机械设计基础课程设计--设计带式运输机的传动装置

1、机械设计基础课程设计一设计 带式运输机的传动装置计算项目计算内容计算结果(-).设计任勢书(_)设计题目设计带式运输机的传动装置”其工作条件是:1. 鼓轮直径D=420mm2. 传送带运行速度v=0. 9m/s3. 鼓轮上的HI周力F=3. 3KN4. 工作年限10年每天8小时5. 小批生产参考方案：电动机-V带传动二级园柱齿轮减速器一 工伽(鼓轮带动运输带)图(1 )传动方案示意图I1电动机2V带传动3展开式双级齿轮 减速器4链传动5连轴器6滚筒传送带（二）设计任务:设计一带式运输机的传动装置，按照给定的传动方案：1. 选择适当的原动机2. 设计计算传动壽件（带、齿轮及选择联 轴器）3. 设

2、计计算部分支承壽件和连接件4. 完成减速器设计装配图一张，善件图一二传动方案设计电动机型pw=3. 71KWn=o- 8 Pd=4. 64KWn>=40. 9r/min（一）传动方案说明1. 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级”有利于整个传 动系统结构紧凄，匀称。同时”将带传动布置在高速级 有利于发挥其传动平稳”缓冲吸振.减少噪声的特点。2. 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况 下”斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能 力。采用传动较平稳”动载荷较小的斜齿轮传动”使结 构简单、紧凄。而且加工只比直齿轮多转过一个角度， 工艺不复

3、杂。3. 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷15总 传 动 比12.各 级分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有 利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象”使轴能获 得较大刚度。综上所述,本方案具有一定的合理性及可行性。电动机的选择3300X0.9输岀功率=盏 1000H = 口別联H斟汕鲁=0 96 x0. 99 ><0. 92 x0.993X 0.972i=35. 2/min(2) 输入 功率因此选电动机的颔定功率在46K孔卷筒的工作转速nD3.14X420又茶机械设计手册知两圓柱齿轮的传动比在840则 电动机的转

4、速选择范围在327 - 1640r/min综合考虑电 动机 Y132S3-4Q夂6 口 轴转 速、转 矩4)各 轴运 动和 动力 参数 汇总 表n± = 894.41r«2 =245.72r/mi = : 81.91r/niinm=40 96r/minn.=40. 9r/minPi= 4.45KW p2= 4.27KW ps= 4.10KW p4= 3.73KW p=3. 40KW电动机型 号魅螂kwlr/min*±林就觥满载 转速 r/min质量kgY132S2-45.515002.21440三)总传动比的确定及各级传动比的分配九溝 144040.9%要求i齿产

5、(131.5) i齿2, i带=2-4i链=24由于i平弍丽巨由计算可以得iSi= 3.64 i 齿 2=3i g=2 i 带=1.61To=3O. 77NmL= 47.51NmT2= 165.96N -mTs= 478.02N -mT4= 869.67N -mTf792.72Nm1)确 定计 算功 率Pea(2)选取V带 带型(3) 确XE基准 直径 (L和a.初选ab验 算带 速(4) iSxE 普V 带的 基准九满 1440n± 894.41=-=比3.64n2 245.72S也3n3 81.91如如2由P久=Pa F帶=4.64 X 0.96P2 = P1 齿=4.45x0.

6、99X0.97P3 = P2 i孜jj 齿=4. 27 X 0. 99 X 0.97P4 =卩3 5琏 口政二丄 l°xO. 92x0. 99 Pw = P弓耳縫 F联=3. 73 X 0. 92 X 0.99"9550屈=X9550n1440P.4. 45rt = 9550 = 550 X1 nt894.41P74.27巧=9550 = 9550 X -2 »2245.72P.4.10Ta = 9550 = 9550 X5na81.91P43.73T+ = 9550 = 9550 X4n440.96Tw=955唇=9550 X %,40.96P«=5.

