1、機械設計減速器設計說明書 班 號：T1343-6 專 業：汽車服務工程 學 號：20130430615 學生姓名：袁正羽 指導教師： 日 期：目 錄第一部分 設計任務書.4第二部分 傳動裝置總體設計方案.5第三部分 電動機的選擇.5 3.1 電動機的選擇.5 3.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比.6第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數.7第五部分 V帶的設計.8 5.1 V帶的設計與計算.8 5.2 帶輪的結構設計.11第六部分 齒輪傳動的設計.12第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計.18 7.1 輸入軸的設計.18 7.2 輸出軸的設計.23第八部分 鍵聯接的選擇及校核計算.2

2、9 8.1 輸入軸鍵選擇與校核.29 8.2 輸出軸鍵選擇與校核.29第九部分 軸承的選擇及校核計算.30 9.1 輸入軸的軸承計算與校核.30 9.2 輸出軸的軸承計算與校核.30第十部分 聯軸器的選擇.31第十一部分 減速器的潤滑和密封.33 11.1 減速器的潤滑.32 11.2 減速器的密封.33第十二部分 減速器附件及箱體主要結構尺寸.33設計小結.36參考文獻.36第一部分 設計任務書一、初始數據 設計一級直齒圓柱齒輪減速器，初始數據F = 2000 N，V = 1.2m/s，D = 220mm，設計年限（壽命）：10年，每天工作班制（8小時/班）：1班制，每年工作天數：300天，

3、三相交流電源,電壓380/220V。二. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯接設計9. 箱體結構設計10. 潤滑密封設計11. 聯軸器設計第二部分 傳動裝置總體設計方案一. 傳動方案特點1.組成：傳動裝置由電機、V帶、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，V帶具有緩沖吸振能力，將V帶設置在高速級。選擇V帶傳動和一級直齒圓柱齒輪減速器。二. 計算傳動裝置總效率ha=h1h22h3h

4、4h5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯軸器的效率,h5為工作裝置的效率。第三部分 電動機的選擇3.1 電動機的選擇已知速度v:v=1.2m/s工作機的功率pw:pw= 2.4 KW電動機所需工作功率為:pd= 2.77 KW執行機構的轉速為:n = 104.2 r/min 經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i2=36，則總傳動比合理范圍為ia=624，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n =

5、 (6×24)×104.2 = 625.22500.8r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y100L2-4的三相異步電動機，額定功率為3KW,滿載轉速nm=1430r/min，同步轉速1500r/min。電動機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳螺栓安裝尺寸地腳螺栓孔直徑電動機軸伸出段尺寸鍵尺寸HL×HDA×BKD×EF×G100mm380×245160×14012mm28×608×243.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比：

6、由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1430/104.2=13.72（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i 式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=3，則減速器傳動比為:i=ia/i0=13.72/3=4.57第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速:輸入軸：nI = nm/i0 = 1430/3 = 476.67 r/min輸出軸：nII = nI/i = 476.67/4.57 = 104.3 r/min工作機軸：nIII = nII = 104.3 r/min（2)各軸

7、輸入功率:輸入軸：PI = Pd×h1 = 2.77×0.96 = 2.66 KW輸出軸：PII = PI×h2×h3 = 2.66×0.99×0.97 = 2.55 KW工作機軸：PIII = PII×h2×h4 = 2.55×0.99×0.99 = 2.5 KW 則各軸的輸出功率：輸入軸：PI' = PI×0.99 = 2.63 KW輸出軸：PII' = PII×0.99 = 2.52 KW工作機軸：PIII' = PIII×0.99 =

8、 2.48 KW(3)各軸輸入轉矩:輸入軸：TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉矩:Td = = 18.5 Nm 所以：輸入軸：TI = Td×i0×h1 = 18.5×3×0.96 = 53.28 Nm輸出軸：TII = TI×i×h2×h3 = 53.28×4.57×0.99×0.97 = 233.82 Nm工作機軸：TIII = TII×h2×h4 = 233.82×0.99×0.99 = 229.17 Nm 輸出轉矩為：

9、輸入軸：TI' = TI×0.99 = 52.75 Nm輸出軸：TII' = TII×0.99 = 231.48 Nm工作機軸：TIII' = TIII×0.99 = 226.88 Nm第五部分 V帶的設計5.1 V帶的設計與計算1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×2.77 kW = 3.05 kW2.選擇V帶的帶型 根據Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 75 mm。 2

