機械設計-課程設計之帶式輸送機

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目 帶 式 輸 送 機 傳 動 裝 置 學院： 班級： 學號：學生： 指導老師： 2013年12月目錄一.題目及總體分析2二.各主要部件選擇3三.電動機的選擇4四.分配傳動比4五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算5六.設計高速級齒輪71.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型72.按齒面接觸強度設計73.按齒根彎曲強度設計94.幾何尺寸計算115.驗算12七.設計低速級齒輪121.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型122.按齒面接觸疲勞強度設計123.按齒根彎曲強度設計144.幾何尺寸計算155.驗算16八.鏈傳動的設計16九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計181.軸（輸入軸）及其軸

2、承裝置、鍵的設計182.軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計233.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計27十.潤滑與密封31十一.箱體的設計32十二.設計小結34十三.參考文獻35一.題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的傳動裝置給定條件：傳動簡圖如圖1-1所示，設計參數(shù)列于表1-1。工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期為10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為。帶式輸送機的傳動效率為0.96。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入

3、端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖1-1 帶式輸送機傳動簡圖圖示：1為電動機，2為聯(lián)軸器，為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為鏈傳動，7為輸送機滾筒。輔助件有:觀察孔蓋，油標和油尺，放油孔和螺塞，通氣器，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸承套，密封圈等。輸送帶的牽引力F/KN2.7輸送帶的速度v/(m/s)1.1輸送帶滾筒的直徑D/mm400表1-1 帶式輸送機的設計參數(shù)二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)，承載能力大

4、，傳動效率高直齒輪不產(chǎn)生軸向力，但傳動平穩(wěn)性差一些高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大滾動球軸承聯(lián)軸器結構簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析結論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為PwF×V2700N×1.1m/s=2970W圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為10.98 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99 帶式輸送機的傳動效率為40.96鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號按選

5、電動機型號查得型號Y112M-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=4 kW滿載轉速1440 r/min同步轉速1500 r/min選用型號Y112M-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速（r/min）；nw 為工作機輸入軸的轉速（r/min）。計算如下, 取 :總傳動比，：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為軸、軸、軸、軸；對應于各

6、軸的轉速分別為；對應各軸的輸入功率分別為；對應各軸的輸入轉矩分別為；相鄰兩軸間的傳動比分別為；相鄰兩軸間的傳動效率分別為。各軸轉速n(r/min)，輸入功率P(KW)，輸入轉矩T(N m)傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算高速軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩中間軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩低速軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩滾筒軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩圓柱齒輪傳動(7級精度)效率為10.98 滾動軸承傳動效率為20.99 彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99 帶式輸送機的傳動效率為40.96鏈傳動的效率50.96：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比六.設計高速級齒輪 1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒

7、型1)確定齒輪類型：兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪。2)材料選擇：由表101(機械設計 第九版P191)選擇小齒輪材料為40r（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 1009588)4)閉式齒輪的小齒齒數(shù),選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)21·13.2×24=76.8,取Z2=77。5)選取螺旋角。初選螺旋角，左旋，壓力角=20°2.按齒面接觸強度設計(1)按式（1021）試算小齒輪分度圓直徑，即1)確定公式內的各計算數(shù)值試選由圖1020，選取區(qū)域系

8、數(shù)由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)。由式（10-20）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)。由式（10-23）可得螺旋角系數(shù)。計算接觸疲勞許用應力。由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23知接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效系數(shù)為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即2)試算小齒輪分度圓直徑(2)調整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v。齒寬b。2）計算實際載荷系數(shù).由表10-2查的使用系數(shù)。根據(jù)v=2.82m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。齒輪的圓周力查表10-3

9、得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱時，則載荷系數(shù)為3)由式（10-12），可按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計由式1020 1)確定計算參數(shù)試選載荷系數(shù)。由式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合系數(shù)。由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)計算。由當量齒數(shù)，查圖10-17，得齒型系數(shù)。由圖10-18查得應力修正系數(shù)。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算齒輪模數(shù)

10、（2）調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v齒寬b齒高h及寬高比b/h2)計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。由查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得結合查圖10-13，的。則載荷系數(shù)由式（10-13）可得按實際載荷系數(shù)算的的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù).取1.5mm， 為了同時滿足接觸疲勞強度，需按疲勞強度算得的分度圓直徑d1=45.49mm來計算小齒輪的齒數(shù)，即。取Z1=30，則4.幾何尺寸計算（1）計算中心距考慮到模數(shù)減小了，中心距取98mm。（2）按圓整后的中心距修