7、 57kw d4i=90mmdd2=143. 5mm <1沪 150mmv=6. 78m/si=l. 68 ao=2OOmmD.=120mmA=30nnnL=781. 3mm Ld=800mma=209. 5mm aoio=179. 5mmds=233. 5mmfrrtia 铀右电动 机轴I轴口轴m轴IV轴工作 轴转速n(r/min )1440894.41245.7281.9140. 9640. 96长度功率4. 644. 454. 274.103. 733. 40动中转矩30.7747.51165.96478.02869.67792.72ct=163>120心距传动比35.21.

8、613.643. 002. 001.00效率(5) 验算 主轮 上的 包角(6) 计算 V带 的根 数Z(7) 计算 初拉 力F。(8) 计算 作用三.传动的设计（）V带传动设计Pc 二KAPd每天工作8小时，工作机为带式运输机， 由【2】P =KAxpd=1.2x4. 64根据P“，m,由查表确定选用普通V带A型d沪i 带-（1-V ） d沪 1.61U1 -o.oi） “0设功0. 01ddi xnxn _ 90X3.14X144060X1006.0X1000v在525m/s范围内/符合要求喘/（）根据 0. 7 （爲+必）< a0< 2 （ d屮d©）初步确定中心距

9、d二200mmDni=ddi+da2/2A=d<i2di/2a?L=nDra+2a + 7 = 3.14X 120 + 2 X200+-由表选取Ld二800m实际的中心距l-nDm lL-nD-SA24+4Z=5. 9 取 z=6 丘=116. 9NFq=2081. 7NPf3. 12PWFW上的 压轴 力2.动主 要参7二犷0. 015Ld=209. 5-0. 015 x800j二a+0. 03Ld=209. 5+0. 03 x8000=1801X60主动轮上的包角合适LP=U7. 9 节取节数为120节数汇小链数 计算 功率选取 链节 距链的校核Z =（仇+帆）皿查手册可得Po基本颔

10、定功率得P°=：L.O7 颔定功率的増量"m. ioKa包角修正系数得K«=0. 95Kl长度系数得K讦0. 85a=1303. 6mmV=l. 08m/sF=3454N/mFQ=6217. 2N取6根 由e、25 心心CFo)min = 5OO瓦云一+ 卩(2.5-0.95) X 5.579=500 X-4- 0.10X6.7420.95x6x6.74砖1 5(F0)min=l. 5x116. 9=175. 4NFq = 2Fozsin 1=2X175. 4x6xsin带型mzmdmmFrNA008690501x17 5 - 4链轮的设计取Z = 25,则么2

11、= i = 2 X 258H1=456MP a 5H2=320MP a 8f1=352MP a= 8F2264MPad=72.873已知E.73PW工况系数g 5P倉二辟查表可知 2（生卩°8二1. 34kP=l- 0 kB=l. 0Pc生8 k2km1.34+ 2詈+盏（歸）1=3. 56i =-0. 022在误差范围(±5% )内zvl=22. 2zv2=81. 00根据Po= 3.12PW, n=40. 96r/min选用20A滚子链链节距 p=31. 75mm初定中心距a=40PLp=120 节实际的中心距斗（120 -富）+ （120 一警）一曾詈 x©

12、zo 一警）+ 屈乓R丐跻2.二乙ipn _60000P-lQQQp _ 久000><37$v 1.08FQ=1. 2K*F=1. 2X 1.5X345460000符合要求有谢立力轴上载荷由于6217. 2<Q =86700因此满足要求。 由表知排距为35. 76mm齿蛇设出十1。高速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度,选用斜齿园柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级 精度；3为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动 小齿轮材料：45号钢调质HBS：=220 接触疲劳强度极限旷汕=570 MPa=0. 0127=0. 0150m« =1. 9a=

13、96. 28mmP= 18- 22 5 di=42. 151mm d2=151. 423mm b=36121mm8h=181.01MPa各计 算参 数数 值2）计 算a.按 穹曲 强穹曲疲劳强度极限= 440 Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS2=190接触疲劳强度极限62=400 Mpa穹曲疲劳强度极限厂330接触疲劳许用应力,取安全系数sfI. 25, S产1. 25 载荷系数K=1.34初选螺旋角p= 15-&H2WSillni? J。 256F21 =3301.25v=l. 97m/sb. 计算 齿兗 b及 模数计算公式:勺會（晋）mm初选载荷系数01.3齿轮传递的转拒T=4

14、7. 51kN-mm齿克系数0“ = 0.8材料的弹性影响系数Z£=189.8 Mpai/2区域系数Zh=2. 5接触疲劳寿命系数K 勒=0.90KHN2 = 1取 Zf20, Z2=3. 64x205H3=518.2MPaWH4=363.6 MPa SF3=352MP a 8F4=264MP ad=112. 22mmZ<=90 i=3.0 ni=3. 7di=120mma=240mmd验 算齿 面接 触强 度故实际传动比i=73/20b=96mm3.64-3.563.64e计齿形系数片=召8F1=45. 8M Pa<8F3=35 2MPa8F2=43. 6MPa<

15、8F4=2673Zv2 =cos 15-根据以上数据查表可得;YFal =2. 84 YFa2 =2. 25VFall _ 2-84x1,57 Spi3526f212644MPav=l. 44m/sYz = 1.57YSa2 = 1. 76因为 0.0127<0.0150故因对打齿轮进行弯曲强度进行计算法向模数益打畑 2KT7 q血刃©di0.015X2X475tOX：L60.8X202查表选取标准研2中心距d-W"2 cos P取 a=98mmB二cos"込型l2a齿轮分度IB直径dj=ninZ/cosl8 22 52" dzHHiuZz /co

16、s 18" 22 52b=00dd1 = 0.8X42.151取 bi=45mm b2 = 40mm1 X因为18L 01<<yH2=320MPa 所以合适安全dln® 3.14X4Z.151X894.4-1u 匸一60X1000 6.0000有手册可知满足8级精度要求2。低速级齿轮传动设计1为提高传动平稳性及强度”选用直齿圓柱齿轮；2因为运输机为一般工作机器,速度不高,故选用8级4齿轮的10周速度齿轮参数汇总表精度；3为简化齿轮加工工艺,选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质HBS尸220接触疲劳强度极限亦3 = 570 MPa穹曲疲劳强度极限= 440

17、Mpa大齿轮材料：45号钢正火HBS4=190接触疲劳强度极限b山n 4 =400 MPa 穹曲疲劳强度极限tF£4 = 330 Mpa= 1. 1,Sf = 1.25K=l. 5 0d = 0.8 ZH =2. 5 ZE89. 98HJ-Sf,llm3-570SH1.13警書rc i-.sfei-440L°F3J SF 1.25陷噬T2=165. 96计算公式.3 /2KT(u+l) vZEZHk _3 /2X1.5X165960X4.0X(2.5X189.8)2一 Q 0duSH0.8x3.0(36X6i)2取 zs=30, z4=3. 0x30故实际的传动比i鬻模数Z

18、3 30按手册取标准的模数m=4,实际的dx=4x30 d2=4x90=360mm中心距 a-dl+d2-120+36°齿宽b = ©jdi = 0.8 X 120取bl. = 101 mm Hl整后b = 101mm, b2 = 96mm 根据以上数据查表可得 齿形系数Yfm = 26 丫血2 = 2.24YSai = ! 63YSa2 = 1.80L=236mm2KTYFalYSal 2X1 5X 165960 X 2.6 X 1.63 bZjm2,96 X 30 X 16YFzlYs.1224x:LS02.6X1.63X45.8因此齿安全的轴的 简化 布置高速 轴的

19、相关 计算轴各 段的 大ndn3.14X245.72X112.ZZV=60X100060000对照手册可知选用8级精度是合适的齿轮参数汇总表高速级齿 轮齿 数分度圆 直径d (mm)齿顶圆 da (mm)T20nZ2H1 31 3传动传动肌F融mnHIFr982425,228140低速级齿轮齿数分度圆 直径d (mm)齿顶圆 da(mm)T精度 等级a3020 1x821x15 1A8a90360863553传动传动肌E器rO3.2404o96Lac=47. 5mm Lbc=188. 5mm LBD=84mmFtO=1923.13NFtl=864. 60NFrl=2254. 28NFal=74