10、）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度5.61 m/s 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據課本公式，計算大帶輪的基準直徑dd2 = i0dd1 = 3×75 = 225 mm 根據課本查表，取標準值為dd2 = 224 mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據課本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度Ld0 1481 mm 由表選帶的基準長度Ld = 1400 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1400 - 1

11、481)/2 mm 460 mm 按課本公式，中心距變化范圍為439 502 mm。5.驗算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（224 - 75)×57.3°/460 161.4°> 120°6.計算帶的根數z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 = 75 mm和nm = 1430 r/min，查表得P0 = 0.68 kW。 根據nm = 1430 r/min，i0 = 3和A型帶，查表得DP0 = 0.17 kW。 查表得Ka = 0.95，

12、查表得KL = 0.96，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (0.68 + 0.17)×0.95×0.96 kW = 0.78 kW 2）計算V帶的根數zz = Pca/Pr = 3.05/0.78 = 3.91 取4根。7.計算單根V帶的初拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = = 114.19 N8.計算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×4×114.19×sin(161.4/2) = 901.41 N9.主要設計結論帶型A型根數4根小帶輪基準直徑dd175mm

13、大帶輪基準直徑dd2224mmV帶中心距a460mm帶基準長度Ld1400mm小帶輪包角1161.4°帶速5.61m/s單根V帶初拉力F0114.19N壓軸力Fp901.41N5.2 帶輪結構設計1.小帶輪的結構設計 1）小帶輪的結構圖 2）小帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d電動機軸直徑DD = 28mm28mm分度圓直徑dd175mmdadd1+2ha75+2×2.7580.5mmd1(1.82)d(1.82)×2856mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(

14、1.52)×2856mm2.大帶輪的結構設計 1）大帶輪的結構圖 2）大帶輪主要尺寸計算代號名稱計算公式代入數據尺寸取值內孔直徑d輸入軸最小直徑D = 21mm21mm分度圓直徑dd1224mmdadd1+2ha224+2×2.75229.5mmd1(1.82)d(1.82)×2142mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×2142mm第六部分 齒輪傳動的設計1.選精度等級、材料及齒數（1）選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（

15、調質），齒面硬度為240HBS。（2）一般工作機器，選用8級精度。（3）選小齒輪齒數z1 = 24，大齒輪齒數z2 = 24×4.57 = 109.68，取z2= 109。（4）壓力角a = 20°。2.按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數值。試選載荷系數KHt = 1.6。計算小齒輪傳遞的轉矩T1 = 53.28 N/m選取齒寬系數d = 1。由圖查取區域系數ZH = 2.5。查表得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 MPa1/2。計算接觸疲勞強度用重合度系數Z 。端面壓力角：aa1 = arccosz1cosa/(z1+2h

16、a*) = arccos24×cos20°/(24+2×1) = 29.85°aa2 = arccosz2cosa/(z2+2ha*) = arccos109×cos20°/(109+2×1) = 22.67°端面重合度：ea = z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)/2 = 24×(tan29.85°-tan20°)+109×(tan22.67°-tan20°)/2 = 1.733重合度系數：Ze = = = 0.869計算接觸

17、疲勞許用應力sH查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600 MPa、sHlim2 = 550 MPa。計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N1 = 60nkth = 60×476.67×1×10×300×1×8 = 6.86×108大齒輪應力循環次數：N2 = 60nkth = N1/u = 6.86×108/4.57 = 1.5×108查取接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH1 = = = 534 MPasH2

18、 = = = 506 MPa取sH1和sH2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即sH = sH2 = 506 MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 = = 51.676 mm（2）調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數前的數據準備圓周速度vv = = = 1.29 m/s齒寬bb = = = 51.676 mm2）計算實際載荷系數KH由表查得使用系數KA = 1.25。根據v = 1.29 m/s、8級精度，由圖查得動載系數KV = 1.08。齒輪的圓周力Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×53.28/51.676 = 2062.079 NKAFt1/b =

19、1.25×2062.079/51.676 = 49.88 N/mm < 100 N/mm查表得齒間載荷分配系數KHa = 1.2。由表用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，KHb = 1.454。由此，得到實際載荷系數KH = KAKVKHaKHb = 1.25×1.08×1.2×1.454 = 2.3553）可得按實際載荷系數算的的分度圓直徑d1 = = 51.676× = 58.782 mm及相應的齒輪模數mn = d1/z1 = 58.782/24 = 2.449 mm模數取為標準值m = 2 mm。3.幾何尺寸計算（1

