帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計75621

1、湖南工業(yè)大學(xué)機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè) 計資 料 袋 機械工程學(xué)院 學(xué)院（系、部） 2014 2015 學(xué)年第 1 學(xué)期 課程名稱 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 指導(dǎo)教師 職稱 學(xué)生姓名 專業(yè)班級 學(xué)號 題 目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計 成 績 起止日期 年月 日 年 月 日目 錄 清 單序號材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計任務(wù)書2課程設(shè)計說明書3課程設(shè)計圖紙張456機 械 設(shè) 計設(shè)計說明書帶 式 輸 送 機 傳 動 系 統(tǒng) 設(shè) 計起止日期： 年 月 日 至 年 月 日學(xué)生姓名 班級學(xué)號成績指導(dǎo)教師(簽字)目錄1設(shè)計任務(wù)11.1設(shè)計任務(wù)11.2傳動系統(tǒng)參考方案11.3原始數(shù)據(jù)21.4工作條件22

2、電動機的選擇32.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式32.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速32.3 確定電動機的功率和型號33傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算53.1計算總傳動比和分配各級傳動比 53.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)54傳動零件的設(shè)計計算74.1帶傳動74.2齒輪傳動105軸的設(shè)計計算205.1第軸設(shè)計205.2第（II）軸設(shè)計235.3第（I）軸設(shè)計296軸承、連接件、潤滑密封及聯(lián)軸器的選擇計算316.1軸承校核316.2鍵聯(lián)接346.3潤滑設(shè)計356.4密封367 裝配圖及零件圖的設(shè)計與繪制378附件的設(shè)計´ ´378.1.窺視孔蓋和窺視孔378.2.放油螺塞=378.3

3、游標(biāo)378.4通氣孔 由查表確定尺寸如下：378.5啟蓋螺釘378.6定位銷388.7環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤388.8鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸389 設(shè)計小結(jié)3910參考資料目錄40 1設(shè)計任務(wù)1.1設(shè)計任務(wù)設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，要求傳動系統(tǒng)含有V帶傳動及兩級圓柱齒輪減速器。1.2傳動系統(tǒng)參考方案 帶式輸送機由電機驅(qū)動。電動機1通過V帶傳動2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。1電動機2 V帶傳動3齒輪傳動4聯(lián)軸器5.運輸帶 6輸送帶圖1-1帶式傳動系統(tǒng)示1.3原始數(shù)據(jù)運輸帶的有效拉力F=4000N，運輸帶速度v=0. 45m/s（允許

4、誤差5%）,卷筒直徑D=350mm。減速器設(shè)計壽命為5年 1.4工作條件 帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載啟動，工作載荷有輕微沖擊；輸送帶工作速度v的允許誤差為±5%；二班制（每班工作8h）,要求減速器設(shè)計壽命為8年，大修期為23年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。2電動機的選擇2.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結(jié)構(gòu)形式為封閉式。2.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速由于電動機同步轉(zhuǎn)速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機同步轉(zhuǎn)速不會太低。在一般機械中，用的最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500或1000的電動機。這里1500的電動機。2.3 確

5、定電動機的功率和型號 1.計算工作機所需輸入功率 由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得 2.計算電動機所需的功率 式中，為傳動裝置的總效率 式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。 帶傳動效率 一對軸承效率 齒輪傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率 滾筒的效率 總效率 、確定電動機型號符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750，1000，1500 ，3000r/min 電動機型號額定功率/Kw滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)電流/A堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩堵轉(zhuǎn)電流/額定電流Y100L23.028706.392.32.27.0Y100L243.014206.822.22.37.0Y132S43.09607.232.02.

6、26.5Y132M83.07107.722.02.05.5綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較四種方案可知：因電動機轉(zhuǎn)速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。Y100L2-4 適中。故選擇電動機型號Y100L2-4。運輸帶轉(zhuǎn)速3傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算3.1計算總傳動比和分配各級傳動比3.1.1確定總傳動比電動機滿載速率，工作機所需轉(zhuǎn)速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即3.1.2分配各級傳動比總傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=5，低速級齒輪傳動比=43.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)

7、3.2.1計算各軸的轉(zhuǎn)速 傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為I,II,III軸。 3.2.2計算各軸的輸入功率 3.2.3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 傳動裝置參數(shù)見表31表31 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率(kW)輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)I5762.4540.62II115.22.5187.678III28.82.19734.494傳動零件的設(shè)計計算4.1帶傳動 4.1.1確定計算功率并選擇V帶的帶型 1.確定計算工率 由機械設(shè)計課本57查的工作情況系數(shù)，故 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)，查圖選用A型。4.1.2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。

8、由表58和表59，取小帶輪的基 。2.驗算帶速。按機械設(shè)計課本式（521）驗算帶的速度 因為，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)表5-9，圓整為。4.1.3確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度 1.根據(jù)機械設(shè)計式（522） 初定中心距為。 2.機械設(shè)計課本式（523）計算所需基準(zhǔn)長度 表52選帶輪基準(zhǔn)長度。3.按式（524）計算實際中心距。 中心距的變化范圍為。 4.1.4驗算帶輪包角 4.1.5計算帶的根數(shù) 1.計算單根V帶的額定功率 由和，查表54得 根據(jù)，和A型帶查表55得 查得表56得，查表得，于是 2.計算V帶的根數(shù)Z 取6根 4.1.6確定帶的初拉力和壓軸力表5

9、1得A型帶單位長度質(zhì)量，所以 應(yīng)使帶的實際初拉力 壓軸力最小值4.1.7帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照機械設(shè)計課本大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如圖41圖414.2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動4.2.1選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 4.2.2齒輪強度設(shè)計 1.選取螺旋角 初選螺旋角=14

10、6; 2.按齒面接觸強度設(shè)計 試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由查表選取齒寬系數(shù) 4）查表查得材料的彈性影響系數(shù)。5）由機械設(shè)計課本按齒面硬度查的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）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（假設(shè)齒輪工作壽命為8年（設(shè)每年工作365天）。兩班制（每班的工作時間為8小時） 7）由機械設(shè)計教科書取接觸疲勞強度壽命系數(shù)， 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 9）選取區(qū)域系數(shù)10）查表查得， 則11）許用接觸應(yīng)力 （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度 5

11、）計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，查表查得載系數(shù)；由查機械設(shè)計教科書查得；由表查得；由 查機械設(shè)計教科書查得。故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑得： 7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，查表查得螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù) 4）查齒形系數(shù) 查表查得； 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查表查得； 6）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8）計算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，故可以得許用彎曲應(yīng)力為： 9）計算大小齒輪的 大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計計算由接觸疲勞強度計算

12、的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則4.2.3幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為140mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角 因值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑 4.計算齒輪寬度圓整后取4.2.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸由課本薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。大齒輪結(jié)構(gòu)簡42圖42（二）低速級齒輪傳動4.2.5選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.運輸機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選

13、擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)4.2.6齒輪強度設(shè)計 1.選取螺旋角 初選螺旋角=12° 2.按齒面接觸強度設(shè)計 ）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3）查機械設(shè)計課本選取齒寬系數(shù)4）查表查得材料的彈性影響系數(shù)。5）查表查的按齒面硬度查的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）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）取接觸疲勞強度壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 9）查圖選取區(qū)域系數(shù)10）由端面重合度近似公式算得1

14、1）許用接觸應(yīng)力 （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，課本查得動載系數(shù)；由課本查得；由課本查得；由課本查得。故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，得：7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，查得螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 查得；6）查得小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8）計算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，故得： 9

15、）計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計計算由接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強度。為同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則 取整4.2.7幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為173mm。 2.按圓整后的中心距修螺旋角因值改變不大故參數(shù)不必修正。 3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度 圓整后取 4.2.8四個齒輪的參數(shù)列表如表43表43齒輪模數(shù)齒數(shù)Z壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂圓直徑齒底圓直徑高速級小齒輪22720°15.3°566051高速級大齒輪210820°15.3°2

16、24228219低速級小齒輪2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速級大齒輪2.510220°12.7°261.42266.42255.17續(xù)表43齒輪旋向齒寬B輪轂L材質(zhì) 熱處理結(jié)構(gòu)形式硬度高速級小齒輪右616140Cr調(diào)質(zhì)實體式280HBS高速級大齒輪左566545鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS低速級小齒輪左909040Cr調(diào)質(zhì)實體式280HBS低速級大齒輪右859245鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS5軸的設(shè)計計算5.1第軸設(shè)計初算第III軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得：，2.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3

17、.初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計課本，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時選取聯(lián)軸器的型號?？紤]到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩。查GB/T50141985，選用HL5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，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。第III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各段軸直徑的確定如表51位置直徑（mm）理由60由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑70為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩， ，故取。75根據(jù)選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。 87左端滾動軸承

18、采用軸肩進行軸向定位由2上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。77取安裝齒輪處的軸段直徑。75見段理由。表512.各軸段長度的確定如表52位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段長度應(yīng)比略短些，取。50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離,故取。40為聯(lián)軸器長度，故 9712軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取88已知齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為，第II軸上大齒輪距第III軸上大齒輪

19、?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第II軸上大齒輪輪轂長。則 表523.第III軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖53圖535.2第（II）軸設(shè)計初算第（II）軸的最小直徑1.第（II）軸上輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得，2.分別計算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直 小齒輪上分度圓直徑為3.初步確定軸的最小直徑根據(jù)最小直徑查2GB/T2971994選取30309。軸承的規(guī)格為5.2.2第（II）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.確定軸的各段直徑如表54位置直徑（mm）理由45根據(jù)軸承的尺寸 50根據(jù)取小齒輪安裝處直徑。58小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑

20、。 50取大齒輪安裝處直徑。45理由同段。 表545.2.3確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據(jù)第III軸算出的尺寸進行確定。5.2.4第（II）軸的強度校核1.軸的載荷分析圖55圖552.大小齒輪截面處的力及力矩數(shù)據(jù)由上軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的兩個截面處的，的值列于下表56載荷水平面垂直面支反力 彎矩 總彎矩扭矩表563.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強度。根據(jù)上表中

21、的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械課本查表查得。因此，。故安全。4.精確校核軸的疲勞強度從軸的受載情況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應(yīng)力集中的影響接近，但截面III，IV處軸徑也很大比II，V處軸徑大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左側(cè)截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得，。截面上

22、由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機械設(shè)計課本查取。因，經(jīng)插值可查得： 又可得軸的材料敏感系數(shù)為： 故有效應(yīng)力集中系數(shù)為： 尺寸系數(shù)，又由附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，查表查得表面質(zhì)量系數(shù)為： 軸未經(jīng)表面強化處理，及，得綜合系數(shù)為： 根據(jù)機械設(shè)計課本得碳的特性系數(shù)： ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，則得：故可知其安全。2）截面II右側(cè)抗彎截面系數(shù)按1表154中的公式計算彎矩及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為過盈配合處的，用插值法求出，并取于是得： 軸按磨削加工，得表面質(zhì)量系數(shù)為：故得綜合系數(shù)：所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為故該軸在截面II右側(cè)的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重應(yīng)力循環(huán)不對

23、稱，故可略去靜強度校核。5.3第（I）軸設(shè)計 初算第（I）軸的最小直徑1.初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表153，取。根據(jù)最小直徑選取30307軸承，尺寸為第（I）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸（I）端蓋的總寬度及外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即IIIII段長度為50mm。再根據(jù)軸（III），（II）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內(nèi)壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定。軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖57圖57軸系零部件的選擇根據(jù)前面軸的設(shè)計內(nèi)容可以確定各個軸上的零部件?，F(xiàn)將各軸系零件列表如表58軸承（GB/T2971994）鍵（GB/T10962003）聯(lián)軸器（G

24、B/T50141985）軸I30307（帶輪）(小齒輪)軸II30309(小齒輪)(大齒輪）軸III30315(聯(lián)軸器）(大齒輪)HL56軸承、連接件、潤滑密封及聯(lián)軸器的選擇計算6.1軸承校核6.1.1第一對軸承齒輪減速器高速級傳遞的轉(zhuǎn)矩具體受力情況見下圖（1）軸I受力分析齒輪的圓周力齒輪的徑向力齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力經(jīng)計算得垂直面內(nèi)，        水平面內(nèi)，（3）軸承的校核初選軸承型號為30206輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)     計算軸承A受的徑向力軸承B受的徑向力計算附加軸

25、向力查表得3000型軸承附加軸向力則 軸承A ，軸承B 計算軸承所受軸向載荷由于，即A軸承放松，B軸承壓緊由此得計算當(dāng)量載荷軸承A e=0.37, 則,軸承B e=0.37, 則軸承壽命計算因，按軸承B計算 6.1.2第二對軸承齒輪減速器低速級傳遞的轉(zhuǎn)矩具體受力情況見下圖 圖6-1（1）軸II受力分析齒輪的圓周力齒輪的徑向力齒輪的軸向力（2）計算軸上的支反力經(jīng)計算得垂直面內(nèi)，      水平面內(nèi)，（3）軸承的校核初選軸承型號為30208輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)計算軸承A受的徑向力軸承B受的徑向力計算附加軸向力查表得3000型軸承附

26、加軸向力則 軸承A ，軸承B 計算軸承所受軸向載荷由于，即B軸承放松，A軸承壓緊由此得計算當(dāng)量載荷軸承A e=0.37, 則,軸承B e=0.37, 則軸承壽命計算因，按軸承A計算圖6-1 6.1.3第三對軸承具體受力情況見下圖 圖6-2（1）軸III受力分析齒輪的圓周力齒輪的徑向力齒輪的軸向力 （2）計算軸上的支反力經(jīng)計算得垂直面內(nèi)，      水平面內(nèi)，（3）軸承的校核初選軸承型號為32914輕微沖擊，查表得沖擊載荷系數(shù)計算軸承A受的徑向力軸承B受的徑向力計算附加軸向力查表得3000型軸承附加軸向力則 軸承A ，軸承B

