机械设计专业课程设计双级圆柱齿轮减速器.doc

计 算 及 说 明
结 果
一、设计任务书
1、设计任务
设计带式输送机传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器
2、原始数据
输送带有效拉力 F=4100N
输送带工作速度 v=0.7m/s（容许误差±5%）
输送带滚筒直径 d=300mm
减速器设计寿命为(设每年工作250天，每天工作16小时)
3、工作条件
两班制工作，空载起动，载荷有轻微震动，常温下持续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V。
二、传动系统方案拟定
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通过带传动2将动力传播到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上输送带6
三、电动机选取
1、电动机容量选取
由已知条件可以计算出工作机所需有效功率
Pw== = 4.2 kw
设：
η4w———— 输送机滚筒轴（5轴）效率至输送带间传动效率； η4w =输送机滚筒轴（ηcy=0.96）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；
η01————η01=联轴器效率（ηc =0.99）；（p19，查表3-1）
η12————η12 = 闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）×一对滚动轴承效率ηb=0.99；
η23————η12 = 闭式圆柱齿轮传动效率（ηg=0.97）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；
η34————联轴器效率（ηc =0.99）×一对滚动轴承效率（ηb=0.99）；
则：
η总=η01×η12×η23×η34×η4w
=0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96
=0.8504
Pr==4.939 kw
取电动机额定功率 Pm=5.5kw
2、电动机转速选取
输送机滚筒轴工作转速
nω===54.60r/min
由于整个传动系统采用二级减速，因而总传动比不易过大，因此选取同步转速ns=750r/min电动机为宜。
3、电动机型号拟定
依照工作条件：单向运转、两班制持续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭构造，型号为Y160M2—8，其重要数据如下：
电动机额定功率Pm=5.5kw
电动机满载转速nm=720r/min
电动机轴伸直径D=42mm（p24，查表3-3）
电动机轴伸长度E=110mm
电动机中心高H=160mm
四、传动比分派
带式输送机传动系统总传动比
i===13.19
由系统方案知
i01=1；i34=1
取高速传动比i12===4.14
低速传动比i23===3.19
传动系统各传动比分别为：
i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1

五、传动系统运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）：
n0=nm=750r/min
p0=pr=4.94kw
T0=9550=9550×=62.89N·m
1轴（减速器高速轴）：
n1= ==750r/min
p1=p0η01=4.94×0.99=4.89kw
T1=T0i01η01=62.89×1×0.99=62.26N·m
2轴（减速器中间轴）：
n2= ==173.89r/min
P2=p1η12=4.89×0.9603=4.70kw
T2=T1i12η12=62.26×4.14×0.9603=247.52N·m
3轴（减速器低速轴）：
n3= ==54.60r/min
p3=p2η23=4.70×0.9603=4.51kw
T3=T2i23η23=247.52×3.19×0.9603=758.24N·m
4轴（滚筒轴）
n4= ==54.60r/min
p4=p3η34=4.51×0.9801=4.42kw
T4=T3i34η34=758.24×1×0.9801=743.15N·m
上述计算成果和传动比效率汇总如下：
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)
720
720
173.89
54.60
54.60
功率P(kW)
4.94
4.89
4.70
4.51
4.42
转矩T(N·m)
62.89
62.26
247.52
758.24
743.15
两轴连接件、传动件
联轴器
齿轮
齿轮
联轴器
传动比i
1
4.14
3.19
1
传动效率η
0．99
0.9603
0.9603
0.9801
六、减速器传动零件设计计算
1、高速级斜齿圆柱齿轮传动设计计算
（1）选取齿轮材料及热解决办法
小齿轮选用45钢，调质解决 HBS=230~250
大齿轮选用45钢，调质解决 HBS=190~210
（2）拟定许用弯曲应力：
①弯曲疲劳极限应力
由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa
大齿轮σFlim2=220MPa
②寿命系数 应力循环次数
NF1=60 jHn1t=8.64×108 NF2=60 jHn2t =2.09×108
由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93
③应力修正系数 由原则规定， Yst=2
④最小安全系数
由表13-4，按普通可靠度 SFlim=1.25
⑤许用弯曲应力 由试（13-8）

