学位论文-—课程设计v带单级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

本科课程设计_V带单级斜齿圆柱齿轮减速器
目录
一、传动方案拟定…………….……………………………….3

二、电动机的选择……………………………………….…….4

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5

四、运动参数及动力参数计算………………………….……5

五、传动零件的设计计算………………………………….….6

六、轴的设计计算………………………………………….....13

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26

八、键联接的选择及计算………..……………………………30

九、联轴器的选择………………………………………….....31

十、减速器附件的选择………………………………….….32

十一、润滑与密封…………………………………………....34
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
（1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器
（2） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年，环境最高温度35℃。
（3） 原始数据：运输带工作拉力 F=2100N；带速V=1.6m/s（允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm。
一：传动方案拟定（已给定）
1）、外传动为v带传动
2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器
3）、方案简图如下：.

4）、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机，电压380V
2、电动机功率选择：
（1）电动机工作所需的有效功率为
P= FV/1000=2100×1.6/1000=3.36 KW
（2）传动装置的总功率：
带传动的效率η带=0.95
齿轮传动效率η齿轮=0.97
联轴器效率η联轴器=0.99
滚筒效率η滚筒=0.96
轴承效率η轴承=0.99
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.992×0.97×0.99×0.96
=0.87
（3）电机所需的工作功率：
Pd= P/η总=3.36/0.87
=3.86KW
根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(1~1.3)Po=3.86~5.018KW
查手册得Ped =4KW
选电动机的型号：Y 132M1-6
则 n满=960r/min

三、计算总传动比及分配各级的传动比
工作机的转速 n=60×1000v/(πD)
=60×1000×1.6/3.14×400
=76.43r/min
i总=n满/n=960/76.43=12.56
查表取i带=3 则 i齿=12.56/3=4.19
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
n0=n满 =960(r/min)
nI=n0/i带=960/3=320（r/min）
nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min)
nIII=nII=76.37 (r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
P0=Pd=4KW
PI=P0×η带=4×0.95=3.8KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=3.8×0.99×0.97=3.65KW
PIII=PII×η联×η轴承=3.65×0.99×0.98=3.54KW
3、 计算各轴扭矩（N·mm）
T0=9550P0/n0=9550×4/960=39.79N·m
TI=9550PI/nI=9550×3.8/320=113.41 N·m
TII=9550PII/nII
=9550×3.65/76.37=456.43 N·m
TIII =9550PIII/nIII
=9550×3.54/76.37=442.67 N·m
五、传动零件的设计计算
1、 带轮传动的设计计算
(1)根据设计要求选择普通V带截型
由表8-7查得：kA=1.1
Pca=KAP=1.1×4=4.4KW
由图8-11查得：选用A型V带
(2)确定带轮基准直径，并验算带速
由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm
从动轮基准直径dd2= idd1=3×112=336mm
取dd2=335mm
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×112×960/60×1000
=5.63m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心矩
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(112+355)≤a0≤2×(112+355)
所以有：326.9≤a0≤934
初步确定a0 =600mm
由 L0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得：
L0=2×600+π(112+355)/2+(355-112)2/4×600
= 1957.79mm
由表8-2确定基准长度Ld=2000mm
计算实际中心距
a≈a0+( Ld-L0) /2=600+（2000-1957.79）/2
=621.105mm 取a=620mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-( dd2-dd1) /a×57.30
=1800-（355-112）/621.105×57.30
=157.50>1200（适用）
（5）确定带的根数
由n0=960r/min dd1=112mm i=3
查表8-4a和表8-4b得
P0=1.20kw △P0=0.12kw
查表8-5得Kα=0.93 查表8-2得KL=1.03
由Z=Pca/[p]=KAP/(P1+△P1)KαKL得：
=4.4(1.20+0.12) ×0.93×1.03
=3.5 取Z=4
(6) 计算张紧力F0
由表8-3查得q=0.1kg/m，则：
F0=500Pca （2.5- k a）/ k a ZV+qV2
=500×4.4/（2.5-0.93）/0.93×4×5.63
+0.1×5.632N=168.09N
则作用在轴承的压轴力FQ：
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×168.09×sin157.580/2
=1324.96N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
参考表6-2初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿面硬度为197~286HBW。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156~217HBW；根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为：限
σHlim1 =580MPa σHlim2=530 Mpa
按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：σEF1 =244Mpa σEF2=204 Mpa
按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02 KHN2=1.1
按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9 YN2=0.95 其中
N1=60rn1tn=60×1×(960/3)×5×300×16=4.6×10 8
N2= N1/4.19=1.098×10 8
根据要求取安全系数S=1
[σH1]=(KHN1×σHlim1) /S=(1.02×580) =591 MPa
[σH2 ]=( KHN2 ×σHlim2)/S=(1. 1 ×530)=583 MPa
(2) 按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3
确定有关参数如下
可用齿数比：
u= 320/76.。37
根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置
由表10-7取φd=1.1
1) 转矩T1
T1=95.5×10 5P/ n 1=95.5×10 5×3.8/320
=113406N·m
2) 载荷系数k
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选K=1.2
3）由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9

