福建农林大学机械设计课程设计说明书(二级圆柱圆锥齿轮减速器).pdf

福建农林大学 机械设计课程设计说明书(二级圆柱圆锥齿轮减速器)Last revision on 21 December 2020 目 录 1 传动简图的拟定1 2 电动机的选择2 3 传动比的分配2 4 传动参数的计算3 5 圆锥齿轮传动的设计计算3 6 圆柱齿轮传动的设计计算6 7 轴的设计计算11 8 键连接的选择和计算20 9 滚动轴承的设计和计算21 10 联轴器的选择22 11 箱体的设计22 设计总结25 参考文献261 传动简图的拟定 技术参数：碾轮上的阻力矩为 2800N，碾轮轴的转速 n=40 rmin，允许有5%的偏差。工作条件：混沙机由交流电动机带动，单班制工作，工作时经常满载、有轻微振动，工作年限为五年。(设计时)。1.3 拟定传动方案 传动装置由电动机，减速器，工作机等组成。减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器。外传动为齿轮传动。方案简图如图。2 电动机的选择 电动机的类型：三相交流异步电动机（Y 系列）功率的确定 工作机所需功率wP(kw):wP=Tnw/9550=2800*40/9550=电动机至工作机的总效率：=1152345 =（1为联轴器的效率，2为轴承的效率，3为圆锥齿轮传动的效率，4为圆柱齿轮的传动效率，5为开式圆锥齿轮传动的效率）所需电动机的功率dP(kw):dP=wP/=确定电动机的型号 因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中mP=4kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号：Y180M4 电动机额定功率mP=,满载转速=1470r/min wP=dP=n=1500r/min 电动机型号：Y112M4 总i=1i=2i=3i=1n=1470r/min 2n=min 3n=min 4n=40r/min 1P=2P=3P=4P=1T=Nm 2T=m 3T=m 4T=m 1z=35 2z=107 滴油润滑 m=3 mm 1d=mm 2d=321 mm 1z=24 电动机型号 额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 Y180M-4 1470 选取 B35 安装方式 3 传动比的分配 总传动比：总i=mn/n出=1470/40=设高速轮的传动比为1i,低速轮的传动比为2i,开式圆锥齿轮传动比为3i，减速器的传动比为减i,开式圆锥齿轮传动的传动比推荐 3-4，选3i=，减i=总i/3i=12,选1i=，2i=则 i=1i2i3i=i=（i-总i）/总i=0 符合要求。4 传动参数的计算 各轴的转速 n(r/min)高速轴的转速：1n=mn=1470 r/min 中间轴的转速：2n=1n/1i=1470/=r/min 低速轴的转速：3n=2n/2i=490/=min 碾轮轴的转速：4n=3n/3i=140/=40 r/min 各轴的输入功率 P（kw）1152345 高速轴的输入功率：P1=pm*1=*=中间轴的输入功率：P2=p1*2*3=*=低速轴的输入功率：P3=p2*2*4=*=碾轮轴的输入功率：P4=p3*5*2=*=各轴的输入转矩 T(Nm)高速轴的输入转矩：111/9550nPT m 中间轴的输入转矩：222/9550nPT m 低速轴的输入转矩：333/9550nPT m 1z=91 m=1z=30 2z=113 a=。1d=90mm 2d=339,mm 2B=95mm 1B=100mm 12d=30mm 23d=35 mm 轴全长 343mm 45l=105mm 轴总长：296mm 12d=60 mm 34d=70mm 67d=86mm 56l=12mm 轴总长：477mm 碾轮轴的输入转矩：444/9550nPT m 5 圆锥齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用闭式直齿圆锥齿轮传动，按齿形制199012369/TGB齿形角20，顶隙系数*0.2c，齿顶高系数*1ah，螺旋角0m，轴夹角90，不变位，齿高用顶隙收缩齿。根据课本表 10-1，材料选择，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。根据课本表 10-8，选择 7 级精度。传动比 u=2z/1z=3 节锥角，57.7143.18902 不产生根切的最小齿数：21*minsin/cos2haZ=选1z=35，2z=u1z=35*3=105 选取2z=107 按齿面接触疲劳强度设计 公式：1td 32125.01uKTZRRHE 试选载荷系数tK=2 计算小齿轮传递的扭矩1T=1051P/1n=104Nmm 选取齿宽系数R=由课本表 10-6 查得材料弹性影响系数2/1188MPaZE 由图 10-21d 按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳极限lim2550HMPa。计算应力循环次数 8121076.2/uNN 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 试算小齿轮的分度圆直径 代入H中的较小值得 1td 32125.01uKTZRRHE=mm 计算圆周速度 v 364.75)3.05.01(663.885.0111Rtmddmm =（1470）/（601000）s 计算载荷系数 齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表 10-2 得AK=。由图 10-8 查得动载系数VK=。由表 10-3 查得齿间载荷分配系数HK=FK=。依据大齿轮两端支承，小齿轮悬臂布置，查表 10-19 得轴承系数vK=由公式HK=FK=beHK=接触强度载荷系数K=AKVKHKHK=1=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 311/ttKKdd=33.1/13.2=mm m=1d/1z=35=取标准值 m=3 mm。