资源描述
、刖百、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算，,4.传动零件的设计计算.8四、箱体的设计及说明14五、轴的设计计算及校核1628七、滚动轴承的选择及计算25八、联轴器的选择27九、润滑与密封的选择十、减速器附件设计3537参考资料2939一、前言1.1 题目分析题目： 设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器要求 ：拟定传动关系：有电动机、 V 带、减速器、联轴器、工作机构成工作条件： 连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，使用期限10 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差5。已知条件： 运输带的拉力 F=2550N运输带工作速度V = 1.40m/s卷筒直径D = 300mm1.1.1 本传动机构的特点该减速器结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样， 轴在转矩的作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。斜齿轮的特点：是传动的平稳性较直齿轮传动好，且结构紧凑，承载能力高，常用于速度高、载荷大或要求传动紧凑的场合。1.1.2 本传动机构的作用齿轮减速器介于机械中原动机与工作机之间， 主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并降低转速和相应的增大转矩。1.2 传动方案拟定：此方案选用了 V 带传动和闭式齿轮传动V带传动布置高于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点带传动的特点： 是主、 从动轮的轴间距范围大。 工作平稳， 噪声小。 能缓和冲击，吸收报动。摩擦型带传动有过载保护作用。结构简单、成本低、安装方便但外形轮廓较大。摩擦型带有滑动，不能用于分度系统。轴压力大，带的寿命较短。不同的带型和材料适用的功率、带速、传动比及寿命范围各不相同。二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算2.1 选择电动机的容量：2.1.1 电动机的类型：按工作要求选用Y系列（IP44）三相异步电动机，电压为380V。2.1.2 选择电动机容量：选择电动机所需功率P wPd 二二 4.327 kW选择电动机时应保证电动机的额定功率Ped略大于工作机所需的电动机的功率Pd即可，即Ped Pd工作机所需功率为Fv 2550 1.40 kW =3.57kW10001000传动装置总效率：刈=州带乂2X“联”卷 “带一V带传动效率：0.96 “承一每对滚动轴承的传动效率：0.99”齿一闭式齿轮的传动效率：0.97”联一联轴器的传动效率：0.99“卷一传动卷筒的传动效率：0.99带入得=帚：2联卷=0.960.994 0.972 0.99 0.96 =0.825市承出联卷PwPd =3.57 0.825= 4.327kW因载荷平稳，电动机额定功率 Ped略大于Pd即可。由表17-1 , Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为3kW2.1.3 确定电动机转速:滚筒工作转速：60 1000v 60 1000 1.40=89.12 r/min-：D二 300通常取V带传动比常用范围i1=24,二级圆柱齿轮减速器i2=840,则总传动比的范围为i=16160。所以电动机转速的可选范围是:nd =i nw = 16 160 89.12 = 1426.02 14260.27 r/min根据电动机所需功率和转速手册有一种适用的电动机型号，传动比 方案如下：力杀电动机型 号额定功率Ped/kW电动机转速（r/min ）同步转速满载转速1Y132S-415.5150014402.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比:总传动比：ia =nm =144 =16.156 nw89.13ia分配传动比：取i带=2则减速器的传动比i为:16.156=8.0782取二级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比1.4 8.078 =3.336则低速极的传动比i2曳=8.078 = 2.402Ii 3.3632.3 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速轴到低速轴依次编号，定为 0轴（电动机轴）、1 轴（高速轴）、2轴（中间轴）、3轴（低速轴）、4轴（滚筒轴）；相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23、i34； 01、12、23、”34 -依次是电动机与1轴，轴1与轴2,轴2与轴3,轴3与轴4之间的传动效率；各轴的转速为ni、h、n3、,；各轴输入转矩为工、T2 T3、T4则各轴的运动和动力参数为：Pd =4.11kW0 轴（电机轴）p0 = pd =4.327kWn0 = nm =1440r/minPc4 327T0 -9550- 9550 = 28.696N mn014401 轴（高速轴）p1=p011=p0Tl 带=4.327 x 0.96 = 4.154kWn1ni011440720r/min2d1 =80d2 = 235.2T1P9 9550 = 9550n14.15482.64N m480v = 6.02m/s2轴（中间轴）p2 =p1 E12 =p1 耳承耳齿=4.154M0.99M0.97 = 3.989kWn1480a0 = 530mmn2142.73r / mini123.363P23.989T2 =9550上=9550 266.9N mn2142.79Ld = 1600mm3轴（低速轴）p3 = pj23 = pj承”齿=3.989 x 0.99 x 0.97 = 3.83 kWn3i23142.7388.81r / min1.60T3 =9550 =9550%3.831 =429.21N m88.81a = 611.21mm二二165.38 二（滚筒轴）p4 = p334 = Pb承联= 3.831 0.99 0.99 = 3.755kWn388.81n4 =- = =88.81r/mini341F43.753T4 =95502=9550 = 403.78N mn488.81轴名功率P/kW转矩T/ ( N m)转速n/(r/min )传动 比i效率 n输入输出输入输出电动机轴/4.32/28.6714402.532.321.000.960.960.960.981轴4.154.1182.681.824802轴3.993.95266.4264.9142.733轴3.833.79320.03429.288.814轴3.753.72403.1438.988.81运动和动力参数如下表:.传动零件的设计计算Z = 5FQ -128.8N3.1 设计V带和带轮:3.1.1 设计计算普通V带传动PC =Pd =4.521kW(1)计算功率(P=4.11kW,n=1440r/min)(2)选V带型号 选用普通V带根据 Pc=Pd =4.521kW, nm =1440r/min ,由课本 219页图 13-15,选才$ Z型普通V带。(3)求大、小带轮基准直径取d1, d2由课本219页查表13-9得，应不小于75mm现取d1 =80mmn11440由式 13-9 得2 = d1(1 -z) =x80x(1-0,02) = 235.2mmn2480允许)由表13-9取dd2 = 265mm(虽然使n2略有减小，但其误差小于5%(4)验算带速：v = dJ： 80 1440 =6.02m/s60 100060 1000带速在525m/s范围内，合适(5)取V带基准长度Ld和中心距a：i =3.368m1 = 2.5d1 = 50mmd2 = 170mmb1 = 35mmb2 = 30mm(6)由于 0.7 ( ddi +dd2)取 a0 = 480mm,由式13-2得带长JILO =2a02(d1 d2)wa0 M2 ( dd1+dd2)即 280mmwa0 M800mm , a1=1102(d2 -d1)24a0二(300-100)F1 =55.43MPa式2 480 (80 235.2)mm24 600= F2 =48.29MPa=1468.79mm查课本212页表13-2取Ld = 1600mm,Ld -L01600 -1468.79a= a。+=480 +验算小带轮包角 :由式13-16计算实际中心距:v = 3.795m/s=611.21mmd2 -d1o 236 -80。1=1801 57.3 =180 57.3 =165.38120oa611.21主动轮上的包角合适。(7)计算V带根数Z:由式13-15得Z=Pc(P0：P0)K：Kld1 = 88.97mmZ1 =32Z2 =77m2 = 3mmb2 = 75mm由 n0 =1440/ min , d1 =80mm由式 13-9 得传动比 i = 一d一=236=3.02 ,d1(1-；)80 (1 -0.02)查表 13-5 得 Ap0 =0.168kW由% =163 =查表 13-7 得：Q =0.95 查表 13-2 得 kL =0.99T1 = 266N m贝 U Z =4.86(0.81 0.168) 0.95 0.99取Z=5根。(8)求作用在带轮上的压力Fq查表13-1 ,得q=0.1kg/m。得单根V带的初拉力_ 500P/2.5 八 2 500 4.521,2.5 八 八2F0=-(1) +qv =(-1) +0.1 X 1.40 =648NZv K.5 1.400.95作用在轴上的压力Fc=2ZEsin 1=2X5X648Xsin 163-=128.8N 22bi =803.2.1高速级齿轮设计:3.2.