設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計機的圓柱齒輪減速器帶式運輸機圓柱齒輪

1、1目目 錄錄一、前言一、前言. . 2 2二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算,4 4三傳動零件的三傳動零件的設設計計算計計算.8.8四、箱體的設計及說明四、箱體的設計及說明.1414五、軸的設計計算及校核五、軸的設計計算及校核.1616六、鍵連接的選擇與計算六、鍵連接的選擇與計算.2828七、滾動軸承的選擇及計算七、滾動軸承的選擇及計算.3030八、聯(lián)軸器的選擇八、聯(lián)軸器的選擇.3333九、潤滑與密封的選擇九、潤滑與密封的選擇.3333十、減速器附件設計十、減速器附件設計.3535十一、設計小結十一、設計小結3737參考資料參考資料.

2、3939 2一、前言一、前言1.11.1 題目分析題目分析題目：題目：設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器要求要求：擬定傳動關系：有電動機、V 帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成工作條件：工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限 10 年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差 5。已知條件：已知條件：運輸帶的拉力 F=2550N 運輸帶工作速度 V1.40ms卷筒直徑 D300mm1.1.11.1.1 本傳動機構的特點本傳動機構的特點該減速器結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。但齒輪相對軸承的位置不對稱，因此軸應具有較大剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸

3、入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩的作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形將能減緩軸在彎矩作用下產(chǎn)生彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻的現(xiàn)象。斜齒輪的特點：是傳動的平穩(wěn)性較直齒輪傳動好，且結構緊湊，承載能力高，常用于速度高、載荷大或要求傳動緊湊的場合。1.1.21.1.2 本傳動機構的作用本傳動機構的作用齒輪減速器介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并降低轉(zhuǎn)速和相應的增大轉(zhuǎn)矩。1.21.2 傳動方案擬定：傳動方案擬定：此方案選用了 V 帶傳動和閉式齒輪傳動V 帶傳動布置高于高速級，能發(fā)揮它的傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護的優(yōu)點帶傳動的特點：是主、從動輪的軸間距范圍大。工作平穩(wěn)，噪

4、聲小。能緩和沖擊，吸收報動。摩擦型帶傳動有過載保護作用。結構簡單、成本低、安裝方便但外形輪廓較大。摩擦型帶有滑動，不能用于分度系統(tǒng)。軸壓力大，帶的壽命較短。不同的帶型和材料適用的功率、帶速、傳動比及壽命范圍各不相同。3二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算2.12.1 選擇電動機的容量選擇電動機的容量： 2.1.12.1.1 電動機的類型：按工作要求選用 Y 系列（IP44）三相異步電動機，電壓為 380V。2.1.22.1.2 選擇電動機容量： 選擇電動機所需功率kWPpwd327.4 選擇電動機時應保證電動機的額定功率略大于工作機所需的電e

5、dp動機的功率即可，即dpdedPP 工作機所需功率為=kWFPw1000vkW57. 3100040. 12550 傳動裝置總效率：卷聯(lián)齒承帶24 V 帶傳動效率：0.96帶每對滾動軸承的傳動效率：0.99承閉式齒輪的傳動效率：0.97齒聯(lián)軸器的傳動效率：0.99聯(lián)傳動卷筒的傳動效率：0.99卷帶入得4=卷聯(lián)齒承帶24825. 096. 099. 097. 099. 096. 024=wdPpkW327. 4825. 057. 3因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率 Ped略大于 Pd即可。由表 17-1，Y 系列電動機技術數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率 Ped為 3kW。2.1.32.1.3 確定電動機轉(zhuǎn)

6、速: 滾筒工作轉(zhuǎn)速：wn = r/min12.8930040. 1100060100060Dv 通常取 V 帶傳動比常用范圍，二級圓柱齒輪減速器421i=840，則總傳動比的范圍為 i=16160。所以電動機轉(zhuǎn)速的可2i選范圍是： =ir/min dn27.1426002.142612.8916016wn根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速手冊有一種適用的電動機型號，傳動比方案如下：電動機轉(zhuǎn)速（r/min）方案 電動機型號額定功率Ped/kw同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132s-45.5150014402.22.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比： 總傳動比:156.161

