带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、机械课程设计说明书?精密机械设计?课程设计任务书A(3)一、设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器、系统简图带传动、工作条件：运输机工作平稳,单向运转,单班工作,使用期限8年,大修期3年,输送带速度允许误差为5%,减速器中小批量生产四、原始数据条件题号YZ-II11121314151617181920运输带拉力F/N2500280030003300400046004800运输带速度v/(m/s)1.51.61.41.11.50.81.21.60.851.25卷筒直径D/mm450320275400250250400400400500五、设计工作量1. 设计说明书1份2. 减速器装配

2、图1张3. 减速器零件图2张指导教师：杨建红开始日期：2021年1月2日完成日期：2021年1月15日计算及说明结果一、电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机,此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简单,工作可靠,价格低廉,维护方便,适用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体和无特殊要求的机械.2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1):Pd=PW/ta(kw)Pw=FV/1000=1700X1.87/1000=3.18(KW)由电动机至输送机的传动总效率为：w=刀1X刀23XXmX45根据?机械设计课程设计?P7表1式中：、刀23、刀4、玷分别为带、滚

3、动轴承(三对)、圆柱直齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率.取不1=0,95,引2=0.98,刀3=0.97,山=0,99、刀5=0,964总=0.82那么：刀总=0.95X0.983X0.97X0.99X0.96=0.82所以：电机所需的工作功率：Pd=PW/刀总=3.18/0.82=3.88(KW)Pd=4.77(kw)计算及说明结果3、确定电动机转速n筒卷筒轴工作转速为：=40.6r/n筒=60X1000V/兀1)=60乂1000X1.87/(3.14X500)min=71.5r/min根据?机械设计课程设计?P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1二36.NdV

4、带传动的传动比io=24.那么总传动比理论范围为：=243.6ia=ioXi1=624.974.4故电动机转速的可选范为r/minNd=iaxn筒=(624)X71.5二4291716r/min那么符合这一范围的同步转速只有750r/min根据容量和转速,由p167查出此种电动机型号：(如下表)电动机型号额定,率电动机转速(r/min)电动机重量(N)参考价卜传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器Y160M1-8475072011821009.312.53.72此选定电动机型号为Y132M2-6,其主要性能:中央高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底角安装尺寸AXB地脚螺栓孔

5、直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD160605X433X385254X2101542X11012X41电动机主要外形和安装尺寸ia=17.73二、计算传动装置的运动和动力参数一确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n筒=720/71.5=10.49计算及说明结果总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0xi式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1,取i0=4带传动i=24由于：ia=i0xi所以：i=ia/i0=10.49/4=2.62四、传动装置

6、的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴,II轴,以及i0,i1,为相邻两轴间的传动比仰,巾2,为相邻两轴的传动效率pi,ph,为各轴的输入功率KWTI,TH,为各轴的输入转矩NmnI,nH,为各轴的输入转矩r/min可按电动机轴至工作运动传递路线推算,得到各轴的运动和动力参数i0=4i=4.431、运动参数及动力参数的计算(1)计算各轴的转速:PI=4.53(KW)pn=4.31(KW)pm=4.18(KW)n电=720(r/min)nI=180(r/min)nm=nn=40.6r/minn电二品=720(r/min)I轴(高速轴)：n1=nm/i0=720/2=360(r/

7、min)II轴(低速轴)：nn=nI/i=360/5.25=68.6r/minIII轴(滚筒):nm=nii/i2=68.6/2.5=27.44r/min(2)计算各轴的输入功率：I轴(高速轴)：Pl=PdX40i=PdX“i=PdX带=3.18X0.95=3.35(KW)H轴(低速轴)：Pn=Pix412=Pixr2x3=PIx轴承xq齿轮=3.35X0.99x0.95=3.15(KW)iii轴(滚筒)：Pm=ph423=PH,42.44=PH,轴承联轴器计算及说明结果(3)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=9550x3.18/720=42.18NmI轴(高速

8、轴)：TI=Tdiom1=Tdioii=Tdi.不带=42.18x2X0.95=80.1NmH轴(低速轴)：TH=TI-i-112=TIiet13=TI-i-Y轴承刀齿轮=80.1X5.25X0.99X0.95=395.7NmIII轴(滚筒)：THI=TIIy12y4=395.7x0.99x0.99=387.8Nm(4)计算各轴的输出功率：由于Im轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：PI=PIX刀轴承=3.35X0.99=3.32KWPH=PHX刀轴承=3.15X0.99=3.12KWPm=Pmx刀轴承=3.09X0.99=3.06KW(5)计算各轴的输出转矩：由于Im轴的输出功率分别

