二级斜齿减速器课程设计795.4%0.5%400%140.2%188.doc
二级斜齿减速器课程设计795.4%0.5%400%140.2%188
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计795.4%0.5%400%140.2%188,减速器课程设计
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机械设计 课程设计说明书 设计题目 ： 带式输送机带传动 双级圆柱齿轮减速器 学生姓名 : 黄 健 学 号： 5901109057 专业班级： 机制 092 班 指导老师 : 黄兴元老师 2012 年 1 月 3 日 nts 1 目 录 设计任务书 2 第一部分 传动装置总体设计 3 第二部分 V 带设计 6 第三部分 各齿轮的设计计算 8 第四部分 轴的设计 12 第五部分 校核 21 第六部分 主要尺寸及数据 25 附录 29 nts 2 设 计 任 务 书 一、设计任务： 设计题目：带式输送机带传动 双级圆柱齿轮 减速器。运输机械载荷变化不大，空载启动，单向运转，每日两班制工作，使用期限为 10年，每年 300 工作日，减速器小批量生产，运输带速度允许误差为5，滚筒效率为 0.96。DVF已知参数：滚筒直径 D 400mm，牵引力 F 5.4KN，带速 V 0.5m/s，输送机在常温下连续单向工作，载荷平稳，采用电动机为原动力。 完成内容： 1、完成减速器装配图 1 张， 0 号图纸。 2、零件图三张，箱体或箱盖， 1 号图，输出轴和输出轴上的齿轮，用 3 号图纸。 3、设计说明书 1 份。 nts 3 设计计算与说明 主要结果 第一部分 传动装置总体设计 一、传动方案（已给定） 1） 外传动为 V 带传动。 2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。 3） 方案简图上面图所示： 二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于 V 带有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具 有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y 系列三相交流 异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 三、原动机选择 1）根据工作要求及工作条件选用 Y 系列三相交流异步电动机，封闭式结构。 2）工作机所需功率：1000FvP 电动机所需工作效率：PPd 传动装置的总效率：5423421 （见课设式 2-4） 按表 2-3（课设）确定： V 带传动效率 1 =0.95，滚动轴承传动效率 （ 一对 ）2 =0.99，闭式齿轮传动效率 3 =0.97，联轴器传动比 4 =0.99，传动滚筒效率5=0。 96 代入数据得 = 816.096.099.097.099.095.0 24 3）确定电动机转速： 滚筒轴工作机转速 m in9.2340014.3 5.01 0 0 060D1 0 0 006 rn 在上 2）步中1000FvP 35 . 4 1 0 0 . 5 2 . 71000 k w k wn=23.9r/min 总 =0.816 P 工作 =2.7KW nts 4 PPd 2 . 7 3 . 3 10 . 8 1 6 k w k w 因载荷平衡，电动机额定功率edP略大于dP即可，查阅机械设计手册可知取 4dP。 通常， V 带传动的传动比常用范围为 421 i ；二级圆柱齿轮减速器为 4082 i ，则总传动比的范围为 16016 i ，故电动机转速的可选范围为 ( 1 6 1 6 0 ) 2 3 . 9 3 8 2 3 8 2 4m i n m i nd rrn i n 符合这一范围的同步转速有 750、 1000、 1500、 3000 minr 。如果没有特殊要求一般不选用 750、 1000 minr 这两种转速的电动机，而 Y 系列电动机的参考比价为： 3000 minr 133N 1314.7pF N NL1=9.88 108 NL2=2.13 108 Z1=24 Z2=112 nts 9 按齿面接触疲劳强度设计： 2131 2 1 ()t HEt dHKT ZZu ud 5 41119 5 . 5 1 0 8 . 