7、3.891440iwmann 分配傳動比：取則減速器的傳動比 i 為： 2帶i 078. 82156.16帶減iiia 取二級圓柱斜齒輪減速器高速級的傳動比336. 3078. 84 . 14 . 11減ii 則低速極的傳動比402. 2363. 3078. 812iii減52.32.3 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： 將傳動裝置各軸由高速軸到低速軸依次編號，定為 0 軸（電動機軸） 、 1 軸（高速軸） 、2 軸（中間軸） 、3 軸（低速軸） 、4 軸（滾筒軸） ；相鄰兩軸間的傳動比表示為、；、-依次是電01i12i23i34i01122334動機與 1 軸，軸

8、 1 與軸 2，軸 2 與軸 3，軸 3 與軸 4 之間的傳動效率；各軸的轉(zhuǎn)速為、；各軸輸入轉(zhuǎn)矩為、1n2n3n4n1T2T3T4T則各軸的運動和動力參數(shù)為： 0 0 軸（電機軸）軸（電機軸）kW327. 40dppmNnPTrnnm696.281440327. 495509550min/14400000 1 1 軸（高速軸）軸（高速軸）kW154. 496. 0327. 400101帶pppmNnPTrinn64.82480154. 495509550min/720214401110101 2 2 軸（中間軸）軸（中間軸）kW989. 397. 099. 0154. 411212齒承pppm

9、NnPTrinn9 .26679.142989. 395509550min/73.142363. 34802221212 3 3 軸（低速軸）軸（低速軸）kW83. 397. 099. 0989. 322323齒承ppp mNnPTrinn21.42981.88831. 395509550min/81.8860. 173.1423332323kWPd11. 4801d2 .2352dsmv/02. 6mma5300mmLd1600mma21.61138.1656 4 4 軸（滾筒軸）軸（滾筒軸）kW755. 399. 099. 0831. 333434聯(lián)承ppp mNnPTrinn78.403

10、81.88753. 395509550min/81.88181.884443434運動和動力參數(shù)如下表：功率 P/kW轉(zhuǎn)矩 T/（）mN 軸名輸入輸出輸入輸出轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動比 i效率電動機軸/4.327/28.6714401 軸4.154.1182.681.824802 軸3.993.95266.4264.9142.733 軸3.833.793320.03429.288.814 軸3.753.72403.1438.988.812.532.321.000.960.960.960.98三傳動零件的設計計算三傳動零件的設計計算3.13.1 設計設計 V V 帶和帶輪：帶和帶輪：3.1.1

11、3.1.1 設計計算普通 V 帶傳動（1）計算功率(P=4.11kW,n=1440r/min) 。kWPPdc521. 4（2）選 V 帶型號 選用普通 V 帶根據(jù)，由課本 219 頁圖 13-15，kWPPdc521. 4min/1440rnm選擇 Z 型普通 V 帶。（3）求大、小帶輪基準直徑取，1d2d由課本 219 頁查表 13-9 得，應不小于 75mm，現(xiàn)取mmd801由式 13-9 得mmdnnd2 .235)02. 01 (804801440)1 (12125ZNFQ8 .128368. 3i5 . 21m7由表 13-9 取(雖然使 n2略有減小，但其誤差小于 5%，mmdd

12、2652故允許)（4）驗算帶速： smndv/02. 610006014408010006011 帶速在 525m/s 范圍內(nèi),合適（5）取 V 帶基準長度和中心距 a：dL 由于 0.7（）2（）即 21dddd0a21ddddmmamm8002800， 取，mma4800由式 13-2 得帶長mmaddddaL6004)100300()2 .23580(248024)()(22202122100 =1468.79mm 查課本 212 頁表 13-2 取，由式 13-16 計算實際中心距：mmLd1600ammLLad21.611279.14681600480200（6）驗算小帶輪包角： o