9、为输入功率乘以轴承效率：那么：TI=TIX刀轴承=80.1X0.99=79.30NmTH=THX刀轴承=395.7X0.99=391.74N-mTm=Tmx刀轴承=387.8x0.99=383.92NmTd=63.29N-mTI=240.5N-mTII=1012.78N-mTm=982.6N-mPI=4.44KWPII=4.22KWPIII=4.10KwTI=235.69N-mTII=992.52N-mTIII=962.95N-mT综合以上数据,得表如下:轴名成效率P(KW)转矩T(Nm)转速nr/min传动比i效率刀输入输出输入输出电动机轴4.7763.2972040.95I轴4.534.4

10、4240.5235.699600.954.43II轴4.314.22184.681012.78992.520.97田轴4.184.10982.6962.952001计算及说明结果三、V带的设计算(一)、V带的选择(1)选择普通V带截型,由于单班工作,工作平稳,那么由?精密机械设计?P122表7-5得,KA=1.1,那么Pca=6.05Pca=KAXP=5.5X1.1=6.05(KW)由Pca=6.05KW和n1=720r/min查图7-17选取A型V带由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径D1=112140,选择KWD1=140,那么大带轮直径：D2=(n1/n2)xD1(1-)=(720/1

11、80)x140x(1-0.02)D1=140=548.8(mm),(=0.02)由表7-7,取D2=560(2)验算带速VD2=560V=Q1n1/60x1000=兀X140x720+60乂1000m/s=5.28m/sV=5.28m/介于525m/s范围内,故合格.(3)确定带长和中央距a：0.7(D1+D2)a02(D1+D2)那么有：490a01200m(5)计算V带根数Z:由表7-8得P0=1.29KW,由表7-9得K%=0.92,由表7-3得KL=1.11,由表7-10得APO=0.09Kw,那么V带根数为：Z=PC+(P0+AP0)-KLK=6.05+(1.29+0.09)X0.9

12、2X1.11)=3.63那么Z=4(6)计算轴上的载荷Fz:由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m单根V带张紧力：F0=500(2.5+K%-1)Pd+zv+qv2=248.77N轴上载荷：Fz=2zF0Sin(/2)=2X4X248.77Xsin(150.80/2)=1925.9N四、减速器传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级.选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBs.齿轮精度初选8级,齿面粗糙度R确定各参数值1试选载荷系数K

13、=1.32计算小齿轮传递的转矩T1=9.55Xl06xp/n1=9.55乂106x4.44/180=2.36X105Nmm3材料弹性影响系数由?机械设计?表10-6取ZE=189.8Ma由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限可而1600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度极限.4由式1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60x180x1x8X300X8=2.07乂108N2=N1+4.43=4.67X1075由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.986计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,平安系数S=1,由式1012得KHN1*,Hlim1oH1=S

14、=0.95x600MPa=570MPaT1=2.36X105N-mmN1=2.07X108N2=4.67X107(TH1=570MPa(TH2=KHN2*.2oH2=S=0.98X580MPa=568.4MPa7)、计算(1)试算小齿轮分度圆直径d1t,代入oH中较小值d1t=68.9mm(2)计算圆周速度v=7tditn2=0.649m/s601000V68.9mmv=0.649m/sb=68.9mmmt=3.83mmh=8.62mmb/h=7.99直齿轮KHa=KFa=1；由表10-2查得KA=1,计算及说明结果由表104用插值法查得8级精度,小齿轮相对轴承对称布置时,Kh6=1.355由

15、图10-13查得Kf3=1.45故载荷系数K=KAxKVxKH%XKHB=1x1x1x1.355=1.355(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10-10a)得3pd1=d怵jK/Kt=mm=69.8mm(6)计算模数mmd1=69.8/18mm=3.87mm乙8)按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为m篝鹏1)确定计算参数由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.90,Kfn2=0.97计算等曲疲劳也力,取弯曲疲劳平安系数S=1.4,那么oFi=Kfnix/S=500X0.90/1.4=32

