设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器设计机的圆柱齿轮减速器带式运输机圆柱齿轮

1、1目目 录录一、前言一、前言. . 2 2二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算,4 4三传动零件的三传动零件的设设计计算计计算.8.8四、箱体的设计及说明四、箱体的设计及说明.1414五、轴的设计计算及校核五、轴的设计计算及校核.1616六、键连接的选择与计算六、键连接的选择与计算.2828七、滚动轴承的选择及计算七、滚动轴承的选择及计算.3030八、联轴器的选择八、联轴器的选择.3333九、润滑与密封的选择九、润滑与密封的选择.3333十、减速器附件设计十、减速器附件设计.3535十一、设计小结十一、设计小结3737参考资料参考资料.

2、3939 2一、前言一、前言1.11.1 题目分析题目分析题目：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：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：已知条件：运输带的拉力 F=2550N 运输带工作速度 V1.40ms卷筒直径 D300mm1.1.11.1.1 本传动机构的特点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

3、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。1.1.21.1.2 本传动机构的作用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。1.21.2 传动方案拟定：传动方案拟定：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

4、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。3二、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算2.12.1 选择电动机的容量选择电动机的容量： 2.1.12.1.1 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。2.1.22.1.2 选择电动机容量： 选择电动机所需功率kWPpwd327.4 选择电动机时应保证电动机的额定功率略大于工作机所需的电e

5、dp动机的功率即可，即dpdedPP 工作机所需功率为=kWFPw1000vkW57. 3100040. 12550 传动装置总效率：卷联齿承带24 V 带传动效率：0.96带每对滚动轴承的传动效率：0.99承闭式齿轮的传动效率：0.97齿联轴器的传动效率：0.99联传动卷筒的传动效率：0.99卷带入得4=卷联齿承带24825. 096. 099. 097. 099. 096. 024=wdPpkW327. 4825. 057. 3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。2.1.32.1.3 确定电动机转

6、速: 滚筒工作转速：wn = r/min12.8930040. 1100060100060Dv 通常取 V 带传动比常用范围，二级圆柱齿轮减速器421i=840，则总传动比的范围为 i=16160。所以电动机转速的可2i选范围是： =ir/min dn27.1426002.142612.8916016wn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：电动机转速（r/min）方案 电动机型号额定功率Ped/kw同步转速满载转速1Y132s-45.5150014402.22.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比：确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比:156.161

7、3.891440iwmann 分配传动比：取则减速器的传动比 i 为： 2带i 078. 82156.16带减iiia 取二级圆柱斜齿轮减速器高速级的传动比336. 3078. 84 . 14 . 11减ii 则低速极的传动比402. 2363. 3078. 812iii减52.32.3 计算传动装置的运动和动力参数：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、；、-依次是电01i12i23i34i01122334动机与 1 轴，轴

8、 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、；各轴输入转矩为、1n2n3n4n1T2T3T4T则各轴的运动和动力参数为： 0 0 轴（电机轴）轴（电机轴）kW327. 40dppmNnPTrnnm696.281440327. 495509550min/14400000 1 1 轴（高速轴）轴（高速轴）kW154. 496. 0327. 400101带pppmNnPTrinn64.82480154. 495509550min/720214401110101 2 2 轴（中间轴）轴（中间轴）kW989. 397. 099. 0154. 411212齿承pppm

9、NnPTrinn9 .26679.142989. 395509550min/73.142363. 34802221212 3 3 轴（低速轴）轴（低速轴）kW83. 397. 099. 0989. 322323齿承ppp mNnPTrinn21.42981.88831. 395509550min/81.8860. 173.1423332323kWPd11. 4801d2 .2352dsmv/02. 6mma5300mmLd1600mma21.61138.1656 4 4 轴（滚筒轴）轴（滚筒轴）kW755. 399. 099. 0831. 333434联承ppp mNnPTrinn78.403

