帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器設計說明書(畢業(yè)論文)

1、設計說明書帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器目錄一設計要求41工作條件42工作要求4二設計計算說明41電動機的選擇及運動參數(shù)的計算41.1電動機功率計算41.2電動機轉(zhuǎn)速計算51.3選擇電動機52計算傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配62.1 計算總傳動比62.2 分配各級傳動比63計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)63.1 各軸轉(zhuǎn)速計算63.2 各軸輸入功率和輸出功率63.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩74V帶的傳動設計84.1 選擇V帶型號84.2 大小帶輪基準直徑的計算84.3 驗算帶速v84.4 基準長度和中心距的計算84.5 驗算小帶輪包角94.6 V帶根數(shù)z計算94.7 作用在帶輪軸

2、上的壓力94.8 帶輪結(jié)構(gòu)設計95齒輪傳動的設計105.1 選定齒輪類型、材料和確定許用應力105.2 按齒面接觸強度計算分度圓直徑和中心距105.3 驗算輪齒彎曲強度115.4 齒輪的圓周速度計算和驗算精度115.5 齒輪的結(jié)構(gòu)設計116軸的設計126.1 主動軸的設計126.2 從動軸的設計157滾動軸承的選擇和校核177.1 主動軸軸承的選擇和校核計算177.2 從動軸軸承的選擇和校核計算188鍵的選擇計算和校核188.1 主動軸上鍵連接的設計和校核計算188.2 從動軸上鍵連接的設計和校核計算199聯(lián)軸器的選擇1910減速器的潤滑1910.1 齒輪的潤滑1910.2 軸承的潤滑2011

3、減速箱箱體結(jié)構(gòu)及尺寸20三繪制裝配圖和零件圖22四總結(jié)22五參考文獻資料23一設計要求 按下列的運動簡圖、工作條件和原始數(shù)據(jù)，設計一個帶式輸送機的傳動裝置。運動簡圖如下：1、電動機； 2、三角帶傳動； 3、減速器； 4、聯(lián)軸器； 5、傳動滾筒； 6、運輸平皮帶1工作條件 輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為±5%。2工作要求輸送帶拉力F=800 N輸送帶速度v=1.4 m/s 已知滾筒直徑D=250 mm二設計計算說明1電動機的選擇及運動參數(shù)的計算1.1電動機功率計算電動機所需工作功率Pd滿足

4、： Pd=Pw總 <1-1>其中：Pw為帶式輸送機的有效功率，總為電動機到傳送帶的傳動總效率。又 Pw=Fv1000 (kW) ，代入<1-1>得：Pd=Fv1000總 (kW) <1-2>而總滿足： 總=123245 <1-3>其中：1為V帶傳動效率 2為圓柱齒輪傳動效率 3為一對滾子軸承傳動效率 4為彈性聯(lián)軸器傳動效率 5為輸送機滾筒傳動效率查閱文獻2得： 1=0.94 ，2=0.98 ，3=0.98 ，4=0.993 ，5=0.96 以上數(shù)值代入<1-3>得：總=0.84 則電動機所需工作功率為Pd=Fv1000總=800

5、15;1.41000×0.84=1.3 kW1.2電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒轉(zhuǎn)速：n=60×1000vD=60×1000×1.43.14×250=107 r/min查閱文獻2知：V帶傳動的傳動比在2<iv'<4范圍內(nèi)，圓柱齒輪傳動比在3<ic'<5范圍內(nèi)，則總傳動比范圍是：6<i總'<20，所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍是：nm'=620×107=6722140 r/min1.3選擇電動機根據(jù)計算所得的電機工作功率Pd和轉(zhuǎn)速范圍nm'，并考慮極數(shù)少而轉(zhuǎn)速高的電動機具有較好的經(jīng)

6、濟性和防止傳動比增大導致傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)變復雜的條件，選擇電動機型號為Y90L-4。查閱文獻2得電動機Y90L-4的性能參數(shù)和部分尺寸參數(shù)分別如表1-1和1-2所示。表1-1 Y90L-4性能參數(shù)型號額定功率(kW)滿載時堵轉(zhuǎn)電流額定電流堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩電流(A)轉(zhuǎn)速(r/min)效率（%）功率因素Y90L-41.53.71400790.796.52.22.2表1-2 Y90L-4部分尺寸參數(shù)中心高H外形尺寸L×(AC2+AD)×HD底角安裝尺寸A×B地腳螺栓直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸FGD90335×242.5×1

7、90140×1251024×50820242計算傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配2.1 計算總傳動比總傳動比計算公式： i總=nmnw <2-1>其中nm為電動機轉(zhuǎn)速，nw為滾筒轉(zhuǎn)速，則i總=nmnw=1400107=132.2 分配各級傳動比各級傳動比滿足：i總=iv×ic <2-2>其中iv為V帶傳動比，ic為圓柱齒輪傳動比。為使傳動外廓不致過大，使iv=3，則ic=i總iv=133=4.343計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 3.1 各軸轉(zhuǎn)速計算 主動軸I： nI=nmiv=14003=466.67 r/min 從動軸II： nII=

8、nIic=466.674.34=107 r/min 滾筒軸III： nIII=nII=107 r/min3.2 各軸輸入功率和輸出功率 主動軸I： 輸入功率 P=Pd×1=1.3×0.94=1.222 kW 輸出功率 P'=P×3=1.222×0.98=1.198 kW 從動軸II： 輸入功率 P=P'×2=1.198×0.98=1.174 kW 輸出功率 P'=P×3=1.174×0.98=1.151 kW滾筒軸III： 輸入功率 P=P'×4=1.151×0.

9、993=1.143 kW 輸出功率 P'=P×5=1.143×0.96=1.097 kW3.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩 電機輸出轉(zhuǎn)矩：T0=9550×Pdnm=9550×1.31400=8.87 Nm 主動軸I： 輸入轉(zhuǎn)矩 T=T0×iv×1=8.87×3×0.98=25.013 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩 T'=T×3=25.013×0.93=24.513 Nm 從動軸II： 輸入轉(zhuǎn)矩 T=T'×ic×2=24.513×4.34×0.98=1

10、04.259 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩 T'=T×3=104.259×0.98=102.174 Nm 滾筒軸III： 輸入轉(zhuǎn)矩 T=T'×i×4=102.174×1×0.993=101.459 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩 T'=T×5=101.459×0.96=97.401 Nm計算結(jié)果匯總?cè)缦拢簝奢S連接件、傳動件V帶傳動齒輪傳動傳動比34.34軸號電動機一級減速器滾筒軸0軸I軸II軸III軸轉(zhuǎn)速(r/min)1400466.67107107輸入功率(kW)1.2221.1741.143輸出功率(kW)1.3(額

11、定：1.5)1.1981.1511.097輸入轉(zhuǎn)矩(Nm)25.013104.259101.459輸出轉(zhuǎn)矩(Nm)8.8724.513102.17497.4014V帶的傳動設計 4.1 選擇V帶型號 已知電動機功率Pd=1.3 kW ,轉(zhuǎn)速nm=1400 r/min ，iv=3 。由電動機的工作工況（帶式輸送機，工作小時為1016h）查閱文獻1得：KA=1.2則計算功率為 Pc=KAPd=1.2×1.3=1.56 kW根據(jù)Pc=1.56 kW和nm=1400 r/min查文獻1，查出此坐標位于Z型的區(qū)域內(nèi)，因此選擇Z型V帶。 4.2 大小帶輪基準直徑的計算 由文獻1知d1不應小于50

12、mm,因此取d1=71 mm，由以下公式得d2：d2=nmnd11-=1400466.67×71×1-0.02=208.74 mm 為傳動帶的滑動率。 取基準直徑系列，d2=212 mm（這樣使n有所減小，但其誤差在5%內(nèi)，估允許。） 4.3 驗算帶速vv=d1nm60×1000=3.14×71×140060×1000=5.20 m/s 帶速在525m/s內(nèi)，故合適。 4.4 基準長度和中心距的計算 初步選取中心距a0=1.5d1+d2=1.5×71+212=424.5 mm 取a0=425 mm ，符合在0.7d1+d2&

13、lt;a0<2d1+d2 。 由下式得帶長： L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2×425+3.142×71+212+212-7124×425mm=1306 mm 查文獻1，對Z型帶選用Ld=1400 mm ,KL=1.14 則實際中心距為a=a0+Ld-L02=425+1400-13062mm=472 mm4.5 驗算小帶輪包角 1=180°-d2-d1a×57.3°=180°-212-71472×57.3°=164°120° 大于120°，故合適。4.

