带式输送机传动装置

1、机械设计基础重庆大学课程设计说明书设计名称：一级减速器题目：带式输送机传动装置学生姓名：专业：班级：学号:指导教师：日期：2018年_月_日第一部分设计任务书1/38机械设计基础一、初始数据设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=3400N，V=1.2m/s，D=280mm，设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数300天，三相交流电源，电压380/220V。二.设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接

2、设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承对称分布。3确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。二.计算传动装置总效率匕=耳小2叩3耳4耳5=°.96X0.983X0.97X0.99X0.96=0.833n1为V带的效率,n2为轴承的效率,n3为齿轮啮合传动的效率,n4为联轴器的效率,n5为工作装置的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度v:v=1.2m/s工作机的

3、功率pw:FXV3400X1.2pw=1000=而0=4.08KW电动机所需工作功率为:pw4.08,门pd=na=0.833=4.9KW工作机的转速为:60X1000V60X1000X1.2n=nXD=nX280=81°r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i=24,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=36，贝V总传动比合理范围为i=624，电动机转速的可选范2a围为nd=iaXn=（6X24）X81.9=491.41965.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5K

4、W,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/81.9=11.72am（2）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。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，贝V减速器传动比为：i=ia/i0=11.72/2.5=4.69a0第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速：输入轴：nI=nm/i0=960/2.5=384r/min输出轴：nII=nI/i=384/4.69=81.

5、88r/min工作机轴：片=nII=81.88r/min(2) 各轴输入功率:输入轴：P=PdXni=4.9X0.96=4.7KW输出轴：PII=PX比=4.7X0.98X0.97=4.47KW工作机轴：PII=PIX耳24=4.47X0.98X0.99=4.34KW则各轴的输出功率：输入轴：PI'=PIX0.98=4.61KW输出轴：PII'=PIIX0.98=4.38KW工作机轴：PIII'=PIIIX0.98=4.25KW(3) 各轴输入转矩:输入轴：片=TdXi0Xm电动机轴的输出转矩:pd4.9T=9550X一dnm=9550X960=48.74Nm所以：输入

6、轴：T=TdXi0Xm=48.74X2.5X0.96=116.98Nm输出轴：TII=TXiX比X出=116.98X4.69X0.98X0.97=521.53Nm工作机轴：T=TX比X匕=521.53X0.98X0.99=505.99Nm输出转矩为：输入轴：T'=TX0.98=114.64Nm输出轴：T'=TX0.98=511.1Nm工作机轴：T'=TX0.98=495.87Nm第五部分V带的设计5.1 V带的设计与计算1. 确定计算功率Pcaca由表查得工作情况系数KA=1.1，故P=KP=1.1X4.9kW=5.39kWcaAd2. 选择V带的带型根据P、n由图选用

7、A型。cam3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径d。由表，取小带轮的基准直径d=112mm。d1d12）验算带速v。按课本公式验算带的速度ndd1nm60X1000nX112X96060X1000m/s=5.63m/s因为5m/s<v<30m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径d=id=2.5X112=280mmd20d1根据课本查表，取标准值为dd2=280mm。4确定V带的中心距a和基准长度Ldd1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度d0n2a0+Rddi+dd2)+

8、%叫1)24a0=2X500+2x(112+280)+(280-112)24X5001630mm由表选带的基准长度Ld=1640mm。d3)按课本公式计算实际中心距a0。aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1640-1630)/2mm505mm按课本公式，中心距变化范围为480554mm。5. 验算小带轮上的包角a】%180°-(dd2-dd1)X57.3°/a=180°-(280-112)X57.3°/505160.9°>120°6. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr。由d加=112mm和n=960r/min

9、,查表得P=1.16kW。d1m0根据n=960r/min,i0=2.5和A型带，查表得AP0=0.11kW。m00查表得K=0.95，查表得Kt=0.99，于是aLPr=(P0+AP0)KaKL=(1.16+0.11)X0.95X0.99kW=1.19kW2) 计算V带的根数zz=Pca/Pr=5.39/1.19=4.53car取5根。7. 计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以(2.5-K)P'a丿ca门F0=500+qv2Kazv=500X"蔦常匕5.39+0.105X5.632N=159.53N0.95X5X5.638. 计算

10、压轴力FPFp=2zF0sin(a1/2)=2X5X159.53Xsin(160.9/2)=1573N第六部分齿轮传动的设计1.选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数选用7级精度因传递功率较大，选用硬齿面齿轮传动。参考表5-6小齿轮：40Cr（表面淬火），硬度为4855HRC大齿轮：40Cr（表面淬火），硬度为4855HRC选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24X4.69=112.56，取z2=113。因选用闭式硬齿面传动，故按齿根弯曲疲劳强度设计，然后校核其齿面接触疲劳强度。2.按齿根弯曲疲劳强度设计按式（5-52），设计公式为mn12KTYYcos2P(YYI1RpFaS&#

