方案用于带式运输机展开式二圆柱齿轮减速器方案机圆柱齿轮减速器带式运输机圆柱齿轮

.2 ,,,,,,,,4..81416282224253537............................................ 26个人资料整理 仅限学习使用一、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

10年，小批卷筒直径

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：此方案选用了V带传动和闭式齿轮传动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。个人资料整理 仅限学习使用个人资料整理 仅限学习使用二、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：2.1.1 电动机的类型：按工作要求选用 Y系列<IP44）三相异步电动机，电压为 380V。2.1.2 选择电动机容量：选择电动机所需功率pdPw4.327kW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PedPd工作机所需功率为PwFvkW=25501.403.57kW1000100042传动装置总效率：带承齿联卷带—V带传动效率：0.96承—每对滚动轴承的传动效率： 0.99齿—闭式齿轮的传动效率： 0.97联—联轴器的传动效率：0.99卷—传动卷筒的传动效率： 0.99带入得42卷=0.960.9940.9720.990.960.825带承齿联Pw3.574.327kWpd=0.825因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由表17-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为3kW。2.1.3 确定电动机转速:滚筒工作转速：n=601000v6010001.4089.12r/minwD300通常取V带传动比常用范围i12~4，二级圆柱齿轮减速器i2=8～40，则总传动比的范围为i=16～160。所以电动机转速的可选范围个人资料整理 仅限学习使用是：nd=i nw 16~160 89.12 1426.02~14260.27r/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：方案电动机型额定功率电动机转速<r/min）号Ped/kw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:nm144016.156ia89.13nw分配传动比：取i带2则减速器的传动比i为：ia16.1568.078i减2i带取二级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比i11.4i减1.48.0783.336则低速极的传动比i2i减8.0782.402i13.3632.3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i01、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n1、n2、n3、n4；各轴输入转矩为T1、T2、T3、T4则各轴的运动和动力参数为：0轴<电机轴）p0pd4.327kWn0nm1440r/minT0P095504.32728.696Nm95501440n01轴<高速轴）p1p001p0带4.3270.964.154kWPd4.11kWd1 80个人资料整理 仅限学习使用n1n01440720r/mind2235.2i012P14.154v6.02m/sT19550m955082.64Nn14802轴<中间轴）p2p112p1承齿4.1540.990.973.989kW530mmn2n1480a0i12142.73r/min3.363T29550P295503.989266.9NmLd1600mmn2142.793轴<低速轴）p3p223p2承齿3.9890.990.973.83kWn3n2142.73a611.21mmi2388.81r/min1.60T39550P395503.831429.21Nm165.38n388.814轴<滚筒轴）p4p334p3承联3.8310.990.993.755kWn4n388.81i3488.81r/min1T49550P495503.753403.78Nmn488.81运动和动力参数如下表：Z5功率P/kW转矩T/<Nm）转速传动效率轴名输入输出输入输出n/(r/min比>iFQ128.8N电动机轴/4.32/28.6714402.50.961轴4.15782.681.824804.1130.962轴3.993.95266.4264.9142.732.320.963轴3.833.79320.03429.288.811.000.984轴3.753403.1438.988.813.72三．传动零件的设计计算3.1设计V带和带轮：个人资料整理 仅限学习使用3.1.1 设计计算普通V带传动<1）计算功率(P=4.11kW,n=1440r/min>PcPd4.521kW。<2）选V带型号选用普通V带根据PcPd4.521kW，nm1440r/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d1，d2由课本219页查表13-9得，应不小于75mm，现取d180mm由式13-9得d2n1d1(1144080(10.02)235.2mmi3.368n2)480由表13-9取dd2265mm(虽然使n2略有减小，但其误差小于5%，故允许>m12.5<4）验算带速：vd1n1801440d150mm6.02m/s601000601000d2170mm带速在5～25m/s范围内,合适b135mm<5）取V带基准长度Ld和中心距a：b230mm由于0.7<dd1dd2）a02<dd1dd2）即280mma0800mm，a1110取a0480mm，由式13-2得带长L02a0(d1d2)(d2d1)2[2480(80235.2)(300100)2]mm24a024600F155.43MPa=1468.79mmF248.29MPa查课本212页表13-2取Ld1600mm，由式13-16计算实际中心距：a≈a0LdL016001468.79611.21mmv3.795m/s24802<6）验算小带轮包角：1180d2d157.3180o2368057.3165.38120oa611.21主动轮上的包角合适。<7）计算V带根数Z：由式13-15得Z=Pc(P0P0)KKL由n0=1440/min，d1=80mm，由式13-9得传动比id22362，d1(1)803.0(10.02)查表13-5得p00.168kW由1163查表13-7得：k0.95查表13-2得kL0.99则Z4.5214.86(0.810.168)0.950.99取Z=5根。 T1 266Nm个人资料整理 仅限学习使用<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0500Pc(2.51)25004.5212.50.1×1.402=648NF=ZvKqv=(1)51.400.95作用在轴上的压力FQ=2ZF0sin1=2×5×648×sin163=128.8N223.2齿轮的结构设计及计算：3.2.1高速级齿轮设计：3.2.1.1 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305HBSlim11500MPa。FE1850MPa。大齿轮用球墨铸铁，齿面硬度为305HBSlim21550MPa。FE2850MPa。由表11-5取Sf=2.0；Sh=1.5；[F1]FE1850425MPaSFMpa2[F2]FE2850MPa425MPaSF2[H1]lim11500MPa1000MPaSH1.5[H2]lim2150MPa1000MPaSH1.504）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K1由表11-6取齿宽系数d0.5小齿轮上的转矩T18.26104Nmm初选螺旋角β=15°齿数取z119，则z22.3631963.89，取z264实际传动比为i643.36819齿形系数zv11921.08，zv26471.03233cos15cos15

d188.97mmZ132Z277m23mmb275mmb180d196mmd2112mma160mmF155.998MPaF253.91MPav 2.34m/s查图11-8得YFa1 2.89；YFa2 2.26；由图11-9得YSa1 1.57；个人资料整理 仅限学习使用YSa2 1.74；YFa1YSa12.261.740.0106＞YFa2YSa22.261.740.004F1425F21000故应对小齿轮进行弯曲强度计算5）法向模数2KT1YFa1YSa1218.26422310cos15m132cos22.084mmdZ1F10.519取mn2.5mm6）中心距a1mn(z1z2)mn(1964)107.51mm；取a1110mm2cos2cos15确定螺旋角mn(z1z2)2.5(1964)（）arccosarccos2a211019438319.43齿轮分度圆直径d1mnz12.51950.37mmcoscos194383d2169.31mm7）齿宽b2dd10.550.3725.185mm；故取b230mm；b1 35mm8） 验算齿面接触强度HzEzHz2kT1uu12773.2MP＜H11000MPbd1故安全9>齿轮的圆周速度d1n1144050.37v10003.795m/s；6060000选8级制造精度 是合宜的3.2.2 低速级齿轮设计:3.2.2.1 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260HBSlim1670MPa；FE1240MPa

[] 38MPadmin 23.1mmFt 3524NFr 1356N个人资料整理 仅限学习使用大齿轮用45号钢调质，齿面强度为200HBSlim2570MPa；FE2250MPa.25由表11-5取S=1；SH1H[H1]lim1670670MPa[H2]570570MPaSH11[F1]FE1240192MPa[F2]250200MPaSF1.251.254）按轮齿弯曲强度设计计算由表11-3取载荷系数K1.1由表11-6取齿宽系数0.8小齿轮上的转矩T1266Nm根据11-4，ZE188.0，ZH2.52KT1u＋1ZEZH221.126.61043.402188.0232.5d13()88.97mmu12.402dH570选小齿轮齿数为z132，则z2iz1322.40276.4取z277，则实际772.4；传动比i325）模数md188.972.78；故取m23mm2z1326）齿宽齿宽b2dd10.888.9771.176mm；故取b275mm；b180mm7）分度圆直径,d1m2z196mmd2m2z2231mm中心距a2d1d296231163.5mm；取a160mm；22验算齿面接触强度查图11-8得YFa12.67；YFa22.25；由图11-9得YSa12.25；YSa21.72F12KT1YSa1YFa121.112.661052.671.64118.63F1192MPa2759232bz1mn2.25200MPaF2YFa2Ysa1F11.72118.63104.84F2YFa1Ysa12.671.64齿轮的圆周速度vd1n193.144802.34m/s；60100060000选8级制造精度是合宜的

