资源描述
、前言、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算，,3.8三传动零件的设计计算四、箱体的设计及说明 14五、轴的设计计算及校核 16六、键连接的选择和计算 28七、滚动轴承的选择及计算 21八、联轴器的选择错误！未定义书签九、润滑和密封的选择 23十、减速器附件设计 35371、设计小结参考资料25一、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和工作机之间， 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。电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算di = 802.1选择电动机的容量：电动机的类型：d2 = 235.2v 二 6.02m/sa0 = 530mm按工作要求选用丫系列（IP44）三相异步电动机，电压为380V。选择电动机容量：选择电动机所需功率P wPd4.327 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Fv2550X1.40FWkW=3.57kW1000 1000传动装置总效率：二带承齿联卷带一V带传动效率：0.96承一每对滚动轴承的传动效率：0.99Ld = 1600mma =611.21mm:=165.38：Z = 5Fq =128.8Ni =3.368m 2.5di = 50mmd2 = 170mmd = 35mmb2 = 30mma1 =110；F1 =55.43MPaF2 二 48.29MPa齿一闭式齿轮的传动效率：0.97v = 3.795m/s联一联轴器的传动效率：0.99卷一传动卷筒的传动效率：089带入得二带 承 齿 联 卷=0.96 0.994 0.972 0.99 0.96 =0.825Pw 3.57Pd L=0T4.327kWd1 = 88.97 mm乙=32Z2 =77m2 = 3mmb2 = 75mm电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为3kWb| = 80确定电动机转速：* 二 96mm滚筒工作转速:d2 =112mm a 二 160mm=60x 1000v二 D60 1000 1.40理泊300=89.12 r/min通常取V带传动比常用范围h=：24，二级圆柱齿轮减速器i2=8二 F1 = 55.998MPa匚 F2 = 53.91MPa40,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 riw 二 16 16089.12 =1426.02 14260.27 r/min万案电动机型 号额定功率Ped/kW电动机转速（r/min ）同步转速满载转速1Y132S-45.515001440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：2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比:总传动比：i a汁諜=16.156分配传动比：取i带=2则减速器的传动比i为:i减亡=呼=8.078取二级圆柱斜齿轮减速器咼速级的传动比h = 1.4i减二 1.4 8.078 = 3.336则低速极的传动比i2二i减=8078 =2.402i1 3.363v = 2.34m/s.=38MPadmin = 23.1mmFt =3524NFr =1356NF1v = 77.56NF2v =1278.44 N卩仆二 791.91NF2H =2718.89NF1F =112.59NF2F =241.39NM av = 38350N mmM aH =81960N mm2.3计算传动装置的运动和动力参数:M aF 二 3377N mm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M a = 48480N mm和1轴，轴1和轴2,轴2和轴3,轴3和轴4之间的传动效率；各轴的 88100N mm转速为ni、n2、n3、阳；各轴输入转矩为、T?、T3、T4Me 二 50915.43则各轴的运动和动力参数为:N mm0 轴（电机轴）P。二 pd = 4.327 kWn0 = nm =1440r / minp4 327T0 =9550- =955028.696 N mn01440d _ 23.1mm d = 23.5mmd _ 33mmFt 2 =3096.76 N Fr2 17.3N1 轴（咼速轴）p1 = p0 01 = Po 带=4.327 0.96 =4.154kWn1n。i 01= 4 =720r/min2p41549550訂9550贡占如mFt3 二 8800NFr3 =3202.9 NFg = 109.32 NF2厂 2266.98NMav =4210N mmN mmM a =196880N mmM e = 214698N mm2 轴（中间轴）p2 二 512 =5 承齿二 4.154 0.99 0.97 = 3.989 kW = 3640.06NF2H =2701.7N 片 480n21142.73r/mi ni 123.363T2 =9550空=9550 昱89266.9N mn2142.793 轴（低速轴）P3 二 P2 23 二 P2 承齿=3.989 0.99 0.97 =3.83kW M aH =140140n?142.73n388.81r / mini231.60P33.831T3 =9550=9550429.21N mn388.81n4n3i3488.811= 88.81r /mind 丄 34.6mmd = 32.95 mmp43.753T4 =9550丄=9550403.78N 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/4.32/28.6714402.50.961轴4.157.1182.681.82480运动和动力参数如下表：Fr =1987.37Ndmin = 36.17mm d = 37mmFt = 5460 N2轴3.993.95266.4264.9142.733轴3.833.79320.03429.288.814轴3.753.72403.1438.988.8130.96F,2.320.96F11.000.98F= 830.38N二 2281.33Nv =1156.99NF1H =3178.67N三传动零件的设计计算3.1设计V带和带轮:M 取二 86770N mm设计计算普通V带传动MaH =22236.56N mm(1)计算功率(P=4.11kW,n=1440r/min)Pc = Pd = 4.521kW。