机械设计综合实践报告圆柱级齿轮减速器

机械设计综合实践报告

—二级圆柱齿轮减速器

姓名：赵君

学号：02008525

指导老师：陈敏华

东南大学机械工程学院

2011年1月18 日

摘要

摘要内容：根据具体任务，完成了输送系统的减速器设计。设计内容包括传动系统总体方案的确定，传动系统的设计，重要零件的设计计算，以及箱体的结构设计和一些辅助零件的设计，使自己对机械设计课程内容有了更深刻的认识。初步掌握了机械设计的一般过程，训练了绘图能力以及应用AutoCAD的能力

关键词：机械设计，减速器，传动系统

Abstract

The abstract contents:

Completed to transport the design of the deceleration machine of the system according to the concrete mission, design a contents to include to spread to move a total project of system to really settle, spread the structure design of the design calculation and box body of main spare parts of move the system with some designs that lend support to zero partses. Pass this design makes the oneself design the process contents to have depper understanding to the machine, the first step controlled the general process of the machine design, traning the painting ability and applying an AutoCAD ability.

Keyword:

Design, machine, principle, machine,

Spare parts, decelerate a machine and spread to move system.

目录

摘要 (2)

第一章绪论

1.1 引言 (4)

1.2 目的 (4)

第二章设计项目

2.1 设计任务 (5)

2.2 传动方案的设计 (6)

2.3 电动机的选择 (6)

2.4 传动比的计算与分配 (6)

2.5 传动参数的计算 (7)

2.6 各级传动零件的设计计算 (7)

2.7 轴的尺寸设计——按许用应力计算 (16)

2.8 联轴器的选择 (18)

2.9 键的选择——按轴颈选择 (18)

2.10 滚动轴承的选择 (19)

2.11 箱体及减速器附件说明 (20)

2.12 滚动轴承的外部密封装置 (21)

第三章装配图设计 (21)

第四章零件图设计 (22)

第五章小结 (23)

第六章参考文献 (24)

附页: 轴的强度校核受力分析图 (25)

第一章绪论

1.1引言

机械设计综合课程设计是对我们一个学年内学习状况的考察，也是锻炼同学自主创新、设计及思考的一项课题。对我们也是一种学习后的提高。

本次机械设计课程设计的主题为“二级展开式圆柱齿轮减速器”，在设计过程中涉及到了很多在过去的一年中我们所学到的知识，例如齿轮、轴和与它们相关的知识。这次是我们第一次接触实际进行设计，相信无论对于我们知识的强化还是创新能力、思考能力都是一次锻炼和挑战。同时，也是我们正式开始以自己能力设计的实践机会。

1.2目的

综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力。

第二章设计项目

2.1设计任务

设计任务书

带式运输机双级闭式齿轮传动装置设计

设计图例：

1—电动机 2—V带传动 3—二级圆柱齿轮减速器

4—联轴器 5—卷筒 6—运输带

设计要求：

1．设计用于带式运输机的传动装置

2．连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%

3．使用期限为10年，小批量生产，两班制工作

设计基本参数：

设计任务:

1．完成装配图1张（A1），零件图（低速轴齿轮和低速轴）2张（A3）。 2．编写机械设计综合实践报告。

2.2传动方案设计

传动方案：电动机通过带传动输入到双级圆柱齿轮减速器，其中高速级用圆柱斜齿轮，低速级采用圆柱斜直齿轮。然后低速级通过联轴器输入到滚筒上。

2.3电动机的选择

（1）类型选择：

由于生产单位普遍使用三相交流电源，所以一般多选用三相交流异步电动机；此外，还应该根据电动机的防护要求，选择电动机的机构形式；根据电动机的安装要求，选择其安装形式。

（2）定功率选择：

电动机输出功率为P =Tv/1000=800×1.4/200KW=5.6KW

工作机所需功率为P d=k Pw/η(载荷平稳时k=1)

由电动机至工作机之间的总效率为ηa=η1 ?η24?η32?η4?η5

式中，η1

、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的效率。查指导书表1可取η1=0.96，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.96。则ηa=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.8246

