1、實用標準機械設計基礎課程設計 計算說明書設計題目：一級圓柱齒輪減速器 學院：材料學院 班級:設計者: 指導教師：姜勇 日期：2014年7月文案大全目錄一.設計任務書 12 .傳動系統方案的擬定 13 .電動機的選擇 14 .傳動比的分配 25 .傳動系統的運動和動力參數計算 36 .傳動零件的設計計算 47 .減速器軸的設計 88 .軸承的選擇與校核 159 .鍵的選擇與校核 17十.聯軸器的選擇 19十一.減速器潤滑方式，潤滑劑及密封裝置 19十二.箱體結構的設計 20十三.設計小結 22十四.參考文獻 23結果設計與計算過程演示、設計任務書1、設計任務設計帶式輸送機的傳動系統，采用帶傳動和

2、一級圓柱齒輪減速器。軟齒面、按照工作機 功率計算。2、原始數據輸送帶軸所需扭矩.二670Nm輸送帶工作速度=0.75m/s輸送帶滾筒直徑d =330mm減速器設計壽命為 8年（兩班制），大修期限四年。3、工作條件兩班制工作，空載起動載荷平穩，常溫下連續（單向）運轉，工作環境多塵；三相交 流電源，電壓為 380/220V。二、傳動系統方案的擬定帶式輸送機傳動系統方案如圖所示:Hl1: V帶；2輸送帶；3:圓柱齒輪減速器；4:聯軸器；5:電動機；6滾筒帶式輸送機由電動機驅動。 電動機5將動力傳到帶傳動1,再由帶傳動傳入一級減速器 3, 再經聯軸器4將動力傳至輸送機滾筒 6,帶動輸送帶2工作。傳動系

3、統中采用帶傳動及 一級圓柱齒輪減速器，采用直齒圓柱齒輪傳動。三、電動機的選擇按設計要求及工作條件選用Y系列三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380V。1、電動機的功率根據已知條件由計算得知工作機所需有效效率6700.75Pw =3.05KWPw = v =0.33/2=3.05KW10001000設：r 1聯軸器效率=0.99;Y 2一閉式圓柱齒輪傳動效率 =0.97Y 3V帶傳動效率=0.96刀4一對軸承效率=0.99Y 5輸送機滾筒效率=0.96由電動機至運輸帶的傳動總效率為=1 2 3 42 5 =0.99 0.97 0.96 0.992 0.96=0.8674工作機所需電動機總功率Pr

4、Pw3.05一 0.8674-3.52KW=0.8674Pr =3.52KW由表所列Y系列三相異步電動機技術數據中可以確定，滿足Pm> Pr條件的電動機額定功率 pm應取為4KW2、電動機轉速的選擇根據已知條件由計算得知輸送機滾筒的工作轉速60 1000Vnw 二二 D60 1000 0.753.14 330=43.41r / min額定功率相同的同類型電動機，可以有幾種轉速供選擇，如三相異步電動機就有四種常用的同步轉速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。（電動機空載時才可能達到同步轉速，負載時的轉速都低于同步轉速）。電動機的轉速高，極對數少

5、（相應的電動機定子繞組的極對數為2、4、6、8）,尺寸和質量小，價格也便宜，但會使傳動裝置的傳動比加大，結 構尺寸偏大，成本也會變高。若選用低轉速的電動機則相反。一般來說，如 無特殊要求，通常選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機。選用同步車t速為 1000r/min的電動機，對應于額定功率 Pm為4KW勺電 動機型號應為 Y132M1-6型。有關技術算據及相應算得的總傳動比為：nw = 43.41r / min電動機型號Y132M1-6電動機型號： Y132M1-6額定功率：4KW同步轉速：1000r/min滿載轉速：960r/min總傳動比：22.115 電動機中心高

6、H=132mm軸伸出部分用于裝聯軸器段的直徑和長度分別為D=38mm 和 E=80mm四、傳動比的分配帶式輸送機傳動系統的總傳動比i =22.115i 帶 1 =4.68i 齒 2=4.73i =nm =-960- =22.115nw43.41由傳動系統方案，分配各級傳動比i 4帶 1 個齒2 =4.68父4.73 = 22.115五、傳動系統的運動和動力參數計算ni = 960r / minP =3.52KWT1 =35.02N mn2 =205.13r/minP2 =3.38KWT2 =157.36N mn3 = 43.37r / minP3 =3.31KWT3 -28.86N mn4 =

