二級減速器帶式輸送機傳動裝置設(shè)計2

1、目 錄設(shè)計任務(wù)書3第一部分 傳動方案簡述.4第二部分 V帶設(shè)計8第三部分 高速級齒輪傳動設(shè)計11第四部分 低速級齒輪傳動設(shè)計17第五部分 輸入軸的設(shè)計23第六部分 中間軸的設(shè)計24第七部分 輸出軸的設(shè)計25第八部分 中間軸的校核.27第九部分 軸承壽命計算.30第十部分 減速器的潤滑與密封.32第十一部分 減速器箱體及其附件33第十二部分 附：資料索引35課程設(shè)計任務(wù)書課程名稱：機械設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機的傳動裝置設(shè)計 1 。傳動系統(tǒng)示意圖方案2：電機帶傳動兩級展開式圓柱齒輪(斜齒或直齒）減速器工作機1電動機；2帶傳動；3圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5輸送帶；6滾筒2 原始數(shù)據(jù)設(shè)計帶式輸送機傳

2、動裝置中的二級圓柱齒輪減速器，原始數(shù)據(jù)如表所示：1234567皮帶的有效拉力F N3714.3450030004000300032004200輸送帶工作速度v m/s 0.30.851.201.001.401.301.00輸送帶滾筒直徑d mm3153554004003553003753 設(shè)計條件 1.工作條件：機械廠裝配車間；兩班制，每班工作四小時；空載起動、連續(xù)、單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)； 2.使用期限及檢修間隔：工作期限為8年，每年工作250日；檢修期定為三年；3.生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件：生產(chǎn)數(shù)千臺，有鑄造設(shè)備；4.設(shè)備要求：固定；5.生產(chǎn)廠：減速機廠。4 工作量 1.減速器裝配圖零號圖1張； 2

3、.零件圖2張（箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖）；3.設(shè)計說明書一份約60008000字。一傳動方案簡述2.1 傳動方案說明2.1.1 將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。2.1.2 選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。2.1.3將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地

4、方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 電動機的選擇2.2.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP

5、44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。2.2.2 已知條件皮帶有效拉力F=3714.3N輸送帶工作速度V=0.3m/s輸送帶滾筒直徑d=350mm2.2.2 選擇電動機容量(1)工作機的有效功率Pw kw(2) 由電動機至工作機的總效率 h 帶傳動V帶的效率=0.940.97 取= 0.96一對滾動軸承的效率=0.980.995 取= 0.98聯(lián)軸器的效率 =0.990.995 取= 0.99一對齒輪傳動的效率=0.960.98 取= 0.97卷筒的傳動效率=0.940.97 取= 0.96 (3) 電動機所需的輸出功率

6、KW2.2.3 電動機轉(zhuǎn)速展開式二級圓柱齒輪減速器傳動比：=840工作機卷筒軸轉(zhuǎn)速：r/min i =2-3 電動機轉(zhuǎn)速可選范圍： 2.2.4 確定電動機的型號一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機。（1）電動機的主要參數(shù)電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/min啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.51000 2.0960 2.0（2）電動機的安裝尺寸表 （單位：mm） 電機型號Y132M 型號尺 寸HABCDEF×GDGAABBHAL13221617889388010×83360238185152.3 總傳動比的確定

7、及各級傳動比的分配2.3.1 理論總傳動比 2.3.2 各級傳動比的分配(1) V帶傳動的理論傳動比 可選范圍24初取=2(2)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取。取 ，又 3.7，=2.62.4 各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.4.1 各軸理論轉(zhuǎn)速 (1)小帶輪轉(zhuǎn)速 r/min(2) 大帶輪轉(zhuǎn)速 r/mim(3) I軸 r/min(4) 軸 r/min(5) 軸 r

8、/min2.4.2 各軸的輸入功率(1)電動機 kw(2)軸 kw(3)軸 kw(4)軸 kw (5)卷筒軸= kw2.4.3 各軸的理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機 (2)軸 N·mm(3)軸N·mm(4)軸 = N·mm2.4.4各軸運動和動力參數(shù)匯總表軸號理論轉(zhuǎn)速（r/min）功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩(N·mm)傳動比電動軸9604.440189.62第I軸4803.88771643.7第II軸129.733.69271402.82.6第III軸49.903.50670788.2二、V帶設(shè)計2.1 原始數(shù)據(jù)電動機功率 kw電動機轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動比22.

