精密機械課程設(shè)計 螺旋輸送機傳動系統(tǒng)中的一級圓柱齒輪減速器

1、課程設(shè)計說明書華僑大學(xué)課程設(shè)計論文題 目 精密機械設(shè)計 學(xué) 院 機電學(xué)院 專 業(yè) 班 級 學(xué) 生 學(xué) 號 指導(dǎo)教師 二一一 年 一 月 二十一 日精密機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書A(3)姓名 專業(yè) 班級 學(xué)號 一、設(shè)計題目：螺旋輸送機傳動系統(tǒng)中的一級圓柱齒輪減速器二、系統(tǒng)簡圖：三、工作條件：螺旋輸送機單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，兩班制工作，使用期限5年，輸送機螺旋軸轉(zhuǎn)速的容許誤差為±5%，減速器小批量生產(chǎn)。四、原始數(shù)據(jù)已知條件題 號1234輸送機螺旋軸功率P（kW）3.544.55輸送機螺旋軸轉(zhuǎn)度n（r/min）50556065五、設(shè)計工作量：1. 設(shè)計說明書1份2. 減速器裝配圖1張3. 減速

2、器零件圖2張指導(dǎo)教師： 開始日期： 2011年 1 月 9 日 完成日期：2011 年1 月 20 日計 算 及 說 明結(jié) 果一、 電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=2×3××根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計10表2-2式中：1、2、 3、4分別為聯(lián)軸器、滾動軸承（兩對）、圓柱直齒輪傳動和圓錐齒輪傳動

3、的傳動效率。取=0.99，0.992，0.97，.3則：總=0.992×0.9923×0.97×0.93 =0.86所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 =3.5/ 0.86 =4.06 (kw)總=0.86Pd=4.06 (kw)34計 算 及 說 明結(jié) 果 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為： n【（1-5%）（1+5%）】×50r/min 47.552.5 r/min根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=6 。則總傳動比理論范圍為：a ×=24。故電動

4、機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=a× n =(624)×50 =3001200 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750和1000 r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速 (r/min)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y132M2-65.51000960800150012.422.84.442Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格n47.552.5 r/min Nd=3001200 r/min

5、計 算 及 說 明結(jié) 果 和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第1方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781238×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸二、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（一）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=

6、 nm/ n=960/50=19.2ia=19.2計 算 及 說 明結(jié) 果 總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0×i （式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動 和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書P10表2-3，取i0=4（圓錐齒輪傳動 i=26）因為：iai0×i所以：iiai019.2/44.8四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）n,n,.為各

7、軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)i0=4i i4.8計 算 及 說 明結(jié) 果 1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)速： 軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/4.8=200r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i 0=200/4=50 r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=4.06×0.99=4.02（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =4.02×0.992×0.9

8、7=3.87（KW）III軸： P= P·23= P·2·1 =3.87×0.992×0.99=3.81（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·4=3.51（KW）n=960（r/min）n= n=200r/minnIV=50r/minP=4.02（KW）P=3.87（KW）P=3.81（KW）PIV=3.51（KW）計 算 及 說 明結(jié) 果 （3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×4.06/960=40.39 N·m軸： T= Td·0

9、1= Td·1=40.39×0.99=39.98 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3 =39.98×4.8×0.992×0.97=184.68N·mIII軸：T = T·2·4=181.37 N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0·2·4=669.30N·m（4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=4.06×0.992=3

10、.99KWP= P×軸承=3.87×0.992=3.84KWP = P×軸承=3.81×0.992=3.78KW（5）計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承=39.98×0.992=39.66 N·mT = T×軸承=184.68×0.992= 183.20N·mT = T×軸承=181.37×0.992= 179.92N·mT Td=40.39 N·mT=39.98 N·mTII=184.68N

11、83;mT=181.37 N·mTIV=669.3N·mPI=3.99KWPII=3.84KWPIII=3.78KwTI=39.66NmTII=183.20NmTIII=179.92 計 算 及 說 明結(jié) 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N·m）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.0640.3996010.99軸4.023.9939.9839.669600.964.8軸3.873.84184.68183.202000.98軸3.813.78181.37179.9220040.92輸送機軸3.513.51669.30

12、669.3050計 算 及 說 明結(jié) 果傳動件的設(shè)計計算(一)、減速器內(nèi)傳動零件設(shè)計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=20 ，u=4.8 Z2=Z1·u=20×4.8=96 取Z2=96由表10-7選取齒寬系數(shù)d1（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P