F1v 77.56NF2v 1278.44NF1h791.91NF2H2718.89NF1F112.59NF2F241.39NMav38350NmmMaH81960NmmMaF 3377N mmMa 48480N mm88100NmmMe 50915.43Nmm个人资料整理 仅限学习使用d 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 0.025a 3 6.625 8 8箱盖厚度110.02a35.6088箱盖凸缘厚度b1b11.511212箱座凸缘厚度bb1.51212箱座底凸缘厚b2b22.52020度dfdf0.036a1216.374.地脚螺栓直径M16地脚螺钉数目na250则取44轴承旁联接螺d1d10.75df12.285M12栓直径箱盖与箱座联d2d2（0.5~0.6）df8.187~9.8244M10接螺栓直径轴承端盖螺钉d3d3(0.4~0.5)df6.55~8.817M8直径窥视孔盖螺钉d4d4（0.3~0.4）df4.91~6.55M5直径定位销直径dd(0.7~0.8)d285.731~7.86M6连接螺栓的间ll150~20080距df，d1，d2C1查手册表4-127至外箱壁的距30离20df，d1，d2C2查手册表4-124至凸缘边缘距20离14外箱壁至轴承l1l1C1C2(5~10)50

d 33mmFt23096.76NFr21117.3N座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚轴承端盖外径

个人资料整理 仅限学习使用111.29.61022810m1,mm10.851,m0.856.8,6.8D2D2D(5~5.5)d385(1轴）85(2轴）115(3轴）

Ft38800NFr33202.9N轴承旁联结螺SSD285<1轴）栓距离85<2轴）115<3轴）五、轴的设计计算及校核 ：5.1高速轴：5.1.1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[τ]=38MPa,C110，于是33P1104.11以dC22mm考虑到轴上有键槽，所n1440dmin22(15%)23.1mm5.1.2求作用在齿轮上的受力 :圆周力Ft2T128.18104Nd1503524径向力FrFttan3524tan20cos1356Ncos5.1.3轴的结构设计:

F1v109.32NF2v2266.98NF1H3640.06NF2H2701.7NMav4210NmmMaH140140NmmMa196880N mmMe214698Nmm5.1.3.1 拟定轴上零件的装配方案个人资料整理 仅限学习使用d 34.6mmd 32.95mm1 2 3 45 6输出轴的最小直径显然是安装V带的直径d1<如上图），根据轴最小直径的计算，和查阅书籍，故 6段b1为60mm,d1为20mm。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.角触轴承段，d3取为30mm,轴承型号为6006，装配关系等确定，b3为24mm。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为高速级齿轮轴段，b5为45mm。角接触轴承段与3相同，d7为35mm，b7为33mm。5.1.4求轴上的载荷:1．求垂直面的支承反力F1vFrl2135630l1l277.56N30103.5F2vFrF1v135677.561278.44N36.17mm2．求水平面的支承反力dmind37mmF1HFtl2352430l1l2791.91N30103.5F1HF2HFtF2H2718.89NFt5460N3.F力在支点产生的反力Fr1987.37NF1FFl3116.7Fl1l2112.59N30103.5F2FF1FF112.59128.8241.39N4．绘垂直面的弯矩图MavF1vl138350NmmMavF1vl22326Nmm5．绘水平面的弯矩图个人资料整理 仅限学习使用MaHF1Hl123750NmmMaHF1Hl181960Nmm6.F力产生弯矩a截面F力产生的弯矩为MaFF1Fl1128.8116.715030Nmm7．合成弯矩图MaMav2MaH2MaF38350223750223770.1348480NmmMaMav2MaH2MaF93640Nmm=8．轴的转矩T88100Nmm9．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0.6MeMa2(T)2484802(0.688100)271720N.mm10．计算危险截面处轴的直径查得MPa轴的材料为45号钢，调治质处理。由表14-1B650由表14-3查得1bMPa则6033Me71720d0.122.86mm0.1[1b]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FFNF1v77.56N1H791.91F2H2718.89NF2v1278.84N弯矩MMaH81960NmmMav38350Nmm总弯矩Ma15030Nmm扭矩TT88.1Nm