9、2 設(shè)計計算（1） 確定計算功率Pca =KA·Pd根據(jù)雙班制工作，每班4小時，空載啟動，連續(xù)，單向運轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定，工作期限8年。<由1P156表8-7> 查得工作系數(shù)KA=1.0Pca =KA×Pd=1.0×4.04= 4.04 kw（2）選取普通V帶帶型根據(jù)Pca，n1確定選用普通V帶A型。 （由1P157圖8-11）（3）確定帶輪基準直徑 dd1和dd2a. 初選小帶輪基準直徑=75mmb驗算帶速 m/s 5m/s<V<25m/s帶的速度合適。 c. 計算dd2dd2 mm<根據(jù)1P157表8-8> 取dd2 =200 m

10、m（4）確定普V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2）210mm< a 0<600mm初步確定中心距 a 0 = 400mm帶長Ld = =1272mm<根據(jù)1P147表8-2> 取Ld = 1400 mm計算實際中心距（5）驗算主輪上的包角<由1P148式(8-6)>= 主動輪上的包角合適（6）計算V帶的根數(shù)Z<由1P158式(8-22)> 得P0 基本額定功率 <由1P152表8-4a> 得P0=0.9576 P0額定功率的增量 <由1P153表8-4b> P

11、0=0.1116包角修正系數(shù) <由1P155表8-5> 得=0.964長度系數(shù) <由1 P146表8-2> 得=0.96= =4.08 取Z=5根 （7）計算預(yù)緊力 F0<由1P158式(8-27)> 得qV帶單位長度質(zhì)量 <由P1471 表8-3> q=0.10 kg/m=130.51N 應(yīng)使帶的實際出拉力 （8）計算壓軸力FP<由式1 P158(8-24)> 得=1297.53 N2.3帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型基準長度Ldmm根數(shù)Z小帶輪直徑dd1mm大帶輪直徑dd2mm中心距ammA140051002004642.4 帶輪材料及

12、結(jié)構(gòu)（1）帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200( 2 ) 大 帶輪的結(jié)構(gòu)形式為孔板式三、 高速級齒輪傳動設(shè)計一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS1=220接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1

13、P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 24×3.7=88.8取895初選螺旋角二 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： mm （由1P218式10-21） 1 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm齒寬系數(shù) （由1P205表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1 P217圖10-30）， （由1P215 圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=57.2mm（2）計算圓周

14、速度 1.44m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm b/h=11（4）計算縱向重合度（5） 計算載荷系數(shù) 1使用系數(shù) <由1P193表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得2動載系數(shù) <由1P210表10-8> 根據(jù)v=1.44m/s、 7級精度3按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由1P196表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8、 mm，得 =1.2904按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由1P198圖10-13> 根據(jù)b/h=11、 5齒向載荷分配系數(shù)、<由1P195表10-3> 假設(shè)，根據(jù)7級精

15、度，軟齒面?zhèn)鲃?，?1.0×1.1×1.2×1.290=1.7028（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由1P204式(10-10a)> 三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由1P201式(10-5)>1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)（2）螺旋角影響系數(shù) <由1P217圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由1P206圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 <由1P205式(10-12)>得（5）計算當量齒數(shù)ZV，（6）查取齒型系

16、數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS<由1P201表10-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 <所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.0188。2 計算=1.61mm四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=59.01mm來計算應(yīng)有的 取29 取107需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a 將a圓整為140mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 59.7mm>59.01mm220.3mm4 計算齒輪寬度b =59.7mm 圓整后 65mm 60 mm四、 低速級