11、169;Z2d1-FaSaoF1）试选载荷系数K二1.3t2）初选螺旋角0=12。3）小齿轮传递转矩4）压力角a=20°。2. 按齿面接触疲劳强度设计1)确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KHt=1.3。 计算小齿轮传递的转矩T1=116.98N/m 选取齿宽系数屮d=1。 由图查取区域系数ZH=2.44。 查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa"2。 计算接触疲劳强度用重合度系数Z。£端面压力角：at=arctan(tanan/cosB)=arctan(tan20°/cos14°)=20.561°aat1=arCC0SZ1

12、C0Sat/(Z1+2han*C0S卩)=arccos24Xcos20.561°/(24+2X1Xcos14°)=29.982°aat2=arccosz2cosat/(z2+2han*cosP)=arccos113Xcos20.561°/(113+2X1Xcos14°)=23.005°端面重合度：sa=z1(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2-tanat)/2n=24X(tan29.982°-tan20.561°)+113X(tan23.005°-tan20.561°)/2n=1

13、.66轴向重合度：Sp=屮dz1tanp/n=1X24Xtan(14°)/n=1.905重合度系数：Z=0.665£ 由式可得螺旋角系数Zp=.Jcos0=Jcosl4=0.985 计算接触疲劳许用应力oH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为aHlim1=600MPa、血述=550MPa。计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1=60nkth=60X384X1X5X300X2X8=5.53X108大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=N1/u=5.53X108/4.69=1.18X108查取接触疲劳寿命系数:Khn1=0.9、KHN2=0.92。取失效概率为1%,安全

14、系数S=l,得：KHN1°Hlim1叫10.9j600=540MPaKHN2°Hlim2Mb°.92X550=506MPa取aH1利弗2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即叫=叫2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径=50.996mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v9/38机械设计基础v=齿宽bndltnl60Xl000b=屮dd1tnX50.996X38460Xl000=l.02m/s=lX50.996=50.996mm2）计算实际载荷系数KH 由表查得使用系数KA=1。 根据v=1.02m/s、8级精度，由图查得

15、动载系数KV=1.08。 齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2X1000X116.98/50.996=4587.811NKF/b=1X4587.811/50.996=89.96N/mm<100N/mmAt1查表得齿间载荷分配系数Kh=1.4。Ha 由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，K=1.346。HP则载荷系数为：K=KKKK=1X1.08X1.4X1.346=2.035HAVHaHP3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d=50.996X=59.212mm11/38及相应的齿轮模数m=dcosP/z=59.212Xcos14°/24=2.394mmn11模

16、数取为标准值m=2mm。3. 几何尺寸计算（1）计算中心距(z1+z2)mn(24+113)X22cos02Xcos14=141.19mm机械设计基础中心距圆整为a=140mm。2）按圆整后的中心距修正螺旋角P=arccos(zl+z2)mn2a(24+113)X2arccos2X140=11.889°21/38即：p=11°53z20（3）计算大、小齿轮的分度圆直径=49.051mmz1mn24X2d=1cospcos11.889°z2mnd2=cosp113X2=cos11.889°=23°.949mm4）计算齿轮宽度b=X=1X49.05

17、1=49.051mmd1取b2=50mm、b1=55mm。4. 校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件22KFT1YFaYSaYSYpcos2p°F=W°F9dmnz11) 确定公式中各参数值计算当量齿数ZV1=Z1/cos3p=24/cos311.889°=25.612ZV2=Z2/cos3p=113/cos311.889°=120.588 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：Pb=arctan(tanPcosat)=arctan(tan11.889°Xcos20.561°)=11.152°当量齿轮重合度：s

18、=s/cos2B=1.66/cos211.152°=1.724ava1b轴面重合度：8p=屮dz1tanp/n=1X24Xtan11.889°/n=1.608重合度系数：Y=0.25+0.75/sv=0.25+0.75/1.724=0.685sav 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YpB11.889yp=1-s卩!20=1-1.608X120=0.841 由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数Fa1=2.61YFa2=2.17YSa1=1.61YSa2=1.83 计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa=1.4根据Kh卩=L346，结合b/h=11.11查图得笔旷1