20、9. 07NRax=1800. 56 NRbx=453. 72NMcx=85526. 6N*mmRay=72. 97NR取=2714. 76 NMcy+=-12320 .95N*mm!1!传动轴的设计轴的大致布局Mcy_=1051572. 21Nmm23轴的 受力 分析 简图, 穹矩 扭矩 圏Mb二-145755. 9 0 NmmRa=1802. 04NRb=2752. 41NMc+=86409. 52Nmm Mc_=105504 4. 51 Nmm(1)高速轴的设计 .：id=58. 64mm=25. 6 z3& 4mm轴的 受力 计算水平面受 力计算垂直 面的则轴承跨距为k为齿轮与

21、内壁的距离k=10mm c为保证滚动轴承放入想 以内 c=5mm 初取轴承兗度 nx=20mm n2=24mm ns=24mm a.确定各轴段长度Ll=20mmL2=15mmL3=45mmL4=126mmL5=20mmL6=36mmL7=48mm(带)L= L1+ L2+Ls+L4+U=20+15+45+126+20采用齿轮轴结构轴的材料采用45号钢调质处理 轴的受力分析如图a e_Rby佩4 RAY J逻 |：A u八督水平両受力kex网$面受xftTTnTTrr-,水平丙弯护力Lab = L =236mmLac = + c + k+ 22.5 = 10 + 5 + 10 + 22.5 2L

22、rc = Lab Lm = 236 47.5LBD=L6+L7 =36 + 48a计算齿轮的啮合力_ 2OOOTo ZOOOX 30.77Fto _322 0 0叫 _ 2000x471Hdi42.151tan atan 20Frl = Ftl = 2254.28cos 18 22 52cos 18- 2252Fal = Ftl tanp = 2254.28 X tan 18- 22 52 b求水平面内的支承反力，做水平面内的营矩图Lrc188.5Rax= Ftl = 2254.28Lak236Rbx = Ftl Rax = 2254.28-1800.56Me = Ran Lac = 1800

23、.56 X 47.5C求轴在垂直面内的支反力，做垂直面的穹矩圏Lab=200ididLAc=49. 5mmLbc=150. 5Lk>=77. 5mm=2192. 01N=840. 72N=72& 38N=7967. 00N=2899.75N轴段直径FrlLBC-LBDFt0+864.60X 188.5 -1923.13X84 +749=4736. 70N07X42.151中间 轴的 简图轴各 段的 大致 长度轴的 受力 分析, 穹矩” 扭矩236BV = FP1 一 Rav + 心=864.60 - 72.97+1923. 13Mcv+ = Ra“ac 一警=72.97X 47.

24、5Mw_ = Rbvbc + &2+ FtoLg=2714.76X 188.S +749.07X42.151749.07X42.151=5422. 31N=234466. 65Nmm=420229. 031923.13 X 272.5Ffl1 d.749.07 X 42.151Mb =- Ft0Lbd = 1923.13 X Rav=766. 75N2 2d求支承反力，做轴的合成穹矩，转矩+ Ray2 =竽1800.56 + 72.9”re = ，rbxZ + Rby2=V453.72z 4-2714.762cx2 + Mcy+2 = '8552 6.62 + (-12320.