16、1.43MPaoF2=Kfn2S=380X0.97/1.4=263.29MPa计算载荷系数k：K=1.355d1=69.89mmm=3.87mmF1=321.43MpaF2=263.29MPaK=KAxKVxKF%XKF3=1x1x1x1.45=1.45K=1.45查取齿型系数由表105查得YFa1=2.91;YFa2=2.22查取应力#正系数由表105查得Ysa1=1.53;Ysa2=1.77计算大、小齿轮的并加以比拟FYFa1YSa1_YFa=0.0139昨1昨10.0139YFa2YSa2=0.0149(Tf2YFa2YSa2_02大齿轮的数值大.0.01499、设计计算mm=3.26m

17、m3.26mm比照计算结果,可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为m=3.5mm标准值m=3.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径Z1=20d1=69.86mm,算出小齿轮齿数Z1=d1/m=69.86/3.5=19.96Z2=89取Z1=20大齿轮齿数Z2=4.43x20=88.6取Z2=89d1=7010、几何尺寸计算mma计算分度圆直径d2=311.5d1=m-Z1=3.5x20=70mmmmd2=mZ1=3.5X89=311.5mmb计算中央距a=190.75a=(d1+d2)/2=190.75mmb=di-|d=70取B2=70mmB1=75mm11、按齿根弯曲疲劳强度校核计算

18、由公式：F吧1YfYsTlYfYs进行校核.bdmbmz1由?机械设计根底?P196图6-32查得：TFlim1=210MPa;TFlim2=190Mpa查表6-9得：平安系数Sf=1.30,Ynti=Ynt2=1,那么：、Ynti210i62MPaSF1.30心12蟠146MPaSF1.30=136.9MPaF1=120.8MPaTF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求.齿轮的根本参数如下表所示：名称符公式齿1齿2齿数ZZ2089分度圆直dd=mz70311.5B1=75mmof1=162MPaf2=146MPaF1=136.9MPaaF2=120.8MPa径齿顶haha=ha*m3.53.5齿顶d

19、ada=d+2ha77318.圆苴分度i-i=rr1-aA=m(z1+z2)/25190.759、结构设计大齿轮采用腹板式,如图10-39?机械设计?五、轴的设计计算一、减速器输入轴I轴1、初步确定轴的最小直径选用40Cr调质,硬度280HBs,抗拉强度极限应力oB=700MPa,屈服极限rs=500MPa;轴的输入功率为PI=4.53KW转速为nI=180r/min根据课本P37015-2式,并查表15-3,取A0=100dn,考虑到有键梢,将直径增加3%5%,那么取d=32mm2、轴的结构设计1轴上零件的定位,固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,d1=32m

20、md2=36mmd3=40mmd4=45mmd5=55mmd6=45mmd7=40mmL1=80mmL2=72mmL3=40mmL4=73mmL5=7mm齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,用平键作周向过渡配合固定.轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的.轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键作周向过渡配合定位.2确定轴的各段直径和长度 由上述可知轴的右起第一段直径最小d1=32mm.长度为：L1=80mm. 轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位,轴段2上应有轴肩,由于该段穿过轴承盖且安装垫圈,取d2=36mm,长度为：L2=72mm. 轴的右起第三段

21、要安装滚动轴承和套筒,选用深沟球轴承,那么轴承有径向力,而轴向力为零,选用6208型轴承,其尺寸为dXDxB=40x80x18,那么该段的直径d3=40mm,长度为：L3=40mm. 轴的右起第四段安装齿轮,一般要比轴段3的直径大15mm,由于齿轮的齿顶圆直径为77mm,分度圆直径为70mm,轮毂的宽度为75mm,那么,此段的直径为d4=45mm,长度为：L4=73mm、轴的右起第五段位轴环,对齿轮定位作用,取d5=55mm,长度为：L5=7mm.、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承,所以该轴径为：d6=d3=40mm,长度为L6=41mm.3求作用在齿轮上的受力轴承支点的距离为

22、：L=(18/2+2+18+75x2=133mmL6=41mm因道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm,小齿轮转矩：T1=9.55Xl06xp/n1=9.55x106X4.44/180=236NmL=133mm一一一.2T匚c而圆周力：Ft1=2T=2X2.36X105+(70X10-3)=6743NTi=236N径向力：Fr1=Fttanan=6743xtan200=2454Nm水平支点反力：Fha=Fhb=Ft+2=6743+2=3372NFt1=6743垂直支点反力：Fva=Fvb=F+2=2454+2=1227NN水平弯矩：Mhc=FhaXL+2=3372X133X10-3+2=224.