13、oadd12038.1653 .5721.611802361803 .57180121 主動輪上的包角合適。（7）計算 V 帶根數(shù) Z：由式 13-15 得 Z=LcKKPPP)(00 由=1440/ min， =80mm，0n1d由式 13-9 得傳動比，20 . 3)02. 01 (80236)1 (12ddi查表 13-5 得 kWp168. 00由查表 13-7 得： 查表 13-2 得163195. 0k99. 0Lkmmdmmd1705021mmbmmb3035211101aMPaMPaFF29.4843.5521smv/795. 3mNT 2661mmd97.8818則86. 4

14、99. 095. 0)168. 081. 0(521. 4Z取 Z=5 根。（8）求作用在帶輪上的壓力 FQ查表 13-1，得 q=0.1kg/m。得單根 V 帶的初拉力F0=qv2=0.11.402=648N ) 15 . 2(500KZvPc) 195. 05 . 2(40. 15521. 4500作用在軸上的壓力FQ=2ZF0sin=25648sin=128.8N2121633.23.2 齒輪的結構設計及計算：齒輪的結構設計及計算：3.2.1 高速級齒輪設計：3.2.1.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)：1）按題目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，速度不變，所以

15、選用 8 級精度3）材料選擇由表 10-1 選擇小齒輪用滲碳淬火，齒面硬度為 305HBS ;MPa15001limMPaFE8501大齒輪用球墨鑄鐵，齒面硬度為 305HBS ;MPa15502limMPaFE8502由表 11-5 取 Sf=2.0；Sh=1.5；MPaMPaSMPaMPaSMPaMPaSMPaMpaSHHHHFFEFFFEF100050. 115010005 . 11500425285042528502lim21lim122114）按齒面接觸強度設計計算按輪齒彎曲強度設計計算由表 11-3 取載荷系數(shù) 由表 11-6 取齒寬系數(shù)1K5 . 0d773221ZZmmm32m

16、mb752801bmmammdmmd1601129621MPaMPaFF91.53998.5521smv/34. 29小齒輪上的轉(zhuǎn)矩mmNT411026. 8初選螺旋角 =15齒數(shù)取，則，取19z189.6319363. 22z64z2實際傳動比為368. 31964i齒形系數(shù)， 21.081519zcos31v71.0321564zcos32v查圖 11-8 得；由圖 11-9 得；89. 21FaY26. 22FaY57. 11SaY；74. 12SaY004. 0100074. 126. 20106. 042574. 126. 2222111FSaFaFSaFaYYYY故應對小齒輪進行彎

17、曲強度計算5）法向模數(shù) mmKTmFSaFadYYZ084. 25 . 0151026. 8121232243211121119coscos取mmmn5 . 26）中心距 ；取mmzzammnn107.5115cos2)6419(cos2)(211mma0111確定螺旋角 ）（19.438343191102)6419(5 . 2arccos2)(arccos21azzmn齒輪分度圓直徑mmddzmn31.16950.37mm834319cos195 . 2cos2117）齒寬 ；故取；mmdbd185.2537.505 . 012mmb302mmb3518）驗算齒面接觸強度MPa3810 MP

18、MPuubkHHEHdTzzz10002 .773112121 故安全9) 齒輪的圓周速度 ； smndv/795. 36000037.50144010006011 選 8 級制造精度 是合宜的3.2.23.2.2 低速級齒輪設計:3.2.2.13.2.2.1 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)：1）按題目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，速度不變，所以選用 8 級精度3）材料選擇由表 11-1 選擇小齒輪用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，齒面強度為 260HBS ；MPa6701limMPaFE2401大齒輪用 45 號鋼調(diào)質(zhì)，齒面強度為 200HBS ；MPa5702lim MPaF