d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3
=2.32[(1.2×113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9×591.6 ) 2 ] 1/3
=58.18mm
(3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸
中心距a=（1+u）d1/2=（1+4.19）× 58.18/2
=150.98mm
取a=150mm
由经验公式m=（0.007~0.02）a=1.2~3.
取标准m=2.5
取β=15°
Z1 =d1cosβ/m=（58.18cos15°）/2.5=22.18
取Z1=25则Z2=u Z1=4.19×25=104.8
取Z2=105
反算中心距
a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=2.5/2(25+105) cos15°=165
a=165 符合要求
实际传动比u0= Z2/Z1=105/25=4.2
传动比误差
(u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19×100%=0.2%<5%(允许)
螺旋角β=arccos m（Z1＋Z2/2a
=arccos 2.5×（2105）/（2×165）=12..753°
在8°~15°内，合适
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1 /cosβ=2.5×25 / cos12.753°
=63.7mm
d2= m Z2 / cosβ=2.5×105/cos12.753°=267.9mm
齿顶高 ha=h*am=1×2.5=2.5mm
齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)×2.5=3.125mm
齿全高 h= ha+ hf=5.625mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha =63.7+2×2.5=68.7mm
da2=d2+2ha =267.9+2×2.5=272.9mm
齿根圆直径df1=d1-2hf =63.7×3.125=57.45mm
df2=d2-2hf =261.65mm
齿宽：b=φdd1=1.1×63.7mm=70.07mm
取b1=70mm b2= b1-(5~10)mm=65mm
(4)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×63.7×320/60×1000=1.067m/s
(5)精确计算载荷
KT1=KAKf aKfβKVT1
K=KAK faKfβKV
查表10-2，KA=1; 查图 10-8 KV=1.05
查表10-13 Kf a=1.3 查表10-4 φd=1.1，得Kfβ=1.32
K=KAK faKfβKV=1×1.05×1.3×1.32=1.80
KT1=KAKf aKfβKVT1=1.80×113.41=204.34N·m
KFtI=2KT1/d1=2×204.34×103/63.7=6.42KN
(6)验算轮齿接触疲劳承载能力
σH=ZHZE[KFt/bd1(u+1/u)] 1/2
=2.4×189.9
×[2.69×103/67×56(4.764+1/4.764) σH] 1/2
=400.3MPa<[σH]=537.8MPa
(7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力
查图6-20 Yβ=0.9
ZV1=Z1/ cos3β=22/ cos3 11.1863°=23.31
ZV2=Z2/ cos3β=104/ cos3 11.1863°=110.17
根据课本表7-10得，:YF1= 4.28 YF2=3.93
σF1=KFt YF1 Yβ/ bm
=2.69×103×4.28×0.9/67×2.5
=61.86MPa<[σF1]1
σF2= KFt YF2 Yβ/ bm
=2.69×103×3.39×0.9/67×2.5
=56.8<[σF2]
齿根弯曲强度足够