(2)选V带型号选用普通V带Ma 二 41986.52N mm(3)允许)根据 Pc =Pd =4.521kW , nm=：1440r/min，由课本 219页图 13-15 ,选择Z型普通V带。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dr = 80mm由式13-9得d2亠 d1(1；)二空0 80 (1 - 0.02) = 235.2mm n2480由表13-9取dd2 =265mm(虽然使乐略有减小，但其误差小于5%Me = 164.56N md - 30.15mmd = 31.66mmT =425.88NL2 二 104.5mm二 80 1440(4)验算带速：v 如60 000 60 000h = 49mm12 二 47mm= 6.02m/s带速在525m/s范围内,合适二 p1 = 53.45MPa二 p2 =39.60MPa(5)取V带基准长度Ld和中心距a：由于 0.7 ( dd1 dd2)乞 a。乞2 ( dd1dd2)即 280mm 二 a0 二 800mm ,h =60mml2 =36mm取 a0 二 480mm ,-p1 = 24.48MPa-p2 二 56.50MPa由式13-2得带长2L0 =2a0 2(d1 d2)矜 480+80+235.2)+6響亦L = 32mmI = 24mm.4801600 -1468-7 611.21mm2(6)验算小带轮包角：d 2 - d 1o：r =180-1 57.3 =180oa主动轮上的包角合适。空 80 57.3165.38120611.21- p = 30.29MPaFn =908.28NFr2 520.13NCr 二 20928.4N=1468.79mm查课本212页表13-2取Ld .1600mm，由式13-16计算实际中心距:由式13-9得传动比i二d2d1(1 - ；)23680 (1 -0.02)= 3.02Fn =3641.7NFr2 二 3526.8NCr =19500N(7) 计算V带根数乙由式13-15得Z=匚(P0+AP0)Kl由 n0 =1440/ min ， d1 =80mmFn = 3382.68NFr2 =2427.7N查表 13-5 得.-：P0 =0.168kW由 1 =163 查表 13-7 得：k：. =0.95 查表 13-2 得 灯=0.99Cr = 25800NJ 二 354 N m则 Z4.86(0.81 +0.168)汽 0.95汉 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F0=500Pc(5 -1) qv2=500 4.521 (jA _1) 0.1 X 1.402=648N Zv K：.5 1.400.95作用在轴上的压力a1163FQ=2ZFsin=2X 5X 648X sin 16=128.8N2 23.2齿轮的结构设计及计算:高速级齿轮设计： 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 Gim1 = 1500MPa匸Fei =850MPa ;大齿轮用球墨铸铁，齿面硬度为305HBS c lim2 =1550MPa ;二FE2二850MPa ;由表 11-5 取 S=2.0 ； Sh=1.5;二 F1FSH_ SfIV2G FE2850 BSfi2lim 11500_ Sh-1.50 lim 2150二 H1MPa =1000MPa ；F2 :-fe1 850= 425MPa= 425MPa1.50叩心000咙4）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 人=8.26 104 N mm初选螺旋角B =15齿数取 z1 =19，则 z 2.363 19 = 63.89，取乙=64 实际传动比为i二64 =3.36819齿形系数Z v1二一1921.08， Zv2cos15coSk71.032查图 11-8 得YFa1 =2.89 ； YFa2 =2.26 ;由图 11-9 得 Ysai =1.57 ;Ysa2 =1.74 ;Y Fa1 Y Sa1-F1故应对小齿轮进行弯曲强度计算 5）法向模数0.0106 Y425t F2 J0.0041000：dZ1、F1 22 1 8.26 1C4coS1522.084mm0.5 钧9取 min =2.5mm6） 中心距aimn（Z=mn（19 64） = 107.51mm；取 a 110mm2 cos152cos :确定螺旋角:*rccosmn（Z1 Z2）= arccos2a2.5（19 64 二 19 4383（19.43）2 110mnZl齿轮分度圆直径2.5 x 19dm0SZ 二 cos19 4383 =50.37mmd 2 =169.31mm7）齿宽b2 二=0.5 50.37 =25.185mm ;故取 b2 =30mm ；bi =35mm8）验算齿面接触强度9）故安全齿轮的圆周速度2udi巧二ZeZh ZB 竺卫四73.2MPL H1L1000MPb -工 1440 5.37 “795m/s ；60 1000 60000选8级制造精度是合宜的低速级齿轮设计：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11-1选择小齿轮用45号钢调质，齿面强度为268BS Jim1 =670MPa ； FE厂240MPa大齿轮用45号钢调质，齿面强度为200HBS - lim 2 =570MPa ；FE2= 250MPa由表 11-5 取 Sh=1； Sh =1.25二 H1-Tim 1670= 670MPaSh二 F1；-FE12401.25=192MPa570；H2570 MPa1250二 F2200MPa1.254) 按轮齿弯曲强度设计计算由表11-6取齿宽系数0.8由表11-3取载荷系数K =1.1小齿轮上的转矩T, =266N m根据 