機械設(shè)計課程設(shè)計二減速器[]

1、機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計說明書設(shè)計題目 膠帶式輸送機傳動裝置設(shè)計者俞培鋒班級07 機制 02學(xué)號3070611056指導(dǎo)老師張美琴時間2010.05目錄一、二、設(shè)計任務(wù)書傳動方案擬定34三、電動機的選擇4 -四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 6五、高速級齒輪傳動計算7六、低速級齒輪傳動計算12七、齒輪傳動參數(shù)表18八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計18 -九、軸的校核計算19 -十、滾動軸承的選擇與計算 23鍵聯(lián)接選擇及校核24十二、聯(lián)軸器的選擇與校核25十三、減速器附件的選擇26十四、潤滑與密封28十五、設(shè)計小結(jié)29十六、參考資料29一 設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1電動機 2聯(lián)軸器3二級圓柱齒輪

2、減速器4聯(lián)軸器5卷筒6運輸帶原始數(shù)據(jù):數(shù)據(jù)編號104運送帶工作拉力F/N2200運輸帶工作速度v/(m/s)0.9卷筒直徑D/mm3001工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，室內(nèi)工作，有粉 塵；2使用期：使用期10年；3檢修期：3年大修；4動力來源：電力，三相交流電，電壓 380/220V;5.運輸帶速度允許誤差：土 5% ；6制造條件及生產(chǎn)批量：中等規(guī)模機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計要求1. 完成減速器裝配圖一張(A0或A1)02. 繪制軸、齒輪零件圖各一張。3. 編寫設(shè)計計算說明書一份。二.電動機設(shè)計步驟1. 傳動裝置總體設(shè)計方案本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第四組數(shù)據(jù)：運送帶工作拉力 F

3、/N 2200 o運輸帶工作速度v/(m/s)0.9 ,卷筒直徑D/mm 3001. 外傳動機構(gòu)為聯(lián)軸器傳動。2. 減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。3. 該方案的優(yōu)缺點：瞬時傳動比恒定、工作平穩(wěn)、傳動準(zhǔn)確可靠，徑向尺寸小， 結(jié)構(gòu)緊湊，重量輕，節(jié)約材料。軸向尺寸大，要求兩級傳動中心距相同。減速器 橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。但減速器軸向尺寸及重量較大； 高級齒輪的承載能力不能充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長，剛度差； 僅能有一個輸入和輸出端，限制了傳動布置的靈活性。原動機部分為丫系列三相 交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、 工作可靠，

4、此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。三電動機的選擇1. 選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用 丫系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2. 確定電動機效率Pw按下試計算P - FVw kwPw 1000 w試中Fw=2200NV=0.9m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效0.94率取 w代入上試得F w Vw kw=2. ikw1000 w電動機的輸出功率功率Po按下式Po 衛(wèi) kw式中 為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率由試3r由表2-4滾動軸承效率r =0.99 :聯(lián)軸器傳動效率n0.99 :齒輪傳動效率g=0.98 （7級精度一般齒輪傳動）則=

5、0.91所以電動機所需工作功率為Pw2.11P廠話=2.32kw因載荷平穩(wěn)，電動機核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中丫系 列電動機數(shù)據(jù)，選電動機的核定功率 Pw為3.0kw。3. 確定電動機轉(zhuǎn)速按表2-1推薦的傳動比合理范圍，兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為nw6107w二 D6 1 00. 9.r / m i n二 3005 7.r3 2 /min所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd 二 i； nw = (9 25) 57.32r/min 二(515.92 1433.12)r. min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r min和1000廠min兩種。綜合考慮電動

6、機 和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步 轉(zhuǎn)速為1000 r min的丫系列電動機丫132S,其滿載轉(zhuǎn)速為nw _ 960r/min,電動 機的安裝結(jié)構(gòu)形式以及其中心高，外形尺寸，軸的尺寸等都在8-186,表8-187中 查的四.計算傳動裝置的總傳動比i a并分配傳動比nmnw1總傳動比z為96016.7557.322. 分配傳動比i'考慮潤滑條件等因素，初定片=4.67 q = 3.593. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速I軸n = nm = 960n m i nn 二二 205.57 r m i nII軸in =57.26 r m i

7、nIII軸i .卷筒軸nw = n = 57.26 r/m i n4.各軸的輸入功率I軸P =poc = 2. 3 2 0. 99 = 2. 30 kwII軸p二 p ： ： = 2. 3 00. 990. 98 = 2.iii軸P 皿=PF F g=2. 23 0.9 0. 98 = 2. 1卷筒軸pw = p 嚴(yán)嚴(yán) c = 2. 1七 0/9 9 0. 99 = 2. 1 2 kw5.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T =9550 P = 2.30 9550 = 23.94N mi 軸 Tn 960D 2 23T = = 9550 p9550=103.60N mII 軸匚n二 205-57T -9550 P

8、 2.16 9550 = 360.25N miii 軸 Tn - 57-26Pw 2. 1 2T 9550匕95503 5b3. m81 wn 5 7. 2 6工作軸nw電動機軸To=9550D 2 32匕9550 = 22.98N mn 960ilm將上述計算結(jié)果匯總與下表，以備查用項目電動機I軸n軸E軸工作軸轉(zhuǎn)速（r/min ）960960205.5757.2657.26功率P（ kw）2.322.302.232.162.12轉(zhuǎn)矩T（ Nm）22.9823.94103.60360.25353.58傳動比i14.673.571效率0.990.970.970.93五.高速級齒輪的設(shè)計選定齒輪類

9、型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。3. 材料選擇。由機械設(shè)計，選擇小齒輪材料為40Gr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4選小齒輪齒數(shù)Zl = 21，則大齒輪齒數(shù)z2 = i乙=21 4.67二98.071).按齒輪面接觸強度設(shè)計1. 設(shè)計準(zhǔn)則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即d1t - 2.323u 一1( Ze .2門 d u 二 H 1&

10、gt;.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 .試選載荷系數(shù)Kt1.3 02. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55 10 P = 2.381 104N mm nI3. 按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設(shè)計選取齒寬系數(shù)d _10 4.由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.MPa5. 由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限-H Iim1二600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hiim2二550MPa 06. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N60n jL 60 960 1 365 2 8 10 = 3.364 109N8N21 = 7.203 108i7. 由機械設(shè)計圖6.6取接觸疲勞

11、壽命系數(shù)Khn0.90 ; Khn 0.958. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1K HN1 ° H lim 1二 hi 二 090 600MPa 二 540MPaSK HN H lim 2G2S "a販沁七泅羽2>.設(shè)計計算1. 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入二H 中較小的值。dit - 2.323KT1 u J Ze ) 39.563mm2. 計算圓周速度V。V 二Ut n139.563 96060 100060 1 000二 1.988ms計算齒寬bd 1t -1 39.5 mm39. mm3模數(shù)齒高沁"331h 4.24計算齒寬與齒高之比b/h

12、d1t = 39. 56爲(wèi)=1. 88mmmt 21h =2. 2m 2. 25 1.mmom.m23. 計算載荷系數(shù)K由圖10-8查表10-2得使用系數(shù)心=1.0；根據(jù)V = 1.988ms得動載系數(shù)Kv =1.10直齒輪K廣Kf廣1 ；由表10-2查的使用系數(shù)Ka1查表10-4用插值法得7級精度查機械設(shè)計，小齒輪相對支承非對稱布置心日.417由b/h=9.331KT417由圖10-13得K = 1.34故載荷系數(shù)K 二KaKvKK"1 1. 10 1 1. 417 1.54校正分度圓直徑dl4 =d1t3k/Kt =39.563 3 1.559/1.3mm= 43.325mm 由

13、機械設(shè)計1' t5計算齒輪傳動的幾何尺寸1計算模數(shù)mm1 = d1 / 乙二 43.325/21 二 2.063mm2按齒根彎曲強度設(shè)計，公式為1>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1. 由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 二FT =580MPa ； 大齒輪的彎曲強度極限二帥2 =380MPa ；2. 由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn1 ".88，Kfn2 =0.923. 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)丫st = 2.0,得JL = Kfn1 丫ST、FE1 =500 0.88/1.4 =314.29MPaJ2Kf