所以，

P d=Pω/ηa=6.788KW

依照P d选择Y132M1-4型电机

所以得到P额=7.5kw

满载转速n=1440r/min

伸出端直径D=38mm

伸出端长度E=80mm

中心高H=132mm

键槽宽度F=10mm

2.4传动比的计算与分配

（1）计算总传动比

输送机滚筒的转速n=60×1000v/πD=60×1000×1.4/(π×400)=66.845r/min 总传动比i a= n m/ n=1440/66.845=21.54

（2）分配传动比（取i0=2.5）

齿轮减速器传动比i=i a/i0=21.54/2.5=8.616

由课程设计指导书中图12查得减速器高速级齿轮传动的传动比i1=3.3，因此低速级齿轮传动的传动比i2=8.616/3.3=2.61

2.5 传动参数的计算

1. 各轴转速：

轴Ⅰ n 1=1440/2.5=576r/min

轴Ⅱ n 2= n 1/ i 1=576/3.3=174.54r/min 轴Ⅲ n 3= n 2/i 2=174.54/2.61=66.87r/min 2. 各轴输入功率：

轴Ⅰ p 1=P d ?η1=7.4×0.94=7.104kw

轴Ⅱ p 2= p 1*η2?η3 =7.104×0.99×0.97=6.822kw 轴Ⅲ p 3 = p 2*η2?η3=6.822×0.99×0.97=6.551kw 3. 各轴输出功率:

轴Ⅰ P 1′

=7.104×0.99=7.033kw

轴Ⅱ P 2′

= 6.822×0.99=6.754kw

轴Ⅲ P 3′

=6.551×0.99=6.485kw 4. 各轴输入转矩:

电机输出转矩 T d =9550×

7.41440

=49.08N ?m

轴Ⅰ T 1=T d ?i 0?η1=49.08×2.5×0.96=117.79N ·m

轴Ⅱ T 2= T 1?i 1?η2?η3=117.79×3.3×0.99×0.97=373.28N ·m 轴Ⅲ T 3= T 2?i 2?η2?η3=373.28×2.61×0.99×0.97=935.58N ·m 滚筒轴 T 4=T 3?η2?η4=935.58×0.99×0.99=916.97N ·m

2.6 各级传动零件的设计计算

高速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮（左旋） 低速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线直齿轮 一． 高速级斜齿轮的设计计算 （1） 齿轮材料、热处理及精度

大小齿轮材料均采用20CrMoTi ，齿面渗碳淬火，硬度58~62HRC ，有效硬化层深0.5~0.9mm 根据图9.55和图9.58，

500MPa ,1500MPa lim lim lim lim ====小大小大F F H H σσσσ 齿面最终成形工

艺为磨齿。

齿轮精度按GB/T10095-1986，6级，齿面粗糙度0.8um,齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为70%。 （2） 计算小齿轮传递的转矩

T 1=9.55×106×P 1

1

=9.55×106×7.104÷576=117783N ?mm

（3） 确定齿数z

取Z1=28 Z2= i 1×Z1=3.3×28=92（取z 2=92） 传动比误差i 1= Z2/ Z1=92/28=3.286

△=︱(3.286-3.3)/3.3︱×100%=0.43%<5% 允许 （4） 初选齿宽系数∮d

由非对称布置，查表9.16得∮d =0.5 （5）初选螺旋角β=12° （6） 载荷系数K

使用系数K A 可由表9.11查得K A =1.0

动载荷系数K V 假设齿轮圆周速度v=2m/s 查图9.44得 K V =1.04 齿向载荷分布系数K Fβ 预估齿宽b=40mm ，查表9.13得K Hβ=1.170初

取b/h=6，再由图9.46查得K Fβ =1.13。

齿间载荷分配系数K Fα由表9.12得K Hα= K Fα=1.1。

载荷系数K K=K A K V K FαK Fβ=1.0×1.04×1.1×1.13=1.29 （7） 齿形系数Y Fa 和应力修正系数Ysa

当量齿数Zv 1=Z 1/cos 3β=28/cos 312°=29.91 Zv 2=Z 2/cos 3β=92/cos 312°=98.30 查图9.53得 Y Fa1=2.54，Y Fa2=2.18

由图9.54得 Ysa 1=1.62，Y sa2=1.78。 （8） 重合度系数Y ε 端面重合度近似为

ο

οο41031.2012cos 20tan arctan cos tan arctan =?