六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1.选择轴的材料确定许用应力
由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217~255HBW [σ1]=60Mpa
2、 估算轴的基本直径
根据表15-3，取C=105
主动轴：d≥C(PI/nI) 1/3=105(3.8/320) 1/3=23.96
考虑有键槽,将直径增5%.则
d1=23.96×(1+5%)mm=25.15mm 取d1 =26mm
从动轴：d≥C(PII/nII) 1/3=105(3.65/76.37) 1/3
=38.10考虑有键槽,将直径增大5% 则
d2=38.10×(1+5%)mm=40.10mm 取d2=42mm

3、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴.
（2）确定轴各段直径和长度
初选用7207C角接触球轴承，其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取
d1=35m   L1=26mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=65mm, 所以d2= d3 =40mm
L3= L4=16mm
安装轴承和挡油盘所以取d4=35m
L4=26mm d5=30mm L5=55mm
由前面计算得d6=26mm取L6=31mm
(3)按弯矩复合强度计算
1)主动轴的强度校核
圆周力Ft=2T1/d1=2×113406/63.7=3560.63N
径向力Fr= Fttanα/cosβ
=3560.63×tan20°/cos12.753°
=1180.53N
轴向力Fa=Fttanβ=3560.63×tan12.7530=721.93N
2)计算轴承支反力图1(2) 1(4)
水平面
RAH=(FQ×82+Fa×d1/2-Fr×67.5)/(67.5+67.5)
=(1324.96×82+721.93×63.7/2-1180.53×67.5)/135
=555.17N
RBH=FQ+Fr+FAN
=1324.96+1180.53+288.61+
=2505.49N
垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N
(1) 绘制水平面弯矩图（如图1(3)）和垂直面弯矩图（如图1(5)）
小齿轮中间断面左侧水平弯矩为
MCHL=RAH×67.5=3.7473×104N·mm
小齿轮中间断面右侧水平弯矩为
MCHR= RAH×67.5-Fa×d1/2
=555.17×67.5-721.93×31.85= 1.448×104N·mm
右轴颈中间断面处水平弯矩为
MBH=FQ×82=1324.96×82=1.0864×105N·mm
小齿轮中间断面处的垂直弯矩为
MCV=RAV×67.5=800.54×67.5
=3.9845×104N·mm
(2) 按下式合成弯矩图（如图1（6））
M=( MH 2+ MV 2) 1/2
小齿轮中间断面左侧弯矩为
MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2
=[(3.7473×104) 2 + (3.9845×104)2]1/2
=5.4698×104 N·mm
小齿轮中间断面右侧弯矩为
MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2
=[(1.448×104) 2 + (3.985×104)2]1/2
=4.239×104 N·mm
(3)画出轴的转矩T图 1（7）
T=113406Nmm
(4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1（8）
Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2
这里 ，取ａ=0.6，
ａT=0.6×113406=6.8043×104 N·mm
由图1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为
MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(6.8043×104) 2 + (4.2394×104)2]1/2=8.107×104 N·mm
MB=(MBH2+(ａT 2)) 1/2=[(1.086467×105) 2 + (6.80436×104)2]1/2=7.656×104 N·mm
(5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件：
σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195×105/0.1×353
=29.90<[σ-1]
C截面处的强度条件：
σ=MC/W=MC/0.1d3
=1.281953×105/0.1×57.453
=6.76Ｍｐａ<[σ-1]

结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全

ＲＡＶ
ＲＡＨ
Ａ
Ft
Fa
Fr
C
RBV
RBH
B
FQ
T
1(1)
RAH
Fr
Fa
RBH
FQ
1(2)
3.7473×104
1.448×104
1.08646×104
1(3)
3.9845×104
1(5)
RAV
Ft
RBV
1(4)

5.4698×104
3.9845×104

1.08646×105

1(6)
113406
6.8043×104
T
aT
1(7)
5.4698×104

8.0170×104
1.28195×105
6.8043×104
1(8)

