帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計

1、 機械設計課程設計說明書 設計題目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 學 院 機械工程學院 專 業(yè) 機械設計 姓 名 班 級 學 號 指導老師 最終評定成績 目 錄1 設計任務12 傳動方案分析23 原動件的選擇與傳動比的分配23.1原動件的選擇3.2傳動比的分配4 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算4.1各軸的轉速4.2各軸的輸入功率4.3各軸的轉矩5 V帶傳動的設計 5.1 確定計算功率 5.2 選擇V帶型號 5.3 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速v5.4 確定帶長V和中心距5.5 驗算小帶輪上的包角 5.6 確定V帶根數(shù)Z 5.7 計算單根V帶的初拉力F0 5.8 計算V帶對軸的壓力Q6. 標準斜齒圓柱齒

2、輪傳動的強度計算6.1第一對齒輪傳動的強度計算 6.2第二對齒輪傳動的強度計算 7. 軸的計算7.1高速軸的設計與計算7.2中間軸的設計與計算7.3低速軸的設計與計算8. 減速器潤滑及密封設計8.1齒輪的潤滑8.2滾動軸承的潤滑8.3減速器的密封9. 箱體及其附件結構設計9.1箱體的結構設計9.2附件的結構設計10設計總結 1.設計任務設計任務如圖1.1所示，為用于帶式運輸機上的兩級圓柱斜齒輪減速器。工作條件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為；二班制（每班工作8h），要求減速器設計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；三相交流電

3、源的電壓為380/220V。已知數(shù)據(jù)：帶的圓周力F（N）：4500（N）帶速v（m/s）：0.48（m/s）滾筒直徑D（mm）：350（mm）1電動機2.V帶傳動3齒輪傳動4聯(lián)軸器5.滾筒 6.傳送帶圖1.1帶式輸送機傳動系統(tǒng)示意圖2.傳動方案分析合理的傳動方案，首先應滿足工作機的性能要求，其次應滿足工作可靠，轉動效率高，結構簡單，結構緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。任何一個方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來擬定和評比各種傳動方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認。 本傳動裝置傳動比不大，采用v帶傳動和圓柱斜齒輪二級減速器傳動，帶傳動平穩(wěn)、吸振且能

4、起過載保護作用，故在高速級布置一級帶傳動。在帶傳動與帶式運輸機之間布置一臺二級斜齒圓柱齒輪減速器，軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。3原動件的選擇與傳動比的分配3.1原動件的選擇（1）電動機類型的選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動機，它為臥式封閉結構，電源電壓為380V。（2）電動機容量的選擇根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為：P=設：1-V型帶傳動效率 取0.95 2-圓柱齒輪傳動效率 取0.993-滾動軸承的效率 取0.97 4-聯(lián)軸器的效率 取0.99 5-運輸機滾筒傳動效率 取0.96估算傳動比總效率為：=0.95*0.99*0.97*0.99*0.97*0.

5、99*0.99*0.99*0.96=0.8160電動機所需功率為Pd= Pw/h=2.16/0.8160=2.65 kw依據(jù)表12-12選取電動機額定功率應取Pe=3kw（3）電動機轉速的選擇根據(jù)已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉速nw=60000*0.48/3.14*350=26.21KW初選同步轉速為1500（r/min）和1000（r/min）的電動機，由表12-1可知，對應于額定功率為Pe=3的電動機的型號分別為Y100L2-4和Y132S-6?，F(xiàn)將Y100L2-4和Y132S-6型電動機的有關技術數(shù)據(jù)及相應算得的總傳動比列于表1。方案號電動機型號額定功率/ kw同步轉速/（r/min）

6、滿載轉速/（r/min）總轉動比i外伸軸徑D/mm軸外伸長度E/mm一Y100L2-43.01500142054.182860二Y132S-63.0100096036.633880通過對上述兩種方案進行比較可以看出：方案一選用的電動機轉速高、質量輕、價格低，總傳動比為54.18，這對三級減速傳動而言不算大，故選用方案一較為合理。初步確定原動機的型號為Y132S-4，額定功率為Pe=3.0kw，滿載轉速為n0=1440轉每分鐘，由表1可知電動機中心高H=112mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=28mm和E=60mm。3.2傳動比的分配由原始數(shù)據(jù)以及初步確定的原動機的轉速可確定

7、總傳動比：i=nm/nw=1420/26.21=54.18帶傳動的傳動比：i1=3齒輪傳動的總傳動比：i=18.06為了便于兩級圓柱斜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，取高速級傳動比為i12=4.845低速級傳動比i34= i i12=3.7314.各軸動力與運動參數(shù)的計算將各軸從高速級到低速級依次編號為軸、軸、軸。4.1各軸的轉速n=no/I1=1440/3=473.33r/minn=n/I2=480/4.994=97.69r/minn=n2/i3=20.163r/min4.2各軸的輸入功率=2.16kw=

8、 P0*1=(5.5×0.95) kw =2.5175 kw= p*(2*3)= (5.225×0.97×0.99) kw =2.492 kw= p*0.99*0.97=2.393kw4.3各軸的轉矩=9.55×*p/n=9.55××2.5175÷473.33=N·mm=9.55×*p/n=9.55××2.492÷97.69=N·mm=9.55×*p/n=9.55*106*2.393/20.163=N·mm5.V帶的設計 設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中

9、第一級用的普通V帶傳動。電動機的功率P=2.2KW，普通異步電動機驅動，主動帶輪轉速n1=1430r/min，傳動傳動比i=3，每天工作8h,兩班制。（1）確定計算功率查表得=1.2=1.2x3=3.6 KW（2）選擇V帶型號=3.6KW =1420/min 查表知選A型V帶（3） 確定小帶輪直徑，并驗算帶速V1.初選小帶輪直徑 查表知，小帶輪直徑基準直徑的推薦值為80100mm 查表取=90mm2. 驗算帶速V 查表知，帶速：=6.6882m/s V值在525m/s內(nèi)，帶速合適3. 計算大帶輪直徑 =270mm(4) 確定帶長和中心距a1. 查表可知：0.7()a02（） 252720mm

10、初取中心距a0=500mm2.查表計算帶所需要的基準長度=1581.4mm 查表取=1600mm3.由公式計算實際中心距a509.1mm(5).驗算小帶輪上的包角159.75°120°(6).確定V帶根數(shù)Z1. 計算單根V帶的許用功率 經(jīng)查表，由插值法可得：=0.93（1.15-1.07）÷(1660-1450）×（1420-1200）=1.0532 經(jīng)查表，由插值法可得： =0.15（0.17-0.15）÷(14501200）×（1420-1200）=0.1676 經(jīng)查表，由插值法可得：=0.93（0.950.93）÷(1

11、60°155°）×（159.75°155°）=0.987 查表知，=0.99 =(）=1.1928803042. 計算V帶的根數(shù) V帶的根數(shù)： Z= =3.3/1.192880304=2.766 取整，Z=3（7）計算單根V帶的初拉力F0 查表得Z型帶的單位長度質量q=0.1(kg/m),得單根V帶的初拉力為： =500*3.3/(3*6.6882)*(2.5/0.987-1)+0.1*0.6882²131N（8）計算V帶對軸的壓力Q=2*3*131*sin159.75/2=N6.標準斜齒圓柱齒輪傳動的強度計算6.1第一對齒輪的設計帶

12、式輸送機在常溫下連續(xù)工作，單向運轉，空載啟動，工作時載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V，電動機的額定功率為2.5175KW，高速齒輪，傳動比為4.845，轉速為473.33r/min1.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)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1取小齒輪材料為40Cr鋼，調至處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調至處理，硬度HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS

13、，符合軟齒輪傳動的設計要求。（2）選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。（3）初選齒數(shù)。取齒數(shù)=24，= u*24=24*4.845=1172. 確定材料的許用應力（1）確定接觸疲勞極限,由圖7-18（a）差MQ線得=720Mpa =580Mpa（2）確定壽命系數(shù)ZN小齒輪循環(huán)次數(shù) =60*473.33*1*(2*8*300*8)大齒輪循環(huán)次數(shù) =/4.845=225008198由圖7-19查得=1（3）確定尺寸系數(shù),由圖7-20取= =1（4）確定安全系數(shù)，由表7-8取=1.05。（5）計算許用接觸應力，按式（7-20）計算，得=686Mpa=552M

14、pa3. 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）計算，其式為確定上式中的各計算數(shù)值如下。(1) 確定螺旋角b=15°，并試選載荷系數(shù)=1.3.(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩=9.55*1000000*2.5175/473.33=50794N.MM(3) 確定齒寬系數(shù)，由表7-6選取齒寬系數(shù)=1.2m/s(4) 確定材料彈性影響系數(shù)ZE，由表7-5查得=189.8(5)確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖7-14得=2.43(6)確定重合度系數(shù)，由式（7-27）可得端面重合度為=1.581軸面重合度 =1.63因>1，由式（7-26）得重合度系數(shù)=0.795(7)確

15、定螺旋角系數(shù) =0.98試算所需小齒輪直徑=43.864.確定實際載荷系數(shù)K與修正系數(shù)所計算的分度圓直徑(1)確定使用系數(shù)KA，按電動機驅動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取KA=1(2)確定動載系數(shù)KV計算圓周速度=1.08m/s故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得=1.11(3)確定齒間載荷分配系數(shù)K.齒寬初定   =35.088mm計算單位寬度載荷值為=71.48N/mm100N/mm查表7-3取=1.4(4)確定齒向載荷分布系數(shù),由表7-4得=1.15+0.18+3.1*0.108=1.32(5)計算載荷系數(shù)K=1*1.4*1.1*1.32=2.03

16、28按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-12）得=54.85(7)計算模數(shù) m=54.85/24=2.286.齒跟彎曲疲勞強度計算(1)由式（7-18）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）取=300MPa =220MPa（2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)（3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)=1.25（4）由表7-23得尺寸系數(shù)=1（5）由式（7-22）得許用應力=480MPa=325MPa(6)確定計算載荷K初步確定齒高h=2.25m=2.25*2.286=5.14 b/h=0.8*54.845/5.14=8.54 查圖7-12得=1.23&#

17、160;   計算載荷K=1*1.12*1.1*1.23=1.52（7）確定齒形系數(shù)當量齒數(shù)為=26.6  =129.82由圖7-16查得=2.6   =2.22（8）由圖7-17查得應力校正系數(shù)=1.59, =1.76（9）計算大小齒輪的值=2.6*1.59/480=0.0086 =2.22*1.76/352=0.0112大齒輪的數(shù)值大(10)求重合度系數(shù)Y端面壓力角=arctan(tan20/cos15)=20.647基圓螺旋角的余弦值為=cos15cos20/cos20.647=0.97當量齒輪端面重合度，由式（7-3

18、0）得=1.581/0.97 ²=1.680按式（7-30）計算=0.25+0.75/an=0.25+0.75/1.680=0.696(11)由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)=0.86（12）將上式各值代入公式計算 得：=1.62mm由于齒輪的模數(shù)Mn的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算的6.29按國際圓整為Mn=2,并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑=50.54，協(xié)調相關參數(shù)與尺寸為=50.54*cos15/2=24.41=4.845*24.41=118.26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)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)6.齒輪幾何尺寸里計算

19、(1)中心距 =(25+119)*2/(2*cos15)=149.07mm把中心距圓整成150mm(2)修正螺旋角=16.260螺旋角變化不大，所以相關參數(shù)不必修正(3)分度圓直徑=25*2/cos16.260=52.08=119*2/cos16.260=247.92(4)確定齒寬。b=0.8*52.08=41.67mm 取=42mm =50mm6.2第二對齒輪的設計帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作，單向運轉，空載啟動，工作時載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220

