《带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器说明书含CAD全套图纸.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器说明书含CAD全套图纸.doc（29页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器说明书含CAD全套图纸.精品文档.带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器初始数据F=2800 V=1.5 D=340CAD图在后面 双击可以打开 网上售价100元 这里只要20金币 原版设计 盗版必究 楚客生提供目 录第一部分 设计任务-3第二部分 传动方案分析-3第三部分 电动机的选择计算-4第四部分 传动装置的运动和动力参数的选择和计算（包括分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩）-7第五部分 传动零件的设计计算-8第六部分 轴的设计计算-17第七部分 键连接的选择及计算-20第八部分 滚
2、动轴承的选择及计算-22第九部分 联轴器的选择-24第十部分 润滑与密封-第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择-设计小结-25参考文献-25第二部分 传动方案分析1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h13h22h3h4=0.9830.9720.990.96=0.84h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的
3、效率,h3为联轴器的效率,h4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择计算皮带速度v:v=1.5m/s工作机的功率pw:pw= 4.2 KW电动机所需工作功率为:pd= 5 KW执行机构的曲柄转速为:n = 84.3 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=840，电动机转速的可选范围为nd = ian = (840)84.3 = 674.43372r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/m
4、in。第四部分 传动装置的运动和动力参数的选择和计算1总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/84.3=11.42分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 2.863各轴转速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/3.99 = 240.6 r/minnIII = nII/i23 = 240.6/2.86 = 84.1 r/minnIV = nIII = 84.1 r/min4各轴输入功率:PI = Pdh3 = 50.
5、99 = 4.95 KWPII = PIh1h2 = 4.950.980.97 = 4.71 KWPIII = PIIh1h2 = 4.710.980.97 = 4.48 KWPIV = PIIIh1h3 = 4.480.980.99 = 4.71 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 4.85 KWPII = PII0.98 = 4.62 KWPIII = PIII0.98 = 4.39 KWPIV = PIV0.98 = 4.62 KW5各轴输入转矩:TI = Tdh3 电动机轴的输出转矩:Td = = 49.7 Nm 所以各轴输入转矩TI = Tdh3 = 49.70.99
6、 = 49.2 NmTII = TIi12h1h2 = 49.23.990.980.97 = 186.6 NmTIII = TIIi23h1h2 = 186.62.860.980.97 = 507.3 NmTIV = TIIIh1h3 = 507.30.980.99 = 492.2 Nm 所以各轴输出转矩为：TI = TI0.98 = 48.2 NmTII = TII0.98 = 182.9 NmTIII = TIII0.98 = 497.2 NmTIV = TIV0.98 = 482.4 Nm第五部分 传动零件的设计计算（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速
7、器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 24，则：Z2 = i12Z1 = 3.9924 = 95.76 取：Z2 = 96 2） 初选螺旋角:b = 150。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T1 = 49.2 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节
8、点区域系数ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/96)cos150 = 1.655 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318124tan150 = 2.04 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.777 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth =
9、6096011030028 = 2.76109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76109/3.99 = 6.93108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.89 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.87650 = 565.5 MPasH2 = = 0.89530 = 471.7 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+471.7)/2 = 518.6 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 52.6 mm4 修正计
10、算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.12 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 155.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 62 mmd2 = = = 248 mmb = dd1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 3.11 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb
11、 = 1.88-3.2(1/24+1/96)cos150 = 1.655 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318124tan150 = 2.04 9) eg = ea+eb = 3.695 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.777 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1587.1 N = = 25.6 52.9所以齿面接触疲劳强度足够。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1
12、= Z1/cos3b = 24/cos3150 = 26.6ZV2 = Z2/cos3b = 96/cos3150 = 106.5 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/26.6+1/106.5)cos150 = 1.671 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由图8-26和eb = 2.04查得螺旋角系数Yb = 0.87 5) = = 3.33前已求得:KHa = 1.763.33，故取：KFa = 1.76 6) = = = 11.02且前已求得:KHb = 1.37
13、，由图8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.761.34 = 2.59 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 2.76109大齿轮应力循环次数:N2 = 6.93108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.