10、81.88753. 395509550min/81.88181.884443434运动和动力参数如下表：功率 P/kW转矩 T/（）mN 轴名输入输出输入输出转速n/(r/min)传动比 i效率电动机轴/4.327/28.6714401 轴4.154.1182.681.824802 轴3.993.95266.4264.9142.733 轴3.833.793320.03429.288.814 轴3.753.72403.1438.988.812.532.321.000.960.960.960.98三传动零件的设计计算三传动零件的设计计算3.13.1 设计设计 V V 带和带轮：带和带轮：3.1.1

11、3.1.1 设计计算普通 V 带传动（1）计算功率(P=4.11kW,n=1440r/min) 。kWPPdc521. 4（2）选 V 带型号 选用普通 V 带根据，由课本 219 页图 13-15，kWPPdc521. 4min/1440rnm选择 Z 型普通 V 带。（3）求大、小带轮基准直径取，1d2d由课本 219 页查表 13-9 得，应不小于 75mm，现取mmd801由式 13-9 得mmdnnd2 .235)02. 01 (804801440)1 (12125ZNFQ8 .128368. 3i5 . 21m7由表 13-9 取(虽然使 n2略有减小，但其误差小于 5%，mmdd

12、2652故允许)（4）验算带速： smndv/02. 610006014408010006011 带速在 525m/s 范围内,合适（5）取 V 带基准长度和中心距 a：dL 由于 0.7（）2（）即 21dddd0a21ddddmmamm8002800， 取，mma4800由式 13-2 得带长mmaddddaL6004)100300()2 .23580(248024)()(22202122100 =1468.79mm 查课本 212 页表 13-2 取，由式 13-16 计算实际中心距：mmLd1600ammLLad21.611279.14681600480200（6）验算小带轮包角： o

13、oadd12038.1653 .5721.611802361803 .57180121 主动轮上的包角合适。（7）计算 V 带根数 Z：由式 13-15 得 Z=LcKKPPP)(00 由=1440/ min， =80mm，0n1d由式 13-9 得传动比，20 . 3)02. 01 (80236)1 (12ddi查表 13-5 得 kWp168. 00由查表 13-7 得： 查表 13-2 得163195. 0k99. 0Lkmmdmmd1705021mmbmmb3035211101aMPaMPaFF29.4843.5521smv/795. 3mNT 2661mmd97.8818则86. 4

14、99. 095. 0)168. 081. 0(521. 4Z取 Z=5 根。（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F0=qv2=0.11.402=648N ) 15 . 2(500KZvPc) 195. 05 . 2(40. 15521. 4500作用在轴上的压力FQ=2ZF0sin=25648sin=128.8N2121633.23.2 齿轮的结构设计及计算：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

15、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 305HBS ;MPa15001limMPaFE8501大齿轮用球墨铸铁，齿面硬度为 305HBS ;MPa15502limMPaFE8502由表 11-5 取 Sf=2.0；Sh=1.5；MPaMPaSMPaMPaSMPaMPaSMPaMpaSHHHHFFEFFFEF100050. 115010005 . 11500425285042528502lim21lim122114）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 由表 11-6 取齿宽系数1K5 . 0d773221ZZmmm32m

16、mb752801bmmammdmmd1601129621MPaMPaFF91.53998.5521smv/34. 29小齿轮上的转矩mmNT411026. 8初选螺旋角 =15齿数取，则，取19z189.6319363. 22z64z2实际传动比为368. 31964i齿形系数， 21.081519zcos31v71.0321564zcos32v查图 11-8 得；由图 11-9 得；89. 21FaY26. 22FaY57. 11SaY；74. 12SaY004. 0100074. 126. 20106. 042574. 126. 2222111FSaFaFSaFaYYYY故应对小齿轮进行弯