19、E2502由表 11-5 取 SH=1；.251HS MPaSMPaSFFEFHH19225. 12406701670111lim1MPaMPaFH20025. 12505701570224）按輪齒彎曲強度設計計算由表 11-3 取載荷系數(shù).1 由表 11-6 取齒寬系數(shù) 0.81K小齒輪上的轉(zhuǎn)矩mNT 2661根據(jù) 11-4，0 .188EZ5 . 2HZmmZZuuKTdHHEd97.885705 . 20 .188402. 2402. 31106 .261 . 12)(123243211mmd1 .23minNFNFrt13563524NFNFvv44.127856.7721NFNFHh

20、89.271891.79121NFNFFF39.24159.1122111選小齒輪齒數(shù)為，則，則實際321z77 4 .76402. 232212zizz取傳動比；4 . 23277i5）模數(shù)；故取78. 23297.88112zdmmmm326）齒寬齒寬 ；故?。籱mdbd176.7197.888 . 012mmb752mmb8017）分度圓直徑 ,mmzmdmmzmd231 96222121中心距；?。籱mdda5.1632231962212mma160驗算齒面接觸強度 查圖 11-8 得；由圖 11-9 得；67. 21FaY25. 22FaY25. 21SaY72. 12SaY MPa

21、YYmbzKTFFaSanF19263.11864. 167. 22329751066.121 . 12211152111 MPaYYYYFFsaFasaFaF20084.10463.11864. 167. 272. 125. 22111122齒輪的圓周速度；smndv/34. 26000048014.9310006011選 8 級制造精度是合宜的mmNMav 38350mmNH81960MammNMaF 3377mmNMa 48480mmN 88100TmmNMe43.50915mmd1 .23mmd5 .2312四、箱體的設計及說明：四、箱體的設計及說明：減速器箱體結構尺寸減速器箱體結構尺

22、寸(mm)名稱符號計算公式結果箱座厚度8625. 63025. 0a8箱蓋厚度1860. 5302. 01a8箱蓋凸緣厚度1b125 . 111b12箱座凸緣厚度b125 . 1b12箱座底凸緣厚度2b205 . 22b2020地腳螺栓直徑fd.374.1612036. 0adf16M地腳螺釘數(shù)目n4250則取a4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑1d285.1275. 01fdd12M箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑2d8244. 9187. 86 . 05 . 02fdd）（10M軸承端蓋螺釘直徑3d817. 855. 6)5 . 04 . 0(3fdd8M窺視孔蓋螺釘直徑4d55. 691. 44 . 03 .

23、04fdd）（5M定位銷直徑d86. 7731.85)8 . 07 . 0(2dd6M連接螺栓的間距l(xiāng)200150l80，fd1d至外箱壁的2d距離1C查手冊表 4-1273020，fd1d2C查手冊表 4-1242014mmd33NFNFrt3 .111776.309622NFNFrt9 .320288003313至凸緣邊緣2d距離外箱壁至軸承座端面距離1l)105(211CCl50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離16 . 92 . 1110齒輪端面與內(nèi)箱壁距離28210箱蓋，箱座肋厚mm ,185. 0,85. 011mm6.8,6.8軸承端蓋外徑2D32)5 . 55(dDD軸）1 (85軸）2(

24、85軸）3(115軸承旁聯(lián)結螺栓距離S2DS 85（1 軸）85（2 軸）115（3 軸）五、軸的設計計算及校核五、軸的設計計算及校核：5.15.1 高速軸：高速軸：5.1.15.1.1 初步確定軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑: :選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 14-2，取=38MPa,，于是110C mmdmmnPCd1 .23%)51 (22min22144011. 411033以考慮到軸上有鍵槽，所5.1.25.1.2 求作用在齒輪上的受力求作用在齒輪上的受力: :NFNFvv98.226632.10921NFNFHH7 .270106.364021mmNMav 4210