19、.316则载荷系数为K=KKK=1X1.08X1.4X1.316=1.99FAvFaF0=380MPa。 计算齿根弯曲疲劳许用应力oF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为aFlim1=500MPa、aF1，m2由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.89取安全系数S=1.4，得KFN1°Flim1皿1=S0.85X500=303.57MPaKFN2°Flim2GF2=S0.89X3801.4=241.57MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核2KFT1YFaYSaYsYP皿印°F1=31edmnz12=2X1000X199X11698X261X161X

20、0685X0841cos211889°1X23X242=234.217MPaW吋2KFT1YFaYSaYsYP皿印°F2=31edmnz12X1000X1.99X116.98X2.17X1.83X0.685X0.841cos211.889°=321X23X242=221.342MPaW誘齿根弯曲疲劳强度满足要求5. 主要设计结论齿数Z=24、z2=113,模数m=2mm,压力角a=20°,螺旋角B=11.889°=11°53'20，中心距a=140mm,齿宽b1=55mm、b2=50mm。6. 齿轮参数总结和计算斜齿轮法向模数

21、m=2mm,n螺旋角B=11.53o仑参数齿数z=24mm1z=113mm2中心距a=140mm分度圆直径d=49.051mm1d=230.949mm2齿轮宽度b=50mm2b=55mm17.选择润滑方式闭式齿轮传动，齿轮的圆周速度vW12m/s，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑,推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度Vc=120mm/s,Vc=23mm/s50°1000第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1输入轴上的功率P、转速n1和转矩T1P1=4.7KWn1=384r/minT1=116.98Nm2. 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为:d

22、1=49.051mm则:Ft=2T1d12X116.98X100049.051=4769.7N=FtXtanancos00tan20=4769.7X°=1774Ncos11.889F=Ftanp=4769.7Xtan11.889。=1003.7Nat3. 初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=112，得dmin=112X=25.8mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取：d2=27mm4. 轴的结构设计图B3/iuiv：口75u二47E'£in22I-.5L<L5

23、3;5. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=32mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=37mm。大带轮宽度B=78mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=76mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=32mm,由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30207,其尺寸为dXDXT=35X72X18.25mm,故d34=d78=353478mm,

24、取挡油环的宽度为15,则1=l78=18.25+15=33.25mm。3478轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因此，取=42mm。45673）由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以156=B=55mm,d56=d1=49.051mm565614）根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离,取123=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm，则145=+s-15=16+8-15=9mm1=+

25、s-15=16+8-15=9mm67至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6. 轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30207轴承查手册得a=15.3mm带轮中点距左支点距离L1=（78/2+50+15.3）mm=104.3mm齿宽中点距左支点距离L2=（55/2+33.25+9-15.3）mm=54.4mm齿宽中点距右支点距离L3=（55/2+9+33.25-15.3）mm=54.4mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FtL34769.7X54.4F=FNH1L2+L3=54.4+54.4=2384.8NFtL24769.7X54.4F=fnh2L2+L3=54.

26、4+54.4=2384.8N垂直面支反力（见图d）：FrL3+Fadl/2-Fp(Ll+L2+L3)FNV1=L2+L3=-1967.7N1774X54.4+1003.7X49.051/2-1573X(104.3+54.4+54.4)54.4+54.4fFrL2-Fad1/2+FpL11774X54.4-1003.7X49.051/2+1573X104.3Fnv2=L2+L3=54.4+54.42168.7N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=2384.8X54.4Nmm=129733Nmm截面A处的垂直弯矩：M=FL=1573X104.3Nmm=164064N

27、mmV0p1截面C处的垂直弯矩：M=FL=-1967.7X54.4Nmm=-107043NmmV1NV12MV2=FNV2L3=2168.7X54.4Nmm=117977Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩：M=Mr+Mv=168193NmmM2=MH+MV2=175355Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式(14-4),取a=0.6,则有:McaAM+(aTl)2°

28、;ca=W=WJ1681932+(0.6X116.98X1000)20.1X49.0513MPa=15.4MPaWo1=60MPa1故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:机械设计基础4.轴的结构设计图25/387.2输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩TP2=4.47KWn2=81.88r/minT2=521.53Nm2.求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d2=230.949mm则:2T2Ft=d22X521.53X1000=230.949=4516.4NtananFr=FtCOST=4516.4X错误！=167

29、9.8NF=Ftan=4516.4Xtan11.889°=950.4Nat3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得dmin34.47=112X8T88=425mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3,则:T=KT=1.3X521.53=678NmcaA2按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或ca手册，选用LT8型联轴器。

30、半联轴器的孔径为45mm故取d12=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。L5tL_L12_丄"3丄_L34_L45J匚*75. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取112=82mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据

