籠型異步電動機，全 封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，額定電壓 380乂2）選擇電動機的容量 工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的

4、總效率為由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表 1 7可知：1 : V帶傳動效率0.962 :滾動軸承效率0.99（球軸承）3 :齒輪傳動效率0.97（8級精度一般齒輪傳動）4 :聯(lián)軸器傳動效率0.99 （彈性聯(lián)軸器）5 :卷筒傳動效率0.96所以電動機所需工作功率為3）確定電動機轉(zhuǎn)速按表13 2推薦的傳動比合理范圍，單級圓柱齒輪減速 器傳動比620而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ndi' nw (525.48 1751.6) r min電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)Y100L2-4314302.22.3符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有、1000r min和1500兩種。綜

5、合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價 格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn) 速為1500r min的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12 1選定電動機型號為Y100L2-4計算 傳 動 裝 置計算傳動裝置的總傳動比i(1).總傳動比i為i(2).分配傳動比i并分配傳動比考慮潤滑條件等因素，初定4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉(zhuǎn)速nm 1430 r minII軸357.5r/min i分 配 傳 動 比III 軸n牛 87.2/min卷筒軸 n87.2" min2).各軸的輸入功率I 軸PFd 2.81kwII 軸FF 1 2 2.6

6、7kwIII 軸F F 3 2 2.56kw卷筒軸F卷 F 4 2 2.51kw3).各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td為I 車由 TTd1 .8810 4 N mmII 軸 T T 1 2i7.15 104N mm5III 軸 TT3 2i2.8210 Nmm卷筒軸 T卷T4 22.76105Nmm軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率I軸2.81143040.95II軸2.67357.54.10.96iii軸2.5687.210.98卷筒軸2.5187.2將上述計算結(jié)果匯總與上表，以備查用。設(shè)計V帶和帶輪電動機輸出功率Pd2.81kw一 +選用A型帶 轉(zhuǎn)速選?。簄inm 1430 r min，帶傳動

7、傳動比i=4，每天工作16小時。1).確定計算功率Pca由機械設(shè)計表 4.6查得工作情況系數(shù)KA 1.2，故忠©Pd3.37kw2) .選擇V帶類型根據(jù)Pca，口，由機械設(shè)計圖4.11可知，選用A型帶3) .確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1并驗算帶速(1) .初選小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1由機械設(shè)計表4.4，選取小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1 90mm，dd1而 三一 H 100 mm，其中h為電動機機軸高度，滿足安 裝要求。(2) .驗算帶速V因為5ms v 25m s，故帶速合適。(3) .計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑根據(jù)機械設(shè)計表 4.4，選取dd2355mm，貝M專動比dd2dg3.9從動輪轉(zhuǎn)速n2n136

8、6.7r mini4) .確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld(1).由式 0.7(da dd2) a。2(dd! dd?)得312 a。890，取 a°750mm(2).計算帶所需的基準(zhǔn)長度Ld由機械設(shè)計表4.2選取V帶基準(zhǔn)長度Ld 2240mm(3).計算實際中心距a5) .驗算小帶輪上的包角16) .計算帶的根數(shù)Z(1) 計算單根V帶的額定功率Pr由ddi 90mm和n1 1430r/min，查機械設(shè)計表4.5 得 R 1.05kw根據(jù)n11430r/min，i 3.9和a型帶，查機械設(shè)計表 4.7 得 Po0.17kw查機械設(shè)計表4.8得K 0.95，查表4.2得Kl 1.06，

9、于是(2) 計算V帶的根數(shù)zzRa3.372 74FT1.23.取3 根。7) .計算單根V帶的初拉力的最小值(F°)min由機械設(shè)計表4.1得A型帶的單位長度質(zhì)量q 0.1kg/m， 所以應(yīng)使帶的實際初拉力F° (F°)min。8) .計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為9) .帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小帶輪采用實心式，大帶輪為輻條式，取單根帶寬為13mm取帶輪寬為35mm齒 輪 的 設(shè) 計8級精度 大小齒輪 材料均為45鋼1) 選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)并初選螺 旋角B(調(diào)質(zhì))(1) 按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2) 運輸機為一般工作機器，載荷較平穩(wěn)