11、正螺旋角（3） 計算小、大齒輪的分度圓直徑（4） 計算齒輪寬度取b1=47mm、b2=52mm。5.驗算合適七.設計低速級齒輪1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型（1）按圖10-26所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角為20。（2）帶式傳送機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。（3）材料選擇。由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)Z3=24，大齒輪齒數(shù)Z4=Z3 ,取Z4=59 2.按齒面接觸疲勞強度設計（1） 由式（10-11）試求小齒輪分度圓直徑，即 1)確定公式中的各參數(shù)值試

12、選KHt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩。 T3=9.55×106P/n3=81.5N/m由表10-7選齒寬系數(shù)d=1由圖10-20查的區(qū)域系數(shù)ZH=2.28由表10-5查的材料彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa12。由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合系數(shù)Z。 計算接觸疲勞許用應力H。由圖10-25d查的小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為Hlim=600MPaHlim4=550MPa。由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)： N3=60n3jLh=1.276×109 N4=N3/u=0.52×109由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.90、KHN4=0.

13、95 。取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得 取H3和H4中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=H4=523MPa2）試算小齒輪分度圓直徑 （2）調整小齒輪分度圓直徑 圓周速度v。 齒寬b。 2)計算實際載荷系數(shù)KH 。由表10-2查得使用系數(shù)KA=1。根據(jù)v=1.22m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.12。齒輪的圓周力。 Ft3=2T3/d3t=3.149×103N KAFt3/b=60.814N/mm<100N/mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH=1.2。由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷

14、分布系數(shù)KH=1.421。由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAKVKHKH=1.913)由公式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應的齒輪模數(shù) m=d1/z1=2.45mm3.按齒根彎曲強度設計（1）由公式（10-7）試算模數(shù)，即 1)確定公式中的各參數(shù)值試選KFt=1.3。由公式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。 計算。由圖10-17查得齒形系數(shù)YFa3=2.82、YFa4=1.98。由圖10-18查得應力修正系數(shù)Ysa3=1.54、Ysa4=1.96。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.85，

15、KFN4=0.88 。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由公式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 =0.01642）試算模數(shù) （2）調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓整速度v。 d3 =mtz3=35.832mm 齒寬b。 寬高比b/h。 2)計算實際載荷系數(shù)KF 。根據(jù)v=0.843m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.01。由>100N/m,查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用差值法查得，結合b/h=10.67查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為 3)由公式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計

16、算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的載荷能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅和齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.512mm并就近圓整標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=58.847mm算得小齒輪齒數(shù)z3=d3/m=39.2取z3=39,則大齒輪齒數(shù)z4=uz3=97,z3和z4互質 。這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 (2)計算中心距 （3）計算齒輪寬度 考慮不避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪稍微

17、加寬（510）mm，即取=b+(510)mm=58.5+(510)=63.568.5mm取，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即。5.驗算合適八.鏈傳動的設計1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火。2 確定計算功率由表96查得，由圖913查得，單排鏈，則計算功率為：。3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)及查圖911，可選16A-1。查表91，鏈條節(jié)距為。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取。相應得鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表97得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為：。5 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號16A1，查圖914可知應采用油滴潤滑。6 計

18、算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為。7 鏈輪的結構設計小直徑的鏈輪一般做成整體式；中等尺寸的鏈輪多做成孔板式，為便于搬運、裝卡和減重，在輻板上開孔；大直徑的鏈輪可做成組合式，常可將齒圈用螺栓連接或焊接在輪轂上，此時齒圈與輪芯可用不同材料制造。8 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結果分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高確定的最大軸凸緣直徑節(jié)距p=31.75mm，滾子直徑=19.05mm，小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)，內鏈板高度九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計.輸入軸上的功率轉矩.求作用在齒輪上的力 圓周力，徑向力，軸向力.初定軸的最

19、小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表153，取(以下軸均取此值），于是由式152初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，由（GB/T 5843-2003）(機械設計課程設計P167)選用GY2型聯(lián)軸器，其公稱轉矩為63000N·。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度L42的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度。.軸的結構設計 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖9-