计算齿轮的相关参数 1d=m1z=335=105 mm 2d=m2z=3107=321 mm 43.18/1arctan1u=47 618 2=90-1=711353 校核齿根弯曲疲劳强度 确定弯曲强度载荷系数 K=AKVKFKFK=计算当量齿数 1vz=1z/cos1=35/cos1.18=2vz=2z/cos2=107/=查表 10-5 得 1FaY=,1SaY=,2FaY=,2SaY=计算弯曲疲劳许用应力 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 1FNK=2FNK=取安全系数FS=由图 10-20c 查得齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FN=500Mpa 2FN=380Mpa 按脉动循环变应力确定许用弯曲应力 校核弯曲强度 根据弯曲强度条件公式 满足弯曲强度要求，所选参数合适。6 圆柱齿轮传动的设计计算 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。根据课本表 10-1，选择小齿轮材料 40Cr 钢，调质处理，硬度 280HBS；大齿轮材料 45 钢，调质处理，硬度 240HBS。根据课本表 10-8，混沙机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。试选小齿轮齿数1z=26,则2z=u1z=2i1z=24*91 初选螺旋角=14。按齿面接触疲劳强度设计 公式：1td3d1t212uTKZZHEH）（试选载荷系数tK=计算小齿轮传递的转矩 T=105 2P/2n=105Nmm 由表 10-7 选取齿宽系数d=1 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=18821MPa，由图 10-30查的区域系数HZ=。由图 10-26 查的885.0780.021 则72.121 需用接触应力 25.54025.522558221HHHMpa 由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600Mpa。计算应力循环次数 hjLnN2160=601（82505）=108 2N=1N/u=108/=108 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数93.01HNK，95.02HNK。计算接触疲劳许用应力 取安全系数 S=1 取失效概率1%SKHHNH1lim11=600=576MPa SKHHNH2lim22=600=588MPa 试算试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得 1td3d1t212uTKZZHEH）（=计算圆周速度 10006021ndvt=100060459.37508.7914.3m/s=s 计算齿宽 b tddb1=1=计算齿宽与齿高之比hb 模数11coszdmtt=*cos14。/24=齿高tmhn25.2=hb=计算纵向重合度06.2tan*26*1*318.0tanz318.01d 计算载荷系数 根据 v=s，由图 10-8 查得动载荷系数VK=；直齿轮，由标 10-3 查的HK=FK=由表 10-2 查得使用系数AK=由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，HK=。由hb=，HK=查图 10-13 得FK=;故载荷系数 K=AKVKHKFK=1=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 311ttKKdd=33.1379.2082.79=计算模数 m：11ncoszdm=cos14。/24=按齿根弯曲强度设计 公式为 32121ncos2FSaFadYYzYKTm 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4501，大齿轮 弯曲疲劳强度MPaFE4502 据纵向重合度06.2，从图 10-28 查的螺旋角影响系数88.0Y 计算当量齿数和齿形系数 当量齿数 计算弯曲疲劳许用应力 由图 10-20c 查的小齿轮弯曲疲劳强度pa5501MFE 小齿轮弯曲疲劳强度pa6002MFE 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数1FNK=,2FNK=取弯曲疲劳安全系数 S=，则 SKFEFNF111=500/=325 Mpa SKFEFNF222=380/=Mpa 计算载荷系数K K=AKVKFKFK=1=查取齿形系数 由表 10-5 查得1aFY=，2FaY=查取应力校正系数 由表 10-5 查得1SaY=，1SaY=计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=222FSaFaYY=大齿轮的数值大。设计计算 374.20145.02410.6861098.23.12m325mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 mn=，已可满足弯曲强度，但为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d=111mm，来计算应有的齿数。于是由 1z=n1cosmd=597.29314cos791.8830 大齿轮齿数:2z=30=，即取2z=113 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯 曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算 计算中心距 a=mm5.21414cos23133382cosmzzn21 圆整 a=265mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数HZK、等不必修正 计算分度圆直径和齿轮宽度 1d=1zmn/cos=303/。