7 1 0PT N m mn g 试选 1.6tK 取齿宽系数 1.0d ，区域系数 2.433HZ ，材料的弹性影响系数121 8 9 .8EZ M P a，小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1 600H M P a ，大齿轮接触疲劳强度极限lim 2 550H M P a 。查得120 . 7 8 , 0 . 8 7，则12 1 . 6 5 取接触疲劳寿命系数121 . 0 , 1 . 1H N H NKK，失效概率 1%，安全系数 S=1，则接触疲劳需用应力 1 l i m 1 2 l i m 212 6 0 0 , 6 0 5H N H H N HHHKK M P a M P aSS 所以 121 ( ) 6 0 2 . 52H H H M P a 将有关值代入式得 2131 2 1 ( ) 4 9 . 3 9t HEt dHKT ZZu mmud 计算圆周速度 11 0 . 8 9 /6 0 1 0 0 0tdnv m s11c o s 2tntdm m mz 计算载荷系数 K 根据 v=0.89m/s， 8 级精度查得动载荷系数 1.11vK ；取使用系数 1AK ；查得 1 , 1 . 3 5 , 1 . 4H F H FK K K K ,故实际载荷系数为 2 . 2 1A V H HK K K K K按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 311 4 4 . 3 5ttKd d m mK5.计算几何尺寸 T1= 48.7 10 N mm d1t=49.39mm d1=44.35mm mn=2mm d2=230.9mm nts 10 11c o s 1 . 7 9ndm m mz 取标准模数： 2nm mm实际分度圆直径 d1=44.35mm 22 2 3 0 . 9c o s nzmd m m12 1 4 0 . 22 c o sn zza m m m1 4 4 . 3 5db d m m取 b2=45mm b1= b2+5=50mm 6.齿轮的圆周速度 11 0 . 8 0 /6 0 1 0 0 0dnv m s7.校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数 YFa1=2.65 YFa2=2.17 YSa1=1.58 YSa2=1.80 1121111 5.1282 FaF PMzbm Y S aY FaKT 21212 1.119 FaFSFSFF PYY M 大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。 二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 1.选材方式同高速级齿轮 2.计算应力循环次数 N NL1=60nt=60 73.9 (8 2 300 10)=2.13 108 NL2= NL1/u=9.88 108/4.64=6.89 107 3.选择齿轮的参数 取 z1=24 则 z2=z1 i =24 3.09=74.16，取 z2=75 则实际传动比：213.12zi z ，初选螺旋角为 14 o 。 4.设计计算。 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 a=140.2mm b=61.28mm b1=65mm b2=70 v=0.80m/s F1=128Mpa F2=119Mpa nts 11 按齿面接触疲劳强度 设计 2131 2 1 ()t HEt dHKT ZZu ud 5 52129 5 . 5 1 0 3 . 8 5 1 0PT N m mn g 试选 1.6tK ，取 1.1d ；其他参数同高速级齿轮。 将有关值代入得 2131 2 1 ( ) 8 0 . 8 1t HEt dHKT ZZu mmud 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 311 7 2 . 5 6ttKd d m mK5.计算几何尺寸 11c o s 2 . 9 3ndm m mz 取标准模数： m=3mm 实际分度圆直径 22 2 6 1 . 9c o snmzd m m12 1882 c o sn zza m m m1 7 9 .8db d m m取 b2=80mm b1= b2+5=85mm 6.齿轮的圆周速度 12 0 . 2 8 /6 0 1 0 0 0dnv m s7.校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数 YFa1=2.65 YFa2=2.17 YSa1=1.58 YSa2=1.80 1121111 1532 FaF PMzbm Y S aY FaKT 21212 256 FaFSFSFF PYY M d1=72.56mm d2=261.9mm 1 153F M P a 2 256F M P a nts 12 大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。 总结： 高速级 1 24z 2 112z 2nm低速级 1 24z 2 75z 3nm第四部分 轴的设计 一、高速轴的设计 1.选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢 ,调质处理 . 2.初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,查表 10-2,得 A0=107 至 118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用 .取 A0=112 则 : 331 m i n 0 3 . 1 21 1 2 2 3 . 4 m m3 4 2 . 9pdA n 考虑有键槽，取 d=25mm 3.轴的结构设计 (1).轴各段直径的确定 初估轴径后，按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径。因为齿根圆直径与轴段直径之差小于 2 mt，故该轴采用齿轮轴的形式。该轴轴段1 安装轴承故该段直径为 d1=30mm。 2 段轴肩用于固定轴承，查手册得安装直径为 d2=36mm。 3 段为齿轮轴段，直径为齿轮分度圆直径 d3=44.35mm。4 段与 2 段等高， d4=36mm。 5 段安装轴承， d5= d1=30mm。 6 段应与毛毡圈的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用 JB/ZQ4606-1997 中 d=31mm的密封圈，故取 6 段 28mm。 7 段装大带轮，取为 d7=25mm。 （ 2）选择滚动轴承 因为初选轴径为 25mm，所以轴承选用内径为 30mm 的圆锥滚子轴承30306， 其尺寸为： d D B=30 72 19 1 m in 2 3.4 m md d=25mm nts 13 （ 3） 各轴段长度的确定 1 段与轴承等宽， L1=19mm， 2 段作为定位轴肩，取为 L2=7mm。 3 段为齿轮宽 L2=50mm。 4 段长度取 L5=95mm。 5 段和轴承同宽，为 L5=19mm。 6段取 L6=40mm， 7 段同大带轮同宽，取 L7=54mm。 于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=76mm， L2=114mm，L3=94mm。 （ 4）轴上零件的周向固定 轴与 大带轮配合 选用 过盈配合 H7/n6，轴承内圈配合轴颈选用 过渡配合m6，大带轮采用普通平键联接，为键 8*40 GB/T 1096。 （ 4） .轴上倒角与圆角 为保证 7306C 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。轴的左右端倒角均为 2*45。 4 轴上受力分析 齿轮上的作用力 圆周力：1112 3918tTFNd 径向力：11 t a n 1470c o str FFN轴向力：11t a n 1 4 2 6atF F N求轴承的支反力 水平面上支反力： 1 114 1 7 9 1 . 5 7 5190tAH FFN1 1 1 2 6 . 4 2 5B H t A HF F F N 垂直面上支反力： 1 76 6 9 8 . 2 5190rBV FFN1 7 7 1 . 7 5A V r B VF F F N 1 1426A V aF F N齿轮上作用力 1 3918tFN1 1470rFN1 1426aFN水平面上支反力 1 7 9 1 .5 7 5AHFN1 1 2 6 .4 2 5BHFN垂直面上支反力 7 7 1 .7 5AVFN 1426AVFN 6 9 8 .2 5BVFN nts 14 （ 5）画弯矩图 在水平面上： 0 . 0 7 6 1 3 6 . 1 6H A HM F N m g在垂直面上 ： 齿轮左侧110 . 0 7 6 2 7 . 0 32V A V a dM F F N m gFa1 Fr1 Ft A B 136.16 27.03 111.22 138.82 175.81 86.89 76 114 94 受力简图 水平面 受力及弯矩 垂直面 受力及弯矩 合成弯矩 转矩图 齿轮 1 nts 15 齿轮右侧 110 . 1 1 4 1 1 1 . 2 22V B V a dM F F N m g合成弯矩 齿轮左侧 22 1 3 8 . 8 2A V HM M M N m g齿轮右侧 2 2 1 7 5 . 8 1VHM M M N m g（ 6）画转矩图 1T 86.89N m 二中间轴的设计 中间轴的设 计步骤与高速轴的设计步骤一样，经校验应力等都符合。 现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示： 1）材料： 45 钢，调质 2）初算轴径： dmin=38.4mm,取 d=40mm 3）根据轴径选轴承可初选圆锥滚子轴承 30309C，其尺寸： 45 100 25 4） 轴各段直径分别为： d1=d5=45mm、 d2=d4=51mm、 d3=60mm 5）轴各段的长度： 1 到 5 段分别为 26mm、 43mm、 11mm、 83mm、 25mm 6）齿轮与轴 选用过盈配合 H7/n6。与轴承内圈配合轴颈选用 过渡配合 m6，两齿轮均采用普通平键联接，分别为 14*30 GB/T 1096 及键 14*70 GB/T 1096。 7） 轴上受力分析 齿轮上的作用力 圆周力：1312 10614tTFNd ， 213918ttF F N 径向力：33 t a n 3981c o str FFN， 211470rrF F N轴向力：33t a n 3 8 6 3atF F N， 211426aaF F N求轴承的支反力 1 3 8 .8 2M N m g 1 7 5 .8 1M N m g nts 16 垂直面上支反力：320 . 1 0 8 0 . 1 1 9 3 6 3 9 . 7 40 . 1 8 7ttAH FFFN 320 . 0 7 9 0 . 0 6 8 3 0 5 9 . 2 60 . 1 8 7ttBH FF 水平面上支反力： 320 . 1 0 8 0 . 1 1 9 1 3 6 3 . 7 30 . 1 8 7rrAV FFFN 320 . 0 7 9 0 . 0 6 8 1 1 4 7 . 2 70 . 1 8 7rrBV FF （ 5）画弯矩图 在垂直面上：齿轮 2 处2 0 . 0 6 8 2 4 7 . 5 0H A HM F N m g齿轮 3 处3 0 . 1 0 8 3 3 0 . 4 0H B HM F N m g在水平面上 ： 齿轮 2 左侧2 0 . 0 6 8 9 2 . 7 3V A VM F N m g右侧2 220 . 0 6 8 7 1 . 9 02V A V adM F F N m g 齿轮 3 右侧3 0 . 1 0 8 1 2 3 . 9 1V B VM F N m g左侧3 130 . 1 0 8 2 6 4 . 2 12V B V adM F F N m g 合成弯矩 齿轮 2 左侧 222 2 2 2 6 4 . 3 0VHM M M N m g右侧 2 22 2 2 2 5 7 . 7 3VHM M M N m g齿轮 3 左侧 223 3 3 3 5 2 . 8 7VHM M M N m g右侧 2 23 3 3 4 2 3 . 0 5VHM M M N m g（ 6）画转矩图：2T86.89N m 2 2 6 4 .3 0M N m g2 2 5 7 .7 3M N m g3 3 5 2 .8 7M N m g3 4 2 3 .0 5M N m gnts 17 三、低速轴的设计计算 细节步骤与高速轴的一样，所以不再重复了。下面列出它的参数及尺寸： 1）材料： 45 钢，调质 2）初算轴径： dmin=55mm,取 d=60mm 3）根据轴径选轴承可初选圆锥滚子轴承 30313，其尺寸： 65 140 33 4） 轴各段直径分别为： d1 = d5 =65mm、 d2=71mm、 d3=77mm、 d4=72mm、d6=63mm、 d7=60mm A B -247.50 92.73 264.21 385.1 68 11 108 受力简图 水平面 受力及弯矩 垂 直 面受力及弯矩 转矩图 Ft2 Fa2 Fr2 Fa3 Fr3 Ft3 齿轮 2 齿轮 3 330.40 -71.90 123.91 264.30 257.73 352.87 423.05 合成弯矩 nts 18 5）轴各段的长度： 1 到 7 段分别为 48mm、 78mm、 12mm、 70mm、 33mm、45mm、 25mm 6） 齿轮与轴选用过盈配合 H7/n6，与轴承内圈配合轴颈选用 过渡配合 m6，为保证良好的对中性，轴与半联轴器选用过盈配合 H7/k6。 齿轮采用普通平键联接，为 20*70 GB/T 1096 7）轴上受力分析 齿轮上 的作用力 圆周力：43 10614ttF F N径向力：433981rrF F N轴向力：433863aaF F N求轴承的支反力 水平面上支反力： 4 82 4 0 5 8 . 2 9208tAH FFN4 6 5 5 5 . 7 1B H t A HF F F N 垂直面上支反力： 4 126 2 4 5 8 . 8 5208rBV FFN4 1 5 2 2 . 1 5A V r B VF F F N 4 3863A V aF F N（ 5）画弯矩图 在水平面上：4 0 . 1 2 6 5 1 1 . 3 4H A HM F N m g在垂直面上 ： 齿轮左侧2440 . 1 2 6 3 1 4 . 0 72V A V a dM F F N m g齿轮右侧 2440 . 0 8 2 6 9 7 . 6 52V B V a dM F F N m gnts 19 合成弯矩 齿轮左侧 224 4 4 6 0 0 . 0 9VHM M M N m g齿轮右侧 2 24 4 4 8 6 4 . 9 8VHM M M N m g（ 6）画转矩图 3T1130.8N m 8）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核是，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即齿轮 44 6 0 0 .0 9M N m g4 8 6 4 .9 8M N m gFa4 Fr4 Ft4 A B 136.16 -314.07 697.65 600.09 864.98 1130.8 126 82 162 受力简图 水平面 受力及弯矩 垂直面 受力及弯矩 合成弯矩 转矩图 齿轮 4 nts 20 截面）的强度。取 =0.6， 32 43() 3 . 0 1 1 03 2 2d b t d tW m md ， 则轴的计算应力 2 2 3431( ) 1 0 3 6 . 5 6 0caMT M P a M P aW ， 故安全。 9）精确校核该轴的疲劳强度 判断危险截面 轴承 B 右侧截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确 定的，所以轴承 B 右侧截面均无需校核。 从应力集中对中的疲劳强度的影响来看，齿轮和套筒处的过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，齿轮中间截面上的应力最大，但应力集中不大（过盈配合级键槽引起的应力集中均在两侧），而且这里轴的直径最大，故该截面也不必校核。因为键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面左右两侧。 截面左侧 抗弯截面系数 3 3 3 30 . 1 0 . 1 6 5 2 7 4 6 3W d m m m m 抗扭截面系数 3 3 3 30 . 2 0 . 2 6 5 5 4 9 2 5TW d m m m m 截面左 侧的弯矩为 6 0 0 .0 9M N m g，扭矩3 1 1 3 0 .8T N m g截面上的弯曲应力 36 0 0 . 0 9 1 0 2 1 . 8 527463b M M P a M P aW 截面上的扭转切应力 33 1 1 3 0 . 8 1 0 2 0 . 5 954925TTT M P a M P aW 轴的材料为 45 钢，调质处理。查得 640B MPa ，1 275M Pa ，1 155MPa 。截面上由于轴肩形成的理 论应力集中系数查表后经插值法求得 2 .0 , 1 .3 1r，查得材料的敏感系数为 0 .8 2 , 0 .8 5rqq 故有效应力集中系数为 1 ( 1 ) 1 . 8 2kq 1 ( 1 ) 1 . 2 6r r rkq 查得尺寸系数 0.67 ，扭转尺寸系数 0.82e ，表面质量系数 0 .9 2r，取 1q 则求得综合系数为 nts 21 11( 1 ) 2 . 8 0qkKkk 11( 1 ) 1 . 6 2rrr r qkKkk 取碳钢的特性系数 0 .1, 0 .0 5r于是，计算安全系数caS： 1 4 . 4 9amS K 1 9 . 0 2rr a r mS K 22 4 . 0 2 1 . 5caSSSSSS 故可知其安全 第五部分 校 核 一、根据根据条件，轴承预计寿命 16 300 10=48000 小时 1、高速轴轴承 (1)已知两轴承径向反力： 7 7 1 .7 5rAFN， 6 9 8 .2 5rBFN初选两轴承为圆锥滚子轴承 30306C 型，查表得基本额定动载荷55800CN ，基本额定静载荷 0 38500CN ， 0.31e ， 1.9Y (2)求轴承的计算轴向力 派生轴向力 2 3 9 . 