20、1） 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取。 (2)初步選擇滾動軸承。參照工作 要求并根據(jù)，初選型號6205深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，故,軸段3和5的長度取相同,，。(3)軸段4做成齒輪軸。軸段4的直徑應根據(jù)6205的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定，取,。其余尺寸如圖91(4)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得,，。(5)參考表152，取軸端為和各軸肩處的圓角

21、半徑。圖9-1 輸入軸的結構布置簡圖5.受力分析、彎距的計算 1)計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故總支承反力 2)計算彎矩并作彎矩圖 (1)水平面彎矩圖 (2)垂直面彎矩圖 (3)合成彎矩圖 3)計算轉矩并作轉矩圖6.作受力、彎矩和扭矩圖圖 92軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（A型）軸的直徑d=18mm,選，聯(lián)軸器:由式61，查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式155，并取，軸的計算應力，由表151查得，故安全9.校核軸承和計算壽命(1)

22、校核軸承A和計算壽命徑向載荷軸向載荷由，在表135取X0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.0400.070之間，對應的e值為0.240.27之間，對應Y值為1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表136取則，A軸承的當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命(2)校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。2.軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.中間軸上的功率轉矩2.求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表153，取，于是由式152初步估算軸的最小直徑中間軸上有

23、兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%15%，取增大12%得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)初選型號6207的深溝球軸承參數(shù)如下，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故。軸段1和5的長度相同,故取。(2)軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取 ，。(3)軸段4上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右

24、端面上,即靠緊,軸段4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，(4)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖93。圖93 中間軸的結構布置簡圖5.軸的受力分析、彎距的計算1)計算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉矩并作轉矩圖6.作受力、彎矩和扭矩圖圖94軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級小齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型），小齒輪軸端直徑d=40mm,，小齒輪齒寬B=85mm，。 由式61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級大齒輪的鍵 由表61選用圓

25、頭平鍵（A型），大齒輪軸端直徑d=40mm，大齒輪齒寬B=50mm，。 由式6，查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面，根據(jù)式155，并取， 由表查得，校核安全。9.校核軸承和計算壽命1)校核軸承A和計算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承壽命2)校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.輸入功率轉速轉矩2.第三軸上齒輪受力3.初定軸的直徑軸的材料

26、同上。由式152，初步估算軸的最小直徑輸出軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%15%，圓整的。這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與箱體的距離，取。4.軸的結構設計1)擬定軸的結構和尺寸（見圖95）2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。(2)軸段3和軸段6用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號6212的深溝球軸承，參數(shù)基本：，基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： ，取 ，。 (3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,

27、為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑,取,。 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，(5)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖95。圖95 軸的結構布置簡圖5.軸的受力分析、彎距的計算(1)計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故(2)計算彎矩1)水平面彎矩 在C處，2)垂直面彎矩 在C處， 在B處 ，(3)合成彎矩圖 在C處在B處，(4)計算轉矩，并作轉矩圖 (CD段)6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖96 軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級大齒輪的鍵由表61選用圓頭

28、平鍵（A型）d=62mm， ，。由式61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級鏈輪的鍵 由表61選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，由式61，查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式155，并取，d=62mm，由表151查得，校核安全。9.校核軸承和計算壽命1)校核軸承D和計算壽命徑向載荷當量動載荷因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命2)校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命十.潤滑與密封1.潤滑方式的選擇 減速器傳動零件的軸承都需要良好的潤滑，其目的是為減少摩擦、

29、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。1)因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，傳動零件將油池中的油甩到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕帷Ｏ潴w內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。為避免大齒輪回轉時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于3050mm。2)計算所需油量 。對于一級減速器每傳遞1kW的功率需油量約為350700(潤滑油的粘度高時取大值)。對于多級減速器，應按傳動的級數(shù)成比例的增加油量。軸的輸入功率為5.28kW。3)驗算油池中的油量V是否大于傳遞功率

30、所需油量 油池中油量，符合要求。4)軸承采用脂潤滑，需要定期檢查和補充潤滑脂。脂潤滑易于密封，結構簡單，維護方便。為防止箱內潤滑油進入軸承室而使?jié)櫥♂屃鞒?，同時也防止軸承室中的潤滑脂流入箱體內而造成油脂混合，通常在箱體軸承座箱內一側裝設甩油環(huán)。潤滑脂的充填量為軸承室的1/21/3，每隔半年左右補充或更換一次。2.密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。氈圈密封結構簡單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤滑和接觸面速度不超過5m/s的場合。3.潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用全損耗系統(tǒng)用油， LAN68(GB 4431989)；

