《机械设计课程设计说明书-带式运输机的“展开式二级圆柱齿轮减速器设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计说明书-带式运输机的“展开式二级圆柱齿轮减速器设计.doc（33页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
1、目 录第一部分 课题任务3第二部分 电动机的选择计算4第三部分 传动零件的设计7第四部分 轴的设计计算15第五部分 润滑密封30第六部分 减速器的附件及其说明31第一部分 课题任务一、 传动方案1. 题目：设计用于带式运输机的“展开式二级圆柱齿轮减速器”，图示如下，2. 工作条件: 连续单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，运输带速度允许误差为5%。3. 设计数据：运输带工作拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)2.41031.2300第二部分 电动机的选择计算设 计 内 容备 注.电机的选择11) 选择电动机类型：按工作要求和工作条件选用Y系列
2、三相鼠笼式异步电动机，其结构为全封闭扇冷式结构，电压380V。2) 选择电动机的容量：工作机的有效功率为Pw=Fv1000=24001.21000=2.88Kw确定工作机各个部位的效率122432，分别表示联轴器、轴承、齿轮和卷筒处的传动效率。由表9.1（机械设计课程设计书由）可知：0.99，=0.99，=0.99，=0.96，则0.9920.9940.9920.96=0.886所以电动机的功率为：PdPw=2.880.886=3.25kw3) 确定电动机的转速：按机械设计课程设计表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮的传动比在840的范围，而工作机的转速为：nw601000vd=6010
3、001.2300=76r/min所以电动机的可选范围为：ndinw=84076=6083040r/min在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。根据课设表15.1选择Y132M2-6型三相异步电动机。其相关数据为：电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2-64.09602.02.0、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1) 总传动比：i=nmnw=96076=12.632) 分配传动比：i=iIiII考虑减速器结构，故iI=4，iII=3.63. 计算传动装置各轴的
4、运动和动力参数(1) 各轴的转速： 轴 nInm=960 r/min 轴 nII=nIiI=9604.2=228.6r/min 轴 nIII=nIIiII=228.63.467.2 r/min卷筒轴 n卷nIII67.2 r/min(2) 各轴的输入功率：轴 PI=Pd1=3.250.99=3.21Kw轴 PII=PI23=3.210.990.99=3.14Kw轴 PIII=PII23=3.140.990.99=3.08Kw卷筒轴 P卷=PIII21=3.080.990.99=3.02Kw(3) 各轴的输入转矩：电机轴的输入转矩Td为Td9.55106Pdnw=9.551063.25960=3
5、.23104 Nmm轴：TI=Td1=3.231040.99=3.20104 Nmm轴：TII=TI23iI=3.231040.990.994=13.2104Nmm轴：TIII=TII23iII=13.21040.990.993.6=4.39105Nmm卷筒轴：T卷=TIII21=4.391050.990.99=4.30105Nmm，分别表示联轴器、轴承、齿轮和卷筒处的传动效率。0.99，=0.99，=0.99，=0.96，将上述计算值都汇总于下表,以备查用。表1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率P/Kw转矩T/(Nmm)转速n/(rmin-1)传动比i效率电机轴3.253.231049
6、6010.99轴3.213.2010496040.99轴3.141.32105228.63.60.99轴3.084.3910567.210.96卷筒轴3.024.3010567.2第三部分 传动零件的设计（直齿圆柱齿轮）减速器高速级齿轮传动设计由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为3.2Kw，小齿轮的转速n1=960 r/min，传动比为4，工作时间5年（按每年300天计算），单班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。(该部分所用到的表都是在机械设计书中)1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，选择直齿圆柱齿轮传动；2) 运
7、输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用7级精度；3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；4) 选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=422=88，取z2=88；2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：dd12.3232KtT1du1uZEH2(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.32) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩T1=3.20104 Nmm3) 由表10-7选齿宽系数d 14) 计算应力循环次数。N1=60n1jLh=6096018
8、3005=6.912108N2=N14=1.7281085) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95；KHN2=1.006) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa127) 由图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由式（10-12）得，H1=KHN1Hlim1S=0.95600MPa=570MPaH2=KHN2Hlim2S=1.00550MPa=550MPa(2)计算1) 试计算小齿轮分度圆直径dd1，由计算公式得dd1
9、2.3231.33.20104154189.8550242.603 mm2) 计算圆周速度v=dd1n1601000=42.603960601000 m/s=2.13 m/s3) 计算齿宽b及模数mntb=ddd1=142.603mm =42.603 mm m=dd1z1=42.60322=1.937 mmh2.25mt=4.36mmbh=42.6034.36=9.774) 计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25，根据圆周速度v和7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08；由表10-4查得KH1.418(插值法）；由表10-3查得KHKF1.1。故动载荷系数KKAKvKHKH=1.25
10、1.0811.418=1.9145) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dd13KKt=42.60331.9141.3=48.466 mm6) 计算模数m=d1z1=48.46622=2.203mm3. 按齿根弯曲强度进行设计由设计公式m32KT1dz12YFaYSaF(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数由表10-13查得KF1.38KKAKvKFKF=1.251.0811.38=1.8632) 查取齿形和应力校正系数由表10-5查得YFa1=2.72 YFa2=2.204YSa1=1.57 YSa2=1.7783) 查10-20c得到弯曲强度极限Flim1=500MPa，Flim2
11、=380MPa由图10-18查得KFN1=0.89， KFN2=0.924) 计算弯曲许用应力取弯曲安全系数S1.4，F1=KFN1Flim1S=0.89500MPa1.4=317.86MPaF2=KFN2Flim2S=0.92380MPa1.4=249.71MPa5) 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F12.721.57317.860.01343YFa2YSa2F22.2041.778249.710.01569大齿轮的计算数值大(2) 设计计算m321.8633.2010412421.660.01569=1.57mm对比两种设计的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数
12、m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强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，可取弯曲疲劳的模数1.57并圆整为标准值m=2.0 mm，按齿面接触强度算得的分度圆直径d1=48.466并算出小齿轮的齿数：z1=d1m=48.4662=24取z1=24，则z2iz1=424=96，取z2=964. 几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=mz1=242=48 mmd2=mz2=962=192 mm(2) 计算中心距a=d1+d22=48+1922=120mm(3) 计算齿轮宽度b=dd1=148=48mm圆整后B1=5
13、5mm，B2=50mm至此，齿轮的相关设计已经结束，齿轮零件图由图纸形式给出，其相应的参数都在图纸中标出。附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2名 称值模 数m=2中心距a=120分度圆小齿轮d1=48大齿轮d2=192齿厚小齿轮B1=55大齿轮B2=50二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮）由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为3.14Kw，小齿轮的转速n2=228.6 r/min，传动比为3.6，工作时间5年（按每年300天计算），单班制工作，载荷平稳，连续单向运转。由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，
14、选择直齿圆柱齿轮传动；2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用7级精度；3) 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；4) 选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=3.622=80，取z2=802.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：dd12.3232KtT1du1uZEH2(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.32) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩T2=1.312105 Nmm3) 由表10-7选齿宽系数d 14) 计算应力循环次数。N1=
15、60n1jLh=60288.6183005=2.08108N2=N13.6=0.521085) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96；KHN2=0.986) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa127) 由图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1，由式（10-12）得，H1=KHN1Hlim1S=0.96600MPa=576MPaH2=KHN2Hlim2S=0.98550MPa=539MPa(2) 计算1) 试计算小齿轮