25、mmNMaH140140mmNMa196880mmNM 214698emmd6 .34mmd95.3214圓周力 NdTFt3524501018. 822411徑向力 NFFtr1356cos20tan3524costan5.1.35.1.3 軸的結構設計軸的結構設計: :5.1.3.15.1.3.1 擬定軸上零零件的裝配方案3215461. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝 V 帶的直徑（如上圖） ，根據(jù)軸最小直1d徑的計算，和查閱書籍，故 6 段 b1為 60mm,d1為 20mm。2. 根據(jù) v 帶的軸向定位要求 d5取為 28mm,由箱體結構和軸承段、端蓋裝配關系等確定，b2為 50mm.3

26、. 角觸軸承段，d3取為 30mm,軸承型號為 6006，裝配關系等確定，b3為24mm。4. 過渡軸段，考慮軸肩定位，故取 d4為 35mm,由裝配關系，確定該段的b4為 79mm5. 5 為高速級齒輪軸段，b5為 45mm。6. 角接觸軸承段與 3 相同，d7為 35mm，b7為 33mm。5.1.4 求軸上的載荷:1求垂直面的支承反力 NlllFFrv56.775 .103303013562121mmdmmd3717.36minNFt5460NFr37.198715 NFFFvrv44.127856.77135612 2求水平面的支承反力 NFFFFNlllFFHtHHtH89.2718

27、91.7915 .1033030352422121213.F 力在支點產(chǎn)生的反力NFFFNFlllFFFFF39.2418 .12859.11259.1125 .103307 .1161221314繪垂直面的彎矩圖mmNlFMvav3835011mmNlFMvav2326215繪水平面的彎矩圖 mmNlFMHaH2375011 mmNlFMHaH81960116.F 力產(chǎn)生彎矩mmNlFMFaaFaF150307 .1168 .12811力產(chǎn)生的彎矩為截面7合成彎矩圖 mmNMMMMaFaHava4848013.2377023750383502222=mmNMMMMaFaHava9364022

28、8軸的轉(zhuǎn)矩 mmNT881009求危險截面的當量彎矩從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為6 . 0mmNTMMae.71720)881006 . 0(48480)(222210計算危險截面處軸的直徑軸的材料為 45 號鋼，調(diào)治質(zhì)處理。由表 14-1 查得MPaB650由表 14-3 查得 則MPab601NFNFvv99.115638.83012NFNFHH67.317833.228112mmNMav8677016 mmMdbe86.22601 . 071720 1 . 0313考慮到鍵槽對軸的削弱，將 d 增加大%5故 mmmmd282486.2205. 1所以 高速軸安全

29、合理載 荷水平面 H垂直面 V支承反力 FNFH91.7911NFH89.27182NFv56.771NFv84.12782彎矩 MmmNMaH81960mmNMav 38350總彎矩mmNMa15030扭矩 TmNT1 .88 mmNMaH56.22236mmNMa52.41986mNMe56.164mmd15.30mmd66.3117彎矩圖如上圖所示5.25.2 中間軸中間軸：5.2.15.2.1 初步確定軸的最小直徑:選取軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取 C=110，于是得mmnPCd304.33279.142949. 3110335.2.25.2.2 求作用在齒輪上

30、的受力:1.作用在大齒輪：圓周力 NdTFt76.3069172104 .26224222徑向力 NFFtr3 .1117tan22.作用在小齒輪：圓周力 NdTFt880060104 .26224323徑向力 NFFtr9 .3202tan335.2.35.2.3 軸的結構設計軸的結構設計: :5.2.3.15.2.3.1 擬定軸上零件的裝配方案NT88.425mmLmmL5 .1047521mmlmml474921MPaMPapp60.3945.5321mmlmml366021MPaMPapp50.5648.2421181. 角接觸軸承段處，d1取為 30mm,軸承型號為 6006，b1為