20、V，電動機的額定功率為2.5175KW，高速齒輪，傳動比為4.845，轉速為473.33r/min1.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)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-1取小齒輪材料為40Cr鋼，調至處理，硬度HBS1=260；大齒輪材料為45鋼，調至處理，硬度HBS2=230；兩齒輪齒面硬度差為30HBS，符合軟齒輪傳動的設計要求。（2）選擇齒輪的精度。此減速器為一般工作機，速度不高，參閱表7-7，初定為8級精度。（3）初選齒數(shù)。取齒數(shù)=24，= u*24=24*3.73=902. 確定材料的許用應力（1）確定接觸疲勞極限,由圖

21、7-18（a）差MQ線得=720Mpa =580Mpa（2）確定壽命系數(shù)ZN小齒輪循環(huán)次數(shù)=60*97.69*1*(2*8*300*8)22507776大齒輪循環(huán)次數(shù) =/3.73=6034256由圖7-19查得=1（3）確定尺寸系數(shù),由圖7-20取= =1（4）確定安全系數(shù)SH，由表7-8=1.05。（5）計算許用接觸應力H，按式（7-20）計算，得=686Mpa=552Mpa3. 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）計算，其式為確定上式中的各計算數(shù)值如下。(1) 確定螺旋角b=15°，并試選載荷系數(shù)Kt=1.3.(2) 計算小齒輪傳遞的轉矩=9.55*

22、1000000*2.4176/97.69=236340N.MM(3) 確定齒寬系數(shù)d，由表7-6選取齒寬系數(shù)=0.8(4) 確定材料彈性影響系數(shù)ZE，由表7-5查得=189.8MPa½(5)確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH，由圖7-14得=2.43(6)確定重合度系數(shù)Z由式（7-27）可得端面重合度為=1.626軸面重合度 =1.63因>1，由式（7-26）得重合度系數(shù)=(1/1.626)=0.784(7)確定螺旋角系數(shù)=0.98試算所需小齒輪直徑=73.784.確定實際載荷系數(shù)K與修正系數(shù)所計算的分度圓直徑(1)確定使用系數(shù)KA，按電動機驅動，載荷平穩(wěn)，查表7-2取KA=1(2)確定動載

23、系數(shù)KV計算圓周速度=0.377m/s故前面取8級精度合理，由齒輪的速度與精度查圖7-8得=1.11(3)確定齒間載荷分配系數(shù)K.齒寬初定   =59.024mm計算單位寬度載荷值為=88.98N/mm100N/mm（d1取85MM）查表7-3取=1.4(4)確定齒向載荷分布系數(shù),由表7-4得=1.15+0.18+3.1*0.108=1.15+0.18*0.8²+3.1*0.0001*36.8+0.108*0.8*0.8*0.8*0.8=1.32(5)計算載荷系數(shù)K=1*1.4*1.1*1.32=2.0328按實際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，由式（7-

24、12）得=91.69(7)計算模數(shù) m=d1/z1=91.69/24=3.82.齒跟彎曲疲勞強度計算(1)由式（7-18）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）取=300MPa =220MPa（2）由圖7-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)（3）由表7-8查得彎曲疲勞安全系數(shù)=1.25（4）由表7-23得尺寸系數(shù)=1（5）由式（7-22）得許用應力=480MPa=325MPa(6)確定計算載荷K初步確定齒高h=2.25m=2.25*3.82=8.595 b/h=0.8*50.54/4.7475=8.53 查圖7-22得=1.23    計算

25、載荷K=1*1.12*1.1*1.23=1.52（7）確定齒形系數(shù)當量齒數(shù)為=26.6  =99.94由圖7-16查得=2.6   =2.22（8）由圖7-17查得應力校正系數(shù)=1.59=1.76（9）計算大小齒輪的值=2.6*1.59/480=0.0086 =2.22*1.76/352=0.0112大齒輪的數(shù)值大(10)求重合度系數(shù)Y端面壓力角=arctan(tan20/cos15)=20.647基圓螺旋角的余弦值為=cos15cos20/cos20.647=0.97當量齒輪端面重合度，由式（7-30）得=1.626/0.97 ²=