16、分度圆直径dd1，由计算公式得dd12.3231.31.312105154189.8539269.112 mm2) 计算圆周速度v=dd1n2601000=69.112228.6601000 m/s=0.83 m/s3) 计算齿宽b及模数mntb=ddd1=169.112mm =69.112 mm m=dd1z1=69.11222=3.14mmh2.25m=7.07mmbh=69.1127.07=9.784) 计算载荷系数K已知使用系数KA=1.25，根据圆周速度v和7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.05；由表10-4查得KH1.424(插值法）；由表10-3查得KHKF1。故动载荷
17、系数KKAKvKHKH=1.251.0511.424=1.8695) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=dd13KKt=69.11231.8691.3=78.003mm6) 计算模数m=d1z1=78.00322=3.55mm5. 按齿根弯曲强度进行设计由设计公式m32KT1dz12YFaYSaF(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数由表10-13查得KF1.32KKAKvKFKF=1.251.0511.32=1.7332) 查取齿形和应力校正系数由表10-5查得YFa1=2.72 YFa2=2.204YSa1=1.57 YSa2=1.7783) 查10-20c得到弯曲强度极限Flim
18、1=500MPa，Flim2=380MPa由图10-18查得KFN1=1.0， KFN2=1.054) 计算弯曲许用应力取弯曲安全系数S1.4，F1=KFN1Flim1S=1.0500MPa1.4=357.14MPaF2=KFN2Flim2S=1.05380MPa1.4=285MPa5) 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F12.721.57357.140.01196YFa2YSa2F22.2041.7782850.01375大齿轮的计算数值大(2) 设计计算m321.7331.31210512220.01375=2.35mm对比两种设计的计算结果，由齿面接触疲劳强度计算
19、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的大小主要取决于弯曲强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，可取弯曲疲劳的模数2.35并圆整为标准值m=2.5mm，按齿面接触强度算得的分度圆直径d1=78.003并算出小齿轮的齿数：z1=d1m=78.0032.5=32取z1=32，则z2iz1=3.632=115，取z2=1156. 几何尺寸计算(1) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=mz1=322.5=80 mmd2=mz2=1152.5=288 mm(2) 计算中心距a=d1+d22=80+2882=184mm(3) 计算齿轮宽度b=dd1=18
20、0=80mm圆整后B1=85mm，B2=80mm至此，齿轮的相关设计已经结束，齿轮零件图由图纸形式给出，其相应的参数都在图纸中标出。附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2名 称值模 数m=2.5中心距a=184分度圆小齿轮d1=80大齿轮d2=288齿厚小齿轮B1=85大齿轮B2=80第四部分 轴的设计计算一、 高速轴设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2. 初定轴的最小直径按扭转强度条件，可得轴的直径计算式dA03 P n由机械设计表15-3查得A0=103126，取A0112，由第一部分的表1可查得P3.2
21、1Kw，n=960 r/min；所以d1123 3.21Kw 960 r/min=16.75 mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=16.75(1+57%)=17.817.9 mm综合考虑，取dmin=18mm3. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如下图 (2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。1) 由于在L1段上所连接的是联轴器，计算联轴器的公称转矩，查表可选用LX3型联轴器。可取联轴器的孔径dI32m，故 d1=dI=32m。联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，L1的长度比L略短一些，取L158mm，一轴上要制出一轴肩，故d237mm
22、 2) 初选滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承，由d237mm 可选择深沟球轴承6208，其尺寸是dDB=408018mm。故d3=d7=40mm ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取d4d646mm。3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到壁与齿轮的距离L8=10 mm，L6=L8-28mm 。 4) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=48 mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于2mt，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。则由表2齿轮宽度可取L553 mm。5) 轴承端盖的总宽度为18mm，取端盖的外端面与联轴器的右端面的距离为30mm，则L248mm，轴承宽度B1
23、8mm，故L3=L7=B轴12232mm，由中轴的小齿轮齿宽B1=85, 则L4=20+B1+=20+85+8=113mm, 至此，已初步了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位周向定位采用平键链接。按该截面直径查课设表11.28采用bhL10mm 8 mm 24mm，键槽用键槽铣刀加工，保证联轴器与轴配合有良好的对中性。故与轴的配合为H7n6，滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照课设表9.8确定轴两端的倒角均为245，各处圆角半径都为1.6 mm。4. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图(2) 受力计算
24、1) 由前面的计算可得Ft1=1333 N，Fr1=484 N，2) 计算支反力在垂直面内进行计算FV1=357.5N FV2=126.5N在水平面内进行计算FH1=984.6 N FH2348.4N3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 Nmm扭矩图：单位 Nmm 5. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力FFH1=984.6NFH2=348.4NFV1=357.5 NFV2=126.5 N弯矩MMH=56614.5 NmmMV=20556.3 Nmm总弯矩M=20556.32+56614.52=60230.7 Nmm扭矩T
25、1=32000Nmm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T2W=60230.72+0.63200020.1483=5.7MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca12000h故轴承的寿命足够8. 键的强度校核 键1 108 L=24 GB1096-79 查机械设计表62得键的许用应力是100120 MPa 则强度条件为 F=2Tdlk=23.210424324=20.8MPa(100120) MPa 所以键的强度足够。d
26、1=32mm d2=37mm d3=40mm d4=46mm d5=56mm d6=46mm d7=40mm二、中轴的设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。2. 求作用在齿轮上的力 Ft2=2T2d2=21.32105192=1375N Fr2=Ft2tan20=500.4N Ft3=2T2d3=21.3210580=3300N Fr3=Ft3tan20=1201N3. 初定轴的最小直径(1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式dA03 P n由机械设计表15-3取A0=112，由第一部分的表1可查得P3.14Kw，n=228.6 r/mi
27、nT2=1.32105N.mm；所以 d1123 3.14Kw 228.6 r/min=26.8 mm4. 轴的结构设计(1) 拟定结构方案如下图：(2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 初选滚动轴承。初选滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承，取d140mm， 则可选择深沟球轴承6208，其尺寸是dDB=408018mm。故d5=d1=40mm ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取d2d443mm，可取d550mm2) 轴承的宽度为B=12mm，取齿轮距箱体内壁的距离L11mm，则L118+12+L+343mm，L5=L1=43mm。3) 齿轮2的齿宽为50mm，则
28、可取L2=48mm，齿轮3的齿宽为85mm，则可取L483mm，L3的长度则为 L32055-50222.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。(3) 轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用平键连接。按直径d2d443mm由课设表11.28查得平键选为bhL=12 mm8 mm32 mm，配合为H7k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考课设表9.8，取轴端倒角为245，C、D、E处的圆角半径r=2 mm，A、B处的圆角半径r1.6 mm。5. 轴的受力分析（1） 画出轴的受力简图（2） 进行受力计算1) 由前面的计
29、算得Ft2=1375 N，Fr2=500.4 N，Ft3=3300 N，Fr3=1201 N，2) 支反力计算垂直面内FNV1=40.6N FNV2=660 N水平面内：FHN1=2143NFHN2=2532N3) 画出弯矩、扭矩图弯矩图：(单位：Nmm) 扭矩图：(单位：Nmm) 6. 由弯扭图上看，截面C-D是危险面。现将计算出的截面C-D处的MH、MV及M的值列于下表表4载荷水平面垂直面支反力FFH1=2143 NFH2=2532 NFV1=40.6NFV2=660 N弯矩MMH1=123758NmmMH2=191166NmmMV1=2344.7NmmMV2=49830 Nmm总弯矩M1
30、2344.72+1237582=1.24105 NmmM2=498302+1911662=1.98105 Nmm扭矩T2=132000 Nmm7. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T32W=（1.98105）2+0.61320020.1433=24.9MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca12000h故轴承的寿命足够9. 键的强度校核 键1 128 L=32 GB1096-79 查机械设计表62得键的许用应力是1001
31、20 MPa 则强度条件为 F=2Tdlk=21.3210543324=48MPa(100120) MPa 所以键的强度足够。d1=40mm d2=43mm d3=50mm d4=43mm d3=40mm L1=43mm L2=47.5mm L3=22.5mm L4=83mm L5=43mm三. 低速轴的设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2. 初定轴的最小直径按扭转强度条件，可得轴的直径计算式dA03 P n由机械设计表15-3查得A0=103126，取A0112，由第一部分的表1可查得P3.08Kw，n=67.2 r