17、曲强度计算5）法向模数 mmKTmFSaFadYYZ084. 25 . 0151026. 8121232243211121119coscos取mmmn5 . 26）中心距 ；取mmzzammnn107.5115cos2)6419(cos2)(211mma0111确定螺旋角 ）（19.438343191102)6419(5 . 2arccos2)(arccos21azzmn齿轮分度圆直径mmddzmn31.16950.37mm834319cos195 . 2cos2117）齿宽 ；故取；mmdbd185.2537.505 . 012mmb302mmb3518）验算齿面接触强度MPa3810 MP

18、MPuubkHHEHdTzzz10002 .773112121 故安全9) 齿轮的圆周速度 ； smndv/795. 36000037.50144010006011 选 8 级制造精度 是合宜的3.2.23.2.2 低速级齿轮设计:3.2.2.13.2.2.1 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 260HBS ；MPa6701limMPaFE2401大齿轮用 45 号钢调质，齿面强度为 200HBS ；MPa5702lim MPaF

19、E2502由表 11-5 取 SH=1；.251HS MPaSMPaSFFEFHH19225. 12406701670111lim1MPaMPaFH20025. 12505701570224）按轮齿弯曲强度设计计算由表 11-3 取载荷系数.1 由表 11-6 取齿宽系数 0.81K小齿轮上的转矩mNT 2661根据 11-4，0 .188EZ5 . 2HZmmZZuuKTdHHEd97.885705 . 20 .188402. 2402. 31106 .261 . 12)(123243211mmd1 .23minNFNFrt13563524NFNFvv44.127856.7721NFNFHh

20、89.271891.79121NFNFFF39.24159.1122111选小齿轮齿数为，则，则实际321z77 4 .76402. 232212zizz取传动比；4 . 23277i5）模数；故取78. 23297.88112zdmmmm326）齿宽齿宽 ；故取；mmdbd176.7197.888 . 012mmb752mmb8017）分度圆直径 ,mmzmdmmzmd231 96222121中心距；取；mmdda5.1632231962212mma160验算齿面接触强度 查图 11-8 得；由图 11-9 得；67. 21FaY25. 22FaY25. 21SaY72. 12SaY MPa

21、YYmbzKTFFaSanF19263.11864. 167. 22329751066.121 . 12211152111 MPaYYYYFFsaFasaFaF20084.10463.11864. 167. 272. 125. 22111122齿轮的圆周速度；smndv/34. 26000048014.9310006011选 8 级制造精度是合宜的mmNMav 38350mmNH81960MammNMaF 3377mmNMa 48480mmN 88100TmmNMe43.50915mmd1 .23mmd5 .2312四、箱体的设计及说明：四、箱体的设计及说明：减速器箱体结构尺寸减速器箱体结构尺

22、寸(mm)名称符号计算公式结果箱座厚度8625. 63025. 0a8箱盖厚度1860. 5302. 01a8箱盖凸缘厚度1b125 . 111b12箱座凸缘厚度b125 . 1b12箱座底凸缘厚度2b205 . 22b2020地脚螺栓直径fd.374.1612036. 0adf16M地脚螺钉数目n4250则取a4轴承旁联接螺栓直径1d285.1275. 01fdd12M箱盖与箱座联接螺栓直径2d8244. 9187. 86 . 05 . 02fdd）（10M轴承端盖螺钉直径3d817. 855. 6)5 . 04 . 0(3fdd8M窥视孔盖螺钉直径4d55. 691. 44 . 03 .

23、04fdd）（5M定位销直径d86. 7731.85)8 . 07 . 0(2dd6M连接螺栓的间距l200150l80，fd1d至外箱壁的2d距离1C查手册表 4-1273020，fd1d2C查手册表 4-1242014mmd33NFNFrt3 .111776.309622NFNFrt9 .320288003313至凸缘边缘2d距离外箱壁至轴承座端面距离1l)105(211CCl50大齿轮顶圆与内箱壁距离16 . 92 . 1110齿轮端面与内箱壁距离28210箱盖，箱座肋厚mm ,185. 0,85. 011mm6.8,6.8轴承端盖外径2D32)5 . 55(dDD轴）1 (85轴）2(