25、95)Mc_ 二 j*Mcx2 + Mcy_2=85526.62 + 1051572.21zMr =-145755. 90 NmmT=894410 Nmm轴的初步计算轴的材料为45号调质钢= 650MPaJa_1 = 58.7Mpa a= 0.6 危险截面C带入数据计算3d>iom2+&t10 Vl 0 55044-.51Z+(0.6X89441O)£AVRe¥=1292. 28Mcv+=-51696 38NmmMe=153349 01N>m=Mdy59423.13NemmRa=479& 36NRb=5574. 18NMc=234523.56Nm

26、m058.7根据经验公式M_=280161. 61MD =424409.6425as評iss加算d=42. 03mmdd=29. 4 34.3de =（0.81.2）dm = （0.81.2） X 32参考带轮标准轴孔直径”取减速器高速端的轴端直径dt=32mmb.确定各轴段直径dl=45mmd2=52mm （根据滚动轴承）d3=60mm （根据危险截面的最小直径）d4=52mnininid5=45mmd6=38mmd7=32mm（3）中间轴尺寸中速轴简图35直的力算 垂面受计b.确定各轴段长度Ll=39mmL2=45mmL3=10mniL4=lllmmL5=39mm支承跨距为 轴的受力分析如

27、图li=39mmL4=60mm当量穹矩 计算, 合力 计算轴的 强度 校核中间 轴直 径确;低速 轴的 简图Lab=L= L=2 (c+k) +45+10+101+112=2 (5+10) +45+101+24T ,45+24Uc二c+k 5+102 2Lbc= Lab- 1=200-49. 5T _ 丄(丄 101+24=丄 丄 101+24L»f c+k+ 5+10 2 2计算齿轮啮合力l _ 2000Tz2000 X 165.96FtZ _151.423tanatan 20Fr2 = Ft2=2192.01COSPcos 18- 22'52"Fa2 = Ft2

28、 tan f = 2192.01tan 18 22 52“2000T3 _ 2000 X 478.02_ d3_120Fp3 = Ft3 tana = 7967.00 X tan20求水平面内的支承反力z做水平面内的穹矩图F/bc + FtBD2192.01 X 150.5 + 7967.00 X200L=210mmLbc=77. 5mmLac=132. 5mmLAD=76mmFt4=2655. 67NFm=966. 58NFts =43483. 5NRax=980. 07NR册=1675. 6NMcx=35851. 55Nmm58863.67N Rby=16346. 7 5N Mav=330

29、474 6 N*mm Mcv=74909. 9 5NmmR尸11244& 28 N230331. 2077.5Mc=83047.1bx = Ff2 + 险3 - Rax = 2192.01 + 7967.00 4736.70 8N*nunMcx = Rax LAC = 4736.70X49.5d=52. 9mm轴的 受力 简图, 穹矩” 扭矩S轴段 长度 的大 致计 算水平 面受 力计 算育Mpx = RrxLrd = 5*4*22>3X X 77.5求垂直面内的支承反力”作弯矩图 耳2 Lbc 十 賂 LBDRay = TUAE_ 728.38 X 151.423-2 -840

30、.72 X 150 _ 200Rby = Fr3 - Fr2 - Ray= 2899.75-840.72-766.75Mcy+ = RAYLAC-Fa2d2 亠2 = 766.75X49.5 - 728.38Mcy_ = Fa2d2 - 2 - Fr2LBC + Fr3LBD 二 728.38 X 151.42840.72 X 150.5 + 2899.75 X77M)y = Rgy Lqq = 766.75 X 7 7.5求支承反力，作轴的合成穹矩图，转矩图Ra =喙 + R；y = v4736.702 + 766.752Rb =喙+ 略=y54-22.31z + 1292.28Mc+ 二&

31、#39;M二 + 略十二 $234466.652+(-51696.38)Mc_ 二冷二 V234466.652 + (153349.01)2Md = Mx + M?y = V420229.032 + (5942 3.13) zT=165960N*mm轴的初步计算由以上数据可知D为危险截面，轴的材料为45号调质钢<rb = 650MPib_J = 58.7Mpa a= 0.65 + 2899.75X 77.5X 151.423-：3 4- 2 -& 6该键强度合 格bp=l& 5垂直 面内 的受 力育 矩当量 穹矩, 扭矩 的计算轴的 强度 校核fflXE直径102 3 M