=90mm 2d=2zmn/cos=1133/。=339mm b=d1d=190mm=90mm 取2B=95mm,1B=100mm 7 轴的设计计算 输入轴设计 求输入轴上的功率1p、转速1n和转矩1T 1p=1n=1470r/min 1T=Nm 求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为 86.7mm)3.05.01(1025.0111Rmddmm 1costantrFF9.86916.38cos20tan2491 N 1sintantaFF16.38sin20tan2491 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），根据课本表 15-3，取1150A，得 因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，取12d=35 mm 左右。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径12d，为了使所选的轴直径12d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩1TKTAca，查课本表14-1，由于转矩变化较大，故取3.1AK，则mNmmNTKTAca140.5691405690813013.1，因输入轴与电动机相连，转速高，转矩小，选择弹性套柱销联轴器。电动机型号为Y200L 4,由指导书表 12-4 查得，电动机的轴伸直径D=48 mm。查指导书表 8-5，选 LT8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250mN，半联轴器长度mmL1121，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm。拟定轴上零件的装配方案 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径23d=35 mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=40 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1-2 轴段的长度应比 L 略短一些，现取mml8212。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据23d=35 mm，由指导书表 6-7，初步选取 03 系列，30308 轴承 其尺寸为235.2529040BTDd，故mmdd405634，而为了利于固定mml2334。由指导书表 15-1查得mmd5045。取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径mmd3567；齿轮的左端与套筒之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为50mm，应使套筒端面可靠地压紧轴承，67l由套筒长度，挡油环长度以及略小于轮毂宽度的部分组成，故mml7567。为使套筒端面可靠地压紧轴承，5-6 段应略短于轴承宽度，故取mml3256。轴承端盖的总宽度为30mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离mml30，故取mml5023 mml9045 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接 轴与半联轴器之间的平键，按12d=30mm,查得平键截面 mmhb810,长 70mm 轴与锥齿轮之间的平键按mmd5567，由课本表 6-1 查得平键截面mmhb1016，长为 42mm，键槽均用键槽铣刀加工。为保证齿轮、半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为6/7 kH，齿轮轮毂与轴的配合为6m/7H；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，全部倒角为452。根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险截面。计算轴危险截面处的HM、VM及M的值列于下表：联轴器附加径向载荷Fc计算 Fc作用下的受力分析如图f 由受力平衡的 NFNrcrc1.7972.2237F21 作弯矩图cM，如图 g 所示 cMMM总,如图 h 综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处 M=206778N/mm,T=108000N/mm 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0，轴的计算应力。前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由课本表 15-1 查得许用弯曲应力MPa601，因此1ca，故安全。中间轴设计 求输入轴上的功率2p、转速2n和转矩2T 2p=2n=min 2T=m 求作用在齿轮上的力 已知小圆柱直齿轮的分度圆半径1d=90 mm 1212dTFt=N9.7490903708002 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 3T=108000Nmm 已知大圆锥齿轮的平均分度圆半径 15.288)33.05.01(3395.0122Rtmddmm 122costantrFF3.31617.69cos20tan8.2443 N 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），根据课本表 15-3，取1140A，得 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，故mmd40min 拟定轴上零件的装配方案如图 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据12d=mmd4056，由指导书表 6-7 中初步选取 03 系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为25.259040TDd，所以12d=56d=40mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒外直径 55mm，内直径 50mm。