[σF2]=327.36MPa
[σF1] > [σF2]， [σF]= [σF2]=327.36MPa
（3）许用接触应力计算
由机械设计图13—13（如下所用根据均为机械设计课本中图表）得：
两齿轮接触疲劳极限应力为
小齿轮σHlim1=580MPa
大齿轮σHlim2=550MPa
应力循环次数
NH1=60×1×720×5×250×16=8.64×108
NH2=60jHn1t= 60×1×173.89×250×5×16=2.09×108
由图13—14得 ZN1=0.92 ZN2=0.96
由表13— 4 得 最小安全系数 失效概率低于1/100，SHmin=1
则需用接触应力为：
[σH1]= ==533.6MPa
[σH2]= ==528MPa
[σH1] > [σH2]， [σH] = [σH2] = 528MPa
（4）按齿面接触应力强度拟定中心距
①载荷系数 设齿轮按8级精度制造
由表13—2，取K=1.2
②齿宽系数 齿轮相对于轴承非对称布置
由表13—6 ，软齿面取 φd=0.9
由式13—15，φa=== 0.35
③弹性系数
由表13—5 ， ZE=189.8
④节点区域系数
初设螺旋角β=12° 由图13—12 ，ZH=2.46
⑤重叠度系数
取Z1=22 ，Z2=iZ1=22×4.14 = 91.08 ，取Z2=91
i=u==4.1363（误差0.1%<5%，在5%容许范畴内）
端面重叠度
由式13—19

=1.66

得： εα= 1.66 ,Yβ= 1.49
由式13—24 ， Zζ= ==0.776
⑥螺旋角系数
由式13—25 ，Zβ=0.989
⑦设计中心距
由式13—13，
a≥（u±1）×
=(4.14+1) ×
=101.19mm
mn≥=
取mn=2mm
重求中心距
a = ==115.52mm
圆整中心距，取a = 118mm
调节β
β= cos-1[]=cos-1[]=16.738°
（5）拟定齿轮参数与尺寸
齿数： z1=22， z2=91 ；
模数： mn=2mm
拟定实际齿数比：
分度圆直径：
d1===45.950mm
d2===190.052mm
拟定齿宽：
b=b2=aφa=118×0.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm
b1=b2+5=45+5=50mm
（6）验算齿轮弯曲强度
由表13—4 、式13—8 得

同理可得：[σF2]=327.36 MPa
① 当量齿数
zv1===25.05(按25查表)
zv2===103.36（按150查表）
② 齿形系数YFa和修正系数YSa
由表13—3 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59
YFa2=2.14 YSa2=1.83
③ 重叠度系数Yε由式13—19
=1.62

④ 螺旋角系数
查图13—17 ， 取Yβ= 0.88
⑤ 校核弯曲强度
σF1 =
=
=59.88MPa < [σF1]
同理，σF2 = 64.803 MPa < [σF2]
两齿轮弯曲强度足够
2、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算
(1)拟定第二级齿轮有关系数
依照第一级齿轮有关系数算出二级齿轮相应规定参数：
n2=n1/i1=720/4.136=174.08 r/min
i2=i/i1=13.088/4.136=3.188 r/min
n3=174.08/3.188=54.60 r/min
（2）选取齿轮材料及热解决办法
小齿轮选用45钢，调质解决 HBS=230~250
大齿轮选用45钢，调质解决 HBS=190~210
（3）拟定许用弯曲应力：
①弯曲疲劳极限应力
由图13-9c 小齿轮σFlim1=250MPa
大齿轮σFlim2=220MPa
②寿命系数 应力循环次数
NF1=60×1×174.08×5×250×16=2.08×108
NF2=0.65×108
由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94