10、，速度不高， 故選用8級精度。(3) 材料選擇。由機械設(shè)計表 6.1大小齒輪都選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度分別為 220HBS,260HBS者 材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數(shù)Zi 24，則大齒輪齒數(shù)Z2 i zi 98(5)初選螺旋角B =13°2) 初步設(shè)計齒輪主要尺寸(1) 設(shè)計準(zhǔn)則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。確定式中各項數(shù)值：因載荷較平穩(wěn)，初選Kt =1.5由機械設(shè)計表6.5，取 d 1由機械設(shè)計表 6.3查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8 MPa由機械設(shè)計圖6.19，查得zh 2.44一般取Z £ =

11、0.750.88,因齒數(shù)較少，所以取z 0.86-12N160n2jLh由圖6。60 357.5 1 16 300 88.24 108N824 1082.014.16查得，Khn!按齒面硬度查圖H lim 2 560MPa ,取 SH min 1 ；取h (648 644)/2#2KtTi u 1 ZeZhZ Z 2d 3(it d uh )2 1.5 71300 4.1 14.1修正d1t :由表6.2查得,由圖6.10查得,由圖6.13查得,108N1.08, Khn26.8得646MPa 設(shè)(2.44 189.8 0.8 0.99646KaKv1.001.031.05般斜齒圓柱齒輪傳動取

12、，K貝卩 K KaKvK K 1.00 1.03選取第一系列標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m3）齒輪主要幾何尺寸:圓整中心距，取a1126mm則arccosmn(zi 型2a1計算分度圓直徑和齒寬1.15Hlim1 600MPa)2mm1 1.41.05 1.22mm齒輪參44.1mm，此處K1.302 (2498)arccos14.482 1261.24)校核齒根彎曲疲勞強度(1).確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值由機械設(shè)計第127頁，取Y=0.7, Y 0.88由機械設(shè)計圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Fimi 240MPa ；大齒輪的彎曲強度極限F lim 2 220MPa ；由機械設(shè)計圖6.7取彎曲疲勞壽命系數(shù)K

13、 fn i 0.90 ， K fn20.94 ；計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)Y=2,有計算載荷系數(shù)K ；查取齒形系數(shù)；由機械設(shè)計表6.4查得YFai 2.60 ； YFa2 2.19查取應(yīng)力校正系數(shù)；由機械設(shè)計表6.4查得Ysai 1.595 ； Ysa2 1.80(2).校核計算齒根彎曲疲勞強度足夠。由于齒輪的模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能 力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即 模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.71并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m 2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑， 算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)，

14、取Z2103。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊， 避免浪費。(5).結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而又小于500mm故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。繪制大齒輪零件圖如下。 其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若米用齒輪結(jié)構(gòu)， 不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，其零件圖見滾動軸承和 傳動軸的設(shè)計部分。滾 動 軸 承 和 傳 動 軸 的 設(shè) 計(一).軸的設(shè)計I .輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由上可知 P2.56kw，n 87.2r'min ，T2.82 105N mmn .求作用在齒輪上的

15、力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑2T而Ft 2737.86Nd2川.初步確定軸的最小直徑材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取C 110，于是dmin C33.93mm，由于 鍵槽的影響，故 n1dmin 1.05dmin 35.63mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d 。為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea KAT，查機械設(shè)計表10.1，取 KA 1.5，則：按照計算轉(zhuǎn)矩a應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LX3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 1250000N mm。半 聯(lián)軸器的孔徑 d 38 m m,故取半

16、聯(lián)軸器長度L 82 mm，半 聯(lián) 軸 器 與 軸 配 合 的 轂 孔L 60mmIV .軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) .根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) .為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I - u段右端需制出 一軸肩，故取U -川段的直徑dn皿42mm ;左端用軸端擋圈定 位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L 60mm，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I - U段的長度應(yīng) 比 L 小 2 3mm，現(xiàn)取 I 口 58mm2) .初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的 作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù) dn皿42mm， 查手冊表6-1選取軸承代號為70