取安装圆锥齿轮的轴段mmd5023，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长mmL60，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取mml5823，齿轮的右端采用轴肩定位，轴环处的直径为mmd6034。已知圆柱直齿轮齿宽1B=106mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取45l=105mm。箱体以小圆锥齿轮中心线为对称轴，由圆锥齿轮的啮合几何关系，推 算出，箱体对称则：取轴肩mml1434 mml6456,mml5512 轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按23d由课本表 6-1 查得平键截面mmhb914，键槽用键槽铣刀加工，长为 51mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按45d由课本表 6-1 查得平键截面mmhb1016，键槽用键槽铣刀加工，长为 97mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为452。根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图，确定轴的危险危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的HM、VM及M的值列于下表 综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处 M=531046Nmm,T=370800Nm 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取6.0，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由课本表15-1 查得许用弯曲应力MPa601，因此1ca，故安全。输出轴的设计 求输入轴上的功率1p、转速1n和转矩1T 3P=3n=min 3T=m 求作用在齿轮上的力 已知大圆柱直齿轮的分度圆半径 2d=339mm 232dTFt=N761933913600002 costantrFF=N3.277320tan7619 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），根据课载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 2T=370800Nmm 本表 15-3，取1120A，得 中间轴的最小值显然是安装滚动轴承的直径。因轴上有两个键槽，故直径增大10%15%，故mmd60min 拟定轴上零件的装配方案如图。由图可得12d为整个轴直径最小处选12d=60 mm。为了满足齿轮的轴向定位，取mmd6523。根据链轮宽度及链轮距 箱体的距离综合考虑取mml10412，mml5523。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据12d=mmd7078，由指导书表 6-7 中初步选取 03 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为3815070TDd，所以34d=78d=70mm。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由表 6-7 查得 30214 型轴承的定位轴肩高度，因此取mmd8245。去安装支持圆柱齿轮处直径mmd8656。已知圆柱直齿轮齿宽2B=96mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取67l=93mm。由于输出轴在箱体内部长为 235mm，轴承 30214 宽为 38mm，可以得 出mml3634，mml9445，mml8378。至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。轴上的周向定位圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按67d由课本表 6-1查得平键截面mmhb1425，键槽用键槽铣刀加工，长为 88mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；链轮的周向定位采用平键连接，按12d由课本表 6-1 查得平键截面mmhb1118，键槽用键槽铣刀加工，长为 92mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67mH；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15-2，取轴端倒角为452。求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图，支承从轴的结构图，以及弯矩和扭矩图中可以看出圆柱齿轮位置的中点截面是轴的危险截面。