23、2N-mFr1=2454垂直弯矩：Mvc=FvaXL+2=1227X133x10-3+2=81.6N-mN综合弯矩.McVMhc2Mvc2J224.4281.62238.8NmFHA=FHB当量弯矩：MecJMc2(T)2x-11238.82(0.6236)2277.6Nm=3372N它们图形如下所7K：FVA=FVB=1227NMhc=224.2N-mMVC=81.6N-mMc=238.8NmMec=277.6Nmoe1=30.5MPa0-1oe2=47.6MPa0-14)、判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,所以剖面C为危险截面.MeC=277.

24、6Nm,由课本表15-1有：0-1=70Mpa贝U:=MeC/W=MeC2/(0.1d43)=30.5MPa-1右起第一段虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：政=Mec/W=MD/(0.1di3)=156+(0.1x0.0323)=47.6MPa1所以确定的尺寸是平安的二、减速器输出轴II轴1、初步确定轴的最小直径选用45#调质,硬度240HBs,抗拉强度极限应力oB=640MPa,屈服极限rs=355MPa;轴的输入功率为PH=4.31KW转速为n=40.6r/min根据课本P37015-2式,并查表15-3,取A0=100dn,考虑到有键梢,将直径增加3%5%,那么取d=50mm.

25、二3-61jn1轴上零件的定位,固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,用平键作周向过渡配合固定.轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的.轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键作周向过渡配合定位.2确定轴的各段直径和长度、从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,那么轴d1=50mm应该增加5%,取d1=50mm,根据计算转矩：d2=55mmd3=60mmd4=65mmd5=75mmd6=60mmL1=80mmL2=70mmL3=39mmL4=68mmL5=7mmL6=51mmT=1.0XTC=K

26、AXTH=1.2X1012.78=1215.34Nm,查标准GB/T43232002,选用弹性柱销联轴器,半联轴器长度为l1=80mm,轴段长L1=80mm、右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取d2=55mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为L2=70mm、右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承,那么轴承有径向力,而轴向力为零,选用6212型深沟球轴承,其尺寸为dXDXB=60X100X22,那么该段的直径为d3=60mm,长度为L3=39mm、右起第四段,该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要

27、增加5%,大齿轮的分度圆直径为311.5mm,那么第四段的直径取d4=65mm,齿轮宽为b=70mm,为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L4=68mm、右起第五段,考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩,取轴肩的直径为d5=75mm,长度取L5=7mm、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承,那么d6=d3=55mm,长度L6=51mm3、求作用在齿轮上的受力因道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm大齿轮转矩：T=9.55X106xp/n2=9.55x106x4.31/40.6=1.0x106Nmm=1000Nm大齿轮分度圆直径：d=311.5mm而圆周力：Ft1=2T=2X1.0X106/311.5

28、=6420.5Nd径向力：Fr1=Fttan%=6420.5xtan200=2336.9N水平支点反力：Fha=Fhb=Tt/2=6420.5/2=3210.25N垂直支点反力：FvA=FvB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N水平弯矩：Mhc=FhaXL/2=3210.25X0.12/2=192.6Nm垂直弯矩：Mvc=FvaXL/2=1168.45X0.12/2=70N-m综合弯矩：当量弯矩.MecMc2T2,20526002634Nm它们图形如下所示：106NmmFt1=6420.5NFr1=2336.9NFha=Fhb=3210.25NFVA=FVB=1168.45NMhc=

29、192.6N-mMvc=70NmMc=205NmMec=634Nm窕4=23MPa(T-1虞产2.0MPa1=60Mpa贝U:阳4=MeC/W=MeC2/(0.1D43)=23MPa(r-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：阳1=Mc/W=Mc/(0.1d13)=2.0MPa(r-1所以确定的尺寸是平安的.六、箱体的设计1 .窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.窥视孔上有盖板,以预防污物进入机体内和润滑油飞溅出来.2 .放油螺塞减速器底部设有放油孔,用于排出污油,注油前用螺塞

30、赌注.3 .油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量.油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件.4 .通气器减速器运转时,由于摩擦发热,使机体内温度升高,气压增大,导致润滑油从缝隙向外渗漏.所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,使机体内热涨气自由逸出,到达集体内外气压相等,提升机体有缝隙处的密封性能.5 .启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶,联结后结合较紧,不易分开.为便于取盖,在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉,在启盖时,可先拧动此螺钉顶起机盖.在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,如装上二个启盖螺钉,将便于调整.6 .定位销为了保证轴承座孔