从动轴的设计计算
1选择轴的材料，确定许用应力
由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质钢，硬度217~255HBS， [σ-1]=60Mpa
2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选用7210C型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm。
d1=50mm  由于要安装挡油盘所以取 L1=39mm。
d2= 66mm L2=8mm
安装齿轮的所以d3=58mm，L3=64mm
安装轴承和挡油盘所以取d4=48mm
L4=50mm
d5=44mm L5=54mm
由前面计算得d6=42mm。取L6=50mm
(3)从动轴的强度校核
①圆周力Ft：
Ft=2T2/ d2=2×456429/267.9=3407.5N
②径向力Fr：
Fr= Fttanα/cosβ
=3407.5×tan200/cos12.753°
=1271.6N
③轴向力Fa： Fa=Fttanβ
=3407.5×tan12.7530=691.9N
(4)计算轴承支反力
水平面：
RAH=(Fa×d2/2-Fr×67.5)/(67.5+67.5)
=( 721.9×267.9/2-1271.6×67.5)/135
=807.5N
RBH=Fr+FAN
=1271.6+807.5
=2079.1N
垂直面ＲAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N
(3)画出水平弯矩MH图2（3）垂直弯矩ＭＶ图２（５）
大齿轮中间断面左侧水平弯矩
ＭＣＨＬ＝ＲＡＨ×６７．５＝54506Ｎｍｍ
大齿轮中间断面右侧水平弯矩为
ＭＣＨＲ＝ＲＡＨ×６７.５－Ｆａｄ２／２
＝８07.5－691.9×267.9/2
＝－３．９６７×１０４Ｎｍｍ
大齿轮中间断面处的垂直弯矩为
ＭＣＶ＝ＲＡＶ×６７．５
＝4.292×１０４Ｎｍｍ
(4)计算合成弯矩
M=（MＨ2+MＶ22）1/2
大齿轮中间断面左侧弯矩为
MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2
=4.380×104 N·mm
大齿轮中间断面右侧弯矩为
MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2
=5.744×104 N·mm
(5)画出轴的轴转矩Ｔ图２（７）
Ｔ＝4.56429×10５N·mm
(6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图２（８）
　　Me= ( MH2+(ａT 2)) 1/2
这里 ，取ａ=0.6，
ａT=2.73857×10５N·mm
由图２（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为
MC=(MCR2+(ａT 2)) 1/2=[(57440) 2 + (2.73857×10５)2]1/2
=2.79816×10５ N·mm
（７）校核轴的强度去Ｃ截面作为危险截面
Ｃ截面处的强度条件：
σ=MC/W=MC/0.1d3
=2.79826×10５/0.1×583
=14.34Ｍｐａ<[σ-1]
结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全

RAV
RAH
Ft
Fa
Fr
RBV
T
A
C
B
2(1)
RAV
Fr
Fa
r
2(2)
54506
３．8174×１０４
2(3)
RAV
Ft
RBV
2(4)
4.292×１０４
2(5)

4.380×104
5.744×104
2(6)
4.56429×105
2.73857×105
T
aT
2(7)
4.380×104

2.79816×105
2.73857×105

2(8)