14、83 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01598大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.51 mm1.512.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 62 mmd2 = 248 mmb = ydd1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 155 mm，模数：m = 2.5 mm（二） 低速级
15、齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3 = 28，则：Z4 = i23Z3 = 2.8628 = 80.08 取：Z4 = 80 2） 初选螺旋角:b = 130。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T2 = 186.6 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料
16、的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/28+1/80)cos130 = 1.655 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318128tan130 = 2.05 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.777 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应
17、力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60240.611030028 = 6.93108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 6.93108/2.86 = 2.42108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.91 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.89650 = 578.5 MPasH4 = = 0.91530 = 482.3 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+482.3)/2 = 530.4 MPa3 设计计
18、算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 83.6 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.91 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 166.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.10 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 86 mmd4 = = = 246 mmb = dd3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 1.08 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.44。 7) 由式8
19、-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/28+1/80)cos13.10 = 1.681 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318128tan13.10 = 2.07 9) eg = ea+eb = 3.751 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.771 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 4339.5 N = = 50.5 84.3所以齿面接触疲劳强度足够。5 校核齿
20、根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV3 = Z3/cos3b = 28/cos313.10 = 30.3ZV4 = Z4/cos3b = 80/cos313.10 = 86.6 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2(1/30.3+1/86.6)cos13.10 = 1.692 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 2.07查得螺旋角系数Yb = 0.88 5) = = 3.28前已求得:KHa = 1.753.28，故取：K
21、Fa = 1.75 6) = = = 12.74且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.751.35 = 2.6 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.53 YFa4 = 2.23应力校正系数:YSa3 = 1.64 YSa4 = 1.79 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 6.93108大齿轮应力循环次数:N4 =
22、2.42108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 254.3 = = 0.01269 = = 0.0157大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.12 mm2.123所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 86 mmd4 = 246 mmb = ydd3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 91 mm b4 = 86 m
23、m中心距：a = 166 mm，模数：m = 3 mm第六部分 轴的设计计算轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 4.95 KW n1 = 960 r/min T1 = 49.2 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 62 mm 则:Ft = = = 1587.1 NFr = Ft = 1587.1 = 598 NFa = Fttanb = 1587.1tan150 = 425 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0
24、 = 112 = 19.3 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT1，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.249.2 = 59 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 23 m
25、m。右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 25 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 255216.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确
26、定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 67 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mmII轴的设计1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 4.71 KW n2 = 240.6 r/min T2 = 186.6 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 248 mm 则:Ft = = = 1504.8 NFr = Ft = 1504.8 = 567 NFa = Fttanb = 1504.8t
27、an150 = 403 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 86 mm 则:Ft = = = 4339.5 NFr = Ft = 4339.5 = 1621.6 NFa = Fttanb = 4339.5tan13.10 = 1009.3 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 28.8 mm 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 306217.25 mm，则：
28、d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 60 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0735 = 2.45 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 86 mm，l45 = 91 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+
29、s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mmIII轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 4.48 KW n3 = 84.1 r/min T3 = 507.3 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 246 mm 则:Ft = = = 4124.4 NFr = Ft = 4124.4 = 1541.2 NFa = Fttanb = 4124.4tan13.10 = 959.3 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得
30、:dmin = A0 = 112 = 42.1 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2507.3 = 608.8 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 45 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 55 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴
31、直径为：d23 = 48 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30210型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 50mm90mm21.75mm。由轴承样本查得30210型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段
32、尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 84 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0757 = 3.99 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 21.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 21.75+8+10+2.5+2 =
33、 44.25 mm第七部分 键连接的选择及计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 6mm6mm32mm，接触长度:l = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm50mm，接触长度:l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2584035120/1000 = 336 NmTT2
34、，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm80mm，接触长度:l = 80-16 = 64 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25106457120/1000 = 1094.4 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2595645120/1000 = 680.4 NmTT3，故键满足强度要
35、求。第八部分 滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028300 = 48000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1598+0425 = 598 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 598 = 6460 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30205轴承，Cr = 32.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.01107Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴
36、的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11621.6+01009.3 = 1621.6 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1621.6 = 11561 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30206轴承，Cr = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.87106Lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表
37、12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11541.2+0959.3 = 1541.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1541.2 = 8014 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30210轴承，Cr = 73.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 7.59107Lh所以轴承预期寿命足够。第九部分 联轴器的选择第六部分已经有论述 联轴器选择型号为:LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm第十部分 润滑与密封对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，
38、且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度。油的深度为：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=6.3，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择1 箱体的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间
39、配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体的材料选择： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱体加强筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱盖加强筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱盖分箱面凸缘厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm