1、課程設計說明書題目：二級學院 年級專業 學號學生指導教師 教師職稱目錄第一部分緒論1第二部分 課題題目及主要技術參數說明 12.1課題題目 12.2主要技術參數說明 12.3傳動系統工作條件 12.4傳動系統方案的選擇 2第三部分減速器結構選擇及相關性能參數計算 23.1減速器結構 23.2電動機選擇 23.3傳動比分配 33.4動力運動參數計算 3第四部分齒輪的設計計算44.1齒輪材料和熱處理的選擇 44.2齒輪幾何尺寸的設計計算 44.3齒輪的結構設計 8第五部分軸的設計計算 105.1軸的材料和熱處理的選擇 105.2軸幾何尺寸的設計計算 10按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑 11軸的結

2、構設計11軸的強度校核 14第六部分軸承、鍵和聯軸器的選擇166.1軸承的選擇及校核 166.2鍵的選擇計算及校核 176.3聯軸器的選擇 18第七部分 減速器潤滑、密封及箱體主要結構尺寸的計算 187.1潤滑的選擇確定187.2密封的選擇確定187.3減速器附件的選擇確定 197.4箱體主要結構尺寸計算 19第八部分總結20參考文獻 21計算及說明第一部分緒論隨著現代計算技術的發展和應用，在機械設計領域，已經可以用 現代化的設計方法和手段，從眾多的設計方案中尋找出最佳的設計 方案，從而大大提高設計效率和質量。在進行機械設計時，都希望得 到一個最優方案，這個方案既能滿足強度、剛度、穩定性及工藝

3、 性能等方面的要求，又使機械重量最輕、成本最低和傳動性能最 好。然而，由于傳統的常規設計方案是憑借設計人員的經驗直觀判 斷，靠人工進行有限次計算做出的，往往很難得到最優結果。應用最 優化設計方法，使優化設計成為可能。斜齒圓柱齒輪減速器是一種使用非常廣泛的機械傳動裝 置，它具有結構緊湊、傳動平穩和在不變位的情況下可湊配中心距 等優點。我國目前生產的減速器還存在著體積大，重量重、承載能力 低、成本高和使用壽命短等問題，對減速器進行優化設計，選擇最佳 參數，是提高承載能力、減輕重量和降低成本等完善各項指標的一種 重要途徑。培養了我們查閱和使用標準、規、手冊、圖冊及相 關技術資料的能力以及計算、繪圖數

4、據處理、計算機輔助設計方第二部分 課題題目及主要技術參數說明2.1課題題目一級斜齒圓柱齒輪減速器（用于帶式輸送機傳動系統中的減速器）2.2主要技術參數說明F=2.3KNV=1.5m/sD=300mm輸送帶的最大有效拉力F=2.3KN，輸送帶的工作速度V=1.5m/s, 輸送機滾筒直徑D=300mm。2.3傳動系統工作條件帶式輸送機連續單向運轉，載荷較平穩，兩班制工作，每班工作8小時，空載啟動，工作期限為八年，每年工作 280天；檢修期間隔 為三年。在中小型機械廠小批量生產。2.4傳動系統方案的選擇.山AIIX圖2-1帶式輸送機傳動系統簡圖第三部分減速器結構選擇及相關性能參數計算3.1減速器結構

5、本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。3.2電動機的選擇1）工作機輸出功率：廠FV_2300 1.5 門P wk w = 3.45kw1000 10002）傳動效率：查機械設計課程設計P:10表2-4 V帶傳動10.96 滾動軸承：2 0.96 斜齒輪傳動：8級精度的一般齒輪傳動（油潤滑）30.98 聯軸器：彈性聯軸器4 0.99 滾筒：5 0.96總傳動效率1 22 3 4 5 0.823）電動機輸入功率PdPdPv3.45 4.21kw總0.82因電動機額定功率Ped需要略大于Pd即可，由附表3 1查出Y系 列三相異步電動機的技術參數，選電動機額定功率Ped 5.5kw。4）轉速Pw 3.