七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命5年，要求一天工作16小时，一年工作日为300天，得
16×300×5=24000小时
1、由上面的设计，初选轴承的内径
小齿轮轴的轴承内径d1=35mm
大齿轮轴的轴承内径d2=50mm
由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册:
小齿轮轴上的轴承选择型号为7207AC
大齿轮轴上的轴承选择型号为7210AC
7207ＡＣ型号的轴承的主要参数：
ｄ＝３5ｍｍ　Ｃｒ＝22.5ＫＮ
Ｃｏｒ＝１6.5ＫＮ　Ｄ＝72mm
Ｂ＝１7mm
7210ＡＣ型号轴承的主要参数：
ｄ＝５0ｍｍ　Ｃｒ＝32.8ＫＮ
Ｃｏｒ＝26.8ＫＮ　Ｄ＝90ｍｍ　
Ｂ＝20ｍｍ
２小齿轮轴的轴承
（1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷
小齿轮轴的轴向力Fa1=721.93N
A端轴承所受的径向力
FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(555.17) 2+(590.27) 2] 1/2
=810.33N
B端轴承所受的径向力
FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2505.49) 2+(590.27) 2] 1/2
=2574.08N
两轴承的派生轴向力查表得:
FS=0.68FR
则FSA=0.68FRA=551.02N
则FSB=0.68FRB =1750.37N
由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa1水平向右
有FSA + Fa1=551.02+721.93=1272.95N<FSB
因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松
FAa=Fa+FSB=-721.93+1750.37=1028.44N
FAb=FSB=1750.37N
（2）计算当量动载荷
FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68
FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679
查手册，得:
P1= (0.41FRa+0.87FAa)
= (0.41×810.33+0.87×1028.44)=1226.98N
P2= FRB= 1750.37N
P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命
(3)轴承寿命计算
由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.02工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3
=106/（60×960）×(22500/1.02×1750.37)3
=34739h>24000h
∴预期寿命足够
2、计算从动轴承
(1)计算轴的轴向载荷和径向载荷
大齿轮轴的轴向载荷Fa2=691.9N
A端所承受的径向力
FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=[(807.5) 2+(635.8) 2] 1/2
=1027.76N
B端轴承所受的径向力
FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=[(2079.1) 2+(635.8) 2] 1/2
=2174.14N
两轴承的派生轴向力查表得:
FS=0.68FR
则FSA=0.68FRA=698.904N
则FSB=0.68FRB =1478.42N
由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa2水平向右有:
FSA + Fa2
=698.904+691.9=1390.8N<FSB=1478.42N
因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松
FAa=Fa+FSB=-691.9+1478.42=786.52N
FAb=FSB=1478.42N
（2）计算当量动载荷
FAa/FRA=786.52/1027.76=0.77>0.68
FAb/FRB=1478.42/2174.14=0.679
查手册得:
P1= (0.41FRa+0.87FAa)
= (0.41×1027.76+0.87×786.52)=1105.65N
P2= FRB= 2174.14N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命
(3)轴承寿命计算
由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.0工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3
=106/（60×960）×(32800/2174.14)3
=29608h>24000h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
1、主动轴外伸端d=26mm,考虑到键在轴中部安装，故选键8×30GB/T1096-1990,b=8mm,
L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm,
选择45钢，许用挤压应力
[σ]p=100MPa
σp=2T/dkl=2×113406/26×4×32
=68.15Mpa<[σR](100Mpa)
则强度足够，合格
2、从动轴外伸端d=42mm,考虑到键在轴中部安装，故选键12×55GB/T1096-1990,b=12mm,
L=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm,
选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa
σp=2T/dkl=2×456429/42×4×55
=97.79Mpa<[σR](100Mpa)则强度足够，合格
3从动轴与齿轮联接处d=58mm,考虑键槽在轴中部安装，故选键16×50 GB/T1096-1990,
b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm,
k=h-t=3.5mm,
选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa
σp=2T/dkl=2×456429/58×3.5×50
=89.8Mpa<[σR](100Mpa)则强度足够，合格
九、联轴器的选择
由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装卸方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1.3 Tc=9550KP/n
=9550×1.3×3.65/76.37=593.36 N·m
选用TL8型GB/T4353-1984 弹性套注销联轴器公称尺寸转矩 Tn=710N·m, Tc<Tn,才用Y型轴孔长度L=112mm