32、o2'424409.64F(0£X：16596 0)NM N58在此轴段上开了槽/直径増大4%, d.> 43.71mm有经验公式 <L= (0.3-0. 35 ) a=(0.3-0. 35) X 98a.确定各轴段直径dl=50mmd2=56mmd3=62mmd4=56mmd5=50mm1)低速轴的结构图轴的受力分析简图如图1 Hnm0 h% =7. 2bp=18. 7a = 113.8根据各段配合情况Lfh3 + c + s = 24+5 + 10L2=96mmL3=10mmL4=c+k+45=5+10+45L5=n3 =24mmLs=36mmL7=40nm

33、(与滚子链)键的 强度 校核.ng+101 , . .24+101,c丄、cLrc =+c + k= 5+10c = Lab bc = 210 77.5Lao = L& + L7 = 36 + 40键的 强度 校核计算轴的啮合力2000巧 2000X478,02=0. 051 e=0. 26PF1765. 095=28. 8KN支蒯距L=2(c+k)+45+10+101+n3 = 2(5 + 10) + 45 + 10 + 101 + 24Lab = L = 21 OmniFp4 = Ft4 tan20 = 2655.67 X tan202000T42000 X 869.67_ d_4

34、&求水平面内的支承反力 < 做水平穹矩图2655.67 X77.5210Rbx = Ft4 -Rax = 2655.67-980.07键的 强度 校核Mcx = Ft4LAC = 2655.67 X 132.5Pr=2124. 23NCjf=22. 5KN求垂直面内的支承反力”并作弯矩图 % =込严(966. 58X 77.5-43483.5X 286)Rev = F" - Ray 一 Fts =966. 58+58863. 67-43483. 5Mav = Ft5Lad = 43483.5 X 76Mcy = Fp4Lbc = 966.58 X 77.5 求支承反力，

35、作轴的合成穹矩图，转矩图+ r1y = V980 072 + (-112444.0l)zV1675.62 + (30584-.88)2高速 txhtxhmm 承的 选择轴承 的强 度校Ma = MA/=3304746Nemm% =的吿 += V35851.55z + 74909.952T=478020轴的材料为45号钢调质处理% = 650MPa<?_= 587Mpa a= 0.6危险截面为 A截面-3 |1Q3 Mo 討3 0474齐(478020X0.少-J M N587因此只要保证A截面大于或者52. 9mm 按经验公式，减速器低速级的危险截面直径 确定各段轴直径dl=55mmd2

36、=63mmd3=70mmd4=63mmd5=55mmd$=48mmdr=40nnn由机械设计手册表，取轴端倒角2.0x45° ,各轴肩处圓 角半径R=l. 6mm(五)连接键的选择1高速轴联轴器的键联接(1) 选择类型及尺寸根据 d7=32mm , L7=48mm , 1= L,- (5 10) =40 43选用A型普通键，b xh=10x8 L=40mm(2) 键的强度校核a. 键的工作长度1及键与轮穀键槽的接触高度k1 = L - b= 68mmb. 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取Qp=110MPa ,4-000T 4000X47.S1P dbl 32X8X40ffp

37、 = 18.6< <Tp中间 轴滚 动轴 承的 选择核低速 轴滚 动轴 承的 选择滚动 轴承 强度2.中间轴上键连接根据 d2=56mm L2=45mm 所以 1= 35-40初选A型普通键，bxh=16xl0 1=40弓雖校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取GpXllOMPa ,a 口。Pdbl56X16X40吟=18.5 V ffp键安全合格d4=56mm L4=lllmm 1=101 106A 型普通键,bxh=16xl01=103k = 0. 5h =5 mm驰校核此处，键、轴和轮毂的材料都是IB , BRap=110MPa ,4000T 4000X165.96Pdbl5

38、6X16X103bp = 7. 2 V bp因此该键安全3低速轴的键选择根据 d=63mm L=96mm, 1=86 91初选A型普通键，bxh=18xll1=90驰校核此处，键、轴和轮毂的材料都是IB , BRop=110MPa ,4-000T 4000X478.02Pdbl63X18X90% = 18.7< 叫因此该键安全该轴上另开键处d=40L=40 1=30 - 35初步选择A型普通键bxh=12x81=34弓雖校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，BRapl=115MPa ,a 呎5 咏78,02Pdbl40X12X34bp = 113.8 < (rp因此该键安全（六）联轴