31、d23=50mm,由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为dXDXT=55mmX100mmX22.75mm，故d34=d67=55mm,取挡油环的宽度为15,则l67=22.75+15=37.75mm6767右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d=64mm。563）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=60mm；齿轮的左端与左轴承机械设计基础之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=50mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=48mm。4）根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端

32、盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离=16mm,考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=22.75mm，贝VLa=T+s+A+2.5+2=22.75+8+16+2.5+2=51.25mm34l=s+A+2.5-15=8+16+2.5-15=11.5mm56至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6. 轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30211轴承查手册得a=21mm齿宽中点距左支点距离L2=（50/2-2+51.25-21）mm=53.2mm齿宽中点距右支点距离

33、L3=（50/2+11.5+37.75-21）mm=53.2mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FtL3F=FNH1L2+L3FtL2F=fnh2L2+L34516.4X53.253.2+53.2=2258.2N4516.4X53.253.2+53.2=2258.2N31/38垂直面支反力（见图d）：FrL3+Fad2/2F=FNV1=L2+L31679532+9504X230.949/2=1871.4NFad2/2-FrL2F=fnv2=L2+L353.2+53.2950.4X230.949/2-1679.8X53.253.2+53.2=191.6N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

34、截面C处的水平弯矩：M=FwL=2258.2X53.2Nmm=120136NmmHNH12截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=1871.4X53.2Nmm=99558NmmMV2=FNV2L3=191.6X53.2Nmm=10193Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=-Mr+Mv=156027NmmM2=-Mr+Mv2=120568Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根

35、据公式（14-4）,取a=0.6，则有：Mca°ca=W；1560272+(0.6X521.53X1000)20.1X603MPa=16.2MPaWo1=60MPa1故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算w时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：FciIHLLIl2L3FtFNHlMH匚QFFaF)9)FNV2MVSFNH2FHVEFNVIFqFhViFhVl第八部分键联接的选择及校核计算8.1输入轴键选择与校核校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhXl=8mmX7mmX70mm,接触长度:T=70-8=62mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hT

36、doF=0.25X7X62X27X120/1000=351.5NmT三-，故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl=18mmX11mmX45mm,接触长度:T=45-18=27mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hTdoF=0.25X11X27X50X120/1000=534.6NmT三T2，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl=14mmX9mmX70mm,接触长度:T=70-14=56mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hTdoF=0.25X9X56X45X120/1000=68

37、0.4Nmtt2，故键满足强度要求。第九部分根据条件,轴承预计寿命：L=5X2X8X300=24000hh9.1 输入轴的轴承计算与校核机械设计基础1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1,Y=0所以：P=XF+YF=1X1774+0X1003.7=1774Nra10/3=1774X2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:60X384X24000=11797N1063）选择轴承型号：查课本表11-5，选择:30207轴承，C=54.2KN,由课本式11-3有:3）选择轴承型号:#/38Lh=叩0/360n1=般晋）

38、10/3=3$3X5h所以轴承预期寿命足够。9.2 输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1,Y=0所以：P=XF+YF=1X1679.8+0X950.4=1679.8Nra2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:=1679.8X10/3J60X81.88X24000=7026N机械设计基础查课本表11-5，选择:30211轴承，Cr=90.8KN,由课本式11-3有:Lh=叫C60n110/343/38=1.2X108h106(9O.8X1OOO10/360X81.881679.8)所以轴承

39、预期寿命足够。第十部分联轴器的选择1. 载荷计算公称转矩：T=T2=521.53Nm由表查得KA=1.3,故得计算转矩为：Tca=KAT2=1.3X521.53=678Nm2. 型号选择选用LT8型联轴器，联轴器许用转矩为T=710Nm,许用最大转速为n=3000r/min,轴孔直径为45mm，轴孔长度为84mm。T=678NmWT=710Nmcan2=81.88r/minWn=3000r/min联轴器满足要求，故合用。第十一部分减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1)齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度VW12m/s,将大齿轮的轮齿浸入

40、油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm,取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h=4.5mmW10mm,取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油(GB5903-2011),牌号为150润滑油，粘度荐用值为118cSt。2)轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的

41、。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v=1.02m/sW2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。11.2 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封

42、装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间vV3m/s,输出轴与轴承盖间vV3m/s,故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1 减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油,故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置,其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板制成,它和箱体之间应加密封垫,还可在孔口处加过滤装置,以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：查辅导书手册得具体尺寸如下：L1=120；L2=105；b1=90；b2=75；d=7；R=5；h=42.放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：011放油螺塞密封油®3. 油标（油尺）油标用来指示