③应力修正系数 Yst=2
④最小安全系数
由表13-4，按普通可靠度 SFlim=1.25
⑤许用弯曲应力 由试（13-8）

[σF2]=330.8MPa

（4）许用接触应力计算
由机械设计图13—13（如下所用根据均为机械设计课本中图表）得：
两齿轮接触疲劳极限应力为:
小齿轮σHlim1=580MP 大齿轮σHlim2=550MPa
应力循环次数
NH1=60×174.08×250×5×16=2.08×108
NH2=60×1×54.60×5×250×16=0.65×108
由图13—14得 ZN1=0.94 ZN2=0.96
由表13— 4 得 最小安全系数 SHmin=1
则需用接触应力为：
[σH1]= ==545.2MPa
[σH2]= ==528MPa
[σH1] < [σH2]·[σH] = [σH2] = 528MPa
（5）按齿面接触应力强度拟定中心距
①载荷系数
由表13—2，取K=1.2
②齿宽系数
由表13—6 ，软齿面取 φd=0.9
由式13—15，φa=== 0.43
③弹性系数
由表13—5 ， ZE=189.8
④节点区域系数
初设螺旋角β=12° 由图13—12 ，ZH=2.46
⑤重叠度系数
取Z1=28 ，Z2=iZ1=28×3.188 = 89.26 ，取Z2=89
i=u==3.178（误差不大于5%）
端面重叠度,由式（13-19）
=1.69

由式13—24:
εα= 1.69 εβ= 1.49
⑥螺旋角系数
由式13—25 ，Zβ==0.989
⑦设计中心距
由式13—13，
a≥（u±1）
=(3.188+1)
=141.16mm

mn≥=2.35 取mn=2.5mm
重求中心距
a = ==149.5mm
圆整中心距，取a = 150mm
调节β
β= cos-1[]=cos-1[=12.838°
（6）拟定齿轮参数与尺寸
齿数： z1=28， z2=89；
模数： mn=2.5mm
实际齿数比：
拟定分度圆直径：
d1===71.794mm
d2==228.205mm
拟定齿宽：
b=b2=aφa=150×0.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm
b1=b2+5=65+5=70mm
（7）验算齿轮弯曲强度
由表13—4 、式13—8 得
[σF1]=372MPa
[σF2]=330.8 MPa
⑥ 当量齿数
zv1===30.20 （按30查表）
zv2===96.02 （按100查表）
⑦ 齿形系数YFa和修正系数YSa
由表13—3 ，YFa1=2.53 YSa1=1.636
YFa2=2.18 YSa2=1.79
⑧ 重叠度系数Yε
由式13—19，Yε=0.607

=1.686

⑨ 螺旋角系数
查图13—17 ， 取Yβ= 0.89
⑩ 校核弯曲强度
σF1 =
=
=62.999MPa < [σF1]
同理计算得：σF2 < [σF2]
两齿轮弯曲强度足够
以上计算成果汇总如下：

高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
4.136
3.178
模

2mm
2.5mm
螺旋角
13.059°
12.838°
中心距
118mm
150mm
齿数
22
91
28
89
齿宽
45
50
65
70
分度圆
45.95mm
190.052mm
71.794mm
228.205mm
精度
8级
七、减速器轴及轴承装置设计
1、轴设计
考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之间距离S=10；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取c=5；处取轴承宽度在n=15~30mm
三根轴支撑跨距分别为：
L1=2（c+k）+bh1+s+bl1+n1
=2×（5+10）+50+10+65+20=175
L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2
=2×（5+10）+50+10+65+22=177
L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3
=2×（5+10）+50+10+65+22=177
（1）高速轴（1轴）设计
高速轴功率、转速与转矩
转速(r/min)
功率(kw)
转矩T
N·m)
720
3.7253
49.4119
①选取轴材料及热解决
轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴构造，轴材料及热解决和齿轮材料及热解决一致，选用45号钢调质
②轴强度规定
lAB=l1=180mm
lAC=+c+k+=50mm
lBC= lAB- lAC=130Nmm
Ft1= ==2150.7N
Fr1= Ft1=2127.69×=803.6N
Fa1= Ft1tanβ=2127.69×tan13.059=498.86N
求水平面内支撑反力，求水平面内弯矩如下:

=803.6×50+498.86×45.95÷2＋FBH×180=0

MCH右=FAH×50+Fa×d÷2= 37296.3 N·mm

求垂直面内支撑反力，求垂直面内弯矩如下：

0=2150.7×50＋FBV×180
解得：
MCV=1553.3×50=77665 N·mm
计算合成弯矩：

转矩：T=49411.9N·mm
合成弯矩和转矩求MCeq:
MCeq=
各方向力 弯矩 转矩 合成弯矩图如下：

以上计算成果汇总如下：
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力
FAH=516.7N
FBH=286.9N
FAV=1553.3N
FBV=597.4N
弯 矩
MC右=37296.3N·mm
MCV=77665N·mm
总弯矩
MC右=86156N·mm
转 矩
T=49411.9N·mm
总弯矩
MCeq=91114.3N·mm
③轴初步计算
计算危险截面直径，由于此轴是转轴，故[σ]=[σ1]
查表[σ1]=60MPa，
d≥=24.8mm
④轴构造设计
依照轴上零件布置、安装和定位需要，初定各轴段直径及长度，其中轴径、轴头构造尺寸应与轴上有关零件构造尺寸联系起来统筹考虑，联轴器选用TL6，各轴短直径长度如下图：

（2）中间轴（2轴）设计
选取轴材料及热解决：
选用45钢，调质

轴受力分析如下图所示:

详细计算成果如下表：
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力
FAH=399.6N
FBH=1639.6N
FAV=3382.4N
FBV=4241.3N
弯 矩
MC右=27019.3N·mm MD右=100079N·mm
MCv=172502.4N·mm
MDV=258721.4N·mm
总支反力
RA=3405.922N RB=4547.19N
总弯矩
MCMAX=174605.6N·mm
MDMAX=277403.3N·mm
转 矩
T=196468N·mm
MCeq
MCceq=210672.7 MDceq=301410.8
③轴初步计算
d≥=36.9mm
考虑到危险截面上有键槽因此轴径增大4%，d≥38.4mm
因此在安装大齿轮轴段处轴最小直径为38.4mm
④轴构造设计
依照轴上零件布置、安装和定位需要，初定各轴段直径及长度，其中轴径、轴头构造尺寸应与轴上有关零件构造尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示

（3）低速轴（3）轴设计
①选取轴材料及热解决：
选用45号钢 调质解决
②轴受力分析：
求水平方向力 :
0=2043×121－1247.3×228.205÷2－FBH×182
解得：
MC左=FAH×121=177470.7 N·mm
MC右=FAH×121-Fa×d/2=35150.6

求竖直方向力和转矩：
解得：
MCV=FAV×121=221962.4
求组合弯矩：
求转矩： T=600927.1 N·mm
求MCeq :

N·mm
详细弯矩 力矩图如下：

③详细计算成果如下表：
载 荷
水平面H
垂直面V
支反力
FAH=1466.7N
FBH=576.3N
FAV=1834.4N
FBV=3638.6N
弯 矩
MC左=284188.6 N·mm
总支反力
RA=2348.66N RB=3683.956N
转 矩
T=600927.1N·mm
总弯矩
MCeq=459090.38N·mm
③轴初步计算
d≥=43.7mm
考虑到此段轴上有键槽，因此直径增大4%，截面直径dC≥42.4mm
即：在安装此齿轮轴段处轴最小直径不不大于42.4mm
④轴构造设计
依照轴上零件布置、安装和定位需要，初定各轴段直径及长度，其中轴径、轴头构造尺寸应与轴上有关零件构造尺寸联系起来统筹考
虑，联结此轴联轴器选用型号为TL7。各轴短直径长度如下图所示:

八、滚动轴承选取
低速轴（3轴）上滚动轴承选取:
按承载较大滚动轴承选取其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取为Lh=30000h
由前面计算成果知：轴承所收径向力Fr=2043N，轴承工作转速n=54.5955r/min。
初选角接触球轴承；7310c手册，基本额定动载荷B=27 基本额定动载荷：Cr=53500N，基本额定静载荷：C0r=47200N,由工作条件有轻微震动因此fp=1.2 温度系数为ft=1,依照上面计算所得成果有RA=2348.66N RB=3683.956N Fa=1247.3N