20、）計算分度圓直徑d1 = z1m = 24×2 = 48 mmd2 = z2m = 109×2 = 218 mm（2）計算中心距a = (d1+d2)/2 = (48+218)/2 = 133 mm（3）計算齒輪寬度b = dd1 = 1×48 = 48 mm取b2 = 48、b1 = 53。4.校核齒根彎曲疲勞強度（1）齒根彎曲疲勞強度條件sF = sF1）確定公式中各參數值計算彎曲疲勞強度用重合度系數YeYe = 0.25+0.75/ea = 0.25+0.75/1.733 = 0.683由齒數，查圖得齒形系數和應力修正系數YFa1 = 2.63 YFa2 =

21、 2.17YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83計算實際載荷系數KF由表查得齒間載荷分配系數KFa = 1.2根據KHb = 1.454，結合b/h = 10.67查圖得KFb = 1.424則載荷系數為KF = KAKvKFaKFb = 1.25×1.08×1.2×1.424 = 2.307計算齒根彎曲疲勞許用應力sF查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由圖查取彎曲疲勞壽命系數KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系數S=1.4，得sF1 = = = 303.57 MPa

22、sF2 = = = 238.86 MPa2）齒根彎曲疲勞強度校核sF1 = = = 152.371 MPa sF1sF2 = = = 144.697 MPa sF2齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5.主要設計結論 齒數z1 = 24、z2 = 109，模數m = 2 mm，壓力角a = 20°，中心距a = 133 mm，齒寬b1 = 53 mm、b2 = 48 mm。6.齒輪參數總結和計算代號名稱計算公式高速級小齒輪高速級大齒輪模數m2mm2mm齒數z24109齒寬b53mm48mm分度圓直徑d48mm218mm齒頂高系數ha1.01.0頂隙系數c0.250.25齒頂高ham×

23、ha2mm2mm齒根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齒高hha+hf4.5mm4.5mm齒頂圓直徑dad+2×ha52mm222mm齒根圓直徑dfd-2×hf43mm213mm第七部分 傳動軸和傳動軸承及聯軸器的設計7.1 輸入軸的設計1.輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1 = 2.66 KW n1 = 476.67 r/min T1 = 53.28 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 48 mm 則:Ft = = = 2220 NFr = Ft×tana = 2220×tan20° =

24、 807.6 N3.初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 19.9 mm 輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大5%，故選取:d12 = 21 mm4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足大帶輪的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II=III段的直徑d23 = 26 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 31 mm。大帶輪寬度B = 63 mm，為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而

25、不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比大帶輪寬度B略短一些，現取l12 = 61 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d23 = 26 mm，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6206，其尺寸為d×D×T = 30×62×16 mm，故d34 = d78 = 30 mm，取擋油環的寬度為15，則l34 = l78 = 16+15 = 31 mm。 軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6206型軸承的定位軸肩高度h = 3 mm，因此，取d45 = d67 = 36 mm。 3）由于齒輪的直徑較小，為了保

26、證齒輪輪體的強度，應將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 53 mm，d56 = d1 = 48 mm 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取齒輪距箱體內壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，則l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6206深溝球軸承查手冊得T = 16

27、 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = 63/2+50+16/2 = 89.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = 53/2+31+9-16/2 = 58.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 53/2+9+31-16/2 = 58.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 1110 NFNH2 = = = 1110 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1187.2 NFNV2 = = = 1093.3 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 1110×58.5 Nmm = 64935 Nmm截面A

28、處的垂直彎矩：MV0 = FpL1 = 901.41×89.5 Nmm = 80676 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1187.2×58.5 Nmm = -69451 NmmMV2 = FNV2L3 = 1093.3×58.5 Nmm = 63958 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 95079 NmmM2 = = 91144 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時

29、也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 9.1 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：7.2 輸出軸的設計1.求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2 = 2.55 KW n2 = 104.3 r/min T2 = 233.82 Nm2.求作用在齒輪上的力 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 218 mm 則:Ft = = = 2145.1 NFr = Ft×tana = 2145.1×t