13、/n1=9.55×106×3.99/960 =3.97×104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機械設(shè)計表10-6取 ZE=189.84) 區(qū)域系數(shù) ZH=2.55) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×960×1×（2×8×300×5）1.382×109 N2N1/4.82.879×1087) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.93；KHN20.97 8）計算接觸

14、疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得H10.90×600MPa540MPaH20.95×550MPa533.5MPad1Z1=20Z2=96T1=3.97×104N·mmN11.382×109 N22.879×108H1540MPaH2522.5MPa計 算 及 說 明結(jié) 果（4）、計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=46.561mm2) 計算圓周速度v=2.340m/s3) 計算齒寬b及模數(shù)mtb=d*d1t=1×46.561mm=46.561mmmt=2.328 mmh=2

15、.25mt=2.25×2.328mm=5.24mmb/h=46.561/5.24=8.884) 計算載荷系數(shù)K 已知工作有輕振，所以取KA=1.25，根據(jù)v=2.34m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.14；d1t46.561 mmv=2.340m/sb=46.561mmmt=2.328mmh=5.24mmb/h=8.88計 算 及 說 明結(jié) 果由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， KH=1.343由圖1013查得KF=1.290直齒輪KH=KF=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1.25×1.14×1×1.

16、343=1.9145) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=52.969mm6) 計算模數(shù)m m =mm=2.65 mm（5）按齒根彎曲強度設(shè)計由式(105)得彎曲強度的設(shè)計公式為 m1） 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K=KA*KV*KF*KF=1.25×1.14×1×1.290=1.838B. 查取齒型系數(shù)由表105查得YFa1=2.80；YFa2=2.188K=1.914d1=52.969mmm=2.65 mmK=1.838計 算 及 說 明結(jié) 果C. 查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.786

17、 D. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380Mpa；由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）F= F1=303.57Mpa F2=238.86MPaE. 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01430=0.01636 大齒輪的數(shù)值大。（6）、設(shè)計計算m=1.81mm對比計算結(jié)果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.81并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=52.969mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=52.969/

18、2=26.48取Z1=271=303.57Mpa2=238.86MPa=0.01430=0.01636m1.81mmm=2mmZ1=27計 算 及 說 明結(jié) 果 大齒輪齒數(shù) Z2=4.8x27=129.6 取Z2=130（7）、幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=m·Z=2×27=54 mm d2=m·Z1=2×130=260mmb) 計算中心距a=m ·（Z1+Z2）=2×（27+130）/2=157 mmc) 計算齒輪寬度b= d1·d=54 取B2=54mm B1=60mm （8）、結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪采用腹板式，如圖1

19、0-39（機械設(shè)計）Z2=130d1=54 mmd2=260mma=157 mmB2=54mm B1=60mm計 算 及 說 明結(jié) 果軸的設(shè)計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度280HBS軸的輸入功率為PI=4.02 KW 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力d計 算 及 說 明結(jié) 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=54mm而 Ft1=1470.4NFr1=Ft=535.2N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案2）確定

20、軸各段直徑和長度1，從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，而聯(lián)軸器另一段與電動機相連，D=38mm則軸應(yīng)該取=30mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TI=1.3×39.99=51.99Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50141986，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=60mm,軸段長L1=58mm2，右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑Ft1=1470.4NFr1=535.2ND1=30mmL1=58mm計 算 及 說 明結(jié) 果 取35mm,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)軸器左端面的距離為25mm，故取該段長為L

21、2=58.5mm3，右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為40mm，長度為L3=35mm4，右起第四段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為58mm，分度圓直徑為54mm，齒輪的寬度為60mm，則，此段的直徑為D5=58mm，長度為L5=60mm5，右起第五段，右起第五段，該段為滾動軸承和擋油板安裝出處，取軸徑為D5=40mm，長度L5=35mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的

22、支反力：RA=RB=Ft/2 =735.2N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0D2=35mmL2=58mmD3=35mmL3=20mmD4= 58mmL4=60mmD5= 40mmL5=35mmRA=RB=735.2N計 算 及 說 明結(jié) 果 那么RA=RB =Fr/2=267.6N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖2） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：RA=RB 267.6 N計 算 及 說 明結(jié) 果 e= MeC2/W= MeC2/(0.