6、45kw總=0.82Pd 4.21kwPed5.5kw工作機滾筒轉速為：60 1000 V 60 1000 1.5“.n95.54r/minD3.14 300由于總傳動比等于齒輪的傳動比與帶的傳動比之積，查(機械設計課程設計指導書)附表1圓柱齒輪傳動其傳動比常用值：3-6V帶傳動其傳動比常用值：2-4則總傳動比1總合理圍為：6-24故電動轉速的大致可選圍為n 1 總"=(6-24)x 95.54=573r/min2293r/min對額定功率為5.5kw的丫系列電動機而言，可供選擇的同步轉速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min,取轉速為 1000 r/mi

7、n. 型號為Y132M2-65)由機械設計課程設計P235表 20-1選丫132S-4型電動機，主要技術數據如下：n=95.54r/m in電動機型號：Y132M2-6i 總 9.46心、帶傳動比：i13齒輪傳動比：i23.4n0960r / mini 320r / minn294.12r / minn394.12r /mi n型號額定功率(KW)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩 額定轉矩最大轉矩 額定轉矩Y132M2-65.59602.12.2表3-1電動機的型號3.3傳動裝置的總傳動比及其分配系統總傳動比查資料可知電動機的轉速n =1140r/min1根據關系式i總得：nn960 “cli

8、總10.05n 95.54參考機械設計課程設計P:5表2-1：取取V帶傳動i1 3貝齒輪的的傳動比i2魚 1005 3.35 3.4i133. 4動力動力參數的計算1)每個軸的轉速電動機輸出軸的轉速n° n 960r / min小齒輪軸1的轉速n1皿960 320r / mini13大齒輪軸II的轉速n2 ni320 94.12r/mini23.4滾筒軸的轉速n3 n294.12 r/min3）每個軸的輸入功率電動機輸出軸的輸入功率 p0 pd 4.21kw小齒輪軸I的輸入功率P1 P0 1 4.21 0.96 4.04kw大齒輪軸II的輸入功率P2P 2 3 4.04 0.96 0

9、.98 3.80kw滾筒軸的輸入功率 £ P2 2 43.8 0.96 0.99 3.61kw4）各個軸的轉矩計算電動機輸出軸的轉矩：T0955009550n。小齒輪軸I的轉矩：RT1955019550大齒輪軸II的轉矩：P2T2955029550滾筒軸的轉矩：4.2196041.88N m4.04320120.57 N m3.80385.57N m94.12T39550 P'95503.61n394.12366.29N mp04.21kwR 4.04kwP23.80kwP33.61kwT041.88N mT1120.57N mT2385.57 N mT3366.29N m以

10、上計算結果列表如下:軸名功率P/KW轉矩/(N m)轉速n/(r/mi n)電動機軸4.2141.88960. 00小齒輪1軸4.04120.57320. 00大齒輪II 軸3.80385.5794.12滾筒軸3.61366.2994.12表3-2參數結果第四部分齒輪的設計4.1齒輪材料和熱處理的選擇:材料選擇：由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為45Cr調質, 齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為240HBS。 二者材料硬度差為40HBS4.2齒輪幾何尺寸的設計計算1選擇精度等級及齒數1）按圖2-1傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，設計為通

11、用減速器，故選用7級精度（GB10095-88）3）由于傳動過程中粉塵較多選用閉式傳動，故選用小齒輪齒數 為 Zi=24,大齒輪齒數 Z2=24 3.2=76.8取 Z2=77。4）選取螺旋升角：初選螺旋升角14。2 按齒面接觸強度設計：按機械設計（10-21）試算，即（1）確定公式的各計算數值1）試選心=1.6。2） 由機械設計217頁圖10-30選取區域系數Zh =2.43303）由機械設計215頁圖10-26查得：1=0.78,2=0.87,則12 1.65。4）由機械設計表3-6選取齒寬系數 d 1。5）由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數：1ZE 189.8MPa 26）由機械

12、設計圖10-21C、d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlm1 600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 2550MPa7）由表3-2查得小齒輪傳遞的轉矩：T1142.39 N m 142390N mm8）由式機械設計式10-13計算應力循環次數8N160n1jlh 60 320 1 （2 8 300 10）9.216 1089.216 10“8N22.88 103.29）由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數Khn1 0.90;K HN2 0.9510）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%, 安全系數T1=142390N mmN2=142390N mm2c Q 2 1.6

13、 1423904.22.433 189.8一 “ 舟廿S 3164.80 mm =1,由機1 1.653.2531.25械設計式10-12得Kh1HN1 lim10.9 600 540MPaSh 2 KhN2 lim20.95 550 522.5MPaS許用接觸應力：hH 1 H 2540522.5 MPa 531.25 MPa2 2（2）計算1）計算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1t2）計算圓周速度d1tq3.14 64.80 320 ,v m/s 1.1m/ s60 1000 60 10003）計算齒寬b及模數mntbdd1t 1 64.80 64.80mmd1t cos64.80