计算出的圆柱齿轮位置的中点截面处的HM、VM及M的值列于下表 联轴器附加径向载荷Fc计算 Fc作用下的受力分析如图（5）由受力平衡的 NFNrcrc6.46726.13738F21 作弯矩图cM，如上图所示 cMMM总,如上图所示 综上可知：危险截面在靠近联轴器的轴承支点处 M=m,T=1360N/m 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0，轴的计算应力 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由课本表 15-1 查得许用弯曲应 力MPa601，因此1ca，故安全。8 键连接的选择和计算 输入轴与联轴器的链接 轴径mmd3012，选取的平键界面为mmhb810，长 L=70mm。由指导书表 4-1 得，键在轴的深度 t=，轮毂深度1t。圆角半径 r=。查课本表6-2 得，键的许用应力 110MPap。有 k=，l=L-b。p3ppa24.30460301088632kd10T2Ml 满足强度要求。载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F 弯矩 M 总弯矩 扭矩 T 3T=1360000N mm 输入轴与小圆锥齿轮的链接 轴径mmd3567，选取的平键界面为mmhb810，长 L=42mm。由指导书表 4-1 得，键在轴的深度 t=，轮毂深度1t。圆角半径 r=。查课本表6-2 得，键的许用应力 110MPap。有 k=，l=L-b。p3ppa29.48432351080002kd10T2Ml 满足强度要求。中间轴与大圆锥齿轮的链接 轴径mmd5023，选取的平键界面为mmhb914，长 L=51mm。由指导书 4-1 得，键在轴的深度 t=，轮毂深度1t。圆角半径 r=。查课本表 6-2得，键的许用应力 110MPap。有 k=，l=L-b。p3ppa42.715.437502972802kd10T2Ml 满足强度要求。中间轴与小圆柱齿轮的链接 轴径mmd5545，选取的平键界面为mmhb1016，长 L=97mm。由指导书表 4-1 得，键在轴的深度 t=，轮毂深度1t。圆角半径 r=。查课本表 6-2 得，键的许用应力 110MPap。有 k=，l=L-b。p3ppa02.35577553708002kd10T2Ml 满足强度要求。输出轴与大圆柱齿轮的链接 轴径mmd8267，选取的平键界面为mmhb4125，长 L=88mm。由指导书表 4-1 得，键在轴的深度 t=，轮毂深度1t。圆角半径 r=。查课本表 6-2 得，键的许用应力 110MPap。有 k=，l=L-b。p3ppa21.757638213600002kd10T2Ml 满足强度要求。输出轴与滚子链轮的链接 轴径mmd6012，选取的平键界面为mmhb1118，长 L=92mm。由指导书表 4-1 得，键在轴的深度 t=，轮毂深度1t。圆角半径 r=。查课本表6-2 得，键的许用应力 110MPap。有 k=，l=L-b。p3ppa1.1025.5746013600002kd10T2Ml 满足强度要求。9 滚动轴承的设计和计算 输入轴上的轴承计算 (30308 圆锥轴承)由已知可得:1n=1470r/min，NFr16621,NFr42952,NFa003N108C0rK N90.8CrK e=，Y=求两轴承的轴向力NNYF8.488)7.12/(1662)2/(Fr11d NNYF1263)7.12/(2954)2/(Fr22d,NFFFada1518.621 NFFda126322 求轴承当量动载荷1P和2P 91.016621518.6FFr1a1e 29.042951263FFr2a214600h 故可以选用。中间轴上的轴承计算 (30308 圆锥轴承)由已知可得：2n=432r/min，NFFFNHNVr469822111 NFFFNHNVr529522222，NFa1.831 N108C0K，N8.90CK，e=，Y=求两轴承的轴向力 求轴承当量动载荷1P和2P 29.0FFr1a1 e 由指导书表6-7查的N3.4394FP1r1，验算轴的寿命 故可以选用。输出轴上的轴承计算 (30314 圆锥轴承)由已知可得：3n=140r/min，NFFFNHNVr339022111,N272C0K，N218CK，e=，Y=求两轴承的径向力和轴向力 求轴承当量动载荷P 72.12820.754891FFr1a1 e e4.133904891FFr2a2 由指导书表6-7查的 验算轴的寿命 故可以选用。10 联轴器的选择 在轴的计算中已选定联轴器型号，选 LT6 型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为m250N，许用转速为 3600 r/min。11 箱体的设计 箱体的基本结构设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体的材料及制造方法 选用 HT200，砂型铸造 设计总结 虽然这次课程设计只有短短的三周，但是使我体会到了很多。明白了一张比较完美的装配图是要付出多少努力，加强了我的动手、思考和解决问题的能力，使我对机械设计有了更深刻的认识。同时由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如某些尺寸没有考虑圆整，齿轮的计算不够精确等。通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。另外认识到机械设计是一个系统性很强的工作，是需要明晰的条理与充分的耐心才可以圆满完成的。同时要感谢林伟青老师多次亲自进入我们寝室，给我们指出了多处制图上不妥的地方。也要感谢学校为我们提供了良好的教学环境，为我们设计提供了硬件支持和提供了各种参考资料。参考文献 1 濮良贵、纪名刚主编机械设计北京：高等教育出版社，2006 2 李育锡主编，机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，20086.3 孙恒、陈作模主编机械原理第七版北京：高等教育出版社，2006 4 裘文言、张祖继、瞿元赏主编机械制图高等教育出版社，2003 5 刘鸿文主编材料力学第四版.高等教育出版社，2004 6 吴宗泽、罗国圣主编机械设计课程设计手册北京：高等教育出版社，2004-