17、齒輪傳動設(shè)計一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS3=220接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS4=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209 圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z4= Z3= 28×2.6=72.8取735初選螺旋角二

18、 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式: mm （由P2181式10-21） 1. 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm齒寬系數(shù) （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1P217 圖10-30）， （由1 P215圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=94.16mm（2）計算圓周速度0.64m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=75.328/7.34=10.26（4）計算縱向重合度

19、 （5） 計算載荷系數(shù) 1.使用系數(shù) <由1P193表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得2.動載系數(shù) <由1P210表10-8> 根據(jù)v=0. 77m/s 7級精度3. 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由1P196表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8 mm，得 =1.2974. 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由1P198圖10-13> 根據(jù)b/h=10.25 5. 齒向載荷分配系數(shù)、<由1P195表10-3> 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=1×1.1×1.4

20、5;1.297=1.997（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由1P204式(10-10a)> 101.38mm三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由1P201式(10-5)>1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) <由1P217圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由1P206圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 <由1P205式(10-12)>得（5）計算當量齒數(shù)ZV， ，（6）查取齒型系數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS<由1P201表1

21、0-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 <所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.018。2 計算=2.499m四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=3已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d3=101.38mm來計算應(yīng)有的 取33 取86五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿將a圓整為184mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d3、d4 102.05mm265.95mm4 計算齒輪寬度=81.64mm 圓整后 82mm 87mm3.4 齒輪參數(shù)匯總表高速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)精度等級計算齒寬b2(mm)Z12459.

22、7760Z289220.365傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角3.7140213.461°低速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)精度等級計算齒寬b4(mm)Z333102.05787Z4105265.9582傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角2.6184314.632°五、輸入軸的設(shè)計1、確定軸的材料輸入軸材料選定為45鋼，鍛件，調(diào)質(zhì)。2、求作用在齒輪上的力根據(jù)輸入軸運動和動力參數(shù),計算作用在輸入軸的齒輪上的力：輸入軸的功率 輸入軸的轉(zhuǎn)速 輸入軸的轉(zhuǎn)矩 圓周力：徑向力：軸向力：3、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)2中表153，取 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸

23、上零件的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位要求初步確定軸的各處直徑和長度已知軸最小直徑為，由于是高速軸，顯然最小直徑處將裝大帶輪，故應(yīng)取標準系列值，為了與外連接件以軸肩定位，故取B段直徑為。初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承70206C型，其尺寸為，為防止箱內(nèi)潤滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板，根據(jù)需要應(yīng)分別在兩個擋油板的 一端制出一軸肩，故：，齒輪左端采用軸肩進行軸向定位V帶寬度B=78mm，軸承寬度16mm，小齒輪寬度65mmA段長

24、度應(yīng)比V帶寬度小一些，取,F段長度應(yīng)比小齒輪短些，?。槭固淄捕嗣婵煽康貕壕o齒輪）E與F之間的軸肩寬度為5mm，軸環(huán)寬度取。軸承端蓋寬度e+m=18.9mm。則圓整取故。.軸上零件的周向定位 采用平鍵鏈接，普通圓頭，查表6-1，得：鍵寬b鍵高h=87（A段）108（F段） 鍵長L=70mm（A段）56（F段）六、中間軸的設(shè)計1、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)2中表153，取 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計3、確定軸的各段直徑和長度（1）最小直徑處裝軸承則（2）初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用角接觸球軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、

25、標準精度級的角接觸球軸承70207C型，其尺寸為，為防止箱內(nèi)潤滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板，根據(jù)需要應(yīng)分別在兩個擋油板的 一端制出一軸肩，故：，軸環(huán) （3）確定長度 （4）軸上零件的周向定位 采用平鍵鏈接，普通圓頭，查表6-1，得：鍵寬b鍵高h=108 鍵長L=90mm（B段）63mm（D段）七、輸出軸的設(shè)計 1、初步確定軸的最小徑，選取軸的材料為45號鋼，調(diào)制處理，根據(jù)2中表153，取 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計3、確定軸的各段直徑和長度（1）初選聯(lián)軸器最小直徑處裝聯(lián)軸器.為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表14