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数:1）按题目传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不变，所以选用8级精度3）材料选择由表10-1选择小齿轮用渗碳淬火，齿面硬度为 305HBs二lim1 =1500MPa；二吒1 =850MPa；大齿轮用球墨铸铁，齿面硬度为305HBS %m2 =1550MPa ；仃fe2 =850MPa ;由表 11-5 取 S=2.0; Sh=1.5;二 FE1 850二 F1Mpa =425MPa二 F 2 ：-FE2 = 850MPa =425MPaSf2二 H1 (J. d lim 1SH1500MPa =1000MPa 1.5二 H 2 =150 MPa =1000MPaSH1.504）按齿面接触强度设计计算按轮齿弯曲强度设计计算由表11-3取载荷系数K =1由表11-6取齿宽系数*d =0.5小齿轮上的转矩T1 -8.26 104N mm初选螺旋角6=15齿数取 z1=19,则 Z2 = 2.363M19=63.89,取 z2 = 64实际传动比为i =64 =3.368 19齿形系数 Zv1 =-19一; =21.08 , Zv2 =一64一； =71.032cos15cos15查图 11-8 得 YFa1 =2.89； YFa2=2.26;由图 11-9 得 Ysh=1.57;Ysa2 =1.74；d = 96mm d2 = 112mm a = 160mm二 F1 =55.998MPa二 F2 =53.91MPav = 2.34m/ s3.2 齿轮的结构设计及计算:YFalYsalF12.26 1.74 二0.0106)425Y Fa2Y Sa22.26 1.74 二 0.0041000故应对小齿轮进行弯曲强度计算5）法向模数2KT1 YFaH2： 31 2 L 】Cosp =3!产 Z1F1422 1 8.26 1015m1 _3Cos =2.084mm0.5 19M mn = 2.5mm6) 中心距a1=mn(z1+j2)=mn(19+64) =107.51mm;取a1=110mm2cos :2 cos15确定螺旋角a =arccosmn z1-z- =arccos2.5(19_64) =19口4333 (19.43 口) 2a2 110齿轮分度圆直径二皿二 2.5 19: 50.37mmcos - cos19 43 83d2 =169.31mm7) 齿宽 b2 =%d1 =0.5 m 50.37 = 25.185mm；故取 b2 = 30mm ;b1 =35mm8) 验算齿面接触强度h =ZeZh ZP :%9 =773.2MP31(-Hr)2 =；,x.x =88.97mm Gdu1H 】V 12.402 1 570 )选小齿轮齿数为z1 =32 ,则z2=iz1 = 32父2.402 = 76.4 取z2 =77,则实际传动比 i = =2.4 ；325)模数 m2 =5 =88.97 =278 ；故取 m2 =3mm z1326)齿宽齿宽b2 =%d1 =0.8M88.97 = 71.176mm；故取 b2=75mm；b1 =80mm7)分度圆直径，d1 =m2z1 =96mm d2 =m2z2 = 231mm、口匚 d1d 296231中心距 a2 = - = 163 .5mm ；取 a = 160mm ;22验算齿面接触强度查图 11-8 得YFa1 =2.67 ； YFa2 =2.25;由图 11-9 得YSa1 =2.25;YSa2sa2= 1.72M aF = 3377二F12KTibZimln2Ys可Yf，12 1.1 12.66 10575 9 2322.67 1.64 = 11863 二！F 】二192MPa1a = 48480YFa2Ysa1F1YFa1Ysa12.25 1.72 , 118.63 = 104.84 ” F2 = 200MPa2.67 1.64T =88100齿轮的圆周速度v二 dm二 93.14 48060 100060000=2.34m/ s ;选8级制造精度是合宜的Me = 50915.43N mmd _ 23.1mmd = 23.5mm四、箱体的设计及说明:减速器箱体结构尺寸（mm）名称符号计算公式结果箱座厚度d0 =0.025 a +3 = 6.625 88箱盖厚度a孰=0.02a + 3=5.60i.26 =9.6i0齿轮端面与内 箱壁距离2 2 6 =8i0箱盖，箱座肋mi ,mm 为 0.85昌，m 定 0.8566.8,6.8-4SM承端盖外径D2D2 = D+(55.5)da85(i轴)85(2轴)ii5(3 轴)轴承旁联结螺SS血85 (i 轴)栓距离85 (2 轴)ii5 (3轴)五、轴的设计计算及校核：5.1高速轴：Fiv =109.32NF2v = 2266.98N5.1.1初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表14-2,取p=38MPa,C =110 ,FiH -3640.06NF2H -2701.7N于是33d C JP=110 J&11 = 22 mm#虑到轴上有键槽，所 以 n .1440d min =22 (1 5%) = 23.1mmM av = 4210N mm5.1.2求作用在齿轮上的受力M aH =140140N mm圆周力R =2T1d12 8.18 10450=3524NM a =196880N m m径向力FrFt tan 工cos :3524 tan 20cos := 1356NM e = 214698N mmd 一 34.6mmd = 32 .95 mm5.1.3轴的结构设计：5.1.3.1 拟定轴上零件的装配方案1 .输出轴的最小直径显然是安装 V带的直径& （如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍，故 6段b1为60mm,d为20mm2 .