??? ??=???? ?

?=β

ααn

t

()

()

οοο26652.1141031.20cos 12tan arctan cos tan arctan =?=?=t b αββ 则重合度系数为

22

0.75cos 0.250.75cos 11.26652

0.250.667

1.69

b

Y εα

βε=+

=+

=o

（9）螺旋角系数Y β

轴向重合度

1

sin tan 0.528

tan120.95

d n z b m βφβεβππ

π

==?=

?=o

12110.950.905120120Y ββ

β

ε=-=-?=o

o o

（10）许用弯曲应力

安全系数查表9.15得 S F =1.25（按1%实效概率考虑）

小齿轮应力循环次数911606057611030028 1.6610h N n kt ==??????=?

大齿轮应力循环次数9

8121 1.6610 5.05103.3

N N i ?===?

查图9.59得寿命系数92.01=N Y ，20.94N Y = 实验齿轮应力修正系数0.2=ST Y 预取尺寸系数1=X Y 许用弯曲应力

1

lim 15000.9221

7361.25F N ST X

FP F

Y Y Y MPa

S σσ???=

=

=

2

lim 25000.9421

7521.25

F N ST X

FP F

Y Y Y MPa S σσ???=

=

=

1

1

1FP

Sa Fa Y Y σ=2.67 1.620.0055907736

?=

2

2

2FP

Sa Fa Y Y σ=

2.18 1.78

0.0051601752

?=

比较

1

1

1FP

Sa Fa Y Y σ与

2

2

2FP

Sa Fa Y Y σ，取

FP Sa

Fa Y Y σ=

1

1

1FP

Sa Fa Y Y σ=0.0055907

（11）计算模数 M n

≥√

2KT 1?

d z 1

2?Y Fa Y Sa

σFP ?Y ε?Y β?cos 2β3

=1.3645mm

按表9.3取m n =2.0mm （12）计算主要尺寸 初算中心距 12() 2.0(2892)

122.682cos 2cos12

n m z z a mm β+?+=

==?o

取a =123mm 修正螺旋角 ()()

12 2.02892arccos

arccos 12.6822123

n m z z a β+?+===?o

分度圆直径 11 2.02857.40cos cos12.68

n m z d mm β?=

==o

22 2.092

188.60cos cos12.68

n m z d mm β?=

==o

齿宽 10.557.4028.7d b d mm φ==?= 取 b 2=29mm, b 1=29+6=35mm 齿宽系数 21290.50557.40

d b d φ=

== （13）验证载荷系数K

圆周速度 1157.40576

1.730/6000060000

d n v m s ππ??===

由图9.44查得Kv=1.04，不变。 按0.50529d b mm φ==，，由表9.13查得 1.170H K β=

又因为：b/h=()()/ 2.2529/ 2.25 2.0 6.44n b m =?= 由图9.46查得 1.12F K β=，不变

又0.1=A K 和1.1==ααF H K K 不变，则K=1.28与1.29接近

故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度 （14）确定载荷系数K

其中，A K =1.0，V K =1.04，1.1==ααF H K K ，βH K =1.170

K=A K V K αH K βH K =1.0 1.04 1.11.170 1.28???= （15）确定各系数

材料弹性系数Z E ，由表9.14查得Z E =189.8MPa 节点区域系数Z H ，由图9.48查得Z H =2.45 重合度系数εZ ， 由图9.49查得Z ε=0.773 螺旋角系数βZ ，

0.988Z β=== （16）许用接触能力

试验齿轮的齿面接触疲劳极限 lim1lim21500H H MPa σσ==

寿命系数N Z ，由图9.56查得10.92N Z =，20.94N Z =

工作硬化系数Z ω=1

尺寸系数X Z ，由图9.57查得1=X Z

安全系数H S ，由表9.15查得 1.06H S =

则许用接触应力

lim 1115000.9211

1301.891.06H N W X

HP H

Z Z Z MPa

S σσ???=

=

=

lim 2215000.9411

1330.191.06

H N W X

HP H

Z Z Z MPa S σσ???=

=

=

取11301.89HP HP MPa σσ== （17）校核齿面接触强度

189.8 2.450.7730.988713.171301.89H E H HP Z Z Z Z MPa MPa

εβ

σσ==???=<=

满足齿面接触强度

（18）计算几何尺寸

分度圆直径d1=mZ1/cos β=57.40mm d2=m Z2/cos β=188.60mm 标准中心距a=(d1+d2)/2=123mm

啮合角ο20=α

齿顶高 12 2.05cos a n

a a h m h h mm β*===2029

齿根高 12()/cos 2.56f f a n h h h c m mm β**==+= 齿顶圆直径

111257.402 2.0561.50a a d d h mm =+=+?= 2222188.602 2.05192.70a a d d h mm =+=+?=

齿根圆直径

111257.402 2.5652.28f f d d h mm =-=-?= 2222188.602 2.56183.48f f d d h mm =-=-?=

二． 低速直齿轮设计计算

（1） 齿轮材料、热处理及精度：

大小齿轮材料均采用20CrMoTi ，齿面渗碳淬火，硬度58~62HRC ，有效硬化层深0.5~0.9mm 根据图9.55和图9.58，

500MPa ,1500MPa lim lim lim lim ====小大小大F F H H σσσσ 齿面最终成形工

艺为磨齿。

齿轮精度按GB/T10095-1986，6级，齿面粗糙度0.8um,齿根喷丸强化。装配后齿面接触率为70%。 （2）计算小齿轮传递的转矩

T 2=9.55×106P 3n 2=9.55×106×6.551

174.54

=358439N ?mm

（3）确定齿数z

取3Z =28 4Z = i 2×3Z =2.61×28=73（取4Z =73） 传动比误差i 2= 4Z /3Z =73/28=2.607

△=︱(2.607-2.61)/2.61︱×100%=0.11%<5% 允许 （4） 初选齿宽系数∮d

由非对称布置，查表9.16得∮d =0.5 （5）载荷系数K

使用系数K A 可由表9.11查得K A =1.0

动载荷系数K V 假设齿轮圆周速度v=2m/s 查图9.44得 K V =1.04 齿向载荷分布系数K Fβ 预估齿宽b=40mm ，查表9.13得K Hβ=1.170初

取b/h=6，再由图9.46查得K Fβ =1.13。

齿间载荷分配系数K Fα由表9.12得K Hα= K Fα=1.1。

载荷系数K K=K A K V K FαK Fβ=1.0×1.04×1.1×1.13=1.29 （6） 齿形系数Y Fa 和应力修正系数Ysa 当量齿数Zv 3=Z 1=28 Zv 4=Z 2=73 查图9.53得 Y Fa3=2.52，Y Fa4=2.2

由图9.54得 Ysa 3=1.63，Y sa4=1.76。 （7） 重合度系数Y ε 端面重合度近似为

εα=1.88?3.2×(1z 3+1z 4)=1.88?3.2×(128+1

73

)=1.72

αt =arctan (tanαn )=arctan (tan20°)=20°

βb =arctan (tan 0°cos αt )=0°

则重合度系数为

Y ε=0.25+0.75εα=0.25+0.75

1.72=0.686

（8）螺旋角系数Y β

轴向重合度

εβ=0 Y β=1

（9）许用弯曲应力

安全系数查表9.15得 S F =1.25（按1%实效概率考虑）

小齿轮应力循环次数

N 3=60n 2kt h =60×174.54×1×10×300×2×8=5.03×108

大齿轮应力循环次数9

8342 5.0310 1.93102.61

N N i ?===?

查图9.59得寿命系数30.94N Y =，40.98N Y = 实验齿轮应力修正系数0.2=ST Y 预取尺寸系数1=X Y 许用弯曲应力

3

lim 35000.9421

7521.25F N ST X

FP F

Y Y Y MPa

S σσ???=

=

=

4

lim 45000.9821

7841.25

F N ST X

FP F

Y Y Y MPa S σσ???=

=

=

33

3

Fa Sa FP

Y Y σ=

2.52 1.63

0.00546752

?=

44

4

Fa Sa FP

Y Y σ=

2.2 1.76

0.004938784

?= 比较

33

3

Fa Sa FP

Y Y σ与

44

4

Fa Sa FP

Y Y σ，取

FP

Sa

Fa Y Y σ=

33

3

Fa Sa FP

Y Y σ=0.00546

（10）计算模数

M n ≥√2KT 2?d z 12?Y Fa Y Sa

FP

?Y ε?Y β3

=2.07mm 按表9.3取m n =3.0mm （11）计算主要尺寸

初算中心距

a =

m n (z 3+z 4)

2

=151.5mm

取a =152mm

分度圆直径

d 3=m n z 3=3×28=84mm

d 4=m n ×z 4=3×73=219mm

齿宽 b =?d d 3=0.5×84=42mm

取 b 4=42mm, b 3=42+6=48mm

齿宽系数

?d =b 4d 3=4283

=0.506

（12）验证载荷系数K 圆周速度

v =πd 3n 260000

=0.758m/s

由图9.44查得kv=1.02，不变。 按?d =0.5,b =42mm ，由表9.13查得 1.170H K β=

又因为

b h =b 2.25m n =422.25×3

=6.22 由图9.46查得 1.13F K β=，不变

又0.1=A K 和1.1==ααF H K K 不变，则K=1.27与1.29接近

故无需校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度 （13）确定载荷系数K

其中，A K =1.0，V K =1.02，1.1==ααF H K K ，βH K =1.170

K=A K V K αH K βH K =1.0 1.02 1.11.170 1.27???= （14）确定各系数

材料弹性系数Z E ，由表9.14查得Z E =189.8MPa 节点区域系数Z H ，由图9.48查得Z H =2.46 重合度系数εZ ， 由图9.49查得Z ε=0.772 螺旋角系数βZ =0

（15）许用接触能力

试验齿轮的齿面接触疲劳极限 lim1lim21500H H MPa σσ==

寿命系数N Z ，由图9.56查得30.92N Z =，40.95N Z =

工作硬化系数Z ω=1

尺寸系数X Z ，由图9.57查得1=X Z

安全系数H S ，由表9.15查得 1.06H S =

则许用接触应力

lim 3315000.9211

1301.891.06H N W X

HP H

Z Z Z MPa

S σσ???=

=

=

lim 4415000.9511

1334.341.06

H N W X

HP H

Z Z Z MPa S σσ???=

=

=

取31301.89HP HP MPa σσ== （16）校核齿面接触强度

189.8 2.460.7720.989709.921301.89H E H HP Z Z Z Z MPa MPa

εσσ==???=<=

满足齿面接触强度

（17）计算几何尺寸

分度圆直径3d =m 3Z =84mm 4d =m 4Z =219mm 标准中心距a=(3d +4d )/2=151.5mm

啮合角ο20=α

齿顶高

h a3=h a4

=h a m =3mm 齿根高

h f3=h f4=(h a ?+c ?

)m =1.25×3=3.75mm

齿顶圆直径

d a3=d 3+2h a3=84+2×3=90mm

d a4=d 4+2h a4=219+2×3=225mm

齿根圆直径

d f3=d 3?2h f3=84?2×3.75=76.5mm

d f4=d 4?2h f4=219?2×3.75=211.5mm

2.7 轴的尺寸设计——按许用应力计算

轴I 的设计： （1） 选材

由于该轴设计齿轮会刻在轴上做成齿轮轴，所以材料和齿轮选择一样的为

20CrMoTi 。渗碳淬火。查得硬度56-62HRC, []1525MPa σ-=。 （2） 初步计算轴径

据式19.3取0=β，由表19.3选参数A=110，得：

d 1,min

=A√P 1

13

=110×√7.1043=25.414mm

取28mm

(3) 轴的结构设计

根据轴上的齿轮、轴承、轴承盖、圆盘等零件的装配方向、顺序和相互关系，轴上零件的布置方案如下：

根据轴的受力，选取7208C 角接触球轴承，其尺寸B D d ??为40mm ×80mm ×18mm ，与其配合轴段的轴径为40mm ，两端轴承采用轴肩定位。具体方案见零件图。 (4) 轴结构的工艺性