14、 cos14°'“mnt 2.62mmZ24h 2.25m”2.25 2.62 5.895mmb/h 64.8010.995.8954）計算縱向重合度= 0.318 dz1 tan0.318 1 24 tan14° 1.9035）計算載荷系數K由機械設計查表 10-2得使用系數kA =1，根據v=1.1m/s,7 級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數kv 1.1 ;由機械設 計表10-4查得kH 1.42 ；由機械設計圖10-13查得kF 1.35；由表10-3查得kHkF1.4故載荷系數 k= kAkvkH kH1 1.11 1.4 1.422.216）按實際

15、的載荷系數校正所算得的分度圓直徑由機械設計 式（10=10a）得：d1 d1tK 64.80 J221 72.17mmktV 1.67）計算模數mnv =1.1m/sb=64.80mm mnt=2.62h=5.895d1=72.17mmmn=2.92由機械設計式（10-17)mn3 2kT1Y cos2YFaYsa1.11.4 1.352.101.903，從機械設計圖10-28查得螺Zv23 cosZ2 飛 cos10-5查得 YFa1 2.592 YFa22.2110.85 500303.57 MPa1.40.88 3801.4并加以比較F2.592 1.596303.57丫Fa 1丫Sal

16、F 1YFa2Ysa20.013632.211 1.774238.860.0164224gdco 7217 cos14。2.92mm3 按齒根彎曲強度設計（1）確定計算參數1）計算載荷系數kkAkvkF kF 12）根據縱向重合度 旋角影響系數Y 0.883）計算當量齒數2426.27 cos 145 84.29cos 144）查取齒形系數 由機械設計表5）查取應力校正系數由機械設計表10-5查得Ysa1 1.592 Ysa2 1.7746）由機械設計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 500MPa，查得大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2 380MPa。7）由機械設計圖10-18取彎

17、曲疲勞壽命系數 kFN1 0.85kFN2 0.88。8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由機械設計式（10-KfN 1 FE1 F 1 S238.86 MPaKFN 2_FE 2 F 2 S9）計算大小齒輪的YFaYSaF 2小齒輪的數值較大（10）設計計算m.3.'2 210 °88 14239010 (cos14)0.016421 242 1.65乙 23Z2742.65 mma 149.95mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞計算的法面模數，可取彎曲疲勞計算的法面模數mn 2.65mm ,并就近圓整為標準值m*3.0mm，

18、已滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得分度圓直 徑d172.17mm來計算應有的齒數。于是由d1 cos72.17 cos14o-123.34取乙(1)計算中心距(乙 Z2)mna 2cos將中心距圓整為mn23,則 Z223 74uz3.2 23 7432 cos14o150mm149.95mmd171.13mmd2228.87 mm按圓整后的中心距修正螺旋角Z1 Z2 mnarccos arccos2a因值改變不多,故參數a,K(3)計算大小齒輪的分度圓直徑23cos23 743o 0 ' 14.07° 1404 1 2 2 150,Zh不必修

19、正.d2Z2 0cos(4)計算齒輪寬度：b dd1圓整后取B275mm, B1大齒輪有關參數整理于下表：cos14.07o74 3cos14.07o71.13mm228.87mm1 71.13.80 mm71.13mmB1 80mmB2 75mm齒輪名模數mn/mm齒數Z齒寬B/mm分度圓 直徑d/mm螺旋角/度小齒輪3238071. 1314o412''大齒輪37475228. 8714o412''表面4-14. 3齒輪的結構設計1.確定齒輪的外形尺寸(以大齒輪為例)齒頂圓直徑 da d 2ha d 2mn 228.872 3mm 234.87mm因齒頂。圓

20、直徑大于160mm,而又小于500,故選用腹板式結構為 宜。其他有關尺寸按機械設計圖 10-39推薦用的結構尺寸設計 并繪制大齒輪零件圖如圖4-1所示有關尺寸參數：圖 10-39da d 2ha d 2mn 228.872 3mm 234.87mm取D4 dn 55mm ,dn為U軸安裝大齒輪處的軸徑。D31.7D493.5mm，圓整為 90mmD0 da2 12mn 234.87 24 3 198.87mm，圓整為 195mm D20.3(D。 D3)0.3 (195 90)31.5mm,圓整為 35mmD1=D0 3=142.5mm,圓整為 145mm2C 0.25 B20.2 75 15

21、mmn 0.5mn 0.5 3 1.5mm r 5mm2. 確定檢驗項目及其允許值大齒輪分度圓直徑為234.87mm,查互換性與測量技術基礎 表 10-6 到 10-9,得：單個齒距極限偏差fpt 0.013mm齒距累積總公差Fp 0.05mm螺旋線總公差F 0.016mm3. 確疋中心距極限偏差f中心距為149.95,查互換性與測量技術基礎表10-1得f0.020，因此，中心距表示為： a 149.95 0.020mm2fpt0.013mmFp 0.05mmF 0.016mma 149.95 0.020mm4確定確定最小側隙和齒厚偏差（1 ）確定最小側隙jbnmin，由互換性與測量技術基礎式

22、（10-4）得：2jbnmin -（0.060.005a）0.03mm0.14mm3（2） 確定齒厚上偏差Esns，由互換性與測量技術基礎式10-9 得：Esnsjbnmin 00.14 00.0745mm2cos 20° 2cos 20°取負值為Esns0.075mm（3） 確定齒厚下偏差Esni，查互換性與測量技術基礎表10-5 得：切齒徑向進刀公差br IT 90.115mm按式10-10計算Tsn Jf； b2 2ta n2O0 Jo.0392 0.1152 2ta n2O00.088mm所以，Esni Esns Tsn0.075 0.0880.163mm5.確定齒

23、坯精度（1）孔尺寸公差，查互換性與測量技術基礎表10-12得IT 7，即 50H 7。（2） 齒頂圓直徑偏差，查互換性與測量技術基礎表10-12 得0.05m0.05 30.15mm（3）查互換性與測量技術基礎表10-13得，端面圓跳動公差和頂圓徑向圓跳動公差為0.022mm。（4）齒坯表面粗糙度由互換性與測量技術基礎表10-14查得齒面Ra的上限值為1.25 m，由表10-15查得齒坯孔表面Ra的上限值為1.25 m，端面Ra的上限值為2.5 m，頂圓Ra的上限值為3.2 m，其余加工表面 粗糙度Ra的上限值取12.5 m五部分軸的設計計算5.1軸的材料和熱處理的選擇選取軸的材料為45鋼，調

24、質處理。查機械設計表 15-1，可知b 640Mpa, s 275Mpa, 1155Mpa,1 60Mpa5.2軸幾何尺寸的設計計算i.n軸的設計(1) 由表3-2可知軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2F24.63KWn2101.59r / minT2439.56N m(2) 初定軸的最小直徑先按機械設計式(15-2 )初步估計軸的最小直徑。材料為 45鋼，調質處理。根據機械設計表15-3，取A 1181 1一F 24 632從動軸：d1min A 211842.1mm壓101.591 1F 24772主動軸：d2min A 118 :29.0mmn1101.59輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸

25、器處軸的直徑 d (參看 圖5-2)，為了使所選的軸直徑d 與聯軸器的孔徑相適合，故先 選聯軸器。聯軸器的計算轉矩KaT2，查機械設計表14-1,考慮 到轉矩的變化很小，故Ka=1.3,，則:Tea Ka T2 1.3 439560 N m 571.428 N m按照計算轉矩Tea要小于聯軸器公稱轉矩的條件，又由于減速 器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題， 查標準GB/T4323-2002，選用彈性柱銷聯軸器，型號為:LT8型聯軸 器,其公稱轉矩為:710N m 571.428N m。半聯軸器的孔徑：d|45mm,故取d45mm，半聯軸器軸孔長度L1112mm,半聯軸器與

26、軸配合的轂孔長度為：L| 60mm。即取 d1min 45mm。(3) 軸的結構設計1) 擬定軸上零件的裝配方案經綜合分析，選用從動軸上零件的裝配方案見圖 5-1所示的裝配方案。(a)從動軸的裝配(b)主動軸的裝配方案圖5-1主、從動軸的裝配方案軸的材料為45鋼 調質處理(2)根據軸向定位要求確定軸各段直徑和長度1) 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，1 II軸段右端需制出一 軸肩，由定位軸肩高度h=(0.07-0.1)d,故取II III段的直徑d| hi 50mm,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑 D 55mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度：L)112mm,為了保證軸 端擋圈只壓在

27、半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故段的長度應比L1 略短2-3mm,取:lI II 110mm。2) 初步選擇滾動軸承，因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據:dii “I 50mm.由機械設計簡明手冊，初步選取0基本游隙組、標準精度級的單 列圓錐滾子軸承30310型，其尺寸:d D T 50mm 110mm 29.25mm，故 dH iv dvi vii 50mm右端軸承米用軸肩定位，由定位軸肩高度 h=(0.07-0.1)d,軸肩高 度取h=2.5mm,因此dv v 60mm。而左端滾動軸承采用套筒進行軸 向定位，3) 取安裝齒輪處軸段的直徑：div