2 4 , 2 1 6 . 4 6d A r A d B r BF e F N F e F N 1a A a d BF F F QA 被压紧， B 被放松，所以： 1 1 6 4 2 . 4 6 , 2 1 6 . 4 6a A a d B a B d BF F F N F F N (3)求轴承当量动载荷 因为 2 .1 3aArAF eF 0 .3 1aBrBF eF 4 .0 2 1 .5caSS 故该轴安全 nts 22 所以对轴承 A：110 .4 0 , 1 .9XY对轴承 B：221, 0XY取 1.2pf ，则有： 11( ) 4 1 1 5 . 2 5A p r A a AP f X F Y F N 22( ) 8 3 7 . 9B p r B a BP f X F Y F N (4)验算轴承寿命 ABPP故取 P=4115.25N 角接触球轴承 103则 1066 31 0 1 0 5 5 8 0 0( ) ( ) 2 8 8 9 4 0 . 16 0 6 0 3 4 2 . 9 4 1 1 5 . 2 5h CL h hnP 预期寿命足够，该轴承合格 2、中间轴轴承 (1)已知两轴承径向反力： 1 3 6 3 .7 3rAFN， 1 1 4 7 .2 7rBFN初选两轴承为圆锥滚子轴承 30309C 型，查表得基本额定动载荷104000CN ，基本额定静载荷 0 78100CN ， 0.35e ， 1.7Y (2)求轴承的计算轴向力 派生轴向力 4 7 7 . 3 1 , 4 0 1 . 5 4d A r A d B r BF e F N F e F N 1a A a d BF F F QA 被压紧， B 被放松，所以： 32 2 8 3 8 . 5 4 , 4 0 1 . 5 4a A a a d B a B d BF F F F N F F N (3)求轴承当量动载荷 因为 2 .0 8aArAF eF 0 .3 5aBrBF eF 所以对轴承 A：110 .4 0 , 1 .7XY对轴承 B：221, 0XY取 1.2pf ，则有： 高速轴轴承寿命 2 8 8 9 4 0 .1hLh 故轴承合格 中间轴轴承寿命 nts 23 11( ) 6 4 4 5 . 2 1A p r A a AP f X F Y F N 22( ) 1 3 7 6 . 7 2B p r B a BP f X F Y F N (4)验算轴承寿命 ABPP故取 P=6445.21N 角接触球轴承 103则 1066 31 0 1 0 1 0 4 0 0 0( ) ( ) 2 3 9 4 3 7 3 . 36 0 6 0 7 3 . 9 6 4 4 5 . 2 1h CL h hnP 预期寿命足够，该轴承合格 3、低速轴轴承 (1)已知两轴承径向反力： 4 0 5 8 .2 9rAFN， 6 5 5 5 .7 1rBFN初选两轴承为圆锥滚子轴承 30313C 型，查表得基本额定动载荷185000CN ，基本额定静载荷 0 142000CN ， 0.31e ， 1.7Y (2)求轴承的计算轴向力 派生轴向力 1 4 2 0 . 4 0 , 2 2 9 4 . 5 0d A r A d B r BF e F N F e F N 1a A a d BF F F QA 被压紧， B 被放松，所以： 1 6 8 5 7 . 5 0 , 2 2 9 4 . 5 0a A a d B a B d BF F F N F F N (3)求轴承当量动载荷 因为 1 .6 9aArAF eF 0 .3 5aBrBF eF 所以对轴承 A：110 .4 0 , 1 .7XY对轴承 B：221, 0XY取 1.2pf ，则有： 11( ) 1 5 9 3 7 . 2 8A p r A a AP f X F Y F N 22( ) 7 8 6 6 . 8 5B p r B a BP f X F Y F N (4)验算轴承寿命 2394373. 3hLh 故轴承合格 低速轴轴承寿命 5325776. 4hLh故轴承合格 A 型平键 nts 24 ABPP故取 P=15937.28N 角接触球轴承 103则 1066 31 0 1 0 1 8 5 0 0 0( ) ( ) 5 3 2 5 7 7 6 . 46 0 6 0 2 3 . 9 1 5 9 3 7 . 2 8h CL h hnP 预期寿命足够，该轴承合格 二、键联接的选择及校核计算 1、输入轴与大带轮联 接采用普通 A 型 平键联接 轴径 d=25mm L=54mm T=86.89N m 选普通平键 键 8 40 GB/T 1096， h=7mm 32 1 0 3 9 . 