14、6 V帶根數(shù)z計算 由下式計算z:z=Pc(P0+P0)KKL <4-1> 由nm和d1查得：P0=0.30 kW 傳動比為i=d2d1(1-)=21271×(1-0.02)=3.05 由nm和i查得：P0=0.03 kW ,由1查得：K=0.96 。 將以上已知值代入<4-1>得：z=1.56(0.30+0.03)×0.96×1.14=4.32 因此z取5。4.7 作用在帶輪軸上的壓力 查表得：q=0.06 kg/m ，則單根V帶初拉力為F0： F0=500Pczv2.5K-1+qv2=500×1.565×5.20&#

15、215;2.50.96-1+0.06×5.202=49.75 N 作用在軸上的壓力為：FQ=2zF0sin12=2×5×49.75×sin1642=492.66 N4.8 帶輪結(jié)構(gòu)設計 電動機軸ds=24 mm ，由于d1<3ds，因此小帶輪采用實心式。其中： da=d1+2ha=71+2×2=75 mm B=z-1e+2f=5-1×12+2×7=62 mm L=1.52ds=1.7×24=40.8 mm 由于3ds<d2=212 mm<350 mm ，因此大帶輪采用腹板式。其中：B=z-1e+2

16、f=5-1×12+2×7=62 mm da=d2+2ha=212+2×2=216 mm dr=da-2H+=216-2×9+5.5=187 mm s=0.20.3B=0.25×62=15.5 mm s1=1.5s=1.5×15.5=23.25 mm s2=0.5s=0.5×15.5=7.75 mm由主動軸的計算可知：ds=20mm,則 dh=1.82ds=1.9×20=38 mm d0=dh+dr2=38+1872=112.5 mm L=1.52ds=1.8×20=36 mm5齒輪傳動的設計5.1 選定齒

17、輪類型、材料和確定許用應力 齒輪類型：該減速箱采用直齒圓柱齒輪。 材料：小齒輪采用40MnB，調(diào)質(zhì)，硬度241-286HBS，Hlim1=730MPa，F(xiàn)E1=600MPa；大齒輪采用45號鋼，正火，硬度156-217HBS，Hlim2=380MPa，F(xiàn)E2=320MPa。 對于一般工業(yè)用齒輪傳動，采用一般可靠度。因此對于一級圓柱齒輪減速器，最小安全系數(shù)取SH=1.0，SF=1.25。由此計算許用應力：H1=Hlim1SH=7301.0=730MPaF1=FE1SF=6001.25=480MPaH2=Hlim2SH=3801.0=380MPaF2=FE2SF=3201.25=256MPa5.2

18、 按齒面接觸強度計算分度圓直徑和中心距 設齒輪按8級精度制造。取中等沖擊情況下的載荷系數(shù)K=1.5，齒寬系數(shù) d=0.8,小齒輪的轉(zhuǎn)矩為T1=25.013 Nm=25.013×103 Nmm。取彈性系數(shù)ZE=188，齒數(shù)比u=z2z1=ic=4.34，對于標準齒輪，ZH=2.5,則小齒輪分度圓（節(jié)圓）直徑為：D132KT1d×u+1u（ZEZHH）2=32×1.5×25.013×1030.8×4.34+14.34(188×2.5380)2=56.09 mm 小齒輪齒數(shù)取z1=24，則z2=24×4.34104。故實

19、際傳動比為ic=z2z1=10424=4.33,誤差為0.1%，故允許。 齒寬： b=dD1=0.8×56.09=44.87 mm 取b2=50 mm，b1=50+510 mm=50+10=60 mm模數(shù)： m=D1z1=56.0924=2.34 mm因此模數(shù)取第一系列的m=2.5。 則實際的小齒輪和大齒輪的分度圓直徑分別為：D1=z1m=24×2.5=60 mmD2=z2m=104×2.5=260 mm 中心距為 a=D1+D22=60+2602=160 mm5.3 驗算輪齒彎曲強度 分別根據(jù)小齒輪和大齒輪的齒數(shù)查出各自的齒形系數(shù)和齒根修正系數(shù)：YFa1=2.7

20、5，YSa1=1.58YFa2=2.25，YSa2=1.82 則小齒輪和大齒輪的齒輪彎曲強度為 F1=2KYFa1YSa1T1b2m2z1 =2×1.5×2.75×1.58×25.013×10350×2.52×24=43.47 MPa <F1=480 MPa F2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=43.47×2.25×1.822.75×1.58=40.97 MPa <256 MPa 兩齒輪的彎曲強度均小于許用應力，故安全。5.4 齒輪的圓周速度計算和驗算精度 小齒輪轉(zhuǎn)速為nI=

21、466.67 r/minv=D1nI60×1000=3.14×60×466.6760×1000=1.47 m/s 6 m/s 因此選用8級精度是合適的。5.5 齒輪的結(jié)構(gòu)設計 5.5.1 大齒輪的結(jié)構(gòu)設計 由于大齒輪的分度圓直徑在200mm和500mm之間，所大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，選擇正常齒制，具體幾何尺寸計算如下： 齒輪模數(shù)： m=2.5 齒數(shù)： z2=104 分度圓直徑：D2=z2m=104×2.5=260 mm 齒頂圓直徑：Da2=z2+2ha*m=104+2×1.0×2.5=265 mm 齒根圓直徑：Df2=z2-2

22、ha*-2c*m=104-2×1.0-2×0.25×2.5 =254 mm 齒寬： b2=50 mm 由從動軸的計算可知齒輪孔徑：ds2=50 mm 則 輪轂直徑 dh2=1.6ds2=1.6×50=80 mm 輪轂長度 lh2=1.2ds2=1.2×50=60 mm 腹板厚度 c=0.3b2=0.3×50=15 mm =3.6m=3.6×2.5=9 mm 5.5.2 小齒輪的結(jié)構(gòu)設計 由于小齒輪的分度圓直徑在小于200mm，所小齒輪采用實心式結(jié)構(gòu)，選擇正常齒制，具體幾何尺寸計算如下： 齒輪模數(shù)： m=2.5 齒數(shù)： z1=

23、24 分度圓直徑：D1=z1m=24×2.5=60 mm 齒頂圓直徑：Da1=z1+2ha*m=24+2×1.0×2.5=65 mm 齒根圓直徑：Df1=z1-2ha*-2c*m=24-2×1.0-2×0.25×2.5 =53.75 mm 齒寬： b1=60 mm 由主動軸的計算可知齒輪孔徑：ds1=36 mm6軸的設計 6.1 主動軸的設計 主動軸的材料采用45號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS，強度極限B=650MPa，屈服極限S=360MPa，彎曲疲勞極限-1=300MPa。 軸端直徑的計算已知主動軸輸入功率為P=1.222

24、kW，輸入轉(zhuǎn)矩為T=25.013 Nm，轉(zhuǎn)速為 nI=466.67 r/min。根據(jù)45號鋼，查得C=110，則de1C3PInI=110×31.222466.67=15.16 mm軸端有一個鍵槽，軸的直徑擴大5%，即de1=15.16×1.05=15.9 mm，則軸的最小直徑取18mm,為主動軸伸出端安裝大帶輪的直徑。 確定軸向尺寸和各段軸徑齒輪的簡圖如6-1所示。以下是各段的尺寸（從左起）：第一段：安裝大帶輪的軸段，1=20mm，長度為L1=36mm。第二段：與透蓋相接處，為第二階梯外伸軸，限制大帶輪的向右的軸向位移，軸徑2=26mm，長度L2=67mm。第三段：支承段

25、，初步選定軸承6006，軸徑3=30mm，長度L3=28mm。第四段：限制軸承向右的軸向位移，軸徑4=38mm，長度L4=10mm。第五段：限制齒輪向左的軸向位移，軸徑5=44mm，長度L5=10mm。第六段：安裝小齒輪，并由套筒限制小齒輪的向右的軸向位移，軸徑6=36mm，長度L6=58mm。第七段：安裝軸承，由套筒限制小齒輪向左的軸向位移，軸徑7=30mm，長度L7=50mm。主動軸總長：LI=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=259 mm主動軸強度校核計算 已知小齒輪分度圓直徑D1=60 mm，主動軸扭矩T=25.013 Nm，壓力角=20°，則軸上所受的圓周力、徑向力

26、和法向力分別為：Ft=2TID1=2×25.013×10360=833.77 NFr=Fttan=833.77×tan20°=303.47 N 由帶輪的計算可知，帶輪作用在軸上的力為FQ=492.66 N 根據(jù)主動軸結(jié)構(gòu)設計內(nèi)容作出軸的計算簡圖（圖6-1）。軸的支承點分別為兩軸承的軸向中心處。做軸的計算簡圖，先求出軸上受力零件的載荷。將軸上受力零件的載荷分解為水平分力和垂直分力。如圖6-1a所示。左端的伸出端連接大帶輪處受到轉(zhuǎn)矩T 和帶輪作用在軸上的力FQ；左軸承處受水平反力FBX和垂直反力FBY，右軸承處受到水平反力FDX和垂直反力FDY（由于直齒輪傳

27、動無軸向力，左右軸承軸向力相互抵消，故此處略去不做計算。）；小齒輪中心位置處受到圓周力Ft和徑向力Fr。水平支反力的計算： FBX=FtL3+FQL1+L2+L3L2+L3=833.77×71.5+492.66×234.571.5+71.5=1224.78 N FDX=Ft+FQ-FBX=833.77+492.66-1224.78 =101.65 N 垂直支反力的計算： FBY=L3L2+L3Fr=71.571.5+71.5×303.47=151.74 N FDY=Fr-FBY=303.47-151.74=151.74 N根據(jù)軸的支反力計算軸的彎矩和扭矩，繪制軸的

28、水平彎矩圖（a）、垂直彎矩圖扭矩圖(b)、水平與垂直彎矩合成圖(c)、扭矩圖(d)和彎扭合成當量彎矩圖(e)，如圖6-1(a)到（e）所示。由彎扭合成當量彎矩圖可知，截面B為危險截面，計算截面B的當量彎矩：水平彎矩的計算：MH=FQL1=492.66×91.5=45078.39 Nmm垂直彎矩的計算：MV=FDXL3=177.45×71.5=10849.41 Nmm水平與垂直彎矩合成的計算：M=MH2+MV2=45078.392+10849.412=46365.62 Nmm扭矩的計算（如圖6-1e所示）：T=T=25.013 Nm當量彎矩的計算（如圖6-1f所示）：M

29、9;=M2+T2對截面B進行強度校核：根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為循環(huán)變應力，取=0.6，則截面C的計算應力為：c=Mc'Wc=Mc2+(Tc)2dc316=1646365.622+(0.6×25013)2×303=8.97 MPa對于調(diào)質(zhì)的45號鋼，-1=60 MPa, c明顯遠小于-1，故安全。 6.2 從動軸的設計 從動軸的材料采用45號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS，強度極限B=650MPa，屈服極限S=360MPa，彎曲疲勞極限-1=300MPa。已知從動軸輸出功率為P'=1.151 kW，輸出轉(zhuǎn)矩為T'=102.1

30、74 Nm，轉(zhuǎn)速為 nIII=107 r/min。根據(jù)45號鋼，查得C=115，則de2C3P'nIII=115×31.151107=25.4 mm軸端有一個鍵槽，軸的直徑擴大5%，即de2=25.4×1.05=26.67 mm。從動軸軸端位置安裝聯(lián)軸器，根據(jù)輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，采用彈性套柱銷聯(lián)軸器，軸孔選用d=32 mm,孔深為L=60 mm則從動軸軸端的直徑為32mm。確定軸向尺寸和各段軸徑齒輪的簡圖如 6-2所示。以下是各段的尺寸（從左起）：第一段：安裝聯(lián)軸器1=32mm，長度為L1=60mm。第二段：與透蓋相接處，為第二階梯外伸軸，限制聯(lián)軸器向右的軸向位移，軸徑

31、2=40mm，長度L2=30mm。第三段：支承段，初步選定軸承6009，軸徑3=45mm，長度L3=31mm。第四段：限制軸承向右的軸向位移，軸徑4=50mm，長度L4=10mm。第五段：限制齒輪向左的軸向位移，軸徑5=60mm，長度L5=10mm。第六段：安裝大齒輪，并由套筒限制大齒輪向右的軸向位移，軸徑6=50mm，長度L6=58mm。第七段：安裝軸承6009，由套筒限制大齒輪向左的軸向位移，軸徑7=45mm，長度L7=53mm。從動軸總長：LII=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=252 mm從動軸強度校核計算由于從動軸的受力分析與主動軸類似，由以上的主動軸的校核計算過程分析可知

32、，從動軸的危險截面位于齒輪徑向?qū)ΨQ面上，因而只需對從動軸上大齒輪軸段的中間截面進行校核計算。因而，以下計算過程只對該截面處的受力進行分析計算。已知大齒輪分度圓直徑D1=260 mm，從動軸扭矩T'=102.174 Nm，壓力角=20°，則軸上所受的圓周力、徑向力和法向力分別為：Ft=2TID1=2×102.174×103260=785.95 NFr=Fttan=785.95×tan20°=286.06 N 計算水平彎矩： FCX=L1L1+L2Ft=7373+73×785.95=392.975 N FAX=Ft-FCX=785

33、.95-392.975=392.975 N MH=FCXL1=392.975×73=28687.18 Nmm 計算垂直彎矩： FCY=L1L1+L2Fr=7373+73×286.06=143.03 N FAY=Fr-FCY=286.06-143.03=143.03 N MV=FCYL1=143.03×73=10441.19 Nmm合成彎矩的計算：M=MH2+MV2=28687.182+10441.192=30528.23 Nmm扭矩的計算：T=T'=102.174 Nm當量彎矩的計算：M'=M2+T2=30528.232+1021742=10663

34、7.23 Nmm危險截面的計算應力： c=M'W=M'dc316=16×106637.23×503=4.35 MPa對于調(diào)質(zhì)的45號鋼，-1=60 MPa, c明顯遠小于-1，故安全。7滾動軸承的選擇和校核預期壽命根據(jù)減速器的工作年限計算：L=12×10×300=36000 h 7.1 主動軸軸承的選擇和校核計算 主動軸軸承初步選定采用深溝球軸承6006。由主動軸的設計計算可知，軸承主要承受徑向力，幾乎不受軸向力的作用，因而其當量載荷為 P=XFr+YFa=XFr左軸承所受的徑向力為FBX和FBY的反作用力，由主動軸的設計計算得： FBX

35、=1148.98 N FBY=151.74 N Fr=FBX2+FBY2=1148.982+151.742=1158.96 N 又因為FaFre,取X=1，則軸承的當量動載荷為：P=XFr=Fr=1158.96 N 主動軸的轉(zhuǎn)速為nI=466.67 r/min，對于滾動軸承，=103，由GB/T 276-1994可得，深溝球軸承6006的基本額定載荷為C=13.2kN,因此Lh=10660nI（CP）=10660×466.67（13.2×1031158.96）103=118719h>36000h 故選用深溝球軸承符合要求，可安全使用。 7.2 從動軸軸承的選擇和校核計

36、算 從動軸軸承初步選定采用深溝球軸承6009。由從動軸的設計計算可知，軸承主要承受徑向力，幾乎不受軸向力的作用，因而其當量載荷為 P=XFr+YFa=XFr左軸承所受的徑向力為FBX和FBY的反作用力，由主動軸的設計計算得： FAX=392.975 N FAY=143.03 N Fr=FAX2+FAY2=392.9752+143.032=418.19 N 又因為FaFre,取X=1，則軸承的當量動載荷為：P=XFr=Fr=418.19 N 從動軸的轉(zhuǎn)速為nII=107 r/min，對于滾動軸承，=103，由GB/T 276-1994可得，深溝球軸承6009的基本額定載荷為C=21.0kN,因此