根据v带的轴向定位要求d5取为28mm由箱体结构和轴承段、端盖装配关系等确定，b2为50mm.3 .角触轴承段，d3取为30mm,由承型号为6006,装配关系等确定，b3为24mm4 .过渡轴段，考虑轴肩定位，故取 d4为35mm由装配关系，确定该段的 区为 79mm5 . 5为高速级齿轮轴段，b5为45mm6 .角接触轴承段与3相同，d7为35mm b7为33mm 5.1.4求轴上的载荷:1 .求垂直面的支承反力FivFr 121TH71356 3030 103.5= 77.56NF1Hdmin -36.17mm d = 37mmFt -5460NFr -1987.37NF2v =FrF” =1356-77.56 =1278.44N2 .求水平面的支承反力Ft 123524 30t -=791.91N11 1230 103.5F1H . F2H = FtF2H =2718.89N3 .F力在支点产生的反力F 底116.7 FF1f一112.59Nl1l230 103.5F2F =F1f F =112.59 128.8 =241.39N4,绘垂直面的弯矩图Mav = F1v l1 = 38350N mmM av =Fv l2 = 2326N mm5 .绘水平面的弯矩图MaH =F1H l1 =23750N mmMaH = F1H l1 =81960N mm6 .F力产生弯矩a - a截面F力产生的弯矩为M aF =F1F l 二128.8 116.7-15030N mm7 .合成弯矩图a = . M；v M；h M aF = 38350223750 223770.13 = 48480N mmF22a = M av M aH M aF = 93640 N mm =8,轴的转矩 T =88100 N mm9 .求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为a =0.6M e /M2 (： T)2484802 (0.6 88100)2 =71720N.mm10 .计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1查得 =650MPa3. 3 M e71720d 之=J= 22.86 mm0.g4,0.1M60考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5%故 d =1.05 x 22.86 = 24mm 28mm所以高速轴安全合理载荷水平向H垂直面V支承反力FF1H =791.91NF2H =2718.89NF1V =77.56NF2V =1278.84N弯矩MMaH =81960N mmM av = 38350N mm总弯矩Ma =15030N mm扭矩TT =88.1N m由表14-3查得。b =60MPa则F2v = 830.38NFiv = 1156.99 NF2H =2281.33NF1h =3178.67NM av = 86770N m mMaH =22236.56N mmMa -41986.52N mmMe = 164.56N m, 30.15mm-31.66mm弯矩图如上图所示5.2 中间轴：5.2.1 初步确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取C=110,于是得3d -CPn=110MI2fr33.304mm5.2.2求作用在齿轮上的受力：1.作用在大齿轮:圆周力Ft22T22 26.4 104=3069.76Nd2172= 425.88N二75mmL2 = 104.5mm径向力 Fr2 =Ft tan： =1117.3N2.作用在小齿轮：2T22 M 26.4父 104圆周力 Ft3 = = = 8800Nd360径向力 Fr3 =Ft3 tan ： =3202.9N I5.2.3轴的结构设计：5.2.3.1拟定轴上零件的装配方案11 = 49mm12 = 47mm二 p1 = 53.45MPa二 p2 = 39.60MPa1 .角接触轴承段处，d1取为30mm,由承型号为6006, b1为33mm2 .低速级小齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定 d2为35mm2为65mm3 .轴环，根据齿轮的轴向定位要求取 d3为4mm囱按照要求取为7.5mm4 .高速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定 d4为35mm b4为40mm.11=60mm5 .角接触轴承段同1相同，d5为30mm b5为35mmI2 =36mm5.2.4求轴上的载荷:二 D1 = 24.48MPa p I二 p2 = 56.50MPa1.求垂直面的支承反力F”(L1L2L3)FM (L2L3) =F12L3Fr 38.5 67 61 - Fa 85 Fr 61rar =109.32NF”38.5 67 61= 109.32NF1vF2vF2vFr1 = Fr2=2266.98l = 7.27mmL = 32mm2 .求水平面的支承反力Ft2 I3 -Ft1 (I2 I3)F=-t12- =3640.06NI1I2 I3F2H =% -Fih F =2701.7N3.绘垂直面的弯矩图Mav =F1v l3 =4210N mml = 24mmc-d =30.29MPa pM av =F2v I3 =13828.5N mm4.绘水平面的弯矩图MaH =F1H l3 =3640.06 38.5-140.14N mM aH =F2H61 =164.8N m5.合成弯矩图Ma=.M2v M；h = . 13828.52140142 =196880N mmFr1 =908.28NFr2 =1520.13N6.轴的转矩 T =142.729 N m9.求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为a =0.6Me=jM2(二 T)2 =；196.882(0.6 142.729)2 =214.698N.m10.计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1查得 = 650MPaC r = 20928 .4 N 由表14-3查得=60MPa则3 3 M e 214.698 103d :,0.1二4b0.1 60二 32.95mm载荷水平向H垂直面VFr1 =3641.7NFr2 = 3526.8N支承反力FFih =3640.06NF2H =2701.7NFiv =109.32NF2v =2266.89.N弯矩MMaH =140.14N mmM av = 164.8N mm总弯矩Ma =196880N mm扭矩TT =142.729N mC=19500N考虑到键槽对轴的削弱,将d增加大5%故 d =1.05 32.95 = 34.6mm 35mm所以中间轴安全合理Fr1 = 3382.68NFr2 = 2427.7NCr = 25800N弯矩图如上图所示5.3 低速轴：5.3.1 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据表15-3,取C=11Q于是得% = 354N m cad工 JP=110户.793 =38.4m mW虑到轴上有键槽, ,n . 88.1d min =38.4 (1 5%) =40.32mm所以，取最短直径为40mm5.3.2 求作用在齿轮上的受力5圆周力u5460N2T3 _ 2 4,249 105一 d 一 156径向力 Fr=Ft tan： =1987.37N5.3.3 轴的结构设计：5.3,3.1拟定轴上零件的装配方案-11,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 d1 （如上图），为了 使所选的轴直径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的 型号。联轴器的计算转矩Tch = KaT3,查表14-1,考虑到转矩变化很 小，故取 Ka=1.5,贝U 转矩 Tca =1.5M42490N m = 63735N m。按 照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册144页，选用凸缘联轴器GY5其公称转矩为400Nm。半联轴器与轴配合的毂孔长 度L 二60mm，轴孔直径为38mm故1段b1为60mm,d为38mm2,密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采 取毡圈油封）故d2取为43mm由箱体结构和轴承段、端盖装配关系 等确定，卜为60mm.3 .滚动轴承处段，d3取为45mm,由承型号为6009,d父D父B =45mm父75mmM 16mm由滚动轴承，档油环及装配关系等确定,b3 为 27mm4 .过渡轴段，考虑挡油环的轴向定位，故取d4为50mm由装配关系，箱体结构等确定该段的b4为49.5mm5 .轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d5为58mmib5按照要求取为12mm6 .低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d6为48mm b6为62mm.7 .滚动轴承段同3相同，d7为45mm b7为37.5mm5.3.4求轴上的载荷：1 .求垂直面的支承反力Fr 12MF1v = 2 =1156.99N 1 2 l3F2v =Fr-F2v =1987.37-1156.99 =830.38N2 .求水平面的支承反力Ft l2mF2H = - =2281.33N l2 l 3Fih =Ft4 -F2H =5460-2281.33 =3178.67N3,绘垂直面的弯矩图Mav =Fiv l2 =1156.99 75-86770N mm4 .绘水平面的弯矩图MaH =F2H l3 =3178.67 75 = 238400N mm aH2 H 35 .合成弯矩图M a = , M 2v M 2 ,867702 238400 2 = 253690 N mm6,轴的转矩T -425880N m9 .求危险截面的当量弯矩从图中可以看出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为=0.6Me =：M2 (1 T)2 J253.692 (0.6 425.88)2 =360.07 N.m10 .计算危险截面处轴的直径轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1查得。B=650MPa由表14-3查得。小=60MPa则=39.15mmd Me 360.07 1030.1二为,0.1 60考虑到键槽对轴的削弱,将d增加大5%故 d=1.05 39.15 = 41.10mm ：二 48mm所以低速轴安全合理载荷水平向H垂直面V支承反力FF1H =3178.67NF2 H =2281.33NF1v =1156.99NF2v =830.38N弯矩MMaH =2384001 mm1 Mav=8677N mm总弯矩Ma = 253690N mm a扭矩TT= 425880 N m弯矩图如上图所示六、键的选择6.1低速轴键选择:低速轴转矩T =424.9N m查表10-10查得许用应力 bp】=125150Mpa,取kp=100Mpa4 265200-=26.19m mLid1h1-p45 9 100-li b1 =26.19 14 =40.19mndh二 p4 3180025 7 100=7.27mmL _l b =7.27 8 =15.27mm 取 L = 32mm与带轮联接处键为键 A 8 M 3 b x h x L =8mm x 6mm x 70 mm七、滚动轴承的选择7.1高速轴轴承:取 6009 , d =30 mm D =55 mmB =13mm 01 .先计算轴承载荷、内部轴向力F1 = Fi2 FiH Fif = 77.562791 .912112.59 = 908.28NFr2 =JF2vF22HF2F =278.442 2718.892241.39 =1520.13 N2 .计算轴承寿命为Lh丁轴两端所选为同尺寸轴承，今Fr2F1故应以轴承2的径向当量动载荷Pi 为计算依据受中等冲击载荷 查表16-9得fp =1/=3工作温度正常 查表16-8得ft =1Lh1 =3 300 8 =7200 h3 .查得：轴承径向基本额定动载荷fpP 60np (ft106Lh)1 2499.860 480 (1067200)3= 14796 .08 N P2故应以轴承1的径向当量动载荷P2为计算依据。受中等冲击载荷 查表16-9得fp=1,8=3工作温度正常 查表 p16-8 得 ft =1Lh1 =3 300 8 = 7200 h3 .查得：轴承径向基本额定动载荷CrfpP 60np (ft106Lh)1. _ - 1 4559.4960 142.7291067200)3 =18012.8N Pi故应以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据受中等冲击载荷 查表16-9得fp =1 ,8=3工作温度正常 查表16-8得ft =13 .查得：轴承径向基本额定动载荷fpP 60n(10rft1-411 3382.6860 88.813Lh) ； = (6 7200)3 =1408 .87 N M 25800 N1106故可用7009AC /P5故所选7009AC/P5轴承适合八、连轴器的选择由于凸缘联轴器德结构简单，使用方便，可传递的转矩较大，等优点，且常 用于载荷较平稳的两轴连接首先考虑此联轴器联轴器的设计计算由于装置用于V带传动，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka =1.5,计算转矩为 Tca =1.5 236.48N m=354.72N m查手册选用凸缘联轴器GY-5其主要参数如下：公称转矩Tn = 400N m轴孔直径d =38mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=70mm.九、润滑与密封9.1 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度约为低速级大齿轮的一个齿高，取为 10mm9.2 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为均大于2m/s,所以采用油润滑。9.3 润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用全消耗系统用油L-AN15润滑油。9.4 密封方法的选取在轴和轴承配合处内端镶入挡油环，轴承用脂润滑确定挡油环的尺寸以 达到最好的密封效果，轴承端盖内加垫。型密封圈。轴承端盖结构设计：材料HT150高中轴承 7006 D=55,d3=6,n=4d0 = d3 1 = 7mmD0 = D 2.5d3 = 72.5mmD2 = D0 2.5d3 =90mme =1.2d3 =8.4mme1 _ e =12mmD4 = D -(1015) =45mmD5 =D0 -3d3 = 51.5mmD6 = D - (2 4) -52mm低轴承 7009 D=75, d3=8, n=4d0 = d3 1 =9mmD0 = D 2.5d3 =95mmD2 =D0 2.5d3 = 115mme =1.2d3 = 9.6mmD4 =D -(1015) -67mmD5 = D0 -3d3 =71mm D6 uD -(24) -75mm十、减速器附件设计(1)窥视孔及其视孔盖为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注 入润滑油，应在箱体的适当位置设置窥视孔。