31、 33mm2.低速級小齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 d2為 35mm，b2為 65mm。3.軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求取 d3為 4mm，b3按照要求取為 7.5mm。4.高速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 d4為 35mm，b4為 40mm.。5.角接觸軸承段同 1 相同，d5為 30mm，b5為 35mm。5.2.45.2.4 求軸上的載荷求軸上的載荷: :1求垂直面的支承反力 98.226632.10932.10961675 .38618561675 .38)()(2212111323213211vrrvvvrarVrrvFFFFFNFNFFFFLFLLFLLLF 2求水平面的支

32、承反力 NlllllFlFFttH06.3640)(321321321 NFFFFtHtH7 .270111223繪垂直面的彎矩圖mmNlFMvav421031mmNlFMvav5 .13828324繪水平面的彎矩圖 mNlFMHaH14.1405 .3806.364031mNFMHaH8 .1646125合成彎矩圖mmLmml3227. 7MPammlp29.3024NFNFrr13.152028.90821NCr4.20928NFNFrr8 .35267 .36412119 mmNMMMaHava196880140145 .1382822226軸的轉(zhuǎn)矩 mNT729.1429求危險截面的當

33、量彎矩從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為6 . 0mNTMMae.698.214)729.1426 . 0(88.196)(222210計算危險截面處軸的直徑軸的材料為 45 號鋼，調(diào)治質(zhì)處理。由表 14-1 查得MPaB650由表 14-3 查得 則MPab601 mmMdbe95.32601 . 010698.214 1 . 03313考慮到鍵槽對軸的削弱，將 d 增加大%5故 mmmmd356 .3495.3205. 1所以 中間軸安全合理載 荷水平面 H垂直面 V支承反力 FNFH06.36401NFH7 .27012NFv32.1091NFv.89.22662彎矩

34、 MmmNMaH14.140mmNMav8 .164總彎矩mmNMa196880扭矩 TmNT729.142 NCr19500NFNFrr7 .242768.338221NCr2580020彎矩圖如上圖所示5.35.3 低速軸低速軸：5.3.15.3.1 初步確定軸的最小直徑初步確定軸的最小直徑:選取軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表 15-3，取 C=110，于是得mmdmmnPCd32.40%)51 (4 .38min4 .381 .88793. 311033考慮到軸上有鍵槽，所以，取最短直徑為 40mm5.3.25.3.2 求作用在齒輪上的受力求作用在齒輪上的受力: :圓周力 Nd

35、TFt546015610249. 42253徑向力 NFFtr37.1987tan5.3.35.3.3 軸的結構設計軸的結構設計: :mNTca354215.3.3.15.3.3.1 擬定軸上零件的裝配方案擬定軸上零件的裝配方案 1. 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑（如上圖） ，為d1了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器d1的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變3TKTAca化很小，故取1.5，則 轉(zhuǎn)矩。AKmNmNTca63735424905 . 1按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊 144 頁，選用凸緣聯(lián)軸器 GY5，其公稱轉(zhuǎn)矩為

36、 400N。半聯(lián)軸器與軸配合的轂m孔長度=60mm ,軸孔直徑為 38mm，故 1 段 b1為 60mm,d1為 38mm1L2. 密封處軸段，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，以及密封圈的標準（采取氈圈油封）故 d2取為 43mm,由箱體結構和軸承段、端蓋裝配關系等確定，b2為 60mm.3. 滾動軸承處段，d3取為 45mm,軸承型號為 6009，由滾動軸承，檔油環(huán)及裝配關系等mmmmmmBDd167545確定，b3為 27mm4. 過渡軸段，考慮擋油環(huán)的軸向定位，故取 d4為 50mm,由裝配關系，箱體結構等確定該段的 b4為 49.5mm5. 軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求取 d5為 58mm，

