帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計帶傳輸二級減速器

1、湖南工業(yè)大學課 程 設 計資 料 袋 機械工程 學院（系、部） 2012 2013 學年第 一 學期 課程名稱 機械設計 指導教師 李隱璞 職稱 講師 學生姓名 汪綱 專業(yè)班級 機械設計 班級 104 學號 10405700105題 目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 成 績 起止日期 2012 年 12 月 24 日 2013 年 1 月 6 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設計任務書12課程設計說明書13課程設計圖紙36張4裝配圖15零件圖36 課程設計任務書20122013學年第一學期 機械工程 學院（系、部） 機械設計 專業(yè) 104 班級課程名稱： 機械設計 設計題目：

2、帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 完成期限：自 2012 年 12 月 24 日至 2013 年 1 月 5 日共 2 周內(nèi)容及任務一、設計的主要技術(shù)參數(shù)：運輸帶牽引力f=6950 n；輸送速度 v=0.8 m/s；滾筒直徑d=380 mm。工作條件：二班制，使用年限8年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運輸帶速度允許誤差5%。二、設計任務：傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、每個學生應在教師指導下，獨立完成以下任務：（1） 減速機裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設計說明書1份（60008000

3、字）。進度安排起止日期工作內(nèi)容2012.12.24-2012.12.25傳動系統(tǒng)總體設計2012.12.26-2012.12.30傳動零件的設計計算2012.12.31-2012.1.04減速器裝配圖及零件工作圖的設計、整理說明書2013.01.05交圖紙并答辯主要參考資料1.機械設計（劉揚，銀金光主編 北京交通大學出版社）2.機械設計課程設計（劉揚，銀金光主編 北京交通大學出版社）3.工程圖學（趙大興主編 高等教育出版社）4機械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測量技術(shù)基礎（徐雪林主編 湖南大學出版社）6.機械設計手冊（單行本）（成大先主編 化學工業(yè)出版社） 7.材料力學（劉鴻文主

4、編 高等教育出版社）指導教師（簽字）： 李隱璞 2012 年 11 月 1 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機 械 設 計設計說明書帶 式 運 輸 機 傳 動 系 統(tǒng) 設 計（10）起止日期： 2012 年 12 月 24 日 至 2013 年 01 月 05日學生姓名汪綱班級機設104學號10405700105成績指導教師(簽字)李隱璞機械工程學院（部）2013年01月05日目 錄1 設計任務書12 傳動方案的擬定23 原動機的選擇34 確定總傳動比及分配各級傳動比55 傳動裝置運動和運動參數(shù)的計算66 傳動件的設計及計算87 軸的設計及計算198 軸承的壽命計算及校核269 鍵聯(lián)

5、接強度的計算及校核2810 潤滑方式、潤滑劑以及密封方式的選擇3011 減速器箱體及附件的設計3212 設計小結(jié)3513 參考文獻3614 附圖351 設計任務書1.1 課程設計的設計內(nèi)容設計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1.1所示。圖1.1帶式運輸機的傳動裝置1動力與傳動系統(tǒng)2.聯(lián)軸器3帶式輸送機1.2 課程設計的原始數(shù)據(jù)已知條件：運輸帶的工作拉力：f=6950n；運輸帶的工作速度：v=0.8m/s；卷筒直徑：d=380mm；使用壽命：8年，2班制，每班8小時。1.3 課程設計的工作條件 設計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn),空載起動，工

6、作載荷有輕微沖擊；制造情況：中批量生產(chǎn)。2 傳動方案的擬定帶式運輸機的傳動方案如下圖所示圖2.1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖1-聯(lián)軸器 2-滾筒 3-輸送帶 4-兩級圓柱齒輪減速器 5-v帶6-電動機 上圖為閉式的兩級齒輪減速器傳動，其結(jié)構(gòu)簡單，尺寸較小，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動較平穩(wěn)。3原動機的選擇3.1 選擇電動機的類型按按照設計要求以及工作條件，選用一般y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓為380v。3.2選擇電動機的容量3.2.1工作機所需的有效功率式中：工作機所需的有效功率（kw） 帶的圓周力（n）3.2.2 電動機的輸出功率 傳動裝置總效率聯(lián)軸器效率（齒式），=0.99 一對滾動軸承效率，=