17、09AC的角接觸球軸承，其尺寸 為 d D B 45mm 75mm 16mm，故 d 皿 V d刑町 45mm ； 而l刑町30mm。3) .取安裝齒輪處的軸端V - V的直徑dv v 48mm ；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為 55mm為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸端應(yīng)略短于輪轂寬 度，故取Iv V 53mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h 0.07d，故取h 4mm，則軸環(huán)處的直徑dv刑56mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 I vw 10mm。4) . 軸承端蓋的總寬度為10mm (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑

18、脂的 要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離I 30mm ,故 I 皿 40mm。5) . 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a 12mm ,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s 10mm，已知滾動軸承寬度 T 16mm，大齒輪輪轂長度L 55mm，貝U至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dv由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表4-1查得平鍵截面 b h 14mm 9mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 45mm，同時 為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故選擇齒輪輪轂與軸的 配額為也;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連

19、接，選用平鍵為n6H 712mm 8mm 50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾動軸承與 k6軸的周向定位是由過度配合來保證的， 此處選軸的直徑尺寸公差 為m6。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表11.4，取軸端倒角為2 45。V .求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。 作為簡支梁的軸的 支撐跨距L2 L344.6mm 44.6mm89.2mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的載荷水平面H垂直面支反力F彎矩M總彎矩M185127N mm ， M 262535 N mm扭矩T危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的M H、M

20、 V及M的值列如下:W .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 （即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭 轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表11.2 查得60MPa因此ca l，故安全。VD .精確校核軸的疲勞強度（1）.判斷危險截面截面A，n ,川,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配 合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度， 但由于軸的最小直 徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面a, n ,川,b均無需校 核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看， 截面W和V處過盈 配合

21、引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應(yīng) 力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面W的相近， 但截面V不 受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 C上最 然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且這里軸的直徑最大，故截面 C也不必校核。截面切顯然更不必校核需校核。(2).截面W左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面W左側(cè)的彎矩截面W為危險截面，截面W的左右兩側(cè)均截面W上的扭矩T :截面上的彎曲應(yīng)力:截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:W0.1d30.14539112.5mm3Wt0.2d30.245318225mm3MM144.62635501N mm44.6M :

22、282000 N mm3.9MPa15.47MPa彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力,0,扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)應(yīng)變力，m 15.47/27.74MPaa b 3.9MPa , a m 7.74MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表B 640MPa，1 275MPa，1 155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)械設(shè)計附表16查取。因;200.04，查得1.92，1.304845又由機械設(shè)計圖2.8并經(jīng)插值可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為q 0.82， q 0.8511.2 得按機1.07,可由機械設(shè)計查圖2.9 ,0.75 ；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 0.76軸按磨削加工

23、，由b 640MPa查圖2.12 ,0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即q 1，則綜合系數(shù)為已知碳鋼的特性系數(shù)0.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.05于是，計算安全系數(shù)Sea值，則故可知其安全。(3).截面W右側(cè)抗彎截面系數(shù) ：W0.1d30.148311059.2mm3抗扭截面系數(shù)：Wt0.2d30.148322118.4mm3截面W右側(cè)的彎矩M: MM144.62635501N mm44.6截面W上的扭矩T : T 282000N mm截面上的彎曲應(yīng)力：b 3.2MPaW截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：T T 12.75MPaW彎曲正應(yīng)力為對稱循環(huán)彎應(yīng)力，m 0，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)應(yīng)變力，m

24、12.75/26.375MPaa b 3.2MPa , a m 6.375MPakkk過盈配合處的k,由機械設(shè)計附表1.4,取-0.8 -，用 插值法得3.42 ,2.74 ,0.92軸按磨削加工，由 B 640MPa查圖2.12 , 故得綜合系數(shù)為所以軸在截面W右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截面W右側(cè)的強度也是足夠的。Vffl .繪制軸的工作圖，如下：(二).齒輪軸的設(shè)計I .輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T由上可知 P 2.67kw, n 357.5“ minT 7.15 104 N mmn .求作用在齒輪上的力因已知低速小齒輪的分度圓直徑2T而Ft 2774NdiFa 716.4Nin.初步確