26、1.728按式（7-30）計算=0.25+0.75/an=0.25+0.75/1.728=0.684(11)由圖7-25得螺旋角影響系數(shù)=0.87（12）將上式各值代入公式計算 得：=2.13mm由于齒輪的模數(shù)Mn的大小主要取決于彎曲強度，所以將計算的6.29按國際圓整為Mn=2.5,并根據(jù)接觸強度計算出的分度圓直徑d1=91.69，協(xié)調相關參數(shù)與尺寸為=91.69*cos15/3=29.52=3.73*29.52=109.951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)，做到結構緊湊，減少浪費，且重合度增加，傳動平穩(wěn)6.齒輪幾何尺寸里計算(1)中心距 =(30+110)*2

27、/(2*cos15)=180.83mm把中心距圓整成181mm(2)修正螺旋角=15.571螺旋角變化不大，所以相關參數(shù)不必修正(3)分度圓直徑=30*2/cos15.571=91.70=110*2/cos15.571=342.93 (4)確定齒寬。b=0.8*63=73.6mm 取=74mm =80mm7，軸的計算7.1合理選擇軸的材料和熱處理方法，確定許用應力。軸的材料選最常用的45調制鋼。許用彎曲應力為1807.2 軸的結構設計齒輪上的力7.1高速軸的設計與計算1.初步確定軸的最小直徑按彎扭強度計算：最小直徑：=97×式中：C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻1表12-3中

28、查得C值，40Cr 為10697考慮扭矩大于彎矩，取小值C=97。P軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉速。應當注意，對于直徑的軸，并且有一個鍵槽，故軸徑需增大。所以最終軸的最小直徑為20mm2. 擬定軸上零件的裝配方案按軸向定位要求確定軸的各段直徑（1） 考慮到連接帶輪，取帶輪處的軸徑（2） 取軸承處的直徑為 (初選軸承為7205AC)（3） 齒輪安裝軸段的直徑（4） 需要有定位軸肩的軸身（5） 軸承按軸向定位要求確定軸的各段長度至此已經(jīng)設計出軸的長度和各段直徑。3.軸上鍵校核設計連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：其中由軸的直徑30mm，可取鍵的尺寸b

29、×h=10×8mm。則: 故此平鍵滿足強度要求。4，軸的強度校核(1)軸傳遞轉矩T=9.549*1000000*P/n=9.549*1000000*2.2175/473.33=50788N*MM(2)齒輪上的圓周力：Ft=2T/d=2*5.788/50.08=2028N(3)齒輪上的徑向力 (4)齒輪上的軸向力(5)軸承支反力V帶作用在軸上的力:Q=774.06N在ZY平面Rbz=Ft-Raz=2028-1414=614N在XY平面N=Q-Fr+Rax=774.06-764+984=994N5.彎扭矩ZY面：Mzy=Raz*e=1414*39=55146N.MMXY面Mma

30、x=Q*g=774.06*93.5=72375N軸的受力簡圖、彎扭矩圖、彎扭矩合成圖以及轉矩圖如下：確定危險截面-截面所受彎矩和轉矩較大，且有與軸承過盈配合而產(chǎn)生的應力集中及圓角所產(chǎn)生的應力集中-截面彎矩雖然較大，但與-截面相比，沒有-大，所以危險截面為-面-截面彎矩雖然較小，但是截面積也較小，又有鍵槽產(chǎn)生的應力集中，有可能是危險截面校核-截面M=72375N.MM彎曲應力應力幅和平均應力扭轉剪應力（視為脈動循環(huán)）扭轉剪應力幅及平均扭轉剪應力=1/2(-)=8.3MPa=1/2(+)=8.3MPa校核安全系數(shù)：-截面有兩個應力集中源，即軸與軸承過盈配合引起的應力集中及過渡圓角引起的應力集中，取