7、0.99 v帶傳動效率，=0.95 輸送機滾筒效率，=0.96 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 閉式圓柱齒輪傳動效率（設齒輪精度為8級），=0.97故： =0.95 = =0.9603 =0.9603 =0.9801 =0.9504 =0.7998 工作時電動機所需要的功率為 =（kw） 因載荷平穩(wěn)，電動機的功率稍大于即可，根據(jù)文獻【2】中表19-1所示y系列三相異步電動機的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動機的額定功率。=7.5kw .3.3確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作的轉(zhuǎn)速，初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機，查表可知，對于額定功率為7.5kw的電動機型號為y132m-4型和y

8、160m-6型?，F(xiàn)將y132m-4型和y160m-6型電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應的總傳動比列于表3.1中。通過對下述兩種方案比較可以看出：方案1選用的電動機轉(zhuǎn)速高、質(zhì)量輕、價格低，故選方案1比較合理。表3.1電動機數(shù)據(jù)方案號電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/(r/min）滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比i外伸直徑d/mm軸外伸長度e/mm1y132-47.51500144035.7538802y160m-67.5100097024.11421104 確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比，式中：i總傳動比 電動機的滿載轉(zhuǎn)速（r/min）4.2 分配傳動比由傳動方案可知 查表取v帶傳

9、動比為 由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同、齒面硬度hbs350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，去高速級出動比為 低速級傳動比為 5 傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算減速器傳動裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號為電動機0軸、1軸、2軸、3軸、4軸。5.1 各軸的轉(zhuǎn)速 5.2各軸輸入功率 5.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結(jié)果列成表格。如下表5.1所示： 表5.1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)1440480121.8340

10、.2140.21功率p/kw5.565.2825.5894.8714.774轉(zhuǎn)矩t/(nm)36.87105.09438.111156.881133.84傳動比i33.943.0316傳動件的設計及計算6.1 v帶的設計計算6.1.1 確定計算功率 根據(jù)文獻【1】中表5-7查得=1.1 =式中：工作情況系數(shù) p所需傳遞的額定功率（入電動機的額定功率或名義的負載功率）6.1.2 選擇v帶型號根據(jù)=8.25，由文獻【1】中圖5-11選取a型v帶。6.1.3確定帶輪基準直徑，并驗算帶速。初選小帶輪直徑。由文獻【1】中圖5-11可知，小帶輪基準直徑的推薦值為80120mm。由文獻1中表5-8和表5-9

11、，則取。驗算帶速 因為的值在525m/s，帶速合適。計算大帶輪直徑。根據(jù)文獻【1】中表5-9，取6.1.4 確定帶長和中心距a初定中心距初選中心距計算帶所需的基準長度 由文獻【1】中表5-2，取=1763mm計算實際中心距6.1.5 驗算小帶輪上的包角6.1.6 確定v帶根數(shù)z計算單根v帶的許用功率查表5-4【1】，由線性插值法可得查表5-5【1】，由線性插值法可得查表5-6【1】，由線性插值法可得查表5-2【1】，可得42計算v帶根數(shù)z取整數(shù)，故z=5根6.1.7 計算單根v帶的初拉力查表5-1【1】得a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，單根v帶的初拉力6.1.8 計算v帶的壓力qv帶對

12、軸的壓力q為 6.2高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算6.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)（1）選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)文獻【1】中表7-1查得，小斜齒圓柱齒輪a選用45cr鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，350；大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，=230350。二者材料硬度差為30hbs，符合軟齒面?zhèn)鲃右螅?）選擇齒輪的精度。此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7【1】，初定為8級精度（3）初選齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)：=21，大齒輪齒數(shù)：6.2.2 確定材料許用接觸應力（1）確定接觸疲勞極限，由圖-18（a）【1】查mq線得（2）確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)大齒輪的循環(huán)次數(shù)由圖7-1

13、9【1】查的（3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-8【1】?。?）確定安全系數(shù)，由表7-8【1】取得=1.05（5）計算許用接觸應力，按公式（7-20）【1】計算，得6.2.3 根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度設計齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為確定上式中的個計算數(shù)值如下軸面重合度得（7） 確定螺旋系數(shù)（8） 計算所需最小齒輪直徑 由上式得 6.2.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑（1） 確定使用系數(shù)（2） 確定動載系數(shù) 計算圓周速度故前面取8級精度合理，由齒輪的速度和精度查圖7-8【1】6.2.5 齒根彎曲疲勞強度計算由式（7-28）【1】得彎曲強度的設計公式為確定上式中的各計算