窥视孔设在上箱顶盖能够直接 观察到齿轮啮合部位的地方。平时，窥视孔的视孔盖用螺钉固定在箱座上。 窥视孔为长方形，其大小应适当(以手能伸入箱内为宜)，以便检查齿轮啮 合情况。(2)通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱 内受热膨胀的空气能自由排除，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿 分箱面或轴伸密封件等缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。(3)轴承盖为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷， 轴承座孔两端用轴 承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种，图中采用的是凸缘式轴承盖，利 用六角螺栓固定在箱体上；在外伸轴处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装 置。(4)定位销为了精确地加工轴承座孔，同时为了在每次拆装箱盖时仍保持轴承 座孔制造加工时的位置精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的连接凸 缘上配装定位销。图中采用的是两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧连接 凸缘上。对称箱体应呈非对称布置，以免错装。(5)油面指小器为了检查减速器内油池油面的高度，以便经常保持油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，图中的指示器为油标尺。（ 6）放油螺塞换油时，为了排放污油和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位置处开设放油孔， 平时用螺塞将放油孔堵住， 放油螺塞和箱体接合面应加防漏用的垫圈。（ 7）启盖螺钉为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶， 因而在拆卸时往往因胶结紧难于开箱。 为此常在箱盖连接凸缘的适当位置， 加工出 12 个螺孔， 旋入启箱用的圆柱端或半圆端的启箱螺钉。 旋动 启箱螺钉可将箱盖顶起。启箱螺钉的大小可同于凸缘连接螺栓。（ 8）起吊装置图中箱盖装有两个吊环， 用于吊起箱盖； 箱座两端的凸缘下面铸出四个吊钩，用于吊运整台减速器。十一、设计小结通过此次课程设计， 使我更加扎实的掌握了减速器制造方面的理论知识与实际实践。 减速器的设计过程中， 从第一周我们不断的设计更改数据中度过， 第二周开始便生活在不断的画图与思考中度过， 而第三周则开始矛盾的校核与检查错误当中度过。三周当中，我们不断的校核，不断的更改，但是在这之中，我们得到锻炼，掌握其中的知识，更重要的是在团队配合当中，我们懂得了同学之间的深厚友谊， 与团结协作能力。 在此期间大家互相帮助，共同探讨问题， 上课的时候积极寻求老师的帮助， 发现自身不足， 并不断完善自己所学得知识。 在此次设计中， 我找到了自己所学知识的许多漏洞之处。对一些前面学过的知识理解得不够深刻， 掌握得不够牢固， 这次设计真真正正达到了温故知新的效果。一周里，让我感触最多的还是团队协作的力量， 5 个人都积极的加入到程序设计中，有不懂的地方提出问题，大家共同商讨。团队，永远是支撑我走下来最大的勇气， 为了集体共同的设计， 我们每个人都尽自己最大的努力。作为组员，我深深的被大家感动着。今后的学习当中也会注重将理论相实际转化， 不能单纯的局限于课本的知识，将“走出去”与“走进来”相结合，另外自己对机械设计这门课程也抱有浓厚的兴趣， 兴趣会驱使任何一个人进入一种领域， 使自己爱这样的一门学科， 并不断的去努力， 喜欢未来的自己能从事这样的职业， 学习自己所爱总是人生中很幸福的事情，也喜欢去实践，而不仅局限于理论。学习知识的同时也丰富了自己的眼界， 更加了解自己所生活的世界。 相信会对将来有一定的帮助。我会继续在这门学科当中努力的！最后， 我要感谢实训老师对我的教诲与悉心的指导， 让我能够熟练地掌握考试必需的内容， 还有周围的同学们， 在我有不懂的地方给与我一定的鼓励与帮助， 大家互相促进与努力， 取得共同的进步是智慧的双赢， 对同学们自后的交往也有一定的改善， 感谢实训为我带来的这一切， 感谢老师！ 感谢大家！参考资料目录1 机械设计课程设计 ， 北京工业大学出版社， 王大康， 卢颂峰主编， 2010年 3 月第二版；2 机械设计基础 （第五版） ，高等教育出版社，杨可桢，程光蕴，李仲生主编， 2006年 5 月第五版；3 机械制图 （第五版） ，高等教育出版社，何铭新，钱可强主编， 2004 年 1 月第五版；4 互换性精度设计与检测 ， 中国矿业大学出版社， 韩正铜 王天煜主编，2002年 5 月第一版；5 机械设计课程设计 ，机械工业出版设，陆玉主编， 2007年 7 月第四版；
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