39、器的选择由链轴上的转矩T=869. 67 转速n=40. 96根据机械设计手册表工况系数KF1. 2转矩 Tc=KaT=1. 2 ><869. 67=1043. 6初选HL4联轴器誥詈 许用转矩为T =1250N/m许用转速n =4000r/min因为T.<Tn<n故该联轴器满足要求。（七）轴承设计（一）减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器”其轴的支承跨距较小”较常采用两端 固定支承。轴承内圏在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位， 轴承外圏用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时， 应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。（二）高速轴轴承寿命计算1. 预期寿命从减速器的使用

40、寿命期限考虑軸承使用期限为10年（年 工作日为300天）。预期寿命 Lh=8x300x 10=24000 h2. 由前面的计算结果可知轴承所受的径向力Fr = 864.60N 轴向力Fa = 749.07N轴承工作转速口 = 894.41r/min初选滚动轴承6009,根据机械设计手册，基本颔定动负荷Cr=21KN基本颔定静载荷C/14. 6KNFa 749.07Cor 14.6KN0.025） + 0.22> = 籍=0. 87>e=0. 26查机械设计手册可得X=0. 5637Y=l. 71所以Pr = XFP + YFa=O. 56X 864.60 + 1.71X749.07

41、 查表载荷系数fP=l. 5 温度系数fFl所以Ci5 =巧护1765. 09X 1.5因为甩= 28.8>Cr = 21KN所以选择6009轴承满足 要求（三）中速轴轴承的选择1. 预期寿命 1=8x300x10=24000 h2. 由前面的计算结果可知轴承所受的径向力FP =840. 72N 轴向力此=728.38N轴承工作转速口 = 245.72r/m.in初选滚滚轴承为6010 ,根据机械设计手册，基本颔定动 负荷Cr=22KN基本颔定静载荷C/16. 2KNa。045旦=竺竺° 87Cor 16.2KN片 840.7 Ze=0. 25由于?e Y=2. 27Pr =

42、XFP + YFa=0. 56 x 84072+2. 27 ><72& 38 查表载荷系数fP=l. 5温度系数ft=l所以甩二22.5 > Cr = 22所以选择6010轴承满足要求（四）低速轴轴承的选择1. 预期寿命 =8 x300 x 10=24000 h2. 由前面的计算结果可知轴承所受的径向力片=966. 5N 轴承工作转速n = 81.91r/min初选滚滚轴承为6011 ,根据机械设计手册，基本颔定动 负荷030. 2KN基本颔定静载荷C«=21. 8KN查表载荷 系数fp=l. 5 温度系数ffl P=Fr=966. 5 所以45Cjs =

43、PJp=15.32KN Cjs = 15.32 <Cr所以选择6011轴承满足要求轴承的各种数据的总汇表项目轴承型 号外形尺 寸（mm）安装尺寸（mm）dDBda minDa maxrasa max600945751651691601050801656741低速 轴601155901862831（八）减速器的润滑与密封（一）齿轮传动的润滑各级齿轮的H1周速度均小于12m/s ,所以采用 浸油润滑。另外，传动件漫入油中的深度要求适 当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。 油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直 径应尽量相近,以便漫油深度相近。（二）轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆

44、周速度小于2m/s ,所以 轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要， 选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂 （GB491-87 ）。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止 齿轮捏合时挤岀的热油大量冲向轴承内部，増加 轴承的阴力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输岀轴的 外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隐进 入箱体，所有选用毡圈密封。（三）减速器的密封减速器外伸轴采用21P158表（16-9 ）的密封件，具体 由各轴的直径取值定”轴承旁还设置封油盘。（九）.减速器箱体及其附件（_）箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合 面必须有一定的兗度，并且要求仔细加工。为了保证 箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定空度和厚度，以保证安装稳定性 和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造 性能和切削加工性能”成本低。铸造箱体多用于批