32、/min；所以d1123 3.08Kw 67.2r/min=40mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=40(1+57%)=4242.8 mm综合考虑，取dmin=42mm3. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如下图(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。1) 由于在L1段上所连接的是联轴器，计算联轴器的公称转矩，查表可选用LX3型联轴器。可取联轴器的孔径dI45m，故 d1=dI=45m。联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，L1的长度比L略短一些，取L182mm，一轴上要制出一轴肩，故d251mm 2) 初选滚动轴承。因轴承只受径向力作用
33、，故选用深沟球轴承，由d251mm 可选择深沟球轴承6211，其尺寸是dDB=5510021mm。故d3=d6=55mm ，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，故可取d464mm。3) 由该说明书后面的箱体设计可以得到壁与齿轮的距离L7=8 mm，L6=B轴承宽+12+8+（85-80）46mm 。 4) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=60mm，则由表2齿轮宽度可取L578 mm。5) 轴承端盖的总宽度为18mm，取端盖的外端面与联轴器的右端面的距离为30mm，则L248mm，轴承宽度B18mm，故L3=B轴12336mm，由1轴的小齿轮齿宽B1=55, 则L4=20+B1+=20+55+8
34、=83mm, 至此，已初步了轴的各段直径和长度。(3) 轴上零件的周向定位周向定位采用平键链接。按该截面直径查课设表11.28采用bhL18mm 11mm 62mm，键槽用键槽铣刀加工，保证齿轮与轴配合有良好的对中性。故齿轮与轴的配合为H7n6，与联轴器配合的轴键采用bhL14mm 9mm 70mm配合,滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。(4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照课设表9.8确定轴两端的倒角均为245，各处圆角半径都为1.6 mm。10. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图(2) 受力计算1) 由前面的计算可得Ft4=3048.6N，F
35、r4=1109.6 N，2) 计算支反力在垂直面内进行计算FV1=397.5N FV2=712.2N在水平面内进行计算FH1=1023N FH22025N3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 Nmm扭矩图：单位 Nmm 43900011. 由弯扭图上看，截面B是危险面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力FFH1=1023NFH2=2025.5NFV1=397.4NFV2=712.2N弯矩MMH=150892.5NmmMV=58616.5Nmm总弯矩M=58616.52+150892.52=161877.9 Nmm扭矩T1=439000Nmm12. 按弯
36、扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+T2W=161877.92+0.643900020.1603=14.31MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由课程设计表15-1查得-1=60 Mpa。因此ca12000h故轴承的寿命足够14. 键的强度校核 键1 1811 L=62 GB1096-79 查机械设计表62得键的许用应力是100120 MPa 则强度条件为 F1=2Tdlk=24.3910560625.5=42.9MPa(100120) MPa 所以键1的强度足够。 键2 1
37、49 L=70 GB1096-79 F2=2Td2lk=24.3910545705.5=50.7MPa(100120) MPa 故键2的强度也足够.第五部分 润滑密封润滑密封1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度v=dn601000=292.567.2601000 m/s=1.03 m/s12 m/s所以才用浸油润滑的润滑方式。 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2滚动轴承的润滑对于高速级轴承 dn409603.84104对于中速级轴承 dn40228.69144对于低速级轴承 dn=5567.2=3696它们的dn值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 1
38、323 为宜。2. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度v1=dn601000=40960601000=2 m/s v2=dn601000=40228.6601000=0.48m/s v3=dn6010005567.26010000.19ms两者的速度都小于3m/s，所以选择“粗毛毡圈油封”第六部分 减速器的附件及其说明减速器机体结构尺寸名 称符 号值机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b112地脚螺栓直径df19地脚螺栓数量n4轴承旁连接螺栓直径d114机盖与机座连接螺栓的间距d210轴承端盖螺栓直径d38窥视孔盖螺栓直径d46定位销直径d8螺栓至外机壁距离C118螺栓至凸缘边距离C216轴承旁凸台半径R116凸台高度h外机壁与轴承座端面的距离l138大齿轮齿顶圆与内机壁的距离18齿轮端面与内机壁的距离210机盖筋板厚度m16.8机座筋板厚度m26.8轴承端盖外径D2115、135轴承旁连接螺栓距离SD2参考文献1 王连明，宋宝玉. 机械设计课程设计. 3版. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，