11-4，Ze 二1880，Zh =251 443.402VV1880x2.5（12.402 1570 丿3二 88.97mm2KT1 u+1 ZeZh 2选小齿轮齿数为 乙=32 ,则Z2二iz1 =32 2.402 =76.4 取z? = 77 ,则实际传 动比 i 二77 =2.4 ;325）模数 m2 _d1 _88.97 =2 78 ;故取 m2 =3mm2乙 326） 齿宽齿宽b2 二 dd1 =0.8 88.97 =71.176mm ；故取 b75mm ；b1 =80mm 7）分度圆直径，dm2z96mm d2 = m2z2 = 231mm中心距 a2 = 归二 96 = 163 .5mm ；取 a = 160mm ；2 2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 ；Ysa2 =1.72-F12KT1bznYs2 1.1 12.66 10575 9 2322.67 1.64 = 118.63：= 192MPaYcF1=tl7TS 118.63 =104L=200MPa齿轮的圆周速度v河ni60 1000二 93.14 48060000二 2.34m/s ；选8级制造精度是合宜的四、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56 = 0.025a 十3 = 6.625 c88箱盖厚度6 =0.02a+3 = 5.60 1.25 = 9.610齿轮端面和内箱壁距离心2心2 $ =810箱盖，箱座肋厚mi ,mg 趾 0.85, m 0.8556.8,6.8厚承端盖外径D2D2 = D +（5 5.5）d385（1 轴）85（2 轴）115（3 轴）轴承旁联结螺 栓距离SS r； D285（ 1 轴） 85（ 2 轴） 115（ 3 轴）五、轴的设计计算及校核：5.1高速轴: 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t =38MPa,C =110，于是3 3d 迫 J =110，n4 11面22亦考虑到轴上有键槽，所d min =22 （15%） =23.1mm求作用在齿轮上的受力圆周力Ft2 8.18 10450二 3524N径向力Fr3524 tan 20cos := 1356N轴的结构设计：拟定轴上零件的装配方案12341输出轴的最小直径显然是安装 V带的直径di （如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍，故 6段bi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，da取为30mm轴承型号为6006,装配关系等确定，ba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b4 为 79mm5. 5为高速级齿轮轴段，b5为45mm6. 角接触轴承段和3相同，d7为35mm by为33mm求轴上的载荷：1.求垂直面的支承反力1356 x 30 =77.56Nl1 丨230 103.5Fr l2F2v = Fr - F1v =1356 -77.56 =1278.44N2 .求水平面的支承反力F1HFt 123524“30 =791.91Nl1 l230 103.5F1HF2H 二 FtF2H =2718.89N3.F力在支点产生的反力F1F 二F l3116.7 F= 112.59Nl1 l230103.5F2F =F1fF =112.59 128.8 =241.39N4. 绘垂直面的弯矩图M av = F1v h =38350N mmM av = F1v l2 = 2326N mm5. 绘水平面的弯矩图M aH =F1H h =23750 N mmM aH = F1H h =81960N mm6. F力产生弯矩a - a截面F力产生的弯矩为MaF = F1f=128.8 116.7 “5030N mm7. 合成弯矩图Ma = . M：m2hMaF =13835O223750223770.13 = 48480NmmM a = M ；M ；HM aF = 93640 Nmm =8. 轴的转矩 T -88100N 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:=0.6Me = .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查得二b =650MPa由表14-3查得二Jb =60MPa贝U3 3. Me71720d 22.86mm0.1JY0.仆 60考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5%故 d =1.05 22.86 = 24mm ： 28mm所以高速轴安全合理载荷水平面H垂直面V支承反力F卩伯=791.91NFw =77.56 NF2H =2718.89NF2v =1278.84N弯矩MMaH =81960N mmM av = 38350 N mm总弯矩M a =15030 N mm扭矩TT =88.1N m弯矩图如上图所示5.2中间轴： 521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33d _C . P =110 .3.94933.304mmVn 142.279求作用在齿轮上的受力：1. 作用在大齿轮:圆周力 Ft2 二玉 =2 26.4 10 =3069.76Nd2172径向力 Fr2 二 Ft tan: =1117.3N2. 作用在小齿轮:圆周力Ft3 =玉二空H.8800Nd360径向力 Fr3 =Ft3 tan -3202.9N轴的结构设计: 拟定轴上零件的装配方案1. 角接触轴承段处，di取为30mm轴承型号为6006, bi为33mm2. 低速级小齿轮轴段，按和齿轮的装配关系定d2为35mm b2为65mm3. 轴环，根据齿轮的轴向定位要求取 d3为4mm b3按照要求取为7.5mm4. 高速级大齿轮轴段，按和齿轮的装配关系定d4为35mm b4为40mm。5. 角接触轴承段同1相同，d5为30mm b5为35mm求轴上的载荷：1. 