7、 43.37r / minP4 =3.18KWT4 -699.92N m傳動裝置從電動機到工作機有四軸，分別為I、n、出、W軸，傳動系統各軸的轉速、 功率和轉矩計算如下：I軸（電動機軸）：n1 =nm =960r/minP1=3.52KWPi3.52MTi =9550=9550 =35.02N mn1960n軸（減速器高速軸）n1 =出=205.13r/mini14.68P2 =P m?2 =3.52x0.96 = 3.38KWP23.38MT2 -9550 =9550 =157.36N mn2205.13出軸（減速器低速軸）n2205.13n3 = = = 43.37r/mini24.73P

8、 =P,33.38 0.99 0.99 =3.31KW3223P33.31MT3 -9550 =9550 =728.86N mn343.37IV軸（輸送機滾筒軸）n4 = n3 =43.37r / minP =P-3.31 0.99 0.97 =3.18KW4334T4 =9550 且=9550 旦坦=699.92N mn443.37將計算結果和傳動比及傳動效率匯總如表軸名功率P(kw)轉矩T(N m)轉速(r / min)I軸3.5235.02960II軸3.38157.36205.13III軸3.31728.8643.37IV軸3.18699.9243.37六、傳動零件的設計計算傳動裝置中

9、除減速器外，通常先設計減速器外部的傳動零件。1、V帶傳動已知條件：原動機種類和所需的傳遞的功率（或轉矩）、轉速、傳動比、工作條件和尺寸限制等。設計計算主要內容：確定帶的種類、選擇帶的型號、選擇小帶輪直徑、大帶輪直徑、中心距、帶的長度、帶的根數、初拉力F0和作用在軸上的載荷 Fq。計算功率Pc由書表13-1查得Ka=1.2,故PC =KaP =1.2x4KW =4.8KWPc = 4.8KWC選取V帶型號根據Pc=4.8KW和小帶輪轉速n1=960r/min，由書圖13-1可知，工作點處于 A型帶間, 故首先選擇A型帶。小輪基準直徑dd1和大輪基準直徑dd2 希望結構緊湊，由書表13-1并參考表

10、13-2, Bdd1 =100mrm選取5 =0.01 ,則大輪的基準直 徑dd1 = 100mmdd2 = 450mmdd2 =idd1（1 一 ；） =4.68 100 （1 一0.01） = 463.32mm由書表8-4取dd2=450mm此時從動輪實際轉速轉速誤差960 100 0.99450r /min =211.2r/min211.2 -205.13205.13= 2.96% <5%,合適驗算帶速畛，二小5-25*,合適v = 5.03m/s初定中心距a0因 amax =2(dd1dd2) =2 (100 450)mm =1100mmamin =0.7(dd1 dd2)=0.

11、7 100 450 mm =385mma0 =600mm先根據結構要求，取 a0=600mm初算帶的基準長度L02(dd2 -dd1)L0 = 2a0二(dd1 dd 2)"24a0二(450-100)2=2 600 (450 100) (L mm|24 600-2115.0mmLd =2000mm由書表8-1 ,選取帶的基準長度 Ld =2000mm實際中心距中心距a可調整，則2000 -2115.0600 2mm=542.5mma = 542.5mmamin -a -0.015Ld =542.5 -0.015 2000 =512.5mmamax =a 0.03Ld =542.5

12、0.03 2000 -602.5mm因此中心距的變化范圍為512.5602.5mm。小帶輪包角：1 ： 1800 -dd2 dd1 57.30a0450 -100 。=180 57.3542.5=143° >1200,能滿足要求。單根V帶所能傳遞的功率由 n =960r/min、dd =100mm 和 a型 v帶，查書表 13-4 ,用插值法得 P)=0.96KWA單根V帶傳遞功率的增量 AP0：1 =143小帶輪包角合適P0=0.96KW查書得： Po=0.17KW). ：P0 =0.17KW?計算V帶的根數Pc(Po . Po)K：.Kl由小帶輪包角 a =143口查表13