37、b5按照要求取為12mm。6. 低速級大齒輪軸段，按與齒輪的裝配關系定 d6為 48mm，b6為2262mm.。7. 滾動軸承段同 3 相同，d7為 45mm，b7為 37.5mm。5.3.45.3.4 求軸上的載荷求軸上的載荷: :1求垂直面的支承反力 NlllFFrv99.11563221 NFFFvrv38.83099.115637.198722 2求水平面的支承反力 NlllFFtH33.22813222 NFFFHtH67.317833.228154602413繪垂直面的彎矩圖mmNlFMvav867707599.1156214繪水平面的彎矩圖 mmNlFMHaH2384007567

38、.3178325合成彎矩圖 mmNMMMaHava2536902384008677022226軸的轉(zhuǎn)矩 mNT 4258809求危險截面的當量彎矩從圖中可以看出，低速的齒輪中心線處最危險，其當量彎矩為6 . 0mNTMMae.07.360)88.4256 . 0(69.253)(222210計算危險截面處軸的直徑軸的材料為 45 號鋼，調(diào)治質(zhì)處理。由表 14-1 查得MPaB650由表 14-3 查得 則MPab601 mmMdbe15.39601 . 01007.360 1 . 03313考慮到鍵槽對軸的削弱，將 d 增加大%5故 mmmmd4810.4115.3905. 1所以 低速軸安全

39、合理23載 荷水平面 H垂直面 V支承反力FNFH67.31781NFH33.22812NFv99.11561NFv38.8302彎矩 MmmNMaH 238400mmNMav 86770總彎矩mmNMa 253690扭矩 TmNT 42588024彎矩圖如上圖所示 六、鍵的選擇六、鍵的選擇6.16.1 低速軸鍵選擇：低速軸鍵選擇：低速軸轉(zhuǎn)矩mNT9 .424查表 10-10 查得許用應力=125150Mpa，取=100Mpa p p mmmmblLmmhdTlmmLmmblLmmhdTlpp63L61.341661.1861.181001057265200447019.401419.2619

40、.261009452652004422222221111111取取與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵為鍵 7012AmmmmmmLhb70812與齒輪接處鍵為鍵 6314AmmmmmmLhb639146.26.2 中間軸鍵選擇：中間軸鍵選擇：中間軸轉(zhuǎn)矩mNT2 .264查表 10-10 查得許用應力=100120MPa，取=100MPa， p p mmLmmLmmblLmmdhTlp36,7069.241069.1469.141008371087004421取與小齒輪聯(lián)接處鍵為鍵 2212AmmmmmmLhb22812與大齒輪聯(lián)接處鍵為鍵 7028AmmmmmmLhb7016286.36.3 高速軸鍵選擇：高速

41、軸鍵選擇：中間軸轉(zhuǎn)矩mNT9 .42425查表 10-10 查得許用應力=100120Mpa，取=100Mpa， p p mmLmmblLmmdhTlp3227.15827. 727. 71007253180044取與帶輪聯(lián)接處鍵為鍵 38AmmmmmmLhb7068七、滾動軸承的選擇七、滾動軸承的選擇7.17.1 高速軸軸承高速軸軸承: :取 6009 ， 。mmd30mmD55mmB131先計算軸承載荷、內(nèi)部軸向力 NFFFFFHvr28.90859.11291.79156.7722121211 NFFFFFHvr13.152039.24189.271844.1278222222222.計

42、算軸承壽命為 Lh軸兩端所選為同尺寸軸承，今故應以軸承 2 的徑向當量動載荷12rrFF為計算依據(jù)1P受中等沖擊載荷 查表 16-9 得，工作溫度正常 查表 16-8 得1pf31tfhLh72008300313.查得：軸承徑向基本額定動載荷/P57006C1520008.14796)72001048060(18 .24991)1060(31616故可用NNLnfPfChtpr故所選 7006C/P5 軸承適合267.27.2 中間軸軸承中間軸軸承: :取 7007C/P5， 。mmd35mmD62mmB141先計算軸承載荷、內(nèi)部軸向力 NFFFHvr7 .364106.364032.1092

43、221211 NFFFHvr8 .35267 .270198.226622222222.計算軸承壽命為 Lh軸兩端所選為同尺寸軸承，今故應以軸承 1 的徑向當量動載荷 P2為21PP 計算依據(jù)。受中等沖擊載荷 查表 16-9 得，工作溫度正常 查表1pf316-8 得1tfhLh72008300313.查得：軸承徑向基本額定動載荷/P57007C195008 .18012)720010729.14260(149.45591)1060(31616故可用NNLnfPfChtpr故所選 7007C0/P5 軸承適合7.37.3 低速軸軸承低速軸軸承: :取 7009AC/P5， 。mmd45mmD7

44、5mmB291先計算軸承載荷、內(nèi)部軸向力 NFFFHvr68.338267.317899.11562221211 NFFFHvr7 .242733.228138.83022222222.計算軸承壽命為 Lh今故應以軸承 2 的徑向當量動載荷 P2為計算依據(jù)12PP 受中等沖擊載荷 查表 16-9 得，工作溫度正常 查表 16-8 得1pf3271tf3.查得：軸承徑向基本額定動載荷 /P57009AC2580087.1408)72001081.8860(168.33821)1060(31616故可用NNLnfPfChtpr故所選 7009AC/P5 軸承適合八、連軸器的選擇八、連軸器的選擇由于

45、凸緣聯(lián)軸器德結構簡單，使用方便，可傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，等優(yōu)點，且常用于載荷較平穩(wěn)的兩軸連接首先考慮此聯(lián)軸器聯(lián)軸器的設計計算由于裝置用于 V 帶傳動，原動機為電動機，所以工作情況系數(shù)為，5 . 1AK計算轉(zhuǎn)矩為mNmNTca72.35448.2365 . 1查手冊選用凸緣聯(lián)軸器 GY-5其主要參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩mNTn 40028軸孔直徑 mmd381半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=70mm.九、潤滑與密封九、潤滑與密封9.19.1 齒輪的潤滑齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油高度約為低速級大齒輪的一個齒高，取為 10mm。9.29.2 滾動軸承的潤滑滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為均大于 2m/s，所以

46、采用油潤滑。9.39.3 潤滑油的選潤滑油的選擇擇考慮到該裝置用于小型設備，選用全消耗系統(tǒng)用油 L-AN15 潤滑油。9.49.4 密封方法的選取密封方法的選取在軸和軸承配合處內(nèi)端鑲入擋油環(huán)，軸承用脂潤滑確定擋油環(huán)的尺寸以達到最好的密封效果,軸承端蓋內(nèi)加墊 O 型密封圈。軸承端蓋結構設計：材料 HT150高中軸承 7006 D=55,d3=6,n=4mmDDmmdDDmmDDmmeemmdemmdDDmmdDDmmdd52)42(5 .51345)1510(124 . 82 . 1905 . 25 .725 . 27163054133023030低軸承 7009 D=75，d3=8，n=429

47、mmDDmmdDDmmDDmmdemmdDDmmdDDmmdd75)42(71367)1510(6 . 92 . 11155 . 2955 . 2916305433023030十、減速器附件設計十、減速器附件設計（1）窺視孔及其視孔蓋 為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側隙，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置窺視孔。窺視孔設在上箱頂蓋能夠直接觀察到齒輪嚙合部位的地方。平時，窺視孔的視孔蓋用螺釘固定在箱座上。窺視孔為長方形，其大小應適當（以手能伸入箱內(nèi)為宜） ，以便檢查齒輪嚙合情況。（2）通氣器 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)受熱膨脹的空氣能自由排除，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等縫隙滲漏，在箱體頂部裝設通氣器。（3）軸承蓋 為了固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種，圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上；在外伸軸處的軸承蓋是透蓋，透蓋中裝有密封裝置。（4）定位銷 為了精確地加工軸承座孔，同時為了在每次拆裝箱蓋時仍保持軸承座孔制造加工時的位置精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸緣上配裝定