31、的安装精度,在机盖和机座用螺栓联结后,锤孔之前装上两个定位销,孔位置尽量远些.如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置.7 .调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成,用一调整轴承间隙.有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用8 .环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩,用以搬运或拆卸机盖.9 .密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以预防漏油和污物进入机体内.密封件多为标准件,其密封效果相差很大,应根据具体情况选用.箱体结构尺寸选择如下表:名称符号尺寸mm机座壁厚8机盖壁厚*8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b224地脚螺钉直径df20地脚螺钉

32、数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d210联接螺栓d2的间距L150200轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df,d1,d2至外机壁距离Ci26,22,16df,d1,d2至凸缘边缘距离C224,20,14轴承旁凸台半径Ri14凸台高度h根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离1i48大齿轮顶圆与内机壁距离i20齿轮端面与内机壁跑离225.5机盖、机座肋厚m1,8,8轴承端盖外径D2110,122轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近,以Md1和Md2互/、十涉为准,七、键联接的选择及校核计算A10x70GB/

33、T11、输入轴与大带轮连接用平键连接此段轴径d1=32mm,L1=80mm,TI=240.5Nm查?机械设计根底第二版?P296表11-1GB10951979选用A型平键得,公称尺寸bxh：10X8贝U,L=L1-b=70mm.op=4T/dhL=48.8MPaop110Mpa表11-2应选择键A10X70GB/T1096-19792、输入轴与齿轮1联接用平键联接轴径d3=45mmL3=73mmTH=240.5Nm查?机械设计根底第二版?P296表11-1GB10951979选用A10x63GB/T1096-1979A型平键得,公称尺寸bxh：10X8贝U,L=L3-b=63mm.op=4T/

34、dh.L=39.23MPaop110Mpa表11-2应选择键A10X63GB/T1096-19793、输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径d4=65mmL3=68mmTI=1012.78N-m查?机械设计根底第二版?P296表11-1GB10951979选用A20X48GB/T1096-1979A型平键得,公称尺寸bxh：20X12贝U,L=L3-b=48mm.op=4T/dhL=89.5MPaop110Mpa表11-2应选择键A20X48GB/T1096-19794、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径d1=50mmL1=82mmTI=1012.78N-mA16X64GB/T1查?机械设计根底第

35、二版?P296表11-1GB10951979选用A型平键得,公称尺寸bxh：16X10贝U,L=L3-b=64mm.op=4T/dhL=109.5MPa1920060n1fdp601801.22501预期寿命足够此轴承合格2、输出轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用,所以P=Fr=2336.9Nfd=1.2ft=1.0选择6206轴承Cr=19.5KNCfdP/60nrft1061Lh)31.22336.916040.6106119200)3(2)求轴承应有的径向根本额定载荷值10103.7N(3)选择轴承型号,106,ftC、e106Lh()6

36、0nfdP6040.6选择6012轴承Cr=29.9KN,119900、3()146695.8h19200h1.22336.9预期寿命足够fd=1.2ft=1.0选择16012轴承Cr=19.9KN此轴承合格一、联连轴器的选择(1)类型选择由于两轴相对位移很小,运转平稳,且结构简单,对缓冲要求不高,应选用弹性柱销联轴器.(2)载荷计算计算转矩TC2=KAXTH=1.3X1012.78=1316.6Nm,其中KA为工况系数,KA=1.3(3)型号选择根据TC2,轴径d4,轴的转速n2,查标准GB/T50141985,输出轴选用LZ4型弹性柱销联轴器,具额定转矩T=1800Nm,许用转速n=4200r/m,故符合要求.Tc2=1316.6NmKa=1.3十、密封和润滑的设计(一)密封：由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机那么可以选用毛选才LZ4型弹性柱销联轴器毡密封.毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙,到达密封的目的.毛毡具有天然弹性,呈松孔海绵状,可储存润滑油和遮挡灰尘.轴旋转时,毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑.二润滑：1对于齿轮来说,由于传动件的的圆周速度v12m/s,采用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油,用以润滑和散热.同时为了预防油搅动时泛起沉渣,齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm.对于一级减速器,浸油深度为一个齿全高,这