24、85轴）3(115轴承旁联结螺栓距离S2DS 85（1 轴）85（2 轴）115（3 轴）五、轴的设计计算及校核五、轴的设计计算及校核：5.15.1 高速轴：高速轴：5.1.15.1.1 初步确定轴的最小直径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=38MPa,，于是110C mmdmmnPCd1 .23%)51 (22min22144011. 411033以考虑到轴上有键槽，所5.1.25.1.2 求作用在齿轮上的受力求作用在齿轮上的受力: :NFNFvv98.226632.10921NFNFHH7 .270106.364021mmNMav 4210

25、mmNMaH140140mmNMa196880mmNM 214698emmd6 .34mmd95.3214圆周力 NdTFt3524501018. 822411径向力 NFFtr1356cos20tan3524costan5.1.35.1.3 轴的结构设计轴的结构设计: :5.1.3.15.1.3.1 拟定轴上零零件的装配方案3215461. 输出轴的最小直径显然是安装 V 带的直径（如上图） ，根据轴最小直1d径的计算，和查阅书籍，故 6 段 b1为 60mm,d1为 20mm。2. 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

26、. 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。4. 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，b5为 45mm。6. 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 NlllFFrv56.775 .103303013562121mmdmmd3717.36minNFt5460NFr37.198715 NFFFvrv44.127856.77135612 2求水平面的支承反力 NFFFFNlllFFHtHHtH89.2718

27、91.7915 .1033030352422121213.F 力在支点产生的反力NFFFNFlllFFFFF39.2418 .12859.11259.1125 .103307 .1161221314绘垂直面的弯矩图mmNlFMvav3835011mmNlFMvav2326215绘水平面的弯矩图 mmNlFMHaH2375011 mmNlFMHaH81960116.F 力产生弯矩mmNlFMFaaFaF150307 .1168 .12811力产生的弯矩为截面7合成弯矩图 mmNMMMMaFaHava4848013.2377023750383502222=mmNMMMMaFaHava9364022

28、8轴的转矩 mmNT881009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6 . 0mmNTMMae.71720)881006 . 0(48480)(222210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 则MPab601NFNFvv99.115638.83012NFNFHH67.317833.228112mmNMav8677016 mmMdbe86.22601 . 071720 1 . 0313考虑到键槽对轴的削弱，将 d 增加大%5故 mmmmd282486.2205. 1所以 高速轴安全

29、合理载 荷水平面 H垂直面 V支承反力 FNFH91.7911NFH89.27182NFv56.771NFv84.12782弯矩 MmmNMaH81960mmNMav 38350总弯矩mmNMa15030扭矩 TmNT1 .88 mmNMaH56.22236mmNMa52.41986mNMe56.164mmd15.30mmd66.3117弯矩图如上图所示5.25.2 中间轴中间轴：5.2.15.2.1 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mmnPCd304.33279.142949. 3110335.2.25.2.2 求作用在齿轮上

30、的受力:1.作用在大齿轮：圆周力 NdTFt76.3069172104 .26224222径向力 NFFtr3 .1117tan22.作用在小齿轮：圆周力 NdTFt880060104 .26224323径向力 NFFtr9 .3202tan335.2.35.2.3 轴的结构设计轴的结构设计: :5.2.3.15.2.3.1 拟定轴上零件的装配方案NT88.425mmLmmL5 .1047521mmlmml474921MPaMPapp60.3945.5321mmlmml366021MPaMPapp50.5648.2421181. 角接触轴承段处，d1取为 30mm,轴承型号为 6006，b1为

31、 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。3.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.。5.角接触轴承段同 1 相同，d5为 30mm，b5为 35mm。5.2.45.2.4 求轴上的载荷求轴上的载荷: :1求垂直面的支承反力 98.226632.10932.10961675 .38618561675 .38)()(2212111323213211vrrvvvrarVrrvFFFFFNFNFFFFLFLLFLLLF 2求水平面的支