14、n2Yst、“ FE2 二 380 0.92/1.4 二 247.71MPa4. 計算載荷系數(shù)KK =KaKvKf：Kf"1 1.10 1 1.34 = 1.474 5.查取齒形系數(shù)YFa1、YFa2和應(yīng)力修正系數(shù)丫Sa1、丫Sa2由機械設(shè)計表查得丫卩玄兀2.76 ； YFa2=218 ； YSa1=任6 ； YSa2 =佔9YFaYsa6.計算大、小齒輪的 卜f并加以比較;al二 fi= 0.013699YFa 2YSa2二 F 2= 0.0 1 5 7 53大齒輪大7. 設(shè)計計算m-i0.016337mm 二 1.358mm3 2 1.747 2.381 104V仆 212對比計

15、算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的模數(shù) E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強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.358并就進圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mi=2mm 接觸強度算得的分度圓直徑d =43.668mm ，算出小齒輪齒數(shù)出=43.325 ： 22Z1 m2大齒輪 z2 二乙=22 4.67 = 102.74 取 z2=103這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費2>.集合尺寸設(shè)計1. 計算分圓周直徑d1、d2

16、g = wg = 22 2 = 44mmd2 = z2m1103 2 = 206mm2. 計算中心距a = dd (44 206)/2 二 125mm3. 計算齒輪寬度b = ：j dd T 44 二 44mm 取 B2 = 45mm= 50mm。3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用實心打孔式結(jié)構(gòu)大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下：輪轂長度丨與齒寬相等輪轂直徑D178(mm)板厚度c = 14(mm) 腹板孔直徑d0 = 20(mm)軸孔直徑d =43mm丨=45(mm)輪緣厚度0 =10(mm)腹板中心孔直徑D0 =130(mm)齒輪倒角取n=2(mm)齒輪工作圖如下圖所示41六.

17、低速級齒輪的設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1. 按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，軟齒輪面閉式傳動。2. 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。3. 材料選擇。由機械設(shè)計，選擇小齒輪材料為40Gr （調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。4. 選小齒輪齒數(shù)Z3 = 21，則大齒輪齒數(shù)乙二廠21 3.59二75.392).按齒輪面接觸強度設(shè)計1. 設(shè)計準(zhǔn)則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。2. 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，即IKT3 U±1 Ze 2 從2.

18、32可（麗）1>.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1 .試選載荷系數(shù)Kt = 1.3 02. 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T3 二 9.55 10 P =10.36 104n mmn“T3. 按軟齒面齒輪非對稱安裝，由機械設(shè)計選取齒寬系數(shù)'d =104. 由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =1893MPa 05. 由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二H lim廠600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限二H lim廠55°MPa。6. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N3 = 60n二 jLh = 60 205.57 1 365 2 8 10= 0.720 109

19、N4 二吐= 0.2001 108inK = 0 96 K = 0 987.由機械設(shè)計圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn3 0.96 ； Khn4 0.98。8. 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1K 二HN 3 H lim 3p h 3二 0.96 600M P a二 576M P aSK HN 4° H lim 4®一S "98 550MPa = 539MPa2>.設(shè)計計算 1試算小齒輪分度圓直徑d3t，代入?yún)[h中較小的值d3t - 2.323 KT3 u 1（ Ze）2 "4.363mmd u h 2.計算圓周速度V ov/d3tn360 1

20、000二 64.363 205.5760 漢1000=0.692 m. s計算齒寬bb = dd3t =1 64. 3 613m = 64. mm3計算齒寬與齒高之比b/hmt©Z164.36321mm = 3.065mmh =2.25mt =2.25 3.065mm = 6.896mm64.3636.896= 9.333. 計算載荷系數(shù)K查表10-2得使用系數(shù)Ka=1.o；根據(jù)V 7.692" s、由圖10-8得動載系數(shù)Kv "10直齒輪廣Kf廣1 ；由表10-2查的使用系數(shù)K1查表10-4用插值法得7級精度查機械設(shè)計，小齒輪相對支承非對稱布置K"1.

21、423由b/h=9.33 K匸T423由圖10-13得K-T35故載荷系數(shù)K 二KaKvK.K 廠 1 1. 10 1 1. 423 1. 54. 校正分度圓直徑d1由機械設(shè)計,d3 二d3t3k/Kt =64.363 3 1.565/1.3mm = 70.626mm5計算齒輪傳動的幾何尺寸 1計算模數(shù)mm2 = d3/z3 二 70.626/21 二 3.36mm2按齒根彎曲強度設(shè)計，公式為2KT3 _Ya 綣dz3& 11>.確定公式內(nèi)的各參數(shù)值1. 由機械設(shè)計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二尸訕3 =580MPa ； 大齒輪的彎曲強度極限5m4=380Mpa ；

22、2. 由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)Kfn3=0.92，Kfn4".943計算彎曲疲勞許用應(yīng)力；取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，應(yīng)力修正系數(shù)丫st = 2.0,得6】3KFN3丫ST'- FE3S= 500 0.92/1.4 =328.57M PaJ4K FN 4丫STFE4S-380 0.94/1.4 -255.14MPa4. 計算載荷系數(shù)KK 二KaKvKf：Kf"1 1.10 1 1.35 = 1.4855.查取齒形系數(shù)丫Fa3、丫Fa4和應(yīng)力修正系數(shù)Ysa3、Ysa4由機械設(shè)計表查得YFa3 二 2.76 . YFa47二 2.26Ysa3 = 1

23、.56. Ysa4 =1.764YFaYsa6.計算大、小齒輪的 卜f并加以比較;YFa 3YSa3= 0.0 1 3 1 04ah篇0 1 5625大齒輪大7. 設(shè)計計算1.485 10.36 104U2120.015625mm 二 2.22mm對比計算結(jié)果，由齒輪面接觸疲勞強度計算的魔術(shù)m2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強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力， 僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.22并就進圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m2=2.5mm 接觸強度算得的分度圓直徑d3 =70.626mm ，算出小齒輪齒數(shù)

24、Z3 -m270.6232.5大齒輪 Z4 = i-Z3 = 28 3.59 = 100.52 取 Z2 - 100這樣設(shè)計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲 勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費2>.集合尺寸設(shè)計1. 計算分圓周直徑d1、d2d3 二 z3m2 二 28 2.5 二 70mmd4 二 z4mt 100 2.5 二 250mm2. 計算中心距d + da/34 = (70 250)/2 = 160mm3. 計算齒輪寬度b 二"dd 1 70 二 70mm 取 B? = 70mm = 75mm3>.輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計大齒輪采用實心打孔式結(jié)構(gòu)大齒

25、輪的有關(guān)尺寸計算如下：軸孔直徑d =48mm輪轂長度1與齒寬相等輪轂長度1與齒寬相等1 = 70(mm)輪轂直徑D1 =1.6d =1.6 48 = 76.8(mm)取 D1 二 76(mm)輪緣厚度'0 = 10(mm)腹板厚度c = 22(mm)腹板中心孔直徑D0 =154(mm)腹板孔直徑d0 二 24(mm)齒輪倒角取 n =2(mm)齒輪工作圖如下圖所示七.齒輪傳動參數(shù)表名稱符號單位咼速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm125160傳動比i4.673.59模數(shù)mmm22.5壓力角ao2020齒數(shù)Z22210328100分度圓直徑dmm44206670250齒頂圓直徑

26、damm4821075255齒根圓直徑dfmm3920163.75243.75齒寬bmm50457570旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr4540Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度HBS280240280240八軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1初選軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼，熱處理為正火回火。 <取C=110 , r=3040>dcJP = 14.72mm1軸'，考慮到聯(lián)軸器、鍵槽的影響，取 d仁30d2 -C3 P 24.31mm2 軸''“二，取 d2=35d3 _C3 P = 36.88mm3軸;門，取d3=382. 初選軸承1軸選軸承為302072軸選軸