26、-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小故取，則：按照計算應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5014-2003,選用型號為LX3的Y型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑,故取半聯(lián)軸器長度。 （2）初選滾動軸承。因該傳動方案沒有軸向力，高速軸轉(zhuǎn)速較高，載荷不大，故選用角接觸球軸承。由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的角接觸球軸承70211C型，其尺寸為，為防止箱內(nèi)潤滑油飛濺到軸承內(nèi)使?jié)櫥♂尰蜃冑|(zhì)，在軸承向著箱體內(nèi)壁一側(cè)安裝擋油板，根據(jù)需要應(yīng)分別在兩個擋油板的 一端制出一軸肩，故：，軸環(huán) （3）確定長度 圓整后取 （由草圖得）（4）軸上零件的周向定位 采用平鍵鏈接，普通圓頭，查

27、表6-1，得：鍵寬b鍵高h=1610（B段）149（G段） 鍵長L=70mm（B段）100mm（G段）八、中間軸校核1、作用在小齒輪上的力 圓周力 徑向力軸向力2、作用在小齒輪上的力 圓周力徑向力軸向力3.齒輪的軸向力平移至軸上所產(chǎn)生的彎矩為： 4.軸向外部軸向力合力為：5.計算軸承支反力： 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，忽略。6.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側(cè)，豎直方向 水平方向 b-b剖面右側(cè)，豎直方向 水平方向a-a剖面右側(cè)合成彎矩為 b-b剖面左側(cè)合成彎矩為故a-a剖面右側(cè)為危險截面。7.計算應(yīng)力 初定齒輪2的軸徑為=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵選擇=10×8

28、，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵選擇=12×8，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。由，故齒輪3可與軸分離。又a-a剖面右側(cè)（齒輪3處）危險，故：抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 扭剪應(yīng)力 8.計算安全系數(shù)對調(diào)質(zhì)處理的45#鋼，抗拉強度極限=650MPa彎曲疲勞極限=300MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限=155MPa材料等效系數(shù)：軸磨削加工時的表面質(zhì)量系數(shù)絕對尺寸系數(shù)：鍵槽應(yīng)力集中系數(shù)：（插值法）安全系數(shù)許用安全系數(shù)S=1.51.8，顯然S>S，故危險截面是安全的九. 軸承壽命計算1、 減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用

29、兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計兩端固定支承時，應(yīng)留適當?shù)妮S向間隙，以補償工作時受熱伸長量。項目軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速軸70206C30621636561中間軸70207C35721742651低速軸70211C551002164911.52、低速軸軸承壽命計算2.1 預(yù)期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年(年工作日為260天)。預(yù)期壽命=2×4×260×8=16640 h2.2 壽命驗算1 ) 軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa 2)

30、 當量動載荷P1和P2低速軸軸承選用70211C，由1p321表（13-6）得到已知，（常溫）/ =0.010,由插值法得到e=0.15/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,X=0.56,Y=2.5=fp(XFr1+Y)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42N/C0r=0.048由插值法得到e=0.248/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e, X=0.56,Y=1.794=fp(XFr2+Y)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=9392.94N3）驗算軸承

31、壽命因為>，所以按軸承2的受力大小驗算h>L >，所以所選軸承可滿足壽命要求。十. 減速器的潤滑與密封1、齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應(yīng)盡量相近，以便浸油深度相近。2、 潤滑油牌號閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s。選用N220工業(yè)齒輪油。3、軸承的潤滑與密封由于高速級齒輪的圓周速度小于2m/s，所以軸承采用脂潤滑。由于減速器工作場合的需要，選用抗水性較好，耐熱性較差的鈣基潤滑脂。軸承內(nèi)密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。軸承外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用氈圈密封。4、減速器的密封減速器外伸軸的密封件，具體由各軸的直徑取值定，軸承旁還設(shè)置封油盤。十一. 減速器箱體及其附件1、箱體結(jié)構(gòu)形式及材