F2v830.38NF1v1156.99NF2H2281.33NF1H3178.67NMav86770NmmMaH22236.56NmmMa41986.52NmmMe 164.56Nm个人资料整理 仅限学习使用弯矩图如上图所示5.2中间轴：5.2.1 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33dCP3.94911033.304mmn142.2795.2.2 求作用在齿轮上的受力:作用在大齿轮：圆周力Ft22T2226.4104d21723069.76N径向力Fr2Fttan1117.3N

30.15mmd31.66mmT 425.88NL1 75mmL2 104.5mml149mml247mmp153.45MPap239.60MPa个人资料整理 仅限学习使用作用在小齿轮：圆周力2T2226.4104Ft3Nd3608800径向力Fr3Ft3tan3202.9N5.2.3轴的结构设计:5.2.3.1 拟定轴上零件的装配方案角接触轴承段处，d1取为30mm,轴承型号为6006，b1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65mm。轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d3为4mm，b3按照要求取为7.5mm。4. 高速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定 d4为35mm，b4为40mm。.角接触轴承段同1相同，d5为30mm，b5为35mm。5.2.4求轴上的载荷:1．求垂直面的支承反力F1v(L1L2L3)Fr1(L2L3)Fr2L3F1VFr38.56761Fa85Fr6138.56761109.32NF1v109.32NF1vF2vFr1Fr2F2v2266.98．求水平面的支承反力Ft2l3Ft1(l2l3)F1Hl2l33640.06Nl1F2HFt2F1HFt12701.7N3．绘垂直面的弯矩图Mav F1v l3 4210N mm

l160mml236mmp1 24.48MPap2 56.50MPa7.27mmL32mml 24mm30.29MPaFr1908..28NFr21520.13N个人资料整理 仅限学习使用MavF2vl313828.5Nmm4．绘水平面的弯矩图MaHF1Hl33640.0638.5140.14NmMaHF2H61164.8Nm5．合成弯矩图MaMav2MaH213828.52140142196880Nmm6．轴的转矩T142.729Nm9．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0.6MeMa2(T)2196.882(0.6142.729)2214.698N.m10．计算危险截面处轴的直径14-1查得B650MPa轴的材料为45号钢，调治质处理。由表由表14-3查得1bMPa则60333Me214.69810d0.16032.95mm0.1[1b]考虑到键槽对轴的削弱，将 d增加大5%故d1.0532.9534.6mm35mm所以中间轴安全合理载 荷 水平面H 垂直面V支承反力FF1H3640.06NF1v109.32NF2H2701.7NF2v2266.89.N弯矩MMaH140.14NmmMav164.8Nmm总弯矩Ma196880Nmm扭矩TT142.729Nm

Cr 20928.4NFr13641.7NFr23526.8NCr 19500NFr13382.68NFr22427.7NCr 25800N个人资料整理 仅限学习使用Tca 354Nm弯矩图如上图所示5.3低速轴：5.3.1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=110，于是得3P3dC3.79338.4mm考虑到轴上有键槽，n11088.1dmin38.4(15%)40.32mm所以，取最短直径为 40mm5.3.2求作用在齿轮上的受力 :圆周力2T324.249105Ft1565460Nd径向力FrFttan1987.37N5.3.3轴的结构设计:5.3.3.1 拟定轴上零件的装配方案个人资料整理 仅限学习使用输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1<如上图），为了使所选的轴直径d1与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TcaKAT3，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA1.5，则转矩Tca1.542490Nm63735Nm。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b1为60mm,d1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.滚动轴承处段，d3取为45mm,轴承型号为6009，DB45mm75mm16mm由滚动轴承，档油环及装配关系等确定，b3为27mm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49.5mm轴环，根据齿轮的轴向定位要求取d5为58mm，b5按照要求取为12mm。低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定d6为48mm，b6为62mm。.滚动轴承段同3相同，d7为45mm，b7为37.5mm。个人资料整理 仅限学习使用5.3.4求轴上的载荷:1．求垂直面的支承反力Frl21156.99NF1vl3l2F2vFrF2v1987.371156.99830.38N．求水平面的支承反力Ftl22281.33NF2Hl3l2F1HFt4F2H54602281.333178.67N3．绘垂直面的弯矩图MavF1vl21156.997586770Nmm4．绘水平面的弯矩图MaHF2Hl33178.6775238400Nmm5．合成弯矩图MaMav2MaH28677022384002253690Nmm6．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0.6MeMa2(T)2253.692(0.6425.88)2360.07N.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MPaB650由表14-3查得1bMPa则6033360.07103Med1b]39.15mm0.1[0.160考虑到键槽对轴的削弱，将d增加大5%故d1.0539.1541.10mm48mm所以低速轴安全合理载荷水平面H垂直面V支承反力F1H3178.67NF1v1156.99NFF2H2281.33NF2v830.38N弯矩MMaH238400NmmMav86770Nmm总弯矩 Ma 253690N mm个人资料整理 仅限学习使用扭矩T T 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T424.9Nm查表10-10查得许用应力～，取p=100Mpap=125150Mpa个人资料整理 仅限学习使用l14T4265200d1h1[p]4526.19mm9100L1l1b126.1914取L170mm40.19mml24T426520018.61mmd2h2[p]5710100L2l2b218.611634.61mm取L263mm与联轴器联接处键为键A1270bhL12mm8mm70mm与齿轮接处键为键A1463bhL14mm9mm63mm6.2中间轴键选择：中间轴转矩T264.2Nm查表10-10查得许用应力p=100～120MPa，取p=100MPa，l4T410870014.69mmdh[p]378100Llb14.691024.69mm取L170mm,L236mm与小齿轮联接处键为键与大齿轮联接处键为键