27、承為302073軸選軸承為30208各軸承參數(shù)見下表:軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/kNdDBdaDa動載荷Cr靜載荷Cor30207357217426254.263.530208408018476963.074.03. 確定軸上零件的位置和固定方式1軸：由于高速軸齒根圓直徑與軸徑接近，將高速軸取為齒輪軸，使用圓錐滾子 軸承承載，一軸端連接電動機，采用彈性柱銷聯(lián)軸器。2軸：咼速級米用實心齒輪，米用上端用套筒固定，下端用軸肩固定，低速級用自由鍛造齒輪，自由鍛造齒輪上端用軸肩固定，下端用套筒固定，使用圓錐滾子 軸承承載。3軸：采用自由鍛造齒輪，齒輪上端用套筒固定，下端用軸肩固定，使

28、用圓錐滾 子軸承承載，下端連接運輸帶，采用凸緣聯(lián)軸器連接。4. 各軸段長度和直徑數(shù)據(jù)見下圖九軸的校核計算1. 1軸強度校核11).高速軸的強度校核由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎(chǔ)表查得抗拉強度二b=735Mpa2).況.計算齒輪上受力(受力如圖所示)廠2T12 23.94 103F te1088N切向力d144徑向力Fre = Fte tan 20 = 1088 0.364 = 396N3) 計算彎矩水平面內(nèi)的彎矩:ymaxFreabl396 134 47181=13779.05 N.mm垂直面內(nèi)的彎矩:M zmaxfab 1088 134 47丨一 1813785

29、7.59 N.mmM =、. M： Mz2»1 3 77 9. 0）53 78 57. 5 9410 mm7. 2 1取=0.6 ,計算軸上最大應(yīng)力值:二 maxJm 2 +（町1）2W.40 2 78.2120.6 23.94 1 03 "0.1 匯 3837 3MPa故高速軸安全，合格彎矩圖如下:7I丿范涎?.耐kkkHkk.Bl<£.->21).低速軸的強度校核由前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由工程材料及其成形基礎(chǔ)表查得抗拉強度二b=735Mpa2) .%.計算齒輪上受力(受力如圖所示)切向力d4250徑向力 F're =F'

30、;te tan20 =2882 0.364 =1049N3) 計算彎矩水平面內(nèi)的彎矩:M y max垂直面內(nèi)的彎矩:zmax取=0.6，F(xiàn) rea'bF teab二 max1049 67 1195=186.52882 67 119.5186.545033.88 1 23 7 2豆 1113J1n6r66.07計算軸上最大應(yīng)力值:TM'2 +（町3 ）'2131666.0720.6 360.25 1 03 "0.1 483=22. 8M Pa ：；b7 3IMPa故低速軸安全，合格。彎矩圖如下:Hl鎂APR舷r中間軸的校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果合格。十

31、.滾動軸承的選擇及壽命校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用的是單列深溝球軸承軸I 30207兩個，軸U 30207兩個，軸川選用 30208兩個(GB/T297-1994)壽命計算：軸I1. 查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-159，得深溝球軸承30207Cr =54. kN C0r =63. kN2. 查機械設(shè)計得X=1,Y=03. 計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：卩伯=Fr2H = 544N在水平面內(nèi)軸承所受得載荷2FrlV =F2V =區(qū)=198N在水平面內(nèi)軸承所受得載荷2所以軸承所受得總載荷Fr = Fr1 = Fr2 二.Fr1H Fr1v 二 5442 1982 =578.91N由于基本只受軸

32、向載荷，所以當(dāng)量動載荷：P 二 fp XFr Y& =1.21 578.91 0 = 694.76N4. 已知預(yù)期得壽命10年，兩班制L10h =2 8 10 365 =58400h基本額定動載荷CP 3 6幣=694.76 3 60 960658400 10.41kN ： C 54.2kN所以軸承30207安全，合格軸川1. 查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-159，得深溝球軸承30208G =63. kN C0r =7 4. kN2. 查機械設(shè)計得X=1,Y=03. 計算軸承反力及當(dāng)量動載荷：F't一F伯=F r2H= c =1441N在水平面內(nèi)軸承所受得載荷2IF riv = F