14、數(shù)值如下（1） 由圖7-21（a）【1】?。?） 由圖7-22【1】差得彎曲疲勞壽命系數(shù)（3） 由表7-8【1】查的彎曲疲勞安全系數(shù)（4） 由圖7-23【1】差得尺寸系數(shù)（5） 由式（7-22）得許用彎曲應力（6） 確定計算載荷k初步確定齒高h=2.25m=6.57，b/h=7查圖7-12【1】得（7） 確定齒形系數(shù)當量齒數(shù)為由圖7-16【1】查的（8） 由圖查得應力校正系數(shù)（9） 計算大小齒輪的值大齒輪的數(shù)值大。（10） 求重合度系數(shù)。端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值為 當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得按式（7-30）計算（11） 由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)（12） 將上述各值代入公式

15、計算，得由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的1.78按國際圓整為=2.并根據(jù)接觸強度計算出得分度院直徑61.4mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)和尺寸為這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。6.2.6 齒輪幾何尺寸計算 （1）中心距 把中心距圓整成131mm。（2） 修正螺旋角 螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正。（3）分度圓直徑 （4）確定齒寬6.3 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算6.3.1 選擇齒輪材料、熱處理方法、精度等級及齒數(shù)（1）選擇齒輪材料與熱處理。根據(jù)文獻【1】中表7-1查得，小斜齒圓柱齒輪a選用45cr

16、鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，350；大斜齒圓柱齒輪b選用45號鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)，=230350。二者材料硬度差為30hbs，符合軟齒面?zhèn)鲃右螅?）選擇齒輪的精度。此減速機為一般工作機，速度不高，參閱表7-7【1】，初定為8級精度（3）初選齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)：=24，大齒輪齒數(shù)：6.3.2 確定材料許用接觸應力（1）確定接觸疲勞極限，由圖-18（a）【1】查mq線得（2）確定壽命系數(shù)小齒輪循環(huán)次數(shù)大齒輪的循環(huán)次數(shù)由圖7-19【1】查的（3）確定尺寸系數(shù)，由圖7-8【1】?。?）確定安全系數(shù)，由表7-8【1】取得=1.05（5）計算許用接觸應力，按公式（7-20）【1】計算，得6.3.3 根據(jù)設計準則，按齒

17、面接觸疲勞強度設計齒面接觸強度按式（7-25）【1】計算，其公式為確定上式中的個計算數(shù)值如下軸面重合度得（7）（8）計算所需最小齒輪直徑 由上式得 6.3.4確定實際載荷系數(shù)與修正計算分度圓直徑（1）確定使用系數(shù)（2）確定動載系數(shù) 計算圓周速度故前面取8級精度合理，由齒輪的速度和精度查圖7-8【1】6.3.5 齒根彎曲疲勞強度計算由式（7-28）【1】得彎曲強度的設計公式為確定上式中的各計算數(shù)值如下（1）由圖7-21（a）【1】?。?）由圖7-22【1】差得彎曲疲勞壽命系數(shù)（3）由表7-8【1】查的彎曲疲勞安全系數(shù)（4）由圖7-23【1】差得尺寸系數(shù)（5）由式（7-22）得許用彎曲應力（6）確

18、定計算載荷k初步確定齒高h=2.25m=6.57，b/h=12.4查圖7-12【1】得（7） 確定齒形系數(shù)由圖7-16【1】查的（8）由圖查得應力校正系數(shù)（9）計算大小齒輪的值大齒輪的數(shù)值大。（10） 求重合度系數(shù)。端面壓力角 基圓螺旋角的余弦值按式（7-30）計算（11）將上述各值代入公式計算，得由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算出來的2.63按國際圓整為=3.并根據(jù)接觸強度計算出得分度院直徑107.5mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)和尺寸為這樣設計出來的齒輪能在保證滿足彎曲強度的前提下，取較多的齒數(shù)，做到結(jié)構(gòu)緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)。6.3.6 齒輪幾何尺寸計算（1）中心距

19、 把中心距圓整成239mm。（2） 修正螺旋角螺旋角變化不大，所以相關(guān)參數(shù)不必修正（3）分度圓直徑 （4）確定齒寬7軸的設計及計算7.1 軸的受力分析低速級齒輪設計可求得大斜齒輪的嚙合力：大齒輪的分度圓直徑：=354mm 大齒輪的圓周力： 大齒輪的徑向力： 大齒輪的軸向力： 7.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.3軸的最小直徑根據(jù)文獻中算式可初步估算軸的最小直徑，式中：a最小直徑系數(shù)，查得a=112 p低速軸的功率（kw），由表可知：p=4.871kw n低速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表可知：n=40.21r/min 因此： dm