23、1·D43)=70.36×1000/(0.1×503)=5.62<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=25.61 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=3.87KW 轉(zhuǎn)速為nI=200r/min根據(jù)課本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115d2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度

24、圓直徑為d2=260mm而 Ft1=1420.6NFr1=Ft=510.6N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。dFt1=1420.6NFr1=510.6N計 算 及 說 明結(jié) 果 3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）擬定軸上零件的裝配方案2）確定軸各段直徑和長度1，從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取32mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1.3×184.68=240.08N.m，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm2，右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40

25、mm,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)軸器左端面的距離為25mm，故取該段長為L2=58.5mm3，右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則D1=32mmL1=80D2=40mmL2=58.5mm計 算 及 說 明結(jié) 果 軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長度為L3=42.5mm4，右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為260mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b=54mm，為了保證定

26、位的可靠性，取軸段長度為L4=50mm5，右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=62mm ,長度取L5=6mm6，右起第六段，該段為滾動軸承和擋油板安裝出處，取軸徑為D6=45mm，長度L6=32.5mm4、求軸上的的載荷1）根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =710.3N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=255.3N3） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖D3=45mmL3=42.5mmD4=50mmL4=50mmD5=62mmL5=6mm D6=45mm，L6=3

27、2.5mmRA=RB=Ft/2=710.3NRA=RB =255.3N計 算 及 說 明結(jié) 果4） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=121.83Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)計 算 及 說 明結(jié) 果 =124.83×1000/(0.1×503)=9.75<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1

28、×323)=32.35Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。三、 箱體的設(shè)計1. 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。2. 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3. 油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。4. 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸

29、出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。計 算 及 說 明結(jié) 果5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。6. 定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。7. 調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用8.

30、環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。9. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：計 算 及 說 明結(jié) 果 名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d112機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d210聯(lián)接螺栓d2的間距L150200軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C122，

31、 18, 16df，d1, d2至凸緣邊緣距離C220, 16，14軸承旁凸臺半徑R114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(zhǔn)外機壁至軸承座端面距離l1 42大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離110齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D280， 85軸承端蓋凸緣厚度t 8軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，一般s=D2計 算 及 說 明結(jié) 果四、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=50mm L3=50mm T=184.68Nm查手冊 選用A型平鍵A鍵 16×10 GB1096-2003

32、 L=L1-b=50-16=34mm根據(jù)課本（6-1）式得p=4 ·T/(d·h·L)< R (100Mpa)1. 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=30mm L2=58mm T=39.66N·m查手冊 選A型平鍵 GB1096-2003A鍵8×7 GB1096-79l=L2-b=50-8=52mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）< p (100Mpa)3. 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=32mm L2=80mm T=183.20N·m查手冊 選A型平鍵 GB109

33、6-2003A鍵10×8 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=4 ·T/（d·h·l）< p (150Mpa)計 算 及 說 明結(jié) 果五、 滾動軸承的選擇及計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=2×8×300×5=24000小時1.輸入軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=535.2N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6208軸承 Cr=19.8KN預(yù)期壽命足夠此軸承合格2.輸入軸的軸承設(shè)計計算（1）初步

34、計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=510.6N計 算 及 說 明結(jié) 果 （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6209軸承 Cr=24.5KN預(yù)期壽命足夠此軸承合格六、 聯(lián)連軸器的選擇（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器或凸緣聯(lián)軸器。 （2）載荷計算計算轉(zhuǎn)矩TC2=KA×T=1.3×39.66=51.56Nm， TC1=KA×T=1.3×183.20=238.16Nm，其中KA為工況系數(shù)，KA=1.3（3）型號選擇根據(jù)TC1，軸徑d

35、1，軸的轉(zhuǎn)速n1， 查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50141985，輸入軸選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩T=635Nm, 許用轉(zhuǎn)速n=5000r/m ,故符合要求。根據(jù)TC2，軸徑d2，軸的轉(zhuǎn)速n2， 查標(biāo)準(zhǔn)，輸出軸選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩T=315Nm, 許用轉(zhuǎn)速n=5200r/m ,故符合要求。十、減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標(biāo)尺M16起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞選用外六角油塞及墊片M18×1.5十一、潤滑與密封一、 齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm。二、 滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設(shè)油溝、飛濺潤滑。三、 潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用L-AN15潤滑油。四、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十二