33、r2V = r® =524.5N在水平面內(nèi)軸承所受得載荷2所以軸承所受得總載荷F'r = F'r1 = F r2 F；1H F；1v =、14412 524.5 1533.49 N由于基本只受軸向載荷，所以當(dāng)量動載荷：P' = fp XF'r YF； =1.2 1 1533.49 0 =1840.19N4. 已知預(yù)期得壽命10年，兩班制L10h =2 8 10 365 =58400h基本額定動載荷/60nLh60X57.26X58400G 二 P 3；/ =1840.19 36= 26.07kN ： G = 63.0kN 106 106所以軸承3020

34、8安全，合格。中間軸上軸承得校核，具體方法同上，步驟略，校核結(jié)果軸承 30207安全，合 格。十一.鍵聯(lián)接選擇及校核1.鍵類型的選擇選擇45號鋼，其許用擠壓應(yīng)力LP=150MPa1軸左端連接彈性聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為32mm，軸段長56mm ，所以選擇單圓頭普通平鍵（A型）鍵b=8mm,h=7mm,L=45mm2軸軸段長為73mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（A 型）鍵 b=12mm,h=8mm,L=63mm軸段長為43mm，軸徑為43mm，所以選擇平頭普通平鍵（A型）鍵 b=12mm,h=8mm,L=35mm3軸軸段長為68mm，軸徑為48mm，所以選擇圓頭普通平鍵（A 型）鍵

35、b=14mm,h=9mm,L=58mm右端連接凸緣聯(lián)軸器，鍵槽部分的軸徑為38mm，軸段長78mm ，所以選擇單圓頭普通平鍵（A型）鍵b=10mm,h=8mm,L=69mm2鍵類型的校核2Td l k32 23.94 1032 37 3.5= 11.6Mpa £ Wp則強度足夠，合格2軸2T2 103.60 10L-1p = 36.5Mpa ： ；pd l k43 33 4則強度足夠，合格3軸2T32 360.25 10-p 二= 80.3Mpa ： ；pd l k38漢59匯4則強度足夠，合格，均在許用范圍內(nèi)。十二.聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便

36、及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器1減速器進口端T, = 1 2 5(N m)選用TX3型(GB/T 5014-2003 )彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用 Z型軸孔，A型鍵,軸孔直徑d=2230mm, 選d=30mm,軸孔長度為 L=45mm2減速器的出口端T4 = 4 0 QN *m)選用GY5型(GB/T 5843-2003 )彈性套柱銷聯(lián)軸器，采用 Y型軸孔，C型鍵,軸孔直徑d=5071mm, 選d=50mm,軸孔長度為 L=60mm十三.減速器附件的選擇1.箱體設(shè)計名稱符號參數(shù)設(shè)計原則箱體壁厚100.025a+3 >=8箱蓋壁厚8180.02a+3 >=8凸緣厚度箱座b151.5 8

37、箱蓋b1121.5 8底座b2252.5 8箱座肋厚m80.85 8地腳螺釘型號dfM160.036a+12數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1M120.75 df箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸d2M12(0.5-0.6 ) df連接螺栓的間距l(xiāng)160150200軸承蓋螺釘直徑d38(0.4-0.5 ) df觀察孔蓋螺釘d46(0.3-0.4 ) df定位銷直徑d9.6(0.7-0.8 ) d2d1,d2至外箱壁距離C122C1>=C1mi nd2至凸緣邊緣距離C216C2>=C2mi ndf至外箱壁距離C326df至凸緣邊緣距離C424箱體外壁至軸承蓋座端面的距1153C1+ C2+(51

38、0)離軸承端蓋外徑D2101 101106軸承旁連接螺栓距離S115140139注釋：a取低速級中心距，a= 160mm2附件為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計給予 足夠的重視外，還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工 及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè) 計。名稱規(guī)格或參數(shù)作用窺視孔視孔蓋130 X100為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在 箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部 能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺 釘固定在箱蓋上。材料為 Q235通氣器通氣螺塞M10 X1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)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)外壓力平衡， 不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通 常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。材料為 Q235軸承蓋凸緣式軸承蓋 六角螺 栓（M8）固定軸系部件的軸向位置并承受軸