取轴端倒角为ο452?，按规定确定各轴肩圆角半径，键槽位于同一轴线上。 (5) 按照弯扭合成校核轴的强度 ○1画轴空间受力图，将轴作用力分解为垂直面受力和水平面受力，取集中力作用于齿轮和轴承宽度的中点。 ○2轴上受力分析

齿轮圆周力：

F t =2T 11=2×117790=4104N

齿轮径向力：

F r =F t tan αn =4104×tan 20°=1531N

齿轮轴向力： F a =F t tan β=4104×tan 12.68°=923N

○3计算作用于轴上的支反力

其中，

l AC =43.5mm ,l BC =103.5mm ,d 1=57.40mm

水平面内的支反力

F HA =

103.543.5+103.5×F t =2889.5N ,F HB =43.5

43.5+103.5×F t =1214.5N

垂直面内的支反力

F VA =

1AB

(F r ×l BC +F a ×

d 1

)=1258N ,F VB =F r ?F VA =273N

○4计算轴的弯矩、并画弯矩图

计算截面C 处的弯矩

M H =l AC ×F HA =125693N ?mm M V1=l AC ×F VA =54723N ?mm,

M V2=l AC ×F VA ?F a ×d 1

2

=28232N ?mm

分别画出垂直面和水平面的弯矩图，求和成弯矩并画其弯矩图

M 1=√M H 2+M V12

=137088N ?mm M 2=√M H 2+M V22=128824N ?mm

○5画扭矩图(见后面)

○6校核轴的强度

取α=0.7

σc =√M 12+(αT )2

0.1d 1

3

=8.459MPa ?[σ?1]=180MPa 故安全。

● 轴II 的设计：

（1） 选材

选择材料45钢、调质处理，硬度为217~255HBS 。由表19.1查得对称循

环弯曲许用应力[]MPa 1801=-σ。 （2） 初步计算轴径

据式19.3取0=β，由表19.3选参数A=110，得：

d 2,min

=A√P 2

n 23

=110×√6.822174.54

3=33.937mm

取40mm

● 轴Ⅲ的设计： (1) 选材

选择轴材料为45钢、调质处理，硬度为217~255HBS 。由表19.1查得对

称循环弯曲许用应力[]MPa 1801=-σ。 (2) 初步计算轴径

据式19.3取0=β，由表19.3选参数A=110，得：。

d 3,min

=A√P 3

33

=110×√6.5513=50.71mm

因为轴端开键槽，会削弱轴的强度，故将轴径增加4%~5%，取轴的直径为

55mm

2.8 联轴器的选择

由表18.1得，联轴器工作情况系数为k=1.3，T3=925.58N ·m ，故

Tc=kT3=1.3×925.58=1203.254 N ·m

查机械设计手册，选择HL4型联轴器，J 型轴孔，其公称转矩[T]=1250 N ·m ，孔径d 3=50mm,与轴配合为H7/r6，联轴器轴孔长112mm 。

2.9 键的选择——按轴颈选择

所有的键均采用45钢，[σp ]=130MPa

● 轴Ⅰ：

按轴径∮=28mm 选用A 型平键，截面尺寸为b ×h=8×7mm ，键长50mm ，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。

强度校核：14115.34

447.0728750p p T MPa dhl σσ'??==?=

按轴径∮=50mm 选用A 型平键，截面尺寸为b ×h=14×9mm ，键长42mm ，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。

强度校核：14350.93

477.448942

p p T MPa dhl σσ'??==?=

强度校核：14358.09

4150.748922

p p T MPa dhl σσ'??==?=>????，不满足强度条件，因此采用双键。单键强度校核：14179.04

475.348922p p T MPa dhl σσ'??==?=

● 轴Ⅲ：

按轴径∮=80mm 选用A 型平键，截面尺寸为b ×h=22×14mm ，键长36mm ，选用一般键联接，轴H9，毂JS9。 强度校核：

σp1,=4T

dhl =4×879.28

80×14×36=87.23MPa <[σp ]，故合格。

按轴径∮=55选用C 型平键，截面尺寸为b ×h=16×10mm ，键长110mm ，选

用一般键联接，轴H9，毂JS9。

强度校核：14861.69

462.75010110p p T MPa dhl σσ'??==?=

2.10 滚动轴承的选择

轴Ⅰ上的轴承：根据实际要求，选择角接触球轴承7208C 。

查简明机械设计手册，得：C r =36.8kN ,C 0r =25.8kN 。再由表17.8得：

0.1=p f （轴承所受载荷平稳）

(1) 、计算附加轴向力21F s s F 、

F s1=0.5F r1=0.5×1258=629N F s2=0.5F r2=0.5×273=136.5N

(2) 、计算轴承所受轴向载荷

因为，F a =923N ,F s2+F a =1059.5N >F s1 分析得知，左端轴承被“压紧”，右端轴承被“放松。由此可得：

F a1=1059.5N ,F a2=136.5N

(3) 、计算当量动载荷

①左端轴承：

F a1C 0=1059.5

25800

=0.041 由表17.7，用线性插值法可求得：=e 0.4134，故 F a1F r1

=

1059.51258

=0.84>e

再由线性插入法，可得：110.44Y 1.36X ==， 由此可得：

P 1=f P (X 1F r1+Y 1F a1)=1994.4N

②右端轴承： F

a2C 0

=136.5

25800=0.0053

由表17.7，用线性插值法可得，e=0.12 F a2F r2=136.5

273

=0.5>e 再由线性插值法，得：X 2=0.44 ,Y 2=1.53 由此可得:

P 2=f P (X 2F r2+Y 2F a2)=328.9N (4) 、轴承寿命h L 计算

因12P P >，故按左端轴承计算轴承寿命：

L h =10660n (C P

)ε

=1.8×105h >2×8×300×10=4.8×104h

故所选轴承7208C 合格。

●轴Ⅱ上的轴承：选择角接触球轴承7208C。

●轴Ⅲ上的轴承：选择角接触球轴承7214C。

2.11 箱体及减速器附件说明

?箱体说明：

箱壳是安装轴系组件和所有附件的基座，它需具有足够的强度、刚度和良好的工艺性。

箱壳多数用HT150或HT200灰铸铁铸造而成，易得道美观的外表，还易于切削。为了保证箱壳有足够的刚度，常在轴承凸台上下做出刚性加固筋。

当轴承采用润滑时，箱壳内壁应铸出较大的倒角，箱壳接触面上应开出油槽，一边把运转时飞溅在箱盖内表面的油顺列而充分的引进轴承。当轴承采用润滑脂润滑时，有时也在接合面上开出油槽，以防润滑油从结合面流出箱外。

箱体底部应铸出凹入部分，以减少加工面并使支撑凸缘与地量好接触。

?减速器附件说明：

1)视孔和视孔盖

箱盖上一般开有视孔，用来检查啮合，润滑和齿轮损坏情况，并用来加注润滑油。为了防止污物落入和油滴飞出，视孔须用视孔盖、垫片和螺钉封死。视孔和视孔盖的位置和尺寸由查表得到。

2)油标

采用油池润滑传动件的减速器，不论是在加油还是在工作时，均续观察箱内油面高度，以保证箱内油亮适当，为此，需在箱体上便于观察和油面较稳定的地方，装上油标油标已标准化。

3)油塞

在箱体最底部开有放油孔，以排除油污和清洗减速器。放油孔平时用油塞和封油圈封死。油塞用细牙螺纹，材料为235钢。封油圈可用工业用革、石棉橡胶纸或耐油橡胶制成。

4)吊钩、吊耳和吊环螺钉

为了便于搬运减速器，常在箱体上铸出吊钩、吊耳或在箱盖上安装吊环螺钉。起调整个减速器时，一般应使用箱体上的吊钩。对重量不大的中小型减速器，如箱盖上的吊钩、吊耳和吊环螺钉的尺寸根据减速器总重决定，才允许用来起调整个减速器，否则只用来起吊箱盖。

5)定位销

为了加工时精确地镗制减速器的轴承座孔，安装时保证箱盖与箱体的相互位置，再分箱面凸缘两端装置两个圆锥销，以便定位。圆锥销的位置不应该对称并尽量远离。直径可大致取凸缘连接螺栓直径的一半，长度应大于凸缘的总厚度，使销钉两端略伸凸缘以利装拆。