求垂直面的支承反力F iv(Li L 2 L3)F ri(L2 L3) = F r2L3F56761 一 Fa85 Fr 化诫珈38.5 6761Fiv -109.32NF 1v F2v . Fri = Fr2F2v =2266.982 .求水平面的支承反力F1HFt2 g-Fti (l2 S3640.06Nli I2 I3F2H = Ft2 - Fih -Fti =2701.7N3. 绘垂直面的弯矩图M av = F1v l3 = 4210N mmM av = F2v l3 =13828.5N mm4. 绘水平面的弯矩图M aH 二 Fih I3 =3640.06 38.5 =140.14N mM aH - F2H 61=164.8N m5. 合成弯矩图Ma F M； M；H f ；13828.52140142 -196880N mm6. 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:=0.6Me = .M； (：T)2 196.882(0.6 142.729)2 = 10. 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查得匚B=650MPa由表14-3查得二3=60MPa则Me214.698 103:，0.1b0.1 60=32.95mm考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5%故 d =1.05 32.95 二 34.6mm ： 35mm所以中间轴安全合理载荷水平面H垂直面V支承反力FF1H =3640.06NFg =109.32NF2H =2701.7N弯矩MM aH =140.14N mmM av =164.8N mm总弯矩M a =196880 N mm扭矩TT=142.729N m弯矩图如上图所示5.3低速轴： 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d汇F =1103.793 =38.4mm考虑到轴上有键槽，Y n V 88.1d min =38.4 (15%) = 40.32mm所以，取最短直径为40mm求作用在齿轮上的受力圆周力Ft52T3 2 4.249 105156二 5460N径向力 Fr 二 Ft tan : =1987.37N轴的结构设计：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联轴器处轴的直径 di （如上图），为了 使所选的轴直径di和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Tea二KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化很小,故取 Ka=1.5，贝U 转矩Tea =1.5 42490N 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。半联轴器和轴配合的毂孔长 度L1 =60mm轴孔直径为38mryi故1段b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，b2为60mm.3. 滚动轴承处段，da取为45mm轴承型号为6009，d D B =45mm 75mm 16mm由滚动轴承，档油环及装配关系等确 定，bs 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58mmb5按照要求取为12mm6. 低速级大齿轮轴段，按和齿轮的装配关系定de为48mm b6为62mm.7. 滚动轴承段同3相同，d7为45mm by为37.5mm求轴上的载荷：1. 求垂直面的支承反力F1v =上-1156.99NI 2 + I 3F2v 二 Fr - F2V =1987.37 -1156.99 = 830.38N2 .求水平面的支承反力Ft I2MF2H- - -2281.33NJ * l 3F1H nF-4 - F2h =5460 -2281.33 =3178.67N3. 绘垂直面的弯矩图Mav 二 F1v l2 =1156.99 75 =86770N mm4. 绘水平面的弯矩图MaH =F2H l3 =3178.67 75 =238400N mm5. 合成弯矩图Ma f M； M 2 867702 238400 -253690N 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 = . M：(： T)2 = 253.692(0.6 425.88)2 10. 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查得二b =650MPa由表14-3查得二jb二60MPa则3d-3=39.15mmI M e _360.07 汇103T04母V 0.1 汉 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 ： 48mm所以低速轴安全合理载荷水平面H垂直面V支承反力F1H =3178.67NFg =1156.99NFF2H =2281.33NF2v =830.38N弯矩MMaH =238400N mn1 Mav =8677CN -mm总弯矩M a =253690N mm扭矩TT =425880N 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 =424.9 N m查表10-10查得许用应力 1=125150Mpa，取J p =100Mpali4Tdm二 p4 26520045 9 100=26.19mmL1 _h d =26.1914=40.19mm 取 L1 =70mm4Td 2人2二 p4 2652005710 100=18.61mmL2 _l2 b2 =18.61 16 = 34.61mm取L2 =63mm和联轴器联接处键为键 A1270 b h L =12mm 8mm 70 mm和齿轮接处键为键 A1463 b h L = 14mm 9mm 63mm6.2中间轴键选择:中间轴转矩T =264.2N m查表10-10查得许用应力 tp 1=100120MPa,取 打=100MPa,4T4 108700l14.69mmdh匚 p378 100L J b = 14.6910 = 24.69mm取L1 =70mm, L2 =36mm和小齿轮联接处键为键 A12 22 b h L =12mm 8mm 22 mm 和大齿轮联接处键为键 A28 70 b h L = 28mm 16mm 70mm6.3高速轴键选择:中间轴转矩T =424.9 N m4Tdhp4 3180025 7 100=7.27 mm查表10-10查得许用应力 tp 1=100120Mpa，取J p=100Mpa,L _丨 b =7.278 =15.27mm取 L = 32mm和带轮联接处键为键 A 83 b h L = 8mm 6mm 70 mm七、滚动轴承的选择7.1高速轴轴承:取 6009 , d =30mm D = 55mm B = 13mm 。