28、v 55mm，齒輪左端與左軸 承之間米用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使套筒端 面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度2-3mm,故取：liv v 72mm,齒輪右端米用軸肩定位，軸肩咼度h 0.07d ,取 h 2.5mm,則軸環處的直徑：dv vi 50 2h 60mm。4) 軸承端蓋的總寬度為：20mm (由減速器及軸承端的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取 端蓋的外端與半聯軸器右端面間的距離l 30mm故取11| hi 50mm。5) 取齒輪距箱體壁距離為：a 16mm，考慮到箱體的鑄造誤差， 在確疋流動軸承位置時，應距箱體壁一段距離s,

29、取s=8mm,已知滾動 軸承寬度T=29.25mm 30mm，貝Ul| IV T s a (75 72) 30 8 16 3 57mm, 同理可算出：lv VI s a 16 8 24mm.至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度軸上零件的周向定位齒輪,半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接1) 齒輪與軸的連接按div v 55mm查機械設計表6-1,得平鍵截面b h 16mm 10mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工，根據鍵長等于或略小于 轂長度，即 L=B- (5-10) mm，故取:L=63mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸 的配合為:H 7門62) 半聯軸器與軸的聯接，查機械設

30、計表6-1,選用平鍵 為:b h L 14mm 9mm 100mm,半聯軸器與軸的配合為：7 。k6滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的 直徑尺寸公差為：m6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參照機械設計表15-2,取軸端倒角為:1.6 45，各軸肩處圓 角半徑取R2主、從軸尺寸結構簡圖如圖5-2所示：d1min 45mm彈性柱銷聯軸器， 型號為:LT8型聯 軸器d| hi 50mmd| Iv 50mmdvi vii dIV V dv vi50mm55mm60mm（5）求軸上的載荷1）首先根據軸的結構圖（圖5-3）做出軸的受力簡圖如圖（5-2） 確定軸承的支點位置，對30310型

31、圓錐滾子軸承，由機械設計簡明 手冊中查得a=23mm。因此，作為簡支梁的軸承支承跨距F應1BL1什y -JD 、77水平彎毎1IMIWnTrrrrrnrTTT垂直彎矩11JW合成彎矩|11 1 1 1 N 1 LL|4I L.T TnTTrnrrnrnTrTnn1 1扭矩_1-TL2 L371.5mm 38.5mm 110mm，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖，可看出截面處計算彎矩最大，是軸的危 險截圖5-3軸的載荷分析圖（6）按彎扭合成應力校核軸的強度ll II1 II Ill1 IV V1III IV1V VI110mm50mm72mm57mm24mm垂直面：MviM n

32、V2 FnV2 L365 38.52503 N mm計算總彎矩：由公式MM1 xMh2 Mv12M2Mh2 Mv12 27463 1076792294987N mm274632" 25032274643N mmFt 3841NFr 1441NFa 963N1）作用在齒輪上的力,如圖5-3所示切向力：Ft2T22439560 N 3841Nd2228.87徑向力:Frtan Ft3841tan 20°1441Ncoscos14 412軸向力FaFt tan3841tan 14°412''963 N2）求作用于軸上的支反力，如圖5-3所示水平面支反力：

33、FNH1 1344N FNh2 2497N垂直面支反力：Fnvi 1506N Fnv2 65N3）作出彎矩圖分別計算水平面和垂直面各力產生的彎矩水平面：Mh FtL2274632 N mmFnvi L21506 71.5107679N mm.2949872(0.6 439560)220.1 5523.8MpF NH11344NF NH 22497NF NV11506NFnV265NMh274632N.mM V11076794）作出扭矩圖:T2439560N m，如圖5-3所示。5）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖（圖5-3）中可以看出截面C是 軸的危險截面。根據機械設計式

34、（15-5）及上述數據，以及軸 單向旋轉、扭轉切應力為脈動循環變應力，取0.6軸的計算應力:前選定軸的材料為45鋼，調質處理，上述過程中已查得 J 60MPa，因此ca 1，故安全。N.mMv2 2503 N.mM1294987 N.mM 22746436）根據從動軸的設計方法同樣可以定出主動軸的尺寸，由于方法類 似，這里不重復，主、從動軸尺寸見圖5-2。N.mT2439560 N m(a)王動輪尺寸結構簡圖(b)從動軸尺寸結構簡圖 圖5-2主、從軸尺寸結構簡圖T nvii第六部分軸承、鍵和聯軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核(1) 由上述軸的結構設計已初步選擇單列圓錐滾子軸承30310型, 2