A1222bhL12mm8mm22mmA2870bhL28mm16mm70mm6.3高速轴键选择：中间轴转矩T424.9Nm查表10-10查得许用应力p～，取，=100120Mpap=100Mpal4T4318007.27mmdh[p]257100Llb7.27815.27mm取L32mmA83b与带轮联接处键为键hL8mm6mm70mm七、滚动轴承的选择7.1高速轴轴承:取6009，d 30mmD 55mmB 13mm 。1．先计算轴承载荷、内部轴向力Fr1 F12v F12H F1F 77.562 791.912 112.59 908.28N个人资料整理 仅限学习使用Fr2 F22v F22H F2F 1278.442 2718.892 241.39 1520.13N计算轴承寿命为Lh轴两端所选为同尺寸轴承，今

Fr2

Fr1故应以轴承

2的径向当量动载荷P1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

1L

h1

3 300

8

7200h查得：轴承径向基本额定动载荷fpP60n112499.8604801Lh)7200)314796.08N15200NCr(6(106ft101故可用7006C/P5故所选7006C/P5轴承适合7.2中间轴轴承:取7007C/P5，d35mmD62mmB14mm。1．先计算轴承载荷、内部轴向力Fr1F1v2F12H109.3223640.0623641.7NFr2F22vF22H2266.9822701.723526.8N计算轴承寿命为Lh轴两端所选为同尺寸轴承，今PP故应以轴承1的径向当量动载荷2为12P计算依据。受中等冲击载荷查表16-9得fp1，3工作温度正常查表16-8得ft1Lh1330087200h查得：轴承径向基本额定动载荷fpP60n114559.4960142.7291(Lh)(7200)318012.8N19500NCr6106ft101故可用7007C/P5故所选7007C0/P5轴承适合7.3低速轴轴承:取7009AC/P5，d45mmD75mmB29mm。1．先计算轴承载荷、内部轴向力221156.9922Fr1F1vF1H3178.673382.68N个人资料整理 仅限学习使用Fr2 F22v F22H 830.382 2281.332 2427.7N计算轴承寿命为Lh今P2P1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fp1，3工作温度正常查表16-8得ft1查得：轴承径向基本额定动载荷fpP60n113382.686088.811Lh)7200)31408.87N25800NCr(6(106ft101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Tca 1.5 236.48Nm 354.72Nm查手册选用凸缘联轴器 GY-5其主要参数如下：公称转矩Tn 400Nm个人资料整理 仅限学习使用轴孔直径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 10mm。9.2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7006D=55,d3=6,n=4d0d317mmD0D2.5d372.5mmD2D02.5d390mme1.2d38.4mme1e12mmD4D(10~15)45mmD5D03d351.5mmD6D(2~4)52mm低轴承7009D=75，d3=8，n=4个人资料整理 仅限学习使用d0 d3 1 9mmD0 D 2.5d3 95mmD2 D0 2.5d3 115mme 1.2d3 9.6mmD4D(10~15)67mmD5D03d371mmD6D(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