13、-6得Ka =0.898 ;由基準長度 Ld =2000mm及A型V帶z=5= 4.59查書表13-3得Kl=1.03 ,故4.8(0.96 0.17) 0.898 1.03取z=5根。所采用的 V帶為A-2000 X 5.?作用在帶輪軸上的力求單根V帶的張緊力500Pc (2.5zv K:-1) qv2N查書表13-7得A型帶q=0.10Kg/m,故500 4.82.52F0 = (-1) 0.10 5.032 N =172.8N5 5.030.898所以作用在軸上的力為：1143Fe =2zF0sin=2黑5父172.8父5m=1638.7N222、齒輪的設計齒面接觸強度計算確定作用在小齒

14、輪上的轉矩T1T1 =157.36N m =157.36 1 03 N mm選擇齒輪材料、確定許用接觸應力UH】。根據工作要求，采用齒面硬度w 350HBs小齒輪選用45鋼，調質，硬度為 260HBs大齒輪選用45鋼，正火，硬度為 220HBs由書P130表7-5的公式可確定許用接觸應力bH】：小齒輪 kH1 =380 0.7HBS =(380 0.7 260)MPa =562MPa大齒輪 tH2 1 - 380 0.7HBS =(380 0.7 220)MPa =534MPa選擇齒寬系數Vd :由書P250選取0.4。F0 =172.8N 1638.7N工=157.36N m 確定載荷系數

15、K :查書P226得K=1.4 計算中心距aKT a =48(i 1)3-1 2j-H 2二48 (4.73 1)31.4 157.36 10324.73 0.4 5342mm=204.05mm選擇齒數并確定模數取 z1 =24,則22 =iz1 =4.73x24 ft 1142a 2 204.05m =mm =2.96mmz1 z224 114取標準模數（書 P201）, m =3mm齒輪幾何尺寸計算小齒輪分度圓直徑及齒頂圓直徑d1 = mz1 =3 24mm = 72mmda1 = dI 2m = (72 2 3)mm = 78mm大齒輪分度圓直徑及齒頂圓直徑d2 = mz2 =3 114

16、mm = 342mmda2 =d2 2m =(342 2 3)mm =348mm中心距a = »二 72 342 mm=207mm大齒輪寬度b2 "'d a =0.4 207 -82.8mm小齒輪寬度因小齒輪齒面硬度高，為補償裝配誤差，避免工作時在大齒輪齒面上造成壓痕，一般 b比3寬些，取b1 = b2 5 = 87.8mm確定齒輪的精度等級齒輪圓周速度二 dmv 二600003.14 72 205.13 m / s = 0.773m / s根據工作要求及圓周速度，由書60000P251表11.20選用8級精度。輪齒彎曲強度驗算確定許用彎曲應力根據表9-7查得z1

17、= 24, z2 = 114m = 3mmd1 = 72mmda1 = 78mmd2 = 342mmda2 = 348mma = 207mmb2 = 82.8mmbi = 87.8mmv = 0.773m/ sI 】=192MPatF2.1- 184MPatF1 .1-140 0.2HBS =(140 0.2 260)MPa =192MPatF2 .1-140 0.2HBS =(140 0.2 220)MPa =184MPa查齒形系數YF，比較Yf /qf小齒輪乙二24，由P229表11,12查得Yf =2.69 ;大齒輪 z2 =114,由 P229 表 11,12 查得 YF =2.18。

18、Yf12.69E7夜= 0.014YF22 12.18184= 0.012YY_因為產匕 產7所以應驗算小齒輪。F1 ,- F2 驗算彎曲應力計算時應以齒寬b2代入，則F12KT1YF1bzim232 1.4 157.36 103 2.6982,8 24 32MPa=66.27MPa <192MPa ,安全。七、減速器軸的設計1 、減速器高速軸的設計(1)軸的材料及熱處理：選用 45鋼，正火處理，由書 P333表16,1得:毛坯直徑w 100mm硬度w 241HBS,抗拉強度crB =600MPa ,屈服強度仃s =355MPa ,彎曲疲勞極限 仃=275MPa(2)初算軸的最小直徑 d

19、min ,并進行初步結構設計：由書 P341 表 16.2 查得 C=118107。P3.38d =C3=(107 118) 3；mm.n. 205.1327 30mm取dmin =29mm，最小直徑還要符合相配零件的孔徑(此處是V帶輪)標準尺寸，在此處開一鍵槽，所以 d=1.03 x 28mm=29.87mm取d=30mm 。(3)確定軸的各段直徑：采用階梯軸，尺寸按由小到大，由兩端到中央 的順序確定A .外伸端(與 V帶輪相連)：取最小直徑di=30mmB . V帶輪定位軸肩高 H=0.08 d1 =2.4mm,故 d2 = d1+2H=34.8mm 取35mmC .安裝兩滾動軸承處的軸頸

20、直徑為d3=40mmD .要固定齒輪，需要安裝一個套筒，取內徑 d4=d3=40mm,外徑為50mmE .為便于齒輪安裝，取齒輪輪轂與軸配合處直徑d5=d3+2=42mnmF .考慮軸承固定要求，取軸環直徑d6 =d5 +0.18d5 = 49.56mm ；取 50mmG . d7 = d3 =40mm。(4)選擇軸承類型：由上述一系列直徑，查手冊P66表6-1得：軸承代號為 6308。基本尺寸 d=40mm,D=90mm B=23mm安裝尺寸 damin = 49mm, Damax = 81mm, rasmax =1.5mm。基本額定動載荷 Cr =40.8kN ,基本額定靜載荷 Cor =

21、24.0kN(5)軸承蓋的設計：帶有密封件的軸承蓋，軸承外徑D=90mm取do =8mm；即M83d0 =9mm時，e =1.2d3 =9.6mm03D2 =D (5 5.5)d3 =(90 5 8)mm= 130mmD0 =0.5(D2 D) =0.5 (130 90) =110mm(6)軸各段的長度設計：A. 箱蓋壁厚 51 =0.02a+1 =0.02父207 +1 =5.14mm <8mm ,故' 1取 8 mmB. 箱體內壁與大齒輪頂圓應留有空隙4 =1.26 = 9.6mm,取d1 = 30mmd2 = 35mmd3 = 40mmd4 = 40mmd5 = 42mmd

22、6 = 50mmd7 = 40mm軸承代號為6308d3 = 8mme = 9.6mmD2 130mmD0 = 110mmA =10mm;C. 箱體內壁與小齒輪端面應留有空隙A2 > 6 =8mm故取A2=9mm ；D. 因為內壁至軸承座端面的距離l2 =6 +C1 +C2 +(8 12),查手冊P149表 11-2 得：C1min =14mm,C2min =12mm, 6=8mmL2 = (8 14 12 10) mm = 44mmE. 根據d1=30mm,查手冊P15表1-29得：外伸軸長度11 =58mmF. 軸承寬度 B=23mm 12 =30+e + (L2 B10) =50.

23、6mmG. l3=B+10+2+5 = 40mm, 5mm套筒寬度；H. 小齒輪寬度b1 =87.8mm,故取l4 =87mmI. 查手冊 P17表 1-31 得軸環寬度 l5 =1.4h =1.4x0.1d4 =5.6mm,取l5 =6mmJ. l6 = l3 = 40mm(7)擋油環d n =40 205.13 = 8205.2mm r/min ； 2 105mm r/min11 = 58mm12 50.6mm13 = 40mm14 = 87mm15 = 6mm16 = 40mm(8)軸的強度校核按彎矩，扭矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示：Ft = 4371N所以軸承采用脂潤滑，需要擋油

24、環。取 A3 = 10mmFr =1591Na = 120.1mmb = 74mmc = 73mmA .決定作用在軸上的載荷：3圓周力Ft=_L.一個一=4371N （d為小齒輪的節圓直徑）d72徑向力 Fr =Ft -tana =4371 父 tan200 =1591 N（a 為嚙合角）B .決定支點反作用力及彎曲力矩：a =11 l2 0.5B=（58 50.6 0.5 23）mm = 120.1mm b =0.5B 12 7 0.5l4 =0.5 23 19 0.5 87 = 74mmc =0.5 12 0.5B =0.5 87 6 12 0.5 23 =73mm 45Mih =161.

25、7N m 'M ih = 58.9N m_ _" , M IH =172N m1支承反力 frbh = frchFt =2185.5n2截面I-I的彎曲力矩3Mih =FRBHb =2185.5 74 10 N m=161.7N m，一一，- 一 1 一 -支承反力 Frbv =FrcvFr =795.5N2截面 I-I 的彎曲力矩 M'ih =FRBVb =795.5父74M 10N m = 58.9N m合成彎矩 M''ih = M 2ih M '2ih = 161.72 58.92 N m = 172N m軸上的轉矩T=157.36N m

26、,畫出軸的當量彎矩圖，如圖所示。從圖中可以判斷截面I-I彎矩值最大，而截面 口-口承受純扭，故校 核這兩個截面。c .計算截面i-i與口-n的直徑：已知軸的材料為 45鋼，正火，其QB=600MPa ;查書P262表12-30 0b5595:0.58得：g-1b=55MPa ,產0b=95MPa。則MI = 194.7N m (Mn =91.3N m截面I-I處的當量彎矩M i' = I'M ''2ih (二 T)2 = J1722 (0.58 157.36)2 =194.7N m軸截面n -n處的當量彎矩M； =(aT)2 =訂=0.58M157.36N m

27、= 91.3N m故軸截面I-I處的直徑di=32.83mmJ Mi'_3'194.7x1030.lLb. 0.1 55因為在截面I-I處有一鍵槽，所以軸的直徑要增加 3%即為33.82mnid5 = 42 mm>34.09mm軸截面n-n的直徑M；91.3m103d2 =3r1 = % =25.51mm：0.1。10.1 55因為在截面n-rr處有一鍵槽，所以軸的直徑要增加3%即為26.27mm前面取d1 =30mm > 26.27mm ,故強度合適。2、減速器低速軸的設計(1)軸的材料及熱處理：選用45鋼，正火處理，由書P259表12-1得：毛坯直徑w 100m

28、m硬度w 241HBS,抗拉強度aB =600 Mpa,屈服強度二s = 355 MPa,彎曲疲勞極限；二二275 MPa(2)初算軸的最小直徑dmin ,并進行初步結構設計：由書 P261 表 12-2 查得 C=118107。P3.31d =C3(107118) 3mmn. 43.37:45.4 50.1mm取dmin =48mm，最小直徑還要符合相配零件的孔徑(此處是聯軸器標準尺寸，在此處開一鍵槽， 所以d=1.03 x 48mm=49.44mm取d=50mm(3)確定軸的各段直徑：采用階梯軸，尺寸按由小到大，由兩端到中央 的順序確定A .外伸端(與V帶輪相連)：取最小直徑d1=50mm

29、B . V帶輪定位軸肩高 H=0.08 di =3.6mm,故 d2 = di+2H=58mmC .安裝兩滾動軸承處的軸頸直徑為d3=60mmD .要固定齒輪，需要安裝一個套筒，取內徑 d4=d3=60mm,外徑為70mmE .為便于齒輪安裝，取齒輪輪轂與軸配合處直徑d5=d3+2=62mmF .考慮軸承固定要求，取軸環直徑 d6 =d5 +0.18d5 = 73.16mm ；d1 = 50mmd2 = 58mmd3 = 60mmd4 = 60mmd5 = 62mmd6 = 74mmd7 = 60mm軸承代號為6312取 74mmG . d7 =d3 =60mm。(4)選擇軸承類型：由上述一系

30、列直徑，查手冊P63表6-1得：軸承代號為 6312。基本尺寸 d=60mm,D=130mmB=31mm安裝尺寸 damin =72mm, Damax =118mm,rasmax =2.1mm。d3 = 10mme = 12mmD2 = 180mmD0 = 155mm基本額定動載荷 Cr =81.8KN ,基本額定靜載荷 Cor=51.8KN(5)軸承蓋的設計：帶有密封件的軸承蓋，軸承外徑D=130mm取d3 =10mm ；即M10.d0 =11mm 時，e=1.2d3 =12mmD2 =D (5 5.5)d3 =(130 5 10)mm =180mmD0 =0.5(D2 D) =0.5 (1

31、80 130) =155mm(6)軸各段的長度設計：A. 箱蓋壁厚 房=0.02a+1 =0.02x207 +1 =5.14mm<8mm, 故、1取 8 mmB. 箱體內壁與大齒輪頂圓應留有空隙4 =1.26 = 9.6mm,取& =10mm ；C. 箱體內壁與小齒輪端面應留有空隙2 A 6 =8mm故取A2=9mm ；D. 因為內壁至軸承座端面的距離L2 =6 +C1 +C2 +(8 12),查手冊P149表 11-2 得：C1min =16mm,C2mhi =14mm,6=8mm11 = 82mm12 = 49mm13 = 51mm14 = 82mm15 = 9mm16 =