35、個為從動軸承。(2) 計算軸承壽命：圓錐滾子軸承30310,相關參數查機械設計簡明手冊得：Cr 76.91KN , ft 1.00, fp 1.2, e 0.31N,Y1.9圖6-1受力簡圖從動軸承選圓錐1）畫軸力簡圖如圖6-1所示，求軸向力卩酹化2 :Fr1 、. FNH1FNV12019N,Fr2Fr12019r1531N， Fd22Y 2 1.9且已知Fae 963NQ Fd2 Fae 6579631620N軸承I被壓緊，軸II被放松。Fa1 Fae Fd2 432N , Fa2 Fd 22）計算當量動載荷Fa1 432N0.21 e 0.31NFr1 4019N查機械設計表13-5得X

36、11,YFa2 657N0.26 e 0.31NFr2 2498N查機械設計表13-5得X2 1,Y2fp X1 Fr1 1.2 1 2019NF d1xFFr22YFd1滾子軸承，型號:30310（ 2 個）PP2NH2FNV22498N2498 657N2 1.9531N657N。02423Np X2 Fr2 1.2 1 2498N2998N3）P2 P可知P2是危險軸承。根據機械設計式（13-5a）計算軸承壽命，對于滾子軸承31061 76.91 10360 101.592998預期壽命為：10年，兩班制L 10 300 8 248000h Lh因此軸承壽命合格。Lh106 ftCr60

37、n P1038164983h與齒輪連接處鍵14 9 100與齒輪連接處鍵16 10 636.2鍵的選擇計算及校核（1）與半聯軸器配合軸段處的鍵，在軸的結構設計中已選用 圓頭平鍵b h L 14mm 鋼，其許用擠壓應力pFt 4000T2p hl hld則該鍵強度足夠，合格。（2）與大齒輪配合軸段處的鍵，用圓頭平鍵b h L 16mm 10mm45鋼，其許用擠壓應力p9mm 100mm選擇 45120Mpa4000 43956050.5Mpa p9 8645選擇在軸的結構設計中已選63mm120MpaFt 4000T24000 439560 _ _p268.0Mpa pp hl hld 10 4

38、7 55p則該鍵強度足夠，合格。6.3聯軸器的選擇聯軸器的計算轉矩Tea KaT2，查機械設計表14-1，考慮到 轉矩的變化很小，故Ka=1.3,，則:Tea Ka T21.3 439560 N m 571.428 N m按照計算轉矩Tea要小于聯軸器公稱轉矩的條件，又由于減速器 載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，查 標準GB/T4323-2002，選用彈性柱銷聯軸器，型號為:LT8型聯軸器, 其公稱轉矩為：710N m 571.428N m。半聯軸器的孔徑：d| 45mm,故取d45mm，半聯軸器軸孔長度L1112mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度為：L| 60mm彈性柱

39、銷聯軸器， 型號為:LT8型聯 軸器齒輪浸油潤滑，用150號機械油軸承脂潤滑，用ZL 3型潤滑脂型號公稱轉矩許用轉速軸孔直徑軸孔長度外徑軸孔類型軸孔材料LM5710N m2400r/mi n45mm112mm190mmY型HT200表6-1 LT8型彈性柱銷聯軸器參數第七部分 減速器潤滑、密封及箱體主要結構尺寸的計算7.1潤滑的選擇確定1. 齒輪v 1.08m/s= 12m/ s，應用噴油潤滑，但考慮成本需選 用浸油潤滑。選用150號機械油（GB 443-1989），最低 最高油 面距（大齒輪）1020mm,需油量為1.5L左右。2. 軸承采用潤滑脂潤滑。選用ZL 3型潤滑脂（GB 7324-1987）， 用油量為軸承間隙的丄：丄為宜。327.2密封的選擇確定（1）箱座與箱蓋凸緣結合面的密封選用在結合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）觀察孔和油孔等處結合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封。（3）軸承孔的密封軸的外伸端與透蓋間的間隙，由于 v 3m/ s，故選用半粗羊毛 氈加以密圭寸。（4）軸承靠近機體壁處用擋油環加以密封，防止潤滑油進入 軸承部。7.3減速器附件的選擇確定減速器附件包括螺栓、螺母、墊圈、銷、油標尺、通氣器，附 件參數見表7-1。名稱功用數量材料規格