滚动轴承选取及其校核计算：
有工作条件知：载荷平稳，选用fP=1.2,常温工作，选用ft=1，ε=3
1、 计算出作用在蜗轮轴上外力及支反力。
由低速轴校核中可得出
蜗轮轴承
Fa = 1247.3N n=54.5955r/min
2、 计算轴承当量动载荷
a 对的标出内部S1、S2方向

b 计算两轴承轴向载荷A1、A2
R、A分别为轴承径向载荷及轴向载荷，所选轴承为角接触球轴承7310C，轴向外载荷为Fa=Fx=1247.3N，X、Y分别为径向动载荷系数及轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由由表查出X和Y数值；当时，轴向动载荷影响可以忽视不记，依照所选轴承代号查得为47.2kN 和Cr为53.5kN。
初选e=0.43 ，相应

S1=e·R1=0.43×2348.66=1009.9N
S2=e·R2=0.43×3683.96=1584.1N
c
因Fx+S2>S1
则： A2=S2=1584.1N A1=Fx+S2=2831.4N
与拭去误差较小
与拭去误差较大
反取e1、e2
由表可知：运用线性插值法，可运用（0.058,0.087），（0.43,0.46）算出e1，即,得：e1=0.43
S1=e1·R1=1009.9N
运用线性插值法，可运用（0.029，0.058），（0.40,0.43）算出e2，即，得：e2=0.41
S2=e2·R2=1510.4N
得：Fx+S2>S1
则： A2=S2=1510.4N A1=Fx+S2=2757.7N
再验证

这与假定e1、e2时相应，
已经很接近，既可作为试算成果。
c 计算轴承当量动载荷
1)轴承1
=0.43，,则可知X1=,0.44，Y1=1.30。
即：P1= fP·(X1R1+Y1A1)=1.2×（0.44×2348.66+1.30×2757.7）=5542.1N
2）轴承2
，可知X2=1，Y2=0，
即：P2=fP·R2=1.2×3683.96=4420.8N
可得：P1>P2
即可按P=P1=5542.1N计算
d 计算轴承寿命
应用公式
=45.77年>5/年
即可安全使用。
7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm
依照相似办法选定高速轴和中间轴上轴承型号分别为：
7307c轴承：D=80mm，d=35mm， B=21mm
7306c轴承：D=72mm，d=30mm， B=19mm
九、键连接和联轴器选取
（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器选取
由前面计算成果知：高速轴工作转矩T=49.4119N·m，工作转速n=720r/min。
查表18—1，工作状况系数，取K=1.4。
计算转矩Tc=KT=1.4×49.4119=69.177N·m
查表附表F-2查得：
高速输入轴（与电动机相连一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB 4323—84，d=32mm，l=82mm
许用转矩[T]=250N·m，许用转速[n]=3800r/min。
因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足规定。
低速轴联轴器选用TL7GB 4323—84
许用转矩[T]=500N·m，许用转速[n]=3600r/min
因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足规定。
选A型普通平键，d=32mm
查表15—16，初选 10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=70mm
σp===12.868Mpa< [σp]
强度足够。
（2）中间轴（2轴）上键连接选取
小齿轮选A型普通平键，d=42mm
查表15—16，初选12×8 GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=33mm
σp===70.875Mpa< [σp]
强度足够。
大齿轮选A型普通平键，d=42mm
查表15—16，初选12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=60mm
σp===49.117< [σp]
强度足够。
（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器选取
由前面计算成果知：低速轴工作转矩T=600.9271N·m，工作转n=54.5955r/min。
查表18—1，工作状况系数，取K=1.4。
计算转矩Tc=KT=1.4*600.927=841.298N·m
查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器GB 5843—86，d=40mm，l=84mm。
许用转矩[T]=1250N·m，许用转速[n]=4000r/min。
因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足规定。
选A型普通平键，d=40mm
查表15—16，初选10×8 GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=84mm
σp===0.1Mpa< [σp]
强度足够。