1 先计算轴承载荷、内部轴向力Fr1+F, +F1F = J77.562 +791.912 +112.59 = 908.28NF2 = . F； - F22hF2F = 1278.442 2718.892241.39 =1520.13N2. 计算轴承寿命为Lh；轴两端所选为同尺寸轴承，今Fr2 FM故应以轴承2的径向当量动载荷R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 3008 = 7200 h3. 查得：轴承径向基本额定动载荷1 1fpP 60n-1 工 2499.860 汇 480.106Crp ( 萨 Lh)(67200)3 =14796.08 N 乞 15200 Nf t 101故可用7006C/P5故所选7006C/P5轴承适合7.2中间轴轴承:取 7007C/P5, d = 35mm D = 62mm B = 14mm 。1 先计算轴承载荷、内部轴向力F=絆：+F, = F2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， ； =3工作温度正常 查表16-8 得 ft -1Lh1 =3 3008 =7200 h3. 查得：轴承径向基本额定动载荷CrfpP60nft10Lh)14559.4960 142.729107200)= 18012.8119500 N故可用7007C/P5故所选7007C0/P5轴承适合7.3低速轴轴承:取 7009AC/P5 d = 45mm D = 75mm B = 29mm 。1 先计算轴承载荷、内部轴向力Fr1 =寸匸+F,=百1156.992 +3178.672 = 3382.68NF2F； F2： h*830.382 2281.332 =2427.7N2.计算轴承寿命为Lh今P2 . P1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 , ； =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f pP/60nCr(6ft 10613382.68160 88.81107200)3= 1408 .87N E 25800 N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 L =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=400 N m轴孔直径d1 =38mm半联轴器和轴配合的毂孔长度 L=70mm.九、润滑和密封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O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 =d31 二 7mmD0 = D 2.5d3 = 72.5mmD2 = D02.5d3 =90mme =1.2d3 = 8.4mm _ e =12mmD4 = D - (10 15) = 45mmD5 =D0 -3d3 =51.5mmD6 二 D -(2 4) = 52mm低轴承 7009 D=75, d3=8，n=4d0 = d3 1 =9mmD0 二 D 2.5d3 =95mmD2 = D02.5d3 = 115mme =1.2d3 =9.6mmD4 =D -（1015） =67mmD5 二 D0 -3d3 = 71mmD6 = D -（2 4） = 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，在箱盖和箱座的连接凸 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）油面指示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 和实际实践。 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和思考中度过， 而第三周则开始矛盾的 校核和检查错误当中度过。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， 和团结协作能力。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”和“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和悉心的指导， 让我能够熟练地掌 握测试必需的内容， 还有周围的同学们， 在我有不懂的地方给和我一定的鼓 励和帮助， 大家互相促进和努力， 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 互换性精度设计和检测 ，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；6 减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编， 2002年 6 月第一 版；7 工程机械构造图册 ，机械工业出版社，刘希平主编；8 AutoCAD200（8 中文版）机械使用实例教程 ，清华大学出版社，郭朝勇主编， 2007年 10 月第一版；2007年9 AutoCAD2008中文版实用教程，科学出版社，邵振国主编,12月第一版。4轴（滚筒轴）P4 二 p3 34 二 p3 承联二 3.831 0.99 0.99 =3.755kW
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