7 2 1 0 0 1 2 0PPT M P a M P ak l d 该键校核合格 2、中间轴与齿轮 2 联接用普通 A 型 平键联接 轴径 d=51mm L=43mm T=385.1Nm 选用普通平键 键 14 32 GB/T 1096， h=9mm 32 1 0 8 3 . 9 0 1 0 0 1 2 0PPT M P a M P ak l d 该键校核合格。 4、中间轴与齿轮 3 联接用普通 A 型 平键联接 轴径 d=51mm L=83mm T=385.1Nm 选用普通平键 键 14 70 GB/T 1096， h=9mm 32 1 0 4 1 . 9 5 1 0 0 1 2 0PPT M P a M P ak l d 该键校核合格。 5、输出轴与齿轮 4 联接用普通 A 型 平键联接 轴径 d=71mm L=78mm T=1130.8Nm 选用普通平键 键 20 70 GB/T 1096， h=12mm 32 1 0 7 0 . 7 9 1 0 0 1 2 0PPT M P a M P ak l d 该键校核合格。 8 7 p=39.72Mpa A 型平键 14 9 32 8 3 .9 0P M Pa A 型平键 14 9 70 4 1 .9 5P M Pa A 型平键 20 12 70 7 0 .7 9P M Pa nts 25 三联轴器的选择 整个工作机在工作过 程中有轻微的冲击，所以选用弹性注销联轴器。查手册， 取 k=1.3， 因为 T=1130.8N m，所以 Tc=kT=1470.04N mTn 所以 Tn 取为 2500N m 根据以上数据及条件 查手册 ， 选用 LX4 型 ， 标准GB/T 5414-2003. 四减速器的润滑 1.齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 v12 m/s，所以采用 浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约 0.7 个齿高，但不小于 10mm，低速级齿轮浸入油高度约为 1 个齿高（不小于 10mm）， 1/6 齿轮。 2.滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V 1.5 2m/s 所以采用飞溅润滑。 3.润滑油的选 择： 因为齿面应力小于 350500MPa，所以润滑油选择抗氧防锈工业齿轮油（ SY 1172-1980）中的一种。 五减速器的密封 1.轴伸出端处的密封 因为 V5m/s 所以选用毡圈密封的方式，毡圈 标准 JB/ZQ4606-1997. 2.轴承室内侧处的密封 为了防止油脂等的入侵，应在近箱体内壁的轴承旁边设置档油环。 第六部分 主要尺寸及数据 一 箱体尺寸： 参考课程设计 P25 表 4-1 进行尺寸的设计 箱盖 壁厚 0 . 0 2 5 3 9a m m （其 中 a 是低速齿轮的中心距） 箱 座 壁厚1 0 . 0 2 3 8a m m 箱座凸缘厚度 b=1.5 =13.5mm 箱盖凸缘厚度 b1=1.5 1 =12mm 箱座底凸缘厚度 b2=22.5mm 地脚螺钉 直径 df=M24 地脚螺栓数目 n=6 轴承旁联接螺栓直径 d1=M16 箱盖与箱座连接螺栓直径 d2=M12 联接螺栓 d2 的间距 l=150mm 轴承端盖螺钉直径 d3=M10 定位销直径 d=8mm df 、 d1 、 d2 至外箱壁的 距离 C1=30mm、 23 mm、 17 mm 9mm 1 8mm b=13.5mm b1=12mm b2=22.5mm df=M24 n=6 d1=M16 d2=M12 l=150mm d3=M10 d=8mm L1=61mm 1=12mm 2=11mm nts 26 df、 d2 至凸缘边缘的距离 C2=26mm、 15mm 轴承旁凸台半径 R1=15mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离 L1=61mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1=12mm 齿轮端面与内箱壁距离 2=11mm 箱盖，箱座肋厚 m1=8 m=9mm 轴承端盖外径 D2 ：凸缘式端盖： D（轴承外径） +（ 5 5.5） d3 轴承旁边连接螺栓距： S=D2 二齿轮的结构尺寸 两小齿轮采用实心结构，两大齿轮采用 腹 板式结构 齿轮 z1 尺寸 z=24 d1=44.35mm m=2mm b=50mm h h m 1 2
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