27、計算軸承所受軸向載荷由于，即A軸承放松，B軸承壓緊由此得計算當(dāng)量載荷軸承A e=0.32, 則,軸承B e=0.32, 則軸承壽命計算因，按軸承B計算圖6-26.2鍵聯(lián)接 .帶輪與輸入軸間鍵的選擇軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003).輸出軸與齒輪間鍵的選擇軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003).輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)6.3潤滑設(shè)計齒輪的潤滑設(shè)計減速器的齒輪傳動，除少數(shù)低速（）小型減速器采用脂潤滑外，絕大多數(shù)都采用油潤滑，其主要潤滑方式

28、為浸油潤滑。對于高速傳動，則為壓力噴油潤滑。本次所設(shè)計的 減速器轉(zhuǎn)速不大，則潤滑方式為浸油潤滑。浸油潤滑是將齒輪浸入油中，當(dāng)傳動件轉(zhuǎn)時，粘在上面的油液被帶至嚙合面進行潤滑，同時油池中的油也被甩上箱壁，借以散熱。其浸油潤滑的運動簡圖如下所示：圖6-3 浸油潤滑的運動簡圖為了保證輪齒嚙合的充分潤滑，控制攪油的功耗損失和發(fā)熱量，傳動件浸入油中的深度不宜太淺或太深，二級圓柱齒輪減速器合適的浸油深度如下：浸油潤滑時，為了避免大齒輪回轉(zhuǎn)時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離不應(yīng)小于3050。高速級：約為0.7個齒高，但不小于；低速級：按圓周速度大小而定，速度大者取小值；當(dāng)時，約為1個齒高（

29、不小于）齒輪半徑；當(dāng)時，齒輪半徑；經(jīng)查表，常用的潤滑油的主要性質(zhì)和用途，一般選擇機械油，主要用于對潤滑油無特殊要求的錠子、軸承和齒輪、和其他低負荷機械，根據(jù)所設(shè)計的參數(shù)，綜合考慮可選代號為46，運動粘度時41.450.6，閃點（開口）不低于，凝點不高于，的機械油作為齒輪潤滑油。6.3.2軸承的潤滑及設(shè)計滾動軸承常采用油潤滑和脂潤滑。減速器軸承采用油潤滑，其潤滑和冷卻效果較好，也可利用箱內(nèi)的潤滑油，與脂潤滑相比，其結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，密封要求較高。故采用脂潤滑。脂潤滑易于密封，結(jié)構(gòu)簡單，維護方便。在較長時間內(nèi)無須補充及更換潤滑劑，采用脂潤滑時，滾動軸承的內(nèi)徑和轉(zhuǎn)速的積 一般不宜超過。但潤滑脂脂粘性大，高

30、速時摩擦大，散熱效果差，且潤滑脂在較高溫度下，易變稀流失，所以潤滑脂只使用軸承轉(zhuǎn)速較低，溫度不高的場合。6.4密封減速器需密封的部位很多，密封結(jié)構(gòu)種類繁多，應(yīng)根據(jù)不同的工作條件和使用要求進行選擇和設(shè)計。軸伸出端的密封：軸伸出端密封的作用是防止軸承處的油流出和箱外污物、灰塵、水氣等進入軸承腔內(nèi)。選用氈圈密封和O形橡膠圈密封。氈圈密封的特點是結(jié)構(gòu)簡單，價格低廉，安裝方便，但接觸面的摩擦磨損大，氈圈壽命短，一般用于軸頸圓周速度 v<5m/s的脂潤滑軸承場合。軸承靠箱體內(nèi)壁的密封：采用封油環(huán)封油環(huán)用于脂潤滑軸承的密封。其作用是防止箱內(nèi)的稀油飛濺到軸承腔內(nèi)，使?jié)櫥兿《涣魇?。箱體接合面的密封：

31、通常在箱蓋與箱座接合面上涂密封膠或水玻璃，同時也可在箱座接合面上開回油溝以提高密封效果。為了保證箱體座孔與軸承的配合，接合面上嚴禁加墊片密封。7 裝配圖及零件圖的設(shè)計與繪制裝配圖圖紙選用A0的圖紙，零件圖用A3的圖紙.8附件的設(shè)計´ ´8.1.窺視孔蓋和窺視孔由于減速器屬于中小型，查表可確定其尺寸如下檢查孔尺寸（mm）檢查孔蓋尺寸（mm）bLb1L1b2L2R孔徑d4孔數(shù)n6812010015084135563548.2.放油螺塞=dD0LhbDSed1HM18*152527153282124.215.828.3游標(biāo)為了確定油度位置，采用隔離套。查表確定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420168.4通氣孔由查表確定尺寸如下：dDD1SLIad1M2*153025.4222815468.5啟蓋螺釘為了便于開啟箱蓋，在箱蓋側(cè)邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋要高出凸緣厚度，螺釘端部成圓柱形。8.6定位銷為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側(cè)各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=（0.70.8）d2，d2為凸緣上螺栓直徑，長度于分箱面凸緣總厚度。8.7環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤dd1