帶式輸送機傳動裝置二級展開式圓柱齒輪減速器課程設(shè)計計算說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：用于帶式運輸機的減速器設(shè)計 學(xué)院名稱：專 業(yè)：班 級：姓 名：學(xué) 號：指導(dǎo)教師某某：目錄一、設(shè)計任務(wù)二、傳動方案確實定與簡要說明三、選擇電動機四、傳動比分配。計算各軸轉(zhuǎn)速，計算各軸扭矩五、齒輪傳動設(shè)計六計算軸類零件七鍵連接的選擇與計算八滾動軸承的選擇與校核計算26九參考文獻(xiàn)摘要本說明書主要針對用于帶式運輸機的減速器設(shè)計過程作了較為詳細(xì)的闡述。 該減速器的布置形式為單級直齒輪傳動，設(shè)計參數(shù)分別為帶的工作拉力F =N,帶 速=m£，滾筒直徑D =300mm。全書主要分為9大局部,包括設(shè)計的原始數(shù)據(jù), 設(shè)計方案確實定，電動機的選型，聯(lián)軸器的選擇，傳動零件的設(shè)

2、計計算，軸的初步 設(shè)計,軸承的選擇、壽命計算與其潤滑密封，軸系結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度校核，減速器附 件結(jié)構(gòu)設(shè)計等。在主要傳動零件齒輪的設(shè)計中，運用了齒根彎曲疲勞強度準(zhǔn)如此 和齒面接觸疲勞強度準(zhǔn)如此；在軸的設(shè)計中，首先按照扭矩估算了軸的最小直徑， 然后進(jìn)展軸系的結(jié)構(gòu)設(shè)計，最后對軸的抗彎強度作了較為詳細(xì)的校核。圖2.1減速器傳動方案任務(wù)書上圖所示為帶式運輸機的四種傳動方案。我選 擇第四組，如圖2.1所示。該方案減速器的長度較短，但尺 寸與重量較大兩對齒輪浸入油中深度大致相等，高速級齒輪 的承載能力難于充分利用；中間軸承潤滑困難；中間軸較長， 剛性差，載荷沿齒寬分布不均勻。三、電動機的選擇。1、功率確實定1

3、丨工作機所需功率 Pw kwP心 FWV/(1000 n w)=x 103x 1.1/1000 =式中FW為工作機的阻力，N; VW為工作機的線速度m/s；耳w為工作機效率.2)電動機至工作機的總效率n選取卷筒效率n 選取齒式聯(lián)軸器效率n 選取8精度齒輪效率 選取滾動軸軸承效率23n = n齒輪 Xn軸承 Xn 選擇圓柱齒輪傳動nn232聯(lián)軸器 7 X 9 X = 0.868級精度，滾動軸承。3丨電動機所需功率Pd kwpd = pw/ n =2.電動機轉(zhuǎn)速的運算 作機轉(zhuǎn)速nw :因：V= ( n Dn)/60*1000 (m/s) 故：nw=(V*60*1000)/n D(rpm)i=35,

4、2 級減速器 i=925因為減速器為開式，所以選擇傳動比 所以電動機轉(zhuǎn)速可選 X圍Nd=i*70.1=(630.9-1752.5) 4)電動機型號確實定初選電動機為同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電動機。查表查處電動機型為為 Y100L4,其額定功率為 kW滿載轉(zhuǎn)速1430r/min,堵轉(zhuǎn)/額定轉(zhuǎn)矩2.2最大轉(zhuǎn)矩Pw 4kw2.3 ，質(zhì)量340.91Pd4.4kw電動機型 號Y132S-4i 22.611 5.412 4.1四、傳動比的分配1丨計算總傳動比：電動機選定后，根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比i總傳動比ii = nm/ nw= 1430/= 20

5、.42丨合理分配各級的傳動比：為了使兩個大齒輪具有相近的浸油深度，應(yīng)該使兩級的大齒輪具有相近的直徑。設(shè)高速級傳動比為ii,低速級傳動比為i2,減速器的總傳動比為i，對于二級展開式圓柱齒輪減速 器，傳動比按照以下分配：i總=i減=i高*i彳氐=nm/nwi 咼=1.2-1.3)i 低i 減=1.2-1.3) i 低 23)計算各軸轉(zhuǎn)速1. I 軸 nI=nm=1430 II 軸 nll=p I i= p I * ?124各軸輸出功率* * *5丨各軸扭矩Td=9550*II 軸 T2=T1*III 軸 T3=T2*n23*6各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入扭矩、傳動比、效率：項目電動機軸高速軸I中間軸U

6、低速軸川轉(zhuǎn)速r/min)14301430功率kw轉(zhuǎn)矩N m傳動比113效率19五齒輪傳送設(shè)計:。1、高速斜齒齒輪傳動的設(shè)計計算1材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Gr調(diào)質(zhì),硬度為280 HBS大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240 HBS二者材料硬度相差為40 HBS兩者皆為軟齒面。2初選小齒輪齒數(shù)為 乙=21,大齒輪齒數(shù) 乙=X 24= 1,取乙=143。初選螺旋角3 =142 、按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式10-9a進(jìn)展式算，即3KtT u 1 Zed 1t > 2.32，t E；©d u1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1試選載荷系數(shù)Kt =。2丨小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩X104

7、N?mm3丨由表10-7選取齒寬系數(shù)d 1。4由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =188.9MPa'。ZH 2.4335由圖10 - 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa ;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2 = 550MPa6由公式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。Ni = 60n1jLh= 60x 1430x 1x 1x 8x 300X 10=x 1099X 1082.059 106.87丨由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) Khn= 0.90 , Khn= 0.95 。8計算接觸疲勞應(yīng)力。取失效概率為1%安全系數(shù)S= 1，由式10-12得H1= KyT

8、.90 600=540MPaK HN 2lim2= (540 522.5)=531.25MPa許用接觸應(yīng)力540 522.5= 531.25MPa2計算1d1t試計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入 h中取較小的值。H32 異；2KtT u 1 ZHZE3|2 1.6 12.4 7.8I ©d u%'16.8188.9 2.433531.252mm2丨計算圓速度d1trn39.37 1430, s，=m /s= 2.94m/s6060 10003丨計算齒寬bob= d?d1t=1 39.37 mm = 39.37 mm4計算齒寬與齒高之比b oh模數(shù)d1t m 一 z39.37

9、mm 211.87mm齒高h(yuǎn)2.25m2.25 1.874.21b39.279 35h4.25計算載荷系數(shù)Ko根據(jù)v=m/s,8級精度，由圖10 8查得動載系數(shù)Kv 1.10;由10-4查的斜齒輪與直齒一樣，K H 1.41 ；由表10-13查得使用系數(shù) Kh 1.35由表 10-3 查的，Kh Kh 1.4 ；故載荷系數(shù)K KaKv Kh Kh 1 1.1 1.4 1.41 2176）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-13a得3' k3 2 17d1d1t 39.27 mm 43.19mmdKt1.6計算模數(shù)m o:Tmm L"m3、按齒根彎曲強度設(shè)計由式10

10、-5得彎曲強度計算公式為3 2KYFa Ysa dZ11確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù);KaKvKh Kh 1 1.11.4 1.35 2.079查表得根據(jù)縱向重合度1.744 ;從圖查螺旋角影響系數(shù)Y 0.88Zv1 z1門mm 24.08 Zv2 Z2 3 33COS coscos4查取齒形系數(shù)由表10-5查的丫尸12.65,丫尸22.17。5查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表 10-5 查得 Ysw 1.58； 丫Sa2 1.814。1423cosmm 119.326.由10-20C查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限pe1 500MPa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限 pe2 380MPa ，由圖10-18取彎曲疲

11、勞壽命系數(shù)KPN10.85, KpN2 0.907.計算彎曲疲勞應(yīng)力Kfn 1 fn1 0.85 500 MPaS1.4K FN 2 FN 2°.9380MPaS1.4303.57MPa244.28MPa8計算大、小齒輪的 YFaYSa并加以比擬。Y Fa1Y Sa12.65 1.58303.570.01379Y Fa2Y Sa22.17 1.80244.280.01599大齒輪的數(shù)值大。2設(shè)計計算m 3 2KYFaYSa毗 皿 2805 1 0。88 0.01599 1.2421 22 1.66由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于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

12、要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面 接觸疲勞的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m 1.5有關(guān)，可取由彎曲強度算得的模數(shù) 1.5優(yōu)先采用第一系列并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn) 值m=1.5mm按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑的d 43.706mm，算出小齒d143.2 cos 14Zl m1.526.27 取乙 27乙29Z2 157輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 6.8 29 157 取Z2 157。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既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，防止浪費。4、幾何尺寸計算1計算分度圓直徑d126 1.5mm 40mmcosd143.5mmd2235

13、.5md2157 1.5mm 200mmcosa 139.5mm2計算中心距a 宀一出 119.81mm ,將中心距元整為120mm 2（3）計算齒輪寬度b，50mmb2 43.5mmb dd1 40mm取 B2 45.1mm， R1 45mm。5、高速傳動幾何尺寸名稱結(jié)果模數(shù)法面壓力角20分度圓直徑40200齒頂圓直徑43203齒根圓直徑36196中心距120齒寬4045六軸的設(shè)計計算第一局部初估軸徑、結(jié)構(gòu)設(shè)計1、高速軸I的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于高速軸轉(zhuǎn)速高，傳動載荷不大時，為保證傳動平穩(wěn)，提高傳動效率，將 高速軸取為齒輪軸，使用深溝球軸承承載，一軸端連接電動機，采用剛性聯(lián)軸器, 對中性好。1丨初軸的

14、最小直徑。45鋼，根據(jù)先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為表15-3，選取Ao= 110,于是得到d min 1Ao3 P1；n13-5.445112mm 17.448mmY 1440高速軸I的最小直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea kat，查表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，選取Ka 1.3,如此：4Tea K aT11.3 2.63 10 N ?mm 31490N ?mm按照計算轉(zhuǎn)矩T 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003,選用GY3I ea型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d1 20mm，所以選用高速軸的最小直徑為20m

15、m2丨軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。見草圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,A軸端一端需制出一軸肩，故取 b段 的軸頸D=22mn半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=42mm,A段的長度應(yīng)比L略短一 些，故取LA=40 因軸承同時受到軸向力和徑向力作用，應(yīng)當(dāng)選用圓錐滾動軸承，選取dn=22mm, 選 取 軸 承 30305， 其 尺 寸d D T 25mm 60mm 18.25mmf,故dc df 25mm,而lc 18.25，右端滾動軸 承采用軸肩進(jìn)展軸向定位，故 d=32mm 因為齒輪1的齒根圓直徑d 36mm與齒輪相近，應(yīng)當(dāng)選用齒輪軸，所以 取Dn 36mm,取齒輪

16、處的長度Ln=45mm 軸承蓋的總長度取18mm根據(jù)軸承端蓋的拆裝既便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端的間距取27mm故取Ln=45mm 取齒輪據(jù)箱體內(nèi)壁的距離 a=16mm考慮到箱體的制造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應(yīng)據(jù)箱體內(nèi)部一段距離S=8mr故 Ln a s T 45.25。 由各軸位置與箱體寬度決定，故。2、中速軸U的結(jié)構(gòu)設(shè)計：低速嚙合、高速嚙合均用鍛造齒輪，低速嚙合齒輪左端用甩油環(huán)定位， 右端 用軸肩定位，高速嚙合齒輪左端用軸肩，右端用甩油環(huán)定位，兩端深溝球軸承承 載。1丨初軸的最小直徑。先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，根據(jù) 表1

17、5-3，選取Ao= 110,于是得到3：P235 28d i 2 A0、戶 112 訃mm 27.18mmd A m' 266.7兩端選用深溝球軸承，初選深溝球軸承代號為6208。所以選取軸的最小直徑0山=40mm2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。翌4,3JXh424-as 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 該處安裝軸承，初選軸承型號為6208,根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D= 40mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以與端蓋定位，應(yīng)當(dāng)選取 此段長度為L= 38mm 該處需安裝低速齒輪嚙合中的小齒輪， 考慮到軸肩需要有圓角過度，初步經(jīng)過強度計算選取此處直徑為 D= 46mm小齒輪的齒寬

18、B= 73mm為了使甩油杯 端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L= 71mm x 46=4.6mm選取應(yīng)當(dāng)選取此處直徑為 D= 56mm此段是定位軸肩寬度 b >x 5= 7mm所以選取L= 8mm 該處需安裝高速齒輪嚙合中的大齒輪， 考慮到軸肩需要有圓角過度，初步 經(jīng)過強度計算選取此處直徑為 D= 46mm大齒輪的齒寬B= 43.5mm為了使甩油 杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L= 42mm 該處安裝軸承，初選軸承型號為6208,根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段直徑為D= 40mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以與端蓋定位，應(yīng)當(dāng)選

19、取 此段長度為L= 38mm3、低速軸川的結(jié)構(gòu)設(shè)計采用鍛造齒輪，齒輪左端用甩油環(huán)定位，右端用軸肩定位，為減輕軸的重量采用 中軸頸，使用角接觸球軸承承載，右端連接單排滾子鏈。1丨初軸的最小直徑。先按公式15-2初步估計軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，根據(jù)表15-3，選取110,于是得到dmi"3 Ao)*1123mm 38mm低速軸川的最小直徑和聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea kat，查表14-1，考慮轉(zhuǎn)矩變化很小，選取KA 1.3,如此：5Tea K AT11.3 5.477 10 N ?mm 711991 N ?mm按照計算轉(zhuǎn)矩Tea應(yīng)小于

20、聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003,選用GY6m 2.5乙27 Z2 111型凸緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d1 45mm，所以選用低速軸的最小直徑為45mmd1 67.5mm d2277.5mma 172.5mm2丨軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度b 73mm& 67.5mm 該處安裝軸承，初選軸承型號為 6211，根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段 直徑為D= 55mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以與端蓋定位，應(yīng)當(dāng)選取 此段長度為L=43mm 該處需安裝低速齒輪嚙合中的大齒輪， 考慮到軸肩需要有圓角過度，初步 經(jīng)過強度計算選取此處直徑為 D= 6

21、0mm大齒輪的齒寬B= 67.5mm為了使甩油 杯端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)短于齒輪寬度，所以選取此段長度為L= 66mm x 60= 6mm選取應(yīng)當(dāng)選取此處直徑為 D= 72mm此段是定位軸肩寬度b> X 6 = 8.4mm，所以選取 L= 9mm 此段與安裝大齒輪直徑一樣，取 D= 60mm此段長度與高速齒輪嚙合的寬 度有關(guān)。選取L=47mm 該處安裝軸承，初選軸承型號為 6211，根據(jù)軸承的尺寸要求，選取該段 直徑為D= 55mm此段需安裝軸承和甩油杯，用甩油杯以與端蓋定位，應(yīng)當(dāng)選取 此段長度為L=43mm 該段需要軸有一定的伸出長度與聯(lián)軸器相配合，考慮到軸肩要有2mm的圓 角。

22、應(yīng)當(dāng)選取直徑D= 50mm長度L= 40. 該段與聯(lián)軸器相配合，尺寸受聯(lián)軸器限制。選取聯(lián)軸器的型號為GY6型凸 緣聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑 d1 45mm，所以此段直徑為D= 45mm該段軸連接聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為 L= 84mm該段長度定為L= 80mm強度校核選取中間軸U進(jìn)展強度校核：1軸的強度校核計算：按彎扭合成強度計算。通過軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，軸的主要結(jié)構(gòu)尺寸，軸上零件的位置，以與 外載荷和支反力的作用位置均已確定， 軸上的載荷已可以求得，因而 可按彎扭合成強度條件對軸進(jìn)展強度校核計算。1）做出軸的計算簡圖軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布的中點。作用在軸上的扭矩

23、，從傳動件輪轂寬度中點算起。簡圖和彎矩圖起2）做出彎矩圖根據(jù)計算簡圖，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩。校核該軸 L1 63.5mm 2 66.5mm 3 49.25mm作用在齒輪上的圓周力:2TFt1 d132 137.5 10 IU 4074 N 67.5dmin 20mm2TF d232 137.5 10 101168N 235.5徑向力:0Fri Ftitan201483N0Fr2 Ft2ta 門2 0425N水平面支承力:FNH1 Ft'L2L3)Ft2 L3 3205NF NV1Fri(L2LJF r2 L3LiL2L31483 115.5 425 49.25164.

24、75912NF NV2 F r1 F NV1 F r1 146N水平面彎矩M H1 FnH1 L1 3205 63.5 203517.5N ?mmM H2 F NH2 L3 2037 49.25 100322.25N ?mm垂直彎矩Mv1 Fnv1 L1 912 63.5 57912N?mmMv2 FNV2L3146 49.25 7190.5N ?mm總彎矩i' 2廠 I22M1Mh1 Mv1203517.5 57912 211596.7N?mm2廠22M2 ,Mh2 Mv2 <100322.25 7190.5 100579N?mm軸的載荷分析圖：軸i的長 度直徑確 疋dmin

25、40mmF NH1 F t1 F t2 F NH1 2037N垂直面的反支力：軸n的長度尺寸確疋進(jìn)展校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)公式軸的抗彎截面系數(shù)W 0.1d。軸的計算應(yīng)力15-5與上面的數(shù)據(jù)，以與軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)切應(yīng)力，取a =0.6 ,選擇的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得“ 60MPa o1I22，22ca30.1 46皿(T2)#100579 (0.6 137500) 13.37Mpaca因此材料安全七鍵連接的選擇和計算。1中間軸U中大齒輪的選擇和校核:1選擇鍵連接的類型和尺寸因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒

26、輪不在軸 端，應(yīng)當(dāng)選用圓頭普通平鍵A型。根據(jù)軸的直徑 D=46mm中查得鍵的截面尺寸為：寬度b= 14mm高度dmin 45mmh = 9mm由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L= 36mm2校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力100120MPa,取平均值，110MPa 。鍵的工作長度36mm 14mm 22mm ，鍵的鍵槽的接觸高度k 0.5h0.5 9mm 4.5mm。由式 6-1p 110MPa 適宜2T 102 137.5 1060.38MPakld 4.5 22 462、中間軸U中小齒輪的選擇和校核:1選擇鍵連接的類型和尺寸因齒輪的精度為7級具有

27、定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸 端，應(yīng)當(dāng)選用圓頭普通平鍵A型。根據(jù)軸的直徑 D=46mm中查得鍵的截面尺寸為：寬度b= 14mm高度h = 9mm由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L=63mm2校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力100120MPa ， 取平均值，110MPa。鍵的工作長度l L b 63mm 14mm 49mm ，鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度k 0.5h0.5 9mm 4.5mm。由式 6-1 得110MPa適宜2T 102 137.5 1027.11MPakld 4.5 49 463、低速軸川中大齒輪的選擇和校核：1選擇鍵連接的

28、類型和尺寸因齒輪的精度為7級具有定心要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于齒輪不在軸 端，應(yīng)當(dāng)選用圓頭普通平鍵A型。根據(jù)軸的直徑 D=60mm中查得鍵的截面尺寸為：寬度b= 18mm高度h11mm由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長 L 56mm2校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是45鋼，查表6-2查得許用擠壓應(yīng)力 100120MPa ， 取平均值，110MPa。鍵的工作長度pPl L b 56mm 18mm 38mm ， 鍵與輪轂的鍵槽的接觸高度 k 0.5h0.5 11mm 5.5mm。由式 6-1 得2T 103 2 535.93 10、工宀、10 10 85.47MPa110MPa適宜 pkl

29、d5.5 38 60p軸川長度直徑確定代號直徑 mnh工作長 度mm工作咼 度mm轉(zhuǎn)矩N - m極限應(yīng)力MPa高速軸無鍵安裝中間 軸14X 9X 36圓頭46224.514X 9X 63 （圓 頭）4649低速 軸18X 11X 56圓頭6038由于鍵采用靜聯(lián)接，材料鋼，沖擊輕微，所以許用擠壓應(yīng)力為p 110MPa， 所以上述鍵皆安全。八滾動軸承的選擇和計算1、高速軸I:軸承6206的校核，即軸承壽命校核。6C軸承壽命可由式|h 10 進(jìn)展校核，軸承只承受徑向載荷的作用， Lh 60n p由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取 仁1.00 , f取3。根本額定動載荷19500

30、N OCr因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即pFrJ 22F r1 F NH1 F NV1I22510 186 543 N2 F r2 F NH 22F NV2124324521323N6如此Lh61060 14401950027844h1.1 132348000h以題意不符合,重新選取軸承為 6306型，根本額定動載荷27000N 。此時61060 14402700073913h 48000h1.1 1323符合設(shè)計要求，可以達(dá)到使用壽命。2、中間軸U:軸承6208的校核，即軸承壽命校核。6 軸承壽命可由式Lh JO p進(jìn)展校核'軸承只承受徑向載荷的作用,由于工作溫度不

31、高且沖擊不大，故查表13-4和13-6可取 仁1.00 , f取 3。根本額定動載荷° 29500N o因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力,即 p FrF r12 2F NH1 F NV12 23205 9123332NFr22F NV2、2037221462042N如此61060 266.72950032583h48000h1.1 33321.1 Op1.1 Op以題意不符合，重新選取軸承為 6308型，根本額定動載荷 °40800N此時61 10Lh 60nC3106408001086201h 48000hP60 2667 1.1 3332符合設(shè)計要求，可以達(dá)

32、到使用壽命。3、低速軸川：軸承6211的校核，即軸承壽命校核6 C軸承壽命可由式|h 10進(jìn)展校核，軸承只承受徑向載荷的作用，h 60n p由于工作溫度不高且沖擊不大，故查表 13-4和13-6可取f 1.00， f 1.1 tp取3。根本額定動載荷cr 43200N。因傳動采用圓柱直齒輪傳動。所以只考慮受徑向力，即p Fri1 22 i122Fr1 Fnh1 Fnv1 2661 968 2831N2 2F r2 F NH 2 F NV22 2.1200 4371277 N61060 65.043432001.1 2831684524h48000h符合設(shè)計要求，可以達(dá)到使用壽命。聯(lián)軸器的選擇。

33、1、高速軸I與電動機處聯(lián)軸器的選擇初步選擇聯(lián)軸器型號為GY3型，公稱轉(zhuǎn)矩T 112N ?m，許用轉(zhuǎn)速為9500r/min。計算電動機所需的轉(zhuǎn)矩公稱轉(zhuǎn)矩T6 P9.55 10 門69 55 10426527.8N ?mm1440由表14-1查得KA 1.5,故由式14-1計算轉(zhuǎn)矩為Tea KAT 1.5 26.5N ?mm 39.75N ?mm所選聯(lián)軸器符合設(shè)計要求，可以選用2、低速軸川與工作機處聯(lián)軸器的選擇初步選擇聯(lián)軸器型號為GY6型，公稱轉(zhuǎn)矩 T 900N ?m，許用轉(zhuǎn)速為6800r/min。計算電動機所需的轉(zhuǎn)矩6 p63 665公稱轉(zhuǎn)矩T 9.55 109.55 10 5.37 10 N?

34、mmn65.04由表14-1查得KA 1.5,故由式14-1計算轉(zhuǎn)矩為Tea KAT 1.5 537N ?mm 806N ?mm強度符合所選聯(lián)軸器符合設(shè)計要求，可以選用箱體的設(shè)計。減速器的箱體是用以支持和固定軸系零件， 保證傳動件的嚙合精度、良好輪 滑與密封的重要零件。箱體結(jié)構(gòu)對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、質(zhì) 量與本錢有很大的影響，設(shè)計時必需全面考慮。1、減速器采用鑄造箱體的方法獲得，并采用剖分式。名稱符號公式取值 mn箱座壁厚0.025a 3mm8mm8箱蓋壁厚110.8 0.858mm8地腳螺栓直徑dfd f 0.036a 12mm20地腳螺栓數(shù)目na 250 mm 時，n44注

35、：對于二級圓柱齒輪減速器，a為低速級中心距b= 14mm h = 9mmL= 36mm由表5-2的箱體結(jié)構(gòu)尺寸：b= 14mm h = 9mmL=63mmb= 18mmh 11mmL= 56mm名稱符號公式取值 mn箱座凸緣厚度b12箱蓋凸緣厚度bi112箱座底凸緣厚度b220軸承旁連接螺栓直徑didfM16箱蓋與箱座連接螺栓直 徑d2 dfM12連接螺栓d2的間距L150200150軸承蓋螺釘直徑d3 df8視孔蓋螺釘直徑d4 df8定位銷直徑dd210d、di、d2至外箱壁距離Ci查表5-3df、d2至凸緣邊緣距離C2查表5-3軸承旁凸臺半徑RiC2凸臺高度h圖7-2外箱壁至軸承座端面距 離LiC| +c2+(5 8)mm高速軸采大齒輪頂圓與內(nèi)相壁距 離1>=10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2>=10箱蓋肋厚1箱蓋肋厚m2軸承蓋外徑D2D2 = Do d3 mm軸承旁