20、in=55mm輸出軸的最小直徑應該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑dab與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。根據(jù)文獻查得，式中：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻按轉(zhuǎn)矩變化小查得， t3低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表可知：t3=1156880n.mm 因此： tca=1503944n.mm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準查得，選用hl5型彈性柱銷聯(lián)軸器，由選取的半聯(lián)軸器孔d=56mm，故取dab=56mm，半聯(lián)軸器的長度l=142mm，與軸配合的轂孔長度l1=107mm7.4 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖所示， 圖7-1低速軸的結(jié)構(gòu)與裝

21、配（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。考慮半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段的左端需要一個定位軸肩，取直徑；聯(lián)軸器左端用軸端擋圈固定，為保證軸擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，所以應取-段上的長度比聯(lián)軸器轂孔長略短一點，取。初步選擇滾動軸承。因為軸上安裝的齒輪為斜齒輪，應考慮存在軸向力，軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，查表15-4【2】，初步選用圓錐滾子軸承30313，其尺寸為，故；而。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。查表15-4【2】得定位軸肩的高度，因此，取。取安裝齒輪處的軸段vi-vii的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已

22、知齒輪輪轂94mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪輪轂寬度，故?。积X輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)的直徑。軸環(huán)寬度，取。軸承端蓋的總寬度為20mm（由減速器及軸承端蓋的機構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離，齒輪b與齒輪c之間的距離。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時。應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s = 8 mm,已知滾動軸承寬度為b=36mm，齒輪b的寬度為，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵

23、連接。按查表14-10【2】選擇平鍵界面，鍵的長度為，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6 。（4）確定軸上圓角和倒角的尺寸。參考表12-2【1】，取軸端倒角為，各軸肩的圓角半徑如圖所示。7.5求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，參考圖12-23【1】得出簡支梁的軸的支撐跨距為。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。圖7-2軸的載荷分析圖從軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩圖和扭矩圖中可以看出界面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將

24、計算出的截面c處的、及的值列于表。表7-1載荷水平面h垂直面v支反力f,彎矩m總彎矩扭矩t7.6按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即c截面）的強度。因為單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)應力，取，根據(jù)式（12-5）【1】及表12-5中的數(shù)值，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表12-1【1】查得，因此，故安全。7.7精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面。截面a，ii,iii,b處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面 a，ii,iii,b處均無

25、須校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面vi和vii處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應力最大。截面v的應力集中的影響和截面iv的相近，但截面vi不受扭矩作用，同時軸頸也較大，故不必做強度校核。截面c上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面c也不必校核。截面iv和v顯然更不必校核。由機械設計手冊可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需要校核截面vii左右兩側(cè)即可。（2）截面vii右側(cè)，抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面iv左側(cè)的彎矩m為截面iv上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料

26、為45鋼，調(diào)制處理。由表12-1【1】查得，截面上由于軸肩而形成的有效應力集中系數(shù)及，有機械手冊查取。因， ，查得，；查得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為，軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按式2-19【1】得綜合影響系數(shù)為又由機械手冊查得應力折算系數(shù)，于是，計算安全系數(shù)值，按式（12-6） 式（12-8）【1】則得故可知其安全。（3）截面vii右側(cè)抗彎截面系數(shù)w按表12-4【1】中的公式計算抗扭截面系數(shù)為彎矩m及彎曲應力為扭矩及扭轉(zhuǎn)切應力為過盈配合處由手冊查得，；軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)為；尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。故得綜合系數(shù)，所以軸在截面iv右側(cè)的安全系數(shù)為故該軸在截

27、面vii左側(cè)的強度也是足夠的。因所設計減速器不存在瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。8 軸承的壽命校核因為軸承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應力也就越大，因而在發(fā)生點蝕破壞前經(jīng)受的應力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計算由上述6.2中低速級齒輪設計可求得大斜齒輪的嚙合力：大齒輪的分度圓直徑：=354mm 大齒輪的圓周力： 大齒輪的徑向力： 大齒輪的軸向力： 8.2軸承的徑向載荷計算低速軸上的滾動軸承采用正裝，其受力簡圖如下圖8.1所示。兩個軸承型號均為30313型的