31、潤滑脂選7407號齒輪潤滑脂(SY 40361984)。十一.箱體的設計1. 箱體的剛度減速器箱體一般采用剖分式結構，分箱面處的凸緣結構和軸承座結構對箱體的剛度有很大的影響。箱體底座凸緣的結構會影響箱體的支撐剛度。1) 軸承座壁厚和加強肋的確定為了保證軸承座的剛度，軸承座孔應有一定的壁厚。設計軸承座孔采用凸緣式軸承蓋，根據(jù)安裝軸承蓋螺釘?shù)男枰_定軸承座厚度以滿足剛度的要求。為了提高軸承座的剛度，還應設置加強肋，一般中、小型減速器加外肋板。2) 軸承旁螺栓位置和凸臺高度的確定為了增強軸承座的連接剛度，軸承座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，為此需在軸承座兩側做出凸臺。兩螺栓孔在不與軸承座孔以及軸承蓋螺

32、釘孔相干涉的前提下，應盡量靠近。凸臺高度h應以保證足夠的螺母扳手空間為原則，具體高度由繪圖確定。為了制造和裝拆的方便，全部凸臺高度應一致，采用相同尺寸的螺栓。3) 凸緣尺寸的確定為了保證箱蓋與箱座的連接剛度，箱蓋與箱座分箱面凸緣的厚度一般取為1.5倍的箱體壁厚。為了保證箱體的支撐剛度，箱座底板凸緣厚度一般取2.5倍的箱座壁厚。底板寬度B應超過內壁位置，一般取。2. 箱體的結構工藝性1) 小齒輪端箱體外壁圓弧半徑R的確定小齒輪端的軸承旁螺栓凸臺位于箱體外壁之內測，這種結構便于設計和制造。為此，應使，從而定出小齒輪端箱體外壁和內壁的位置。2) 箱體凸緣連接螺栓的布置連接箱蓋與箱座的螺栓組應對稱布置

33、，并且不應與吊耳、吊鉤、圓錐銷等相干涉。螺栓數(shù)由箱體結構及尺寸大小而定。3) 減速器中心高H的確定減速器中心高H可由下式確定：式中da為浸入油池內的最大旋轉零件的外徑。4) 鑄件應避免出現(xiàn)狹縫如果鑄件上設計有狹縫，這時狹縫處砂型的強度較差，在取出木模時或澆鑄鐵水時，易損壞砂型，產(chǎn)生廢品。3. 附件設計1) 視孔和視孔蓋視孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側間隙，還可以用來注入潤滑油。視孔應設計在箱蓋的上部，且便于觀察傳動零件嚙合區(qū)的位置，其大小以手能伸進箱體進行檢查操作為宜。視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加石棉橡膠紙密封墊片，以防止漏油。2) 通氣器通氣器用于通氣

34、，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內油溫升高、內壓增大，從而引起減速器潤滑油的滲漏。3) 油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。油尺結構簡單，在減速器中應用較多。4) 放油孔和螺塞為了將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置放油孔，放油孔應安置在減速器不與其它部件靠近的一側，以便于放油。平時放油孔用螺塞堵住，并配有封油墊圈。5) 啟蓋螺釘為防止漏油，在箱座和箱蓋接合面處通常涂有密封膠或水玻璃，接合面被粘住不易分開。為便于開啟箱蓋，可在箱蓋凸緣上裝設12個啟蓋螺釘。6) 定位銷為了保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，需在箱體連接凸緣長度方向的兩端安置兩個定位銷，兩個定位銷相距遠些可提高定位精度。7) 起吊裝置為了裝拆和搬運減速器，應在箱體上設計吊環(huán)螺釘、吊耳及吊鉤。箱蓋上的吊環(huán)螺釘及吊耳一般是用來吊運箱蓋的，也可以用來吊運輕型減速器。箱座上的吊鉤用于吊運整臺減速器。箱體的具體尺寸如下表名稱符號尺寸關系結果箱座壁厚=0.025a+58mm箱蓋壁厚11=0.025a+58mm箱座凸緣壁厚bb=1.512mm箱蓋凸緣壁厚b1b1=1.5112mm箱座底凸緣壁厚b2b2=2.520mm地腳螺釘直徑dfdf