25、定軸的最小直徑材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表15-3，取C=12Q 于是dminC3 Pn 23.46mm，由于鍵槽的影響，故¥ nndmin1 .05dmin24.6mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑di n，取 di n 25mm，根據(jù)帶輪結(jié)構(gòu)和尺寸，取I n 35mmIV .齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) .為了滿足帶輪的軸向定位要求，i- n段右端需制出一軸肩,故取U -川段的直徑dn皿30mm ；2) .初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù)dn皿30mm,查手冊表6-

26、1選取軸承代號為7007AC的角接觸球軸承，其尺寸 為 d D B 35mm 62mm 14mm ,故 d皿即 d町麵 35mm ； 而l刑町32mm。3) .由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端V - W的直徑dv可53.55mm , lv可60mm。軸肩高度 h 0.07d，故取 h 3mm，則軸環(huán)處的直徑 dw v 町42mm。軸環(huán)寬度 b 1.4h，取 I iy v l刑町 6mm。4) .軸承端蓋的總寬度為15mm (由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的 要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離I 30mm，故 I 皿 45mm。5) . 取齒

27、輪距箱體內(nèi)壁的距離a 12mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s 6mm，已知滾動軸承寬度 T 14mm，貝U至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 di 由機械設(shè)計 課程設(shè)計手冊表4-1查得平鍵截面b h 8mm 7mm，鍵槽 用鍵槽銑刀加工，長為28mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過 度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計表11.4，取軸端圓角2 45。(三).滾動軸承的校核軸承的預(yù)計壽命Lh 8 8 2 36546720hI .計算輸出軸

28、承(1) .已知n87.2r/min ,兩軸承的徑向反力Fri Fr2 513.2 N由選定的角接觸球軸承7009AC軸承內(nèi)部的軸向力Fs 0.63Fr(2) .由輸出軸的計算可知Fa 707N因為 FS1 Fa 323.3N707N1030.3N FS2，故軸承 U 被“壓緊”，軸承 I 被“放松”，得：Fa2 Fs1 Fa 323.3N 707N 1030.3N(3).FaFr1 0.63, Fa2/Fr2 2.01，查手冊可得 e 0.68由于 FaFr1 e，故 X11,Y；0 ;FaJFr2 e,故 X20.41,Y20.87(4).計算當(dāng)量載荷R、P2由機械設(shè)計表8.7，取fp 1

29、.5，貝U(5).軸承壽命計算由于PP2，取P 829.5N，查表8.8取ft 1,角接觸球軸承，取3，查手冊得7009AC型角接觸球軸承的Cr 25.8KN，貝U 故滿足預(yù)期壽命。鍵 聯(lián) 接 設(shè) 計I .帶輪與輸入軸間鍵的選擇軸徑d 25mm，輪轂長度L 35mm，查手冊，選 A型平 鍵，其尺寸為b 8mm， h 7mm， L 28mm (GB/T 1095-2003)n.輸出軸與齒輪間鍵的選擇軸徑d 48mm，輪轂長度L 45mm，查手冊，選 A型平 鍵，其尺寸為b 14mm， h 9mm， L 45mm (GB/T 1095-2003)川.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇軸徑d 38mm，輪轂長

30、度L 50mm，查手冊，選A型平鍵， 其尺寸為b 12mm， h 8mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)箱 體 結(jié) 構(gòu) 的 設(shè) 計減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保 證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用H7配合.is61. 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(nèi)零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油 攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H大于40mm 為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接 表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.33. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.

31、鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設(shè)計A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 M8緊固B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(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)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。 C油標(biāo)：油標(biāo)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.D通氣孔：

32、由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)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氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平 衡.E位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸 緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度 F吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚 度25地腳螺釘直徑M16地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián) 接螺栓直徑d2 = （0.50.6）dfM8軸承端蓋螺釘直徑d3=（0.40.5）dfM8視孔蓋螺釘直 徑d4 = （0.30.4）dfM5定位銷直徑d =（0.70.8）d26df，di，d2至外機壁距離查機械設(shè)計課 程設(shè)計手冊表11-2161814df，d2至凸緣邊緣距離查機械課程設(shè)計手冊表11-22216外機壁至軸承座端面距離11 = C1 + C2 +(812)48大齒輪頂圓與