28、圓錐滾子軸承，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。由上表7.1可得：8.3軸承的軸向載荷計算根據(jù)文獻【1】中表13-1查得30313型圓錐滾子軸承的基本額定動載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)e=0.35和軸向動載荷系數(shù)y=1.7。故兩軸承的派生軸向力為：因為 故軸右移，右端軸承壓緊，左端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 8.4軸承的當量動載荷計算根據(jù)文獻【1】中表10-8按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因為， 根據(jù)文獻【1】中表13-5查得兩個軸承的徑向動載荷系數(shù)，和軸向動載荷系數(shù)，。所以根據(jù)文獻【1】中表13-8a查得兩軸承的當量動載荷為8.5軸承壽命的計算及校核根據(jù)文獻【1】中表13-3按24小時連

29、續(xù)工作的機械查得該滾動軸承的預期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速n=39.74r/min 。并取。故根據(jù)文獻【1】中13-5式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對安全。9鍵聯(lián)接強度計算及校核9.1普通平鍵的強度條件根據(jù)文獻【1】式4-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力（），根據(jù)文獻【1】中表4-2中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。9.2高速軸上鍵的校核對于鍵，已知：于是得，故該鍵安全。對于鍵，已知：于是得，故該鍵安全。9.3中間軸上鍵的校核對于鍵，已

30、知：于是得，故該鍵安全。對于鍵已知：于是得，故該鍵安全。9.4低速軸上鍵的校核對于鍵已知：于是得，故該鍵安全。對于鍵已知：于是得，故該鍵安全。10 潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤滑劑的選擇10.1.1齒輪潤滑方式的選擇高速軸小圓柱斜齒輪的圓周速度：中間軸大圓柱斜齒輪和小圓柱斜齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱斜齒輪的圓周速度：取，一般來說當齒輪的圓周速度時，宜采用油潤滑；當時，應采用浸油潤滑。故此減速器齒輪的潤滑應將齒輪浸于油池中，當齒輪傳動時，既將潤滑油帶到潤滑處，同時也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。10.1.2齒輪潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】中表20-3中查得，齒輪潤滑

31、油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號是：an150，運動粘度為：61.274.8（單位為：）。10.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇10.2.1滾動軸承潤滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承： 低速軸軸承： 故三對軸承均應采用脂潤滑。10.2.2滾動軸承潤滑劑的選擇根據(jù)文獻【2】表20-4中查得，滾動軸承潤滑可選用滾珠軸承脂。10.3密封方式的選擇10.3.1滾動軸承的密封選擇滾動軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。10.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應用水玻璃或密封膠密封。11 減速器箱體及附件的設計11.1減速器箱體的設計減速箱應采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺

32、寸如下表所示。11-1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸表1 mm 名稱符號箱體的尺寸關(guān)系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.01（d1+d2）+188慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11212地腳螺栓數(shù)目nn66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df10箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df8聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)8015086軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df6視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.

33、70.8）d25df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見文獻【2】中表4-218df 、d2至凸緣邊緣距離c2見文獻【2】中表4-216軸承旁凸臺半徑r1c216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準68外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）40大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.215齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離28箱座肋厚mm0.857軸承端蓋外徑d2 凸緣式：d2d+(55.5) d3； d為軸承座孔直徑82、110軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近，以m d1 和m d3互不干涉為準，一般取sd282、11011.2減速器附件的設計11.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動件工

34、作情況，還可用來注入潤滑油。其尺寸如下圖11-2所示。11.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。該減速器采用m161.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻【2】表4-3、表4-4中設計的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。圖11-1 通氣塞圖11-2 視孔蓋 11.2.3放油螺塞為了將污油排放干凈，應在油池最低位置處設置放油孔，放油孔應避免與其它機件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻【2】表4-7中選取m181.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-3所示。 圖11-3 放油螺塞 11.2.4油標油標用來指示油面高度，應設置在便于

35、檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻【2】表4-12中，該減速箱上選用了m12的油標尺，其結(jié)構(gòu)如上圖11-4所示。11.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置。根據(jù)文獻【2】表4-13和表4-14，該減速器選用了m8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖11-5和圖11-6所示。 圖11-6 吊鉤圖11-5 吊環(huán)螺釘11.2.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時會因粘接較緊而不易分開，故該減速器采用了m8的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖11-7所示。 圖11-8定位銷圖11-7 啟蓋螺栓 11.2.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時的位置精度。根據(jù)文獻【2】表12-12選取圓錐銷,其型號為a10