32、51mmL2=,C1min C2min (812)=48mmE. 根據d =50mm ,查手冊P15表1-29得：外伸軸長度l1 =82mmF. 軸承寬度B=31mm貝Ul2 =30 e (L2 -B -10) =10 12 7 =49mmG. l3 = B+10+2+8 =51mm , 8mm套筒寬度；H. 大齒輪寬度6 =82.8mm,故取I4 =82mmI. 查手冊 P17表 1-31 得軸環寬度 l5 =1.4h =1.4M0.1d4 =8.4mm,取l5 =9mmJ. L = l, = 51mm 63(7)擋油環d n =60 43.37 =2602.2mm .r/min ：二 2

33、105mm r/min所以軸承采用脂潤滑，需要擋油環。取A3 = 10mm(8)軸的強度校核按彎矩，扭矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示：A .決定作用在軸上的載荷： 32T 2 728 86 10 一圓周力Ft = 4262 N （d為大齒輪的下圓直徑）d342徑向力 Fr =Ft tana =4301 黑 tan200 =1551 N （ ct 為嚙合角）B .決定支點反作用力及彎曲力矩：a =l1 l2 0.5B =（82 49 0,5 31）mm =146.5mmb =0,5B 12 9 0.5l4 =0.5 31 21 0.5 82 77.5mmc =0,5L 1 12 0.5B =

34、0.5 82 9 12 0.5 31 77.5mm 45L , 一一1 一一支承反力 Frbh = Frch =Ft = 2131n2Ft = 4262 NFr =1551Na = 146.5mmb = 77.5mmc = 77.5mmMih =165N mM ih = 60N mM ih = 176N m截面 I-I 的彎曲力矩 M IH =FRBHb =2131M77.5M10*N m = 165N m.L , 一一1 一.支承反力 Frbv =Frcv =Fr =775.5N2截面 I-I 的彎曲力矩 M'ih =FRBVb = 775.5m77.5m104N m=60N .m合

35、成彎矩 M''ih = ., M2ih M'2ih = .,1652 602 N m = 176N m軸上的轉矩T=728.86N，m,軸的當量彎矩圖同高速軸，同理可以 判斷截面I-I彎矩值最大，而截面 口-口承受純扭，故校核這兩個截 面。c.計算截面i-i與n-n的直徑：已知軸的材料為45鋼，正火，其 QB=600MPa ；查書P262表12-3 得：61b =55MPa ,仃0b =95MPa。則0 1bl 55二=b0.580 0b95截面I-I處的當量彎矩M I' =,：M ''2ih(: T)2 = ;1762 (0.58 728.86

36、)2 =458N m軸截面n -n處的當量彎矩Mn =v'(aT)2 =o(T =0.58m728.86N m=423N m故軸截面I-I處的直徑d13458 100.1 55=43.67mm因為在截面I-I處有一鍵槽，所以軸的直徑要增加 3%即為44.98mni前面取d5 = 62mm a44.98mm ,故強度合適。軸截面n-n的直徑d2M；*423X1030.1 Jb】0.1 55=42.53mm因為在截面n-I!處有一鍵槽，所以軸的直徑要增加3%即為43.80mm前面取d1 =50mm >43.80mm ,故強度合適。八、軸承的選擇與校核1、高速軸的軸承校核(1)前面已選

37、擇代號為6308的深溝球軸承基本尺寸 d=40mm,D=90mm B=23mm安裝尺寸 damin =49mm,Damax = 81mm,rasmax = 1.5mm oMI =458N m M n =423N m基本額定動載荷 Cr =40.8KN ,基本額定靜載荷 Cor =24.0KN(2)計算當量動載荷：徑向載荷 FrB =Frc = F2rch F2rcv = 2185.52 795.52 = 2186N軸向載荷FaB = Fac =0aB acP = 2404N因為Fa/c0r =0,所以查書P298表13-7得e =0.20又因為Fa/Fr =0 ce,所以查書P298表13-7

38、得X =1,Y = 0根據軸承的工作情況，查書 P299表13-8得載荷系數f =1.1 p當量載荷P = fp(XFr YFa) =1.1 (1 2186)N =2404N(3)計算必需的額定動載荷:nzLhC = P3,16667205.13 8 300 16fp =2404 31.1N16667= 20598N ： 40800N(4)求軸承壽命Lh10:Lmo16667 C丁。)1666740.8 3()=397196 Lh205.132.404故所選軸承滿足要求。2、低速軸的軸承校核(1)前面已選擇代號為 6312的深溝球軸承基本尺寸 d=60mm,D=130mmB=31mm安裝尺寸

39、damin =72mm,Damax = 118mm, rasmax = 2.1mm。基本額定動載荷 Cr =81.8KN ,基本額定靜載荷 Cor =51.8KN(2)計算當量動載荷：徑向載荷 FrB = Frc = . F2rch F2rcv = 21312 77552 = 2268N軸向載荷FaB = Fac =0aB ac因為Fa / C0r =0,所以查書P298表13-7得e =0.20又因為Fa/Fr =0 <e,所以查書P298表13-7得X =1,Y = 0根據軸承的工作情況，查書 P299表13-8得載荷系數f =1.1 pP = 2494N當量載荷P =fp(XFr

40、YFa) =1.1 (1 2268)N =2494N(3)計算必需的額定動載荷:P3 n3Lh fp16667 p二 249443.37 8 300 16166671.1N-12730N 二81800N(4)求軸承壽命Lh10 ：Lh1016667/C、； 16667 , 81.8、3(一) 二 ()n P 43.372.494= 13559341 Lh故所選軸承滿足要求。九、鍵的選擇與校核、高速軸與帶輪的連接鍵(1)選擇鍵的類型和基本尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵根據 d=30mm查手冊 P51 表 4-1 得 b =8mm, h = 7mmL=1.5d=45mm,

41、根據鍵的標準長度，選擇 L = 45mm軸 t=4.0mm,轂 t1=3.3mm R=b/2=4m(2)校核鍵聯接的強度2T22 157.36 10330N =10491Nb = 8mm, h = 7mmL = 45mm工作長度 l =L -2R =45-8=37mm由書P105公式(7-20)驗算鍵的擠壓強度:2F 2 10491aP =組=2 10491 MPa =81 01MPahl 7 37由書P105公式(7-21 )驗算鍵的剪切強度:F 10491 一一強度符合F =2=10491 MPa =35 44MPa bl 8 37由書P106表7-3查得不動的連接45鋼，載荷平穩,仃p=

42、125150MPa, 且 =120MPa因為ap <Op, T <叮，所以所選鍵符合條件。取鍵標記為：8 X 7 X 45AGB/T 1096-2003b = 18mm, h = 11mmL = 90mm2、低速軸與大齒輪的連接鍵(1)選擇鍵的類型和基本尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵根據 d=62mm查手冊 P53 表 4-1 得 b =18mm, h =11mmL=1.5d=93mm,根據鍵的標準長度，選擇 L=90mm軸 t=7.0mm,轂 t1 =4.4mm R=b/2=9mm（2）校核鍵聯接的強度2 728.86 10362N =23512N工作長

43、度 l =L -2R =90-18=72mm由書P105公式（7-20）驗算鍵的擠壓強度：2Ft2 23512:. p = =MPa = 59.37MPahl 11 72由書P105公式（7-21 ）驗算鍵的剪切強度：- 23512 MPa=18.14MPabl 18 72由書P106表7-3查得不動的連接45鋼，載荷平穩,仃p=125150MPa,且 =120MPa因為仃p <Op, T <T,所以所選鍵符合條件。取鍵標記為：18 X 11 X 90AGB/T 1096-20033、低速軸與聯軸器的連接鍵（1）選擇鍵的類型和基本尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用

44、平鍵 根據 d=50mm查手冊 P51 表 4-1 得 b = 16mm, h = 10mm L =1.5d = 75mm,根據鍵的標準長度，選擇 L = 70mm 軸 t=6.0mm,轂匕=4.3mm R=b/2=8mm（2）校核鍵聯接的強度2T32 728.86 103 KlKlFt =N = 29154.4N50工作長度 l = L -2R =70-16=54mm由書P105公式（7-20）驗算鍵的擠壓強度:2Fthl2 29154 4 _2 29154.4 MPa =107 98MPa10 54由書P105公式（7-21 ）驗算鍵的剪切強度：Ft29154.4=MPa = 33.74