30、an20° = 780.3 N3.初步確定軸的最小直徑 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表，取:A0 = 112，于是得dmin = A0× = 112× = 32.5 mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩Tca = KAT2，查表，考慮轉矩變化小，故取KA = 1.5，則:Tca = KAT2 = 1.5×233.82 = 350.7 Nm 按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T 4323-200

31、2或手冊，選用LT7型聯軸器。半聯軸器的孔徑為40 mm故取d12 = 40 mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84 mm。4.軸的結構設計圖5.根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑d23 = 45 mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D = 50 mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L = 84 mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應比L略短一些，現取l12 = 82 mm。 2）初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根

32、據d23 = 45 mm，由軸承產品目錄中選取深溝球軸承6210，其尺寸為d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d67 = 50 mm，取擋油環的寬度為15，則l67 = 20+15 = 35 mm 右端滾動軸承采用擋油環進行軸向定位。由手冊上查得6210型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 57 mm。 3）取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 55 mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 48 mm，為了使擋油環端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l4

33、5 = 46 mm。 4）根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與半聯軸器右端面有一定距離，取l23 = 50 mm。 5）取小齒輪端面距箱體內壁之距離 = 16 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s，取s = 8 mm，已知滾動軸承的寬度T = 20 mm，則l34 = T+s+2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。6.軸的受力分析和校核1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6210深溝球軸承查手冊得T= 20 mm 齒

34、寬中點距左支點距離L2 = 48/2-2+48.5+46-20/2 = 106.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = 48/2+11.5+35-20/2 = 60.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 777.1 NFNH2 = = = 1368 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 282.7 NFNV2 = = = 497.6 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 777.1×106.5 Nmm = 82761 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 282.7×10

35、6.5 Nmm = 30108 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 88067 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 10 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯接的選擇及校核計算8.1 輸入

36、軸鍵選擇與校核 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×50mm，接觸長度:l' = 50-6 = 44 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×44×21×120/1000 = 166.3 NmTT1，故鍵滿足強度要求。8.2 輸出軸鍵選擇與校核1）輸出軸與大齒輪處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 16mm×10mm×40mm，接觸長度:l' = 40-16 =

37、 24 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×10×24×45×120/1000 = 396 NmTT2，故鍵滿足強度要求。2）輸出軸與聯軸器處鍵 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接觸長度:l' = 70-12 = 58 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。第九

38、部分 軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命：Lh = 10×1×8×300 = 24000 h9.1 輸入軸的軸承計算與校核1）初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×807.6+0× = 807.6 N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 807.6× = 7124 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh =

39、 = = 4.92×105Lh所以軸承預期壽命足夠。9.2 輸出軸的軸承計算與校核1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×780.3+0× = 780.3 N2）求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 780.3× = 4148 N3）選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.44×107Lh所以軸承預期壽命足夠。第十部分

40、 聯軸器的選擇1.載荷計算公稱轉矩：T = T2 = 233.82 Nm由表查得KA = 1.5，故得計算轉矩為：Tca = KAT2 = 1.5×233.82 = 350.7 Nm2.型號選擇 選用LT7型聯軸器，聯軸器許用轉矩為T = 500 Nm，許用最大轉速為n = 3600 r/min，軸孔直徑為40 mm，軸孔長度為84 mm。Tca = 350.7 Nm T = 500 Nmn2 = 104.3 r/min n = 3600 r/min聯軸器滿足要求，故合用。第十一部分 減速器的潤滑和密封11.1 減速器的潤滑1）齒輪的潤滑 通用的閉式齒輪傳動，其潤滑方法根據齒輪的圓周

41、速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v 12 m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。 齒輪浸入油中的深度通常不宜超過一個齒高，但一般亦不應小于10mm。為了避免齒輪轉動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm，取齒頂距箱體內底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度為10mm，則油的深度H為H = 30+10 = 40 mm 根據齒輪圓周速度查表選用中負荷工業齒輪油（GB 5903-2011），牌號為150潤滑油，粘度薦用值為11

42、8 cSt。2）軸承的潤滑 軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據低速大齒輪的圓周速度判斷。由于大齒輪圓周速度v = 1.29 m/s 2 m/s，所以采用脂潤滑。潤滑脂形成的潤滑膜強度高，能承受較大的載荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以維持相當長的一段時間。滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的1/32/3為宜。為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環將軸承與箱體內部隔開。在本設計中選用通用鋰基潤滑脂，它適用于溫度寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。11.2 減速器的密封 為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間