31、其中較大值。 由過渡圓角引起的應力集中，根據(jù)軸徑直徑，軸肩直徑，表面粗糙度Ra1.25um，圓角直徑r=2mm,由圖12-20.附表12-3，附表12-4，附表12-5查得、預期應力循環(huán)次數(shù)N=60nt=60*120*20000=1.44*>故去壽命系數(shù)，。于是：由過盈引起的應力集中：根據(jù)軸，但軸承為特殊的基孔制，實際配合性質為過盈配合，按查附表12-2、附表12-4得，。于是由過盈聯(lián)接引起的應力集中較大按此值計算，由附表12-6查得材料對盈利循環(huán)不對稱性的敏感系數(shù)，。 疲勞強度系數(shù)按材質的不均勻，取許用系數(shù)S=1.51.8，S>S,所以1-1截面是安全的。由于工作比較平穩(wěn)，不需作

32、靜強度校核5校核高速軸軸承壽命由表12.3查得7207C軸承的。（1） 計算軸承的軸向力由高速軸計算得，將力合成，由高速軸設計齒輪上的軸向力為Fx=543N軸承I、II內(nèi)部軸向力分別為比較兩軸承的受力，因>及>，故只需校核軸承I。（2） 計算當量動載荷由，由表10.13查得。因為>，所以。當量動載荷為（3） 校核軸承壽命軸承在以下工作，由表10.10查得。中等沖擊，由表10.11查得。軸承I的壽命為已知減速器使用8年兩班，23年大修，則預期壽命為>，故軸承壽命充裕。7.2中間軸(即軸)的設計計算1 選擇軸的材料選用45號鋼，熱處理方式為調質，能獲得良好的綜合機械性能。2

33、 初算軸徑.33.3892.2.95611233110min=nPCdC由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻1表9.4中查得C值，45號鋼的值為11297考慮扭矩大于彎矩，取小值C=110。圓整為40mmP2軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉速。軸上有兩個鍵槽，增大5%32.97*（1+5%）=34.62MM由表6-2取軸的標準值35.5MM各類數(shù)據(jù)如下圖所示3 軸承部件的結構設計 按軸向定位要求確定軸的各段直徑(1) 取軸承處的直徑為d=35mm(初選軸承為7208AC)(2) 齒輪安裝的直徑d2=48mm(3) 考慮軸環(huán)的定位取軸環(huán)直徑d3=38m(4) 考慮到齒輪3的安裝直徑d4=38

34、mm(5) 考慮齒輪3的軸肩定位d5=35mm按軸向定位要求確定軸的各段長度（1）考慮到軸承寬度，取L1=27mm。（2）考慮到與小齒輪配合，取L2=40mm（3）軸環(huán)寬度取=10mm（4）考慮到與大齒輪配合，取L4=56mm（5）考慮軸肩到軸承寬度，取L5=35mm，至此已經(jīng)設計出軸的長度和各段直徑4.軸上鍵校核設計連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：其中由軸的直徑34mm，可取鍵的尺寸b×h=14×9mm。則大齒輪: 則小齒輪：故此平鍵滿足強度要求。7.3輸出軸(即軸)的設計計算1選擇軸的材料考慮使用45號鋼的時候軸可能會比較粗，

35、結構復雜，而且第三根軸傳遞力矩較大，故選用40Cr，熱處理方式為調質，能獲得良好的綜合機械性能。2初算軸徑按彎扭強度計算：.53.0720.163.2.39310833110min=nPAd考由表6-2取軸的標準值55MM軸承選7211AC 寬27MM，直徑100MM慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻1表9.4中查得C值，45號鋼的值為考慮扭矩大于彎矩，取小值C=110。圓整為63mmP2軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉速。3軸承部件的結構設計(1)軸承部件的結構形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)

36、熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：中間軸的草圖1 所示，圖6-7 輸出軸示意圖2.擬定軸上零件的裝配方案 按軸向定位要求確定軸的各段直徑(1) 考慮軸承配合取軸徑=60mm(初選軸承為7215AC)(2) 考慮齒輪配合段軸徑取=48mm(3) 軸環(huán)處的直徑為d3=78mm(4) 考慮軸身的直徑d4=68mm(5) 考慮軸承配合直徑d5=60mm 按軸向定位要求確定軸的各段長度(1) 考慮到軸承伸出連接聯(lián)軸器的距離，取L1=45mm,(2) 考慮到軸與齒輪配合，取L2=48mm，(3) 軸環(huán)寬度取10mm(4) 考慮到裝配要求軸身=34m

37、m至此已經(jīng)設計出軸的長度和各段直徑。4，軸上鍵的校核連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：其中由軸的直徑65mm，可取鍵的尺寸b×h=20×12mm。則大齒輪: 故此平鍵滿足強度要求。8. 減速器潤滑及密封設計8.1 齒輪的潤滑由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，計算它們的速度：，由上述齒輪設計的陳述，閉式二級圓柱斜齒輪減速器，其高速級大齒輪的齒頂圓上的線速度小于2m/s，所以齒輪傳動可采用周期性手工加油或加脂進行潤滑。8.2 滾動軸承的潤滑由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。8.3 減速器的密封密封件是減速器中應用最廣的零部

38、件之一，為防止減速器內(nèi)的潤滑劑泄出，防止灰塵、切削微粒及其他雜物和水分侵入，減速器中的軸承等其他傳動部件、減速器箱體等都必須進行必要的密封，以保持良好的潤滑條件和工作環(huán)境，使減速器達到預期的壽命。 一、 軸伸出端的密封 軸承的密封裝置，一般分為非接觸式和接觸式兩類，由于粗羊毛氈圈適用的圓周速度3m/s，所以軸承伸出端選粗羊毛氈圈。 二、 箱體結合面密封 箱蓋與箱座的密封常用在箱蓋與箱座的接合面上涂上密封膠和水玻璃的方法實現(xiàn)，為了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上開油溝，使?jié)B入接合面之間的潤滑油重新流回箱體內(nèi)部。為了保證箱體座孔與軸承的配合，接合面上嚴禁加墊片密封。 三、 軸承靠近箱體內(nèi)外側的

39、密封 軸承靠近箱體內(nèi)外側的密封作用可分為封油環(huán)和擋油環(huán)兩種。 擋油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封，作用是使軸承室與箱體內(nèi)部隔開，防止箱內(nèi)的稀油飛濺到軸承腔內(nèi)，是潤滑脂變稀而流失。 甩油環(huán)用于潤油潤滑的軸承，甩油環(huán)與軸承座孔之間留有不大的間隙，其作用是防止過多的油雜質等沖刷軸承，但同時又要保證有一定的油量仍能進入軸承腔內(nèi)進行潤滑。第九節(jié) 箱體及其附件結構設計9.1 箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計。9.1.1確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度，首先確定合理的箱體壁厚。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底

40、面凸緣厚度設計得更厚些。9.1.2 合理設計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。9.1.3 合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。9.2 附件的結構設計9.2.1 檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。9.2.2 放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的

41、匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。9.2.3 油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。9.2.4 通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。9.2.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。9.2.6起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。9.2.7 定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證

42、箱體軸承孔的加工精度與裝配精度。 由2表8-1設計減速器的具體結構尺寸見下頁表格。表 8-1減速器各尺寸一覽表減速器鑄造箱體的結構尺寸名稱公式數(shù)值(mm)箱座壁厚=0.025a+388箱蓋壁厚1=0.02a+388箱體凸緣厚度箱座b=1.512箱蓋b1=1.5112箱座底b2=2.520加強肋厚箱座m0.857箱蓋m10.857地腳螺釘直徑和數(shù)目df=0.036a+12M16n=6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.72 dfM12箱蓋和箱座聯(lián)接螺栓直徑d2=0.6 dfM12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸d3 =0.4-0.5 dfM8n=6中間軸M8低速軸M8軸承蓋外徑D2高速軸D2=D+5d3122中間軸112低速軸135觀察孔蓋螺釘直徑d4=0.4 dfM8df、d1、d2至箱外壁距離dfC120d112d212df、d1、d2至凸緣邊緣的距離dfC220d116d216大齒輪齒頂圓與內(nèi)壁距離1>1.215齒輪端面與內(nèi)壁