十、减速器附件的选择
1.减速器箱体设计
机座壁厚：δ=0.025a＋1=0.025×155＋1=4.875取δ=8mm
机盖壁厚：δ1=8mm
机座凸缘厚度：b=1.5δ=12mm
机盖凸缘厚度：b1=1.5δ1=12mm
机座底凸缘厚度：b2=2.5δ=20mm
地脚螺钉直径：df=0.036a＋12=17.58mm≈18mm
地脚螺钉数目：n=4
轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =16mm
机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.5～0.6）df=10mm
轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4～0.5）df=8mm
窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.3～0.4）df=6mm
定位销直径： d=（0.7～0.8）d2=8mm
轴承旁凸台半径：R1=C2=20mm
外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm
大齿轮顶圆于内机壁距离：Δ1＞1.2δ=9.6mm
齿轮端面与内机壁距离：Δ2＞δ=8mm
机盖、机座肋厚：m1≈0.85δ1=6.8mm=7mm；m≈0.85δ=7mm
轴承端盖外径：D1=D小＋（5～5.5）d3=66＋44=110mm
  D2=D大＋（5～5.5）d3=78＋42=120mm
轴承端盖凸缘厚度：t=（1～1.2）d3=9mm
轴承旁边连接螺栓距离：s≈D2 尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准
2.其他技术说明
窥视孔盖板 A=90mm， A1=120mm
通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M20×1.5
油面指示器   选用游标尺M16
油塞螺钉   选用M16×1.5
启盖螺钉   选用M10
定位销     选用Φ8
吊环    箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构
十一、减速器的润滑和密封
1、齿轮的润滑
V齿=1.07m/s＜12m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为45mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=40mm。
2、  滚动轴承的润滑
类型为角接触球轴承，故采用浸油润滑。常温低压。选择L-FC22牌润滑油
3、 注意事项
（1） 润滑油中加抗氧化剂。
（2） 齿轮浸油深度h1=1~2个齿高。
(3)齿顶线到箱底的距离h2>30~50mm
(4)每千瓦功率的油池体积为0.35~0.7L.
4、  密封方法
（1）选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封；
（2）油尺处以及排油孔处用石棉胶纸密封；
( 3 ) 视孔盖处用石棉橡胶纸密封.
十二、参考文献
[1] 濮良贵，记名刚，机械设计。七版。北京：高等教育出版社，2001
[2] 王步瀛机械零件强度计算的理论和方法。北京：高等教育出版社，1986
[3]张之明，滑动轴承的留体力润滑理论。北京：高等教育出版社，1995
[4]减速器实用技术编委会，减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社1992
[5]汝元功，唐照明，机械设计手册。北京：高等教育出版社，1995

[]

F=2100N
V=1.6m/s
D=400mm

η总=0.87

Pd=3.86KW
电动机型号
Y 132M1-6
Ped=4KW

i总=12.56
i带=3
i齿=4.19

no=960 r/min
nI =320r/min
nII=76.37r/min
nIII=76.37r/min

Po=4 KW
PI=3.8KW
PII=3.65KW
PIII=3.54KW
T0=39.79N·m
TI=113.41N·m
TII=456.43N·m
TIII=442.67N·m

dd1=112mm
dd2=355mm
V=5.63m/s
Ld=2000mm

a=621.105mm
取a=620mm
α1=157.580

F0 =168.09N

FQ=1271.63N

αHlim1=580Mpa
αHlim2=530Mpa
σEF1 =244Mpa
σEF2=204 Mpa

N1=4.6×10 8
N2=1.098×10 8

S=1 [σH1]=591MPa

[σH2]=583MPa

i齿=4.19
u=4.764
T1=113406N·m

m=2.5
β=15°

a=165mm
Z1=25
Z2=105

β=12..753°

d1=63.7mm

d2=267.9mm
ha=2.5mm
hf=3.125mm
h=5.625mm
da1=68.7mm
da2=272.9mm
df1=57.45mm
df2=261.65mm

b1=70mm
b2=65mm

V =1.067m/s
选取7级
KA=1
KV=1.05
Kf a=1.3
Kfβ=1.32

K=1.80

σH=400.3MPa

ZV1=23.31

ZV2=110.17

σF1=61.86MPa

σF2=56.8

[σ1]=60Mpa

取C=105

取d1=26mm
取d2=42mm

d1=30mm
L1=26mm
d2=40mm
L2=L3=16mm
d3=40mm
d4=35m
L4=26mm
d5=30mm
L5=55mm
d6=26mm
L6=31mm

Ft=3560.63N

Fr==1180.53N

Fa=721.93N

RAH=555.17N

RBH=2505.49N
RAV=RBV
=590.27N

MCHL=3.7473×104N·mm

MCHR= 1.448×104N·mm
MBH=1.0864×105N·mm

MCV=3.985×104N·mm

MCL=5.4698×104 N·mm

MCR=4.239×104 N·mm
T=1.13406 ×105N.mm

ａT=6.8043×104 N·mm

MC=8.01702×104 N·mm

MB=1.281953×105 N·mm

d1=50mm
L1=39mm。

d2= 66mm L2=8mm

d3=58mm，L3=64mm

d4=48mm
L4=50mm
d5=44mm L5=54mm