37、Lh=10660nI（CP）=10660×107（21.0×103418.19）103=35979011h>36000h 故選用深溝球軸承符合要求，可安全使用。8鍵的選擇計算和校核 8.1 主動軸上鍵連接的設計和校核計算 主動軸的鍵連接 鍵選用圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應力為p=100120MPa 主動軸連接大帶輪處，按軸徑d=20mm及大帶輪輪轂長B=36mm，查GB/T 1096-2003，選用b×h=6×6 mm,L取25mm。 鍵的工作長度l=L-b=25-6=19 mm ,k=h2=3 mm 擠壓應力為p=2TI×103kld

38、=2×25.013×103 3×19×20=43.8 MPa<p故所設計的鍵連接安全。 小齒輪與主動軸的鍵連接 鍵選用圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應力為p=100120MPa 主動軸安裝齒輪處，按軸徑d=36mm及該段軸長B=58mm，查GB/T 1096-2003，選用b×h=10×8 mm,L取45mm。 鍵的工作長度l=L-b=45-10=35 mm ,k=h2=4 mm 擠壓應力為p=2TI×103kld=2×25.013×103 4×35×36=9.9 MPa<p

39、 故所設計的鍵連接安全。 8.2 從動軸上鍵連接的設計和校核計算從動軸的鍵連接 鍵選用圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應力為p=100120MPa 從動軸連接大齒輪處，按軸徑d=50mm及大帶輪輪轂長B=57mm，查GB/T 1096-2003，選用b×h=14×9mm,L取45mm。 鍵的工作長度l=L-b=45-14=31 mm ,k=h2=4.5 mm 擠壓應力為p=2TII×103kld=2×102.174×103 4.5×31×50=29.3 MPa<p故所設計的鍵連接安全。從動軸與聯(lián)軸器的鍵連接 鍵選用單圓頭普

40、通平鍵，45號鋼，許用應力為p=100120MPa 從動軸安裝聯(lián)軸器處，按軸徑d=32mm及該段軸長B=60mm，查GB/T 1096-2003，選用b×h=10×8 mm,L取45mm。 鍵的工作長度l=L-b=45-10=35 mm ,k=h2=4 mm 擠壓應力為p=2TII'×103kld=2×102.174×103 4×35×32=45.6 MPa<p 故所設計的鍵連接安全。9聯(lián)軸器的選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩為：TC=KATII'=1.5×102.

41、174=153.3 Nm查GB/T 4323-2002，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其基本參數(shù)如下：公稱扭矩：250 Nm, 配合軸徑：32 mm許用轉(zhuǎn)速：3300 r/min, 配合長度：60 mm10減速器的潤滑 10.1 齒輪的潤滑由齒輪設計計算可知齒輪傳動的圓周速度：v=1.47 m/s 12 m/s ，因此采用油池潤滑。齒輪的齒面接觸應力為H=ZEZH2KTIbD12u+1u=188×2.5×2×1.5×25.013×10350×602×4.34+14.34=336.6 MPa<500 MPa（輕負荷）因此

42、對于閉式齒輪傳動，采用L-CKB潤滑油，潤滑油粘度通過以下計算得出：=6.25FtbD1v=6.25×833.7760×601.47 =0.98由圖查得40時潤滑油的粘度：82 mm2/s查GB/T 3141-1994得其對應的ISO粘度等級為68，所以齒輪傳動的潤滑油采用L-CKB68。 10.2 軸承的潤滑已知：小軸承內(nèi)徑為d1=30 mm,軸承轉(zhuǎn)速為n1=466.67 r/min大軸承內(nèi)徑為d2=45 mm，軸承轉(zhuǎn)速為n2=107 r/min 則(nd)1=30×466.67=14000 mmr/min (nd)2=45×107=4815 mmr/min均少于（1.52）×105 mmr/min，因此軸承采用脂潤滑。查表選用鈣基潤滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需填充軸承空間的1/3-1/2，并在軸承內(nèi)側(cè)設擋油環(huán)，使油