Pw=4.2 kw

η总=0.8504

Pr=4.939 kw

Pm=5.5 kw

ns=750r/min

Y160M2—8

i=13.19

i12=4.14

i23=3.19

n0=750r/min

p0=3.76kw

T0=49.91N·M

n1=750r/min

p1=3.73kw

T1=49.41N·m

n2=173.89r/min

P2=3.58kw

T2=196.47N·m

n3=54.60r/min

p3=3.44kw

T3=600.93N·m

n4=54.60r/min

p4=3.27kw

T4=571.12N·m

HBS=230~250

HBS=190~210

NF1=
8.64×108
NF2=
2.09×108
YN1=0.9 YN2=0.93

Yst=2

SFlim=1.25

[σF1]
=360MPa
[σF2]
=327.36MPa

NH1
=8×108
NH2
=2.09×108
ZN1=0.92 ZN2=0.96
SHmin=1

[σH1]
=533.6MPa

[σH2]
= 528MPa

[σH]
=528MPa
K=1.2
φd=0.9

φa= 0.35

ZE=189.8

ZH=2.46

Z1=22
Z2=91

Zε=0.776

Zβ=0.989

mn=2mm

a =118mm

β=16.738°

d1=45.950mm

d2=190.052mm

b=45mm
b1=50mm

[σF1]
=360 MPa
[σF2]
=327.36 MPa

YFa1=2.62
YSa1=1.59
YFa2=2.14
YSa2=1.83

Yε=0.713

Yβ= 0.88

σF1=
59.88MPa
< [σF1]

HBS=230~250

HBS=190~210

NF1=
2.08×108
NF2=
0.65×108
YN1=0.93 YN2=0.94
Yst=2

SFlim=1.25
[σF1]
=372MPa
[σF2]
=330.8MPa

σHlim1
=580MPa
σHlim2
=550MPa

NH1=2.08×108

NH2=0.65×108
ZN1=0.94 ZN2=0.96
SHmin=1

[σH1]
=535.2MPa

[σH2]
= 528 MPa
[σH]
=528 MPa

K=1.2

φd=0.9

φa= 0.43

ZE=189.8

ZH=2.46

Z1=28
Z2=89

εα =1.69
εβ=1.49

Zε=0.769

Zβ=0.989

a =150mm

β=12.838°

mn=2.5mm

u=3.178

d1=72.794mm

d2=228.205mm

b=b2=65mm
b1=70mm

YFa1=2.52
YSa1=1.625
YFa2=2.18
YSa2=1.79

Yε=0.695

σF1
=62.999MPa
< [σF1]

σF2 < [σF2]

Mceq=
91114.3N·mm

d≥24.8mm

45钢调质

d≥38.4mm

MCe=
459090.38N·mm

d≥43.7mm

Lh=30000h
Fr=2043N
n=54.595r/min
B=27
Cr=53500N
C0r=47200N。
fp=1.2
ft=1
RA=2348.66N RB=3683.956N
Fa=1247.3N

初选e=0.43

S1=1009.9N
S2=1584.1N

A2=1584.1N
A1=2831.4N

e1=0.43
S1=1009.9N

e2=0.41
S2=1510.4N

高速轴选用TL5型联轴器

低速轴选用TL7型联轴器

十、减速器箱体设计
名 称
符号
计算公式
结 果
机座壁厚
δ
δ=0.025a+1≥8
8mm
机盖壁厚
δ1
δ1=0.02a+1≥8
8mm
机座凸缘壁厚
b
b=1.5δ
12 mm
机盖凸缘壁厚
b1
b1=1.5δ1
12 mm
机座底凸缘壁厚
p
p=2.5δ
20mm
箱座上肋厚
m
m≥0.85δ
8mm
地脚螺钉直径
dφ
dφ =0.036a+10=11.472
12mm
地脚螺钉数目
n
双级6
6
地
角
螺
栓

螺栓直径
dφ
M12
M12
螺栓通孔直径
dφ’
15
15
螺栓沉头座直径
d0
40
40
地角凸缘尺寸
L1
24
24
L2
22
22
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75 dφ
10
轴 承
旁
螺
栓
螺栓直径
d1
M10
M10
螺栓通孔直径
d1’
11
11
沉头座直径
D0
2