45、MPabl 16 54由書P106表7-3查得不動的連接45鋼，載荷平穩,燈p =125150MPa,且.=120MPa因為0rpUp, 丁 <1,所以所選鍵符合條件。取鍵標記為：16 X 10 X 70AGB/T 1096-2003十、聯軸器的選擇聯軸器主要是用來連接兩軸，傳遞運動和轉矩的部件，也可以用于軸和其它零強度符合b = 16mm, h = 10mmL = 70mm強度符合件的連接以及兩個零件(如齒輪和齒輪)的相互連接。1、類型選擇：為了隔離振動和沖擊，選用彈性柱銷聯軸器2、載荷計算：考慮機器啟動時的慣性力及過載等影響，在選擇和校核聯軸器時，應以計算轉矩Tc為根據。Tca 94

46、7.52N mLT9型彈性套柱銷聯 軸器前面已經求得公稱轉矩：T3 =728.86N m查書P313表14-1,選取K。=1.3a轉矩 % =(丁3 =1.3 728.86N m 947.52 N m查手冊P92表8-5,選LT9型彈性套柱銷聯軸器，公稱轉矩為1000 Nm,許用 轉速為 2850r/min 。十一、減速器潤滑方式、潤滑劑及密封裝置齒輪采用浸油潤滑1、潤滑劑及潤滑方式：潤滑的目的在于減少磨損，減少摩擦損失及發熱，以保 證減速器正常工作。對于一級圓柱齒輪減速器：(1)由于轉速較低，因此減速器的齒輪需要采用浸油潤滑，浸油深度為大齒輪的齒頂圓到油池底面的距離不小于3050mm由手冊P

47、85表7-1選全損耗系統用油滾動軸承用潤滑脂 潤滑(GB443-1989),代號為L-AN15, 40c時的運動黏度為 13.516.5 mm2 / S ,傾點 W-5C,閃點(開口)> 150 C,此油主要用于小型機床齒輪箱，傳動裝置軸承， 中小型電機以及風動電具等。二dm-3 14 342 43 37(2)由于大齒輪的圓周速度 v = 一=-'m/s =0 78m/s.因6000060000此減速器的滾動軸承可以用潤滑脂潤滑，由手冊 P81表7-2選取通用鋰基潤滑脂(GB 7324-87),代號為ZL-1,滴點不低于170C,有良好的耐熱性和耐水性。適用于溫度在-20 C12

48、0 c范圍內各種機械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑2、密封性是為了保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精細，其表面粗度應為 6.3。密封的表面要經過刮研。而且，凸緣聯接螺柱之間的 距離不宜太大，并勻均布置，保證部分面處的密封性。當軸伸出機體外面時，軸承端蓋通孔處必須有可靠的密封裝置，以防止潤滑劑泄 漏及灰塵，水分進入軸承。此設計中選用氈圈油封，材料為粗羊毛。(1)因為高速軸中d2=35mm,查取手冊P85表7-12氈圈油封基本尺寸為 d1 =34mm, D1 =49mm, B1 =7mm槽的基本尺寸為 d0 = 36mm, D0 =48mm,b =6mm(2)

49、因為低速軸中d2=58mm,查取手冊P85表7-12氈圈油封基本尺寸為 d1 5 58mm, D1 =80mm, B1 =8mm槽的基本尺寸為d0 =61mm, D0 =78mm,b =7mm十二、箱體結構的設計減速器的箱體采用灰鑄鐵(HT200)制成，采用剖分式結構為了保證齒輪嚙合質量，H 7大部分端蓋分機體米用 H1配合.is61 .箱體本身須有足夠的剛性，以免箱體在內力或外力作用下產生過大的變形。為了增 加減速器的剛性以及散熱面積，箱體上外常加有外肋。為了便于安裝，箱體通常做成 剖分式，箱蓋與底座的剖分面應與齒輪軸線平面重合。2 .考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度較小于，

50、故采用浸油潤滑，同時為了避免油攪得沉渣濺起，大齒輪頂圓與油底面的距離H取40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面粗糙度為63Vo3 .對附件設計A窺視孔蓋和窺視孔：在機蓋頂部開有窺視孔，是為檢查齒輪嚙合情況及向箱內4而設置的。不僅能看到傳動零件嚙合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋，機體 上開窺視孔與凸緣一塊，便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用 鑄鐵制成。B油塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，平時 放油孔用油塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成油塞頭部的支 承面，并加封油圈加以密封。C油標：油標位于便于觀察減速器油面及油面的穩定之處。油尺安置的部