32、承反力 NlllllFlFFttH06.3640)(321321321 NFFFFtHtH7 .270111223绘垂直面的弯矩图mmNlFMvav421031mmNlFMvav5 .13828324绘水平面的弯矩图 mNlFMHaH14.1405 .3806.364031mNFMHaH8 .1646125合成弯矩图mmLmml3227. 7MPammlp29.3024NFNFrr13.152028.90821NCr4.20928NFNFrr8 .35267 .36412119 mmNMMMaHava196880140145 .1382822226轴的转矩 mNT729.1429求危险截面的当

33、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6 . 0mNTMMae.698.214)729.1426 . 0(88.196)(222210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 则MPab601 mmMdbe95.32601 . 010698.214 1 . 03313考虑到键槽对轴的削弱，将 d 增加大%5故 mmmmd356 .3495.3205. 1所以 中间轴安全合理载 荷水平面 H垂直面 V支承反力 FNFH06.36401NFH7 .27012NFv32.1091NFv.89.22662弯矩

34、 MmmNMaH14.140mmNMav8 .164总弯矩mmNMa196880扭矩 TmNT729.142 NCr19500NFNFrr7 .242768.338221NCr2580020弯矩图如上图所示5.35.3 低速轴低速轴：5.3.15.3.1 初步确定轴的最小直径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mmdmmnPCd32.40%)51 (4 .38min4 .381 .88793. 311033考虑到轴上有键槽，所以，取最短直径为 40mm5.3.25.3.2 求作用在齿轮上的受力求作用在齿轮上的受力: :圆周力 Nd

35、TFt546015610249. 42253径向力 NFFtr37.1987tan5.3.35.3.3 轴的结构设计轴的结构设计: :mNTca354215.3.3.15.3.3.1 拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案 1. 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（如上图） ，为d1了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器d1的型号。联轴器的计算转矩，查表 14-1，考虑到转矩变3TKTAca化很小，故取1.5，则 转矩。AKmNmNTca63735424905 . 1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

36、 400N。半联轴器与轴配合的毂m孔长度=60mm ,轴孔直径为 38mm，故 1 段 b1为 60mm,d1为 38mm1L2. 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.3. 滚动轴承处段，d3取为 45mm,轴承型号为 6009，由滚动轴承，档油环及装配关系等mmmmmmBDd167545确定，b3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 58mm，

37、b5按照要求取为12mm。6. 低速级大齿轮轴段，按与齿轮的装配关系定 d6为 48mm，b6为2262mm.。7. 滚动轴承段同 3 相同，d7为 45mm，b7为 37.5mm。5.3.45.3.4 求轴上的载荷求轴上的载荷: :1求垂直面的支承反力 NlllFFrv99.11563221 NFFFvrv38.83099.115637.198722 2求水平面的支承反力 NlllFFtH33.22813222 NFFFHtH67.317833.228154602413绘垂直面的弯矩图mmNlFMvav867707599.1156214绘水平面的弯矩图 mmNlFMHaH2384007567

38、.3178325合成弯矩图 mmNMMMaHava2536902384008677022226轴的转矩 mNT 4258809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6 . 0mNTMMae.07.360)88.4256 . 0(69.253)(222210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 则MPab601 mmMdbe15.39601 . 01007.360 1 . 03313考虑到键槽对轴的削弱，将 d 增加大%5故 mmmmd4810.4115.3905. 1所以 低速轴安全

39、合理23载 荷水平面 H垂直面 V支承反力FNFH67.31781NFH33.22812NFv99.11561NFv38.8302弯矩 MmmNMaH 238400mmNMav 86770总弯矩mmNMa 253690扭矩 TmNT 42588024弯矩图如上图所示 六、键的选择六、键的选择6.16.1 低速轴键选择：低速轴键选择：低速轴转矩mNT9 .424查表 10-10 查得许用应力=125150Mpa，取=100Mpa p p mmmmblLmmhdTlmmLmmblