方案设计书用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器方案设计书机的圆柱齿轮减速器带式运输机圆柱齿轮

1、、前言、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算，,4.8三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 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 35十一、设计小结 37参考资料 29一、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.

2、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

3、：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2.1选择电动机的容量： 电动机的类型：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 wPd4327 kW选择电

4、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Fv2550X1.40PwkW=3.57 kW1000 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：0.99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带入得二带 承 齿 联 卷=0.96 0.994 0.972 0.99 0.96 =0.825Pw = 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，丫系列电动机技术数据，选电动机的额定

5、功率Ped为3kW确定电动机转速：滚筒工作转速:60 1000v=60 1000 1.40 9.12 r/min二 D理泊300通常取V带传动比常用范围h=：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 n 1616089.12 = 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：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-45.5150014402.2确定传动装置的总传动比和分配传动比:总传动比：inmnw1440

6、89.13= 16.156分配传动比：取i带=2则减速器的传动比i为:16.1562= 8.078取二级圆柱斜齿轮减速器咼速级的传动比14减=1.4 8.078 =3.336则低速极的传动比i28.078 = 2.402i 13.3632.3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io1、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、n2、r3、山；各轴输入转

7、矩为T,、T?、T3、T4则各轴的运动和动力参数为：0 轴（电机轴）P。二 pd =4.327 kWPd =4.11kW r0 二 rm =1440r/mirPc4 327T0 =9550=955028.696N mr014401轴（高速轴）p1 = Po 01 = Po 带=4.327 0.96 = 4.154 kWno =1440 =720r/mini12* =80d2 二 235.2P4.154T 9550=955082.64N m480v 二 6.02m/s2轴（中间轴）P2 = P1 12 = P1 承齿二4.154 0.99 0.97 =3.989kWn1480n 2142.73r

8、 / mini 123.363a0 二 530mmPo3.989 T2 =95509550266.9N m142.79Ld = 1600mm3轴（低速轴）P3 = P223 = P2 承齿=3.989 0.99 0.97 = 3.83 kWn2142.73“3= 88.81r/mini231.60T3 =9550Pl =9550 3831 =429.21N ma = 611.21mm88.81二=165.38：4轴（滚筒轴）P4 = P334 = P3 承联= 3.831 0.99 0.99 = 3.755kW“388.81n488.81r / mini341T4 =9550=9550 375

9、3 = 403.78N m n488.81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/4.32/28.6714402.50.964.157.1182.681.824801轴32.321.000.960.960.982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:三传动零件的设计计算Z = 5Fq =128.8N3.1设计V带和带轮: 设计计算普通V带传动巳二 Pd =4.521kW(1) 计算功率(P=4.11k

10、W,n=1440r/min)(2) 选V带型号 选用普通V带根据 Pc 二 Pd =4.521kW，nm=1440r/min，由课本 219 页图 13-15，选择Z型普通V带。(3) 求大、小带轮基准直径取dj，d2由课本219页查表13-9得，应不小于75mm现取dr = 80mmnj i1440由式 13-9 得d21d1(1；)80 (1 一0.02) = 235.2mmn2480允许)由表13-9取dd2 =265mm(虽然使巳略有减小，但其误差小于5%故(4)验算带速:a n160 1000 Ji x 80 汉 144060 1000=6.02m/s带速在525m/s范围内,合适i

11、 =3.368m 2.5d1 二 50mm d2 二 170mm(5)取V带基准长度Ld和中心距a：4 = 35mmb2 二 30mm由于 0.7 ( dd1 dd2) _ a0 _2 ( dd1 dd2 )即卩 280mm _ a0 _ 800mm , a 110取 a0 = 480mm,由式13-2得带长L0 =2a (d1 d2)+ 9=480亠(80 + 235.2) +24 汇 608f； =48.29MPa4a=1468.79mm查课本212页表13-2取Ld = 1600mm，由式13-16计算实际中心距：v = 3.795m/ s Ld -Lg1600 -1468.79a a0

12、=480611.21mm2 2(6)验算小带轮包角：YFa2YSa24252.26 1.740.0041000故应对小齿轮进行弯曲强度计算5）法向模数m _32口 丫 FalYJ厉 Fcosy422 1 8.26 10 C0S1520.5 19=2.084mm取 mn = 2.5mm6) 中心距mn(Z1 竺= mn(19 64)= 107.51mm ;取 110mm2 cos P 2 汉 cos15 ”确定螺旋角=arccosz arccos2519 64) =19 43 83(19.43)2a2x110齿轮分度圆直径d1二 50.37mmm*Z12.5 19-cos ： - cos19 4

13、3 83d 2 =169.31mm7) 齿宽 b2 二 dd0.5 50.37 = 25.185mm;故取 b 30mm ； b| =35mm8) 验算齿面接触强度=ZEZH ZB=773.2MPvL h=1000MPPd1 u故安全9）齿轮的圆周速度d1 n160 1000 :144050.3760000=3.795m / s选8级制造精度是合宜的低速级齿轮设计：.二 38MPa dmin = 23.1mmFt 二 3524NFr =1356N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-

14、1选择 小齿轮用45号钢调质，齿面强度为260HBS Gim1 =670MPa ；c FE1 =240MPa大齿轮用45号钢调质，齿面强度为200HBS clim570MPa ；-fe2 =250MPa由表 11-5 取 Sh=1； Sh =1.25二 H1旦1 二670 =670MPaSh 1ctFE1 240“=192MPaSf 1.254）按轮齿弯曲强度设计计算 由表11-3取载荷系数K = 1.1小齿轮上的转矩T, =266N m570 ；H2570 MPa1250 二 F2200MPa1.25由表11-6取齿宽系数0.8F177.56NF2v =1278.44N根据 11-4，Ze

15、=1880，Zh =2.52空1 竺6E104x 竺288.0孕2 =88.97mm12.402 i 570 丿选小齿轮齿数为z1 =32，则z2=iz1 =32 2.402 = 76.4 取z2 =77，则实际传 动比 i = 77 = 2.4 ；325）模数 m2 =2 =88.97 =2 78 ；故取 m? =3mm乙 326） 齿宽齿宽b2 二 d* =0.8 88.97 = 71.176mm ；故取 b 75mm ；F1 791.91NF2H =2718.89Nb1 =80mm7）分度圆直径，dm2z96mm dm2z -231mm中心距a2did 22962312=163 .5mm

16、取 a = 160mm ；F1f =112.59NF2F =241.39NM av 二 38350N m mM aH =81960N mm验算齿面接触强度查图 11-8 得YFa1 =2.67 ； $2 =2.25 ;由图 11-9 得f = 2.25；Ysa2= 1.72-F 1 二2KTi2 Ys舁Fa1 二bZEn2 1.1 1266 10267 1.64 = 11863 ： JFl L192MPa75 9 232CF2 =YFa2Ysa1F1YFa1Ysa1H4 侦3.84七20。叱齿轮的圆周速度v60 1000二 9314480 = 2.34m/s ；M aF =3377N m mM

17、 a = 48480N mmT =88100N m m60000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dd =0.025 a + 3 = 6.625 88箱盖厚度16 =0.02a+ 3 = 5.6088箱盖凸缘厚度b1b =1.51 =1212箱座凸缘厚度bb=1 =1212箱座底凸缘厚b?S =2 =2020,0度脚螺栓直径dfdf =0.03+ 12= 16374M 16地脚螺钉数目na兰250则取44轴承旁联接螺 栓直径didi =0.75df =i2.

18、285M i2箱盖与箱座联 接螺栓直径d2d2 =（0.50.6） df =8.i87 9.8244M i0轴承端盖螺钉 直径d3d3 =（0.40.5）df =6.558.8i7M 8窥视孔盖螺钉 直径d4d4 =（0.3 0.4）df =4.9i6.55M 5定位销直径dd = （0.7 0.8）d2 = 85.73i 7.86M 6连接螺栓的间 距l1 =i50 20080d f ， di， d 2 至外箱壁的距离Ci查手册表4-i273020df，di，d2 至凸缘边缘距离C2查手册表4-i2420i4外箱壁至轴承 座端面距离lih =Ci +C2 十（5 i0）50大齿轮顶圆与内箱壁

19、距离i街:i.2 =9.6i0齿轮端面与内 箱壁距离也2A2 6 =8i0箱盖，箱座肋m ,mg 壮 0.85 ,m 吒 0.8566.8,6.8厚承端盖外径D2D2 = D+（55.5085（i 轴）85（2 轴）ii5（3 轴）轴承旁联结螺 栓距离SS岀D285 （i 轴）85 （2 轴）ii5 （3轴）d _ 33mm甩=3096.76NFr2 =1117.3NFt3 =8800NFr3 =3202.9N五、轴的设计计算及校核：5.1高速轴:Rv =109.32 NF2v = 2266.98 N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 =

20、110 ,印 =3640.06NF2h =2701.7N于是33d C=110=22mm考虑到轴上有键槽，所 以nV1440d min = 22 (1 5%) = 23.1mm求作用在齿轮上的受力圆周力Ft =1d12 8.18 10450二 3524N径向力FrFt tan：3524 tan 20Klcos?二的=1356N轴的结构设计：拟定轴上零件的装配方案M av = 4210N mmM 汨=140140N mmM a =196880N m mM e 二 214698N mmd - 34.6mmd = 32 .95 mm1. 输出轴的最小直径显然是安装 v带的直径a （如上图），根据轴最

21、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，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，bs为45mm6. 角接触轴承段与3相同，dy为35mm by为求轴上的载荷：1.求垂直面的支承反力F ivFr 1213563077.56N30 103.5F2v 干 -F1V =1356-77.56 =1278.44N2 .求水平面的支

22、承反力F1HFt 12ITT3524 3030 103.5= 791.91Ndmin =36.17mm d = 37mmFt = 5460 NFr =1987.37NF1H F2h = FtF2H =2718.89N3. F力在支点产生的反力F l3116.7 汉 FF1f-112.59Nh +1230 +103.5F2F =卩仆F =112.59 128.8 =241.39N4. 绘垂直面的弯矩图M av = F1v h =38350N mmM av = F1v 12 = 2326 N mm5. 绘水平面的弯矩图M aH = F1H 123750N mmM aH 二 F1H h =81960

23、N mm6. F力产生弯矩a-a截面F力产生的弯矩为M aF 二F1F h =128.8 116.7 =15030N mm7. 合成弯矩图Ma = ._Mav M；h M aF 二 38350223750223770.13 = 48480N mm2 2M a = . 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:=0.6Me=M； (：T)2 484802 (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

24、表14-1查得匚B=650MPa由表14-3查得二b =60MPa贝U3 3M e71720d22.86 mm04J V0.1X60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VF2v = 830.38N支承反力FF1H =791.91NF1v =77.56NFw = 1156.99NF2H =2718.89NF2v =1278.84N弯矩MM aH =81960N mmM av = 38350N mmF2H =2281.33N=3178.67N总弯矩M a =15030N mm扭矩TT =88.1N mM

25、av = 86770N m mMaH =22236.56N mmMa = 41986.52N mmMe 二 164.56N md _ 30.15mmd = 31.66mm弯矩图如上图所示5.2中间轴：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15-3，取C=110,于是得3= 1103.949142279=33.304mmT =425.88N1.作用在大齿轮： 圆周力F卄予2 26.4 104172-3069.76NL 75m m求作用在齿轮上的受力L2 二 104.5mm径向力 Fr2 =Ft tan - -1117.3N2作用在小齿轮:圆周力Ft32T22 26.4 104

26、d3 一60=8800N径向力 Fr3 二 Ft3 tan ： =3202.9N523轴的结构设计：523.1拟定轴上零件的装配方案h = 49mml2 二 47mm二 p1 =53.45MPa二 p2 = 39.60MPa1. 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，按与齿轮的装配关系定d2为35mm b2为65mm3. 轴环，根据齿轮的轴向定位要求取 da为4mm ba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。5. 角接触轴承段同1相同，d5为30mm b5为35mm求轴上的载荷:h

27、 = 60mml2 =36mm二 p1 = 24.48MPa-p2 二 56.50MPa1.求垂直面的支承反力Fiv (L1 L2 L3) FM (L2 L3)讦边 L3F 38.5 67 61 - Fa 85 Fr6138.5+67 + 61= 109.32NF1v =109.32NF1vF2vFr1 _ Fr2F2v =2266.98l = 7.27mmL = 32mm2 .求水平面的支承反力F1HFt2 I3 -Ft1 (I2 T3)h +I2 +I3-3640.06NI = 24mmFr1 =908.28NFr2 =1520.13NF2H = Ft2 - F1H Ft1 =2701.7

28、N3. 绘垂直面的弯矩图M av = F1v I3 = 4210N mmM av = F2V 13 =13828.5N mm4. 绘水平面的弯矩图M aH = Fih 13 =3640.06 38.5 = 140.14N mM aH = F2H 61 =164.8N m5. 合成弯矩图MaiMiv M；h = 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:=0.6MehfM； (T)2 h/196.882(0.6 142.729)2 10. 计算危险截面处轴的直径

29、轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1查得匚B=650MPaC r = 20928 .4 N 由表14-3查得二b=60MPa贝U3 3 ./讥214.698H03d 畠 J=十=32.95mm90.1坊盘V0.1 汉 60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载荷水平面H:垂直面VFn =3641.7NFr2 = 3526.8N支承反力F和=3640.06NFw =109.32NF2H =2701.7NF2v 弯矩MM aH =140.14N mmM av = 164.8N mm总弯矩M a =196880N

30、 mm扭矩TT =142.729N mCr =19500NFr1 = 3382.68NFr2 = 2427.7NCr = 25800N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a = 354N md H JP=110 J3.793 =38.4m m考虑到轴上有键槽， n 88.1d min =38.4 (15%) =40.32mm所以，取最短直径为40mm532求作用在齿轮上的受力圆周力_ 2T32 4.249 105Ft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与联轴器的孔径

31、相适应，故需同时选取联轴器的 型号。联轴器的计算转矩兀玄二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。半联轴器与轴配合的毂孔长 度L1 =60mm轴孔直径为38mm故1段b为60mm,d为38mm 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.5460 Nd156径向力Fr = Ft tan： =1987

32、.37N533轴的结构设计：拟定轴上零件的装配方案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，ba 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为求轴上的载荷：1. 求垂直面的支承反力F1v = J11 =1156.99NI2 I3F2

33、V 二 Fr -F2V =1987.37-1156.99 =830.38N2 .求水平面的支承反力Ft l2MF2Ht - =2281.33Nl2 l3F1H 二 Ft4 -Fzh =5460-2281.33 =3178.67N3. 绘垂直面的弯矩图Mav 二 Fw 12 =1156.99 75=86770N mm4. 绘水平面的弯矩图MaH 二 F2H l3 =3178.67 75 = 238400N mm5. 合成弯矩图M a = M av M aH 二 .8677022384002 二 253690 N mm6. 轴的转矩T = 425880 N m9. 求危险截面的当量弯矩从图中可以看

34、出，低速的齿轮中心线处最危险，其当量弯矩为-=0.6Me = M：(：T)2 n253.692(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查得二b =650MPa由表14-3查得二b=60MPa则3d_Me04匚少3360.07103V 0.1x60=39.15mm载荷水平面H垂直面V支承反力岳=3178.67NFw =1156.99NFF2H =2281.33NF2v =830.38N弯矩MMaH =2384O0N mmi Mav =8677N，mni总弯矩Ma =253690N mm扭矩TT= 425880 N

35、 m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 1=125150Mpa，取Jp】=100Mpali4Tdm二 p4 26520045 9 100二 26.19m mL1 _h d =26.1914 =40.19mm取 L1 =70mm4T - d2h2匚 p426520057 10 100=18.61mmL2 -丨2 b2 =18.6116 =34.61mm取L63mm与联轴器联接处键为键 A1270 b h L

36、 = 12mm 8mm 70 mm与齿轮接处键为键 A1463 b h L =14 mm 9mm 63 mm6.2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 Jp 1=100120MPa,取Jp】=100MPa,dh二 p4 10870037 8 100=14.69mmL -l b =14.69 10 = 24.69mm取 L1 =70mm,L2 =36mm与小齿轮联接处键为键A1222bhL =12 mm8mm 22 mm与大齿轮联接处键为键A2870bhL = 28mm16 mm 70mm6.3高速轴键选择:中间轴转矩T =424 .9N m查表10-10查

37、得许用应力!邛1=100120Mpa，取J pl=100Mpa,4Tdh4 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 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 =30 mm D =55mm B = 13mm 。1 先计算轴承载荷、内部轴向力F1+FP2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

38、本额定动载荷Cr =fpP(60Lh)=106ft14559.4960142.7297200)3 =18012 .8N 乞 19500 N106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 = 45 mm D = 75 mm B = 29 mm 。1 先计算轴承载荷、内部轴向力Fr1 =寸冃：+F, =丁1156.992 +3178.672 =3382.68NFr2 = . F； 尸和 二.830.3822281 .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-

39、9得fp =1 , ； =3工作温度正常 查表16-8得仇=13.查得：轴承径向基本额定动载荷*1 1= 1408 .87 N 乞 25800 NfpP 60n1 x3382 .6860 汉 88.813106Cr -(Lh)(67200)3ft 10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K a =1.5，计算转矩为 Tea =1.5 236.48N m=354.72N m查手册选用

40、凸缘联轴器GY-5其主要参数如下：公称转矩Tn二400N m轴孔直径d1 =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 =

41、7mmD0 二 D 2.5d3 = 72.5mmD2 = D02.5d3 二 90mme =1.2d3 =8.4mm _ e =12mmD4 = D -（10 15） = 45m mD5 二 D0 -3d3 = 51.5mmD6 = D -（2 4） = 52m m低轴承 7009 D=75, d3=8, n=4d0 = d3 1=9mmD0 二 D 2.5d3 =95mmD2 = D0 2.5d3 = 115mm e =1.2d3 二 9.6mmD4 二D -(1015) =67mmD5 二 D0 -3d3 = 71mmD6 = D -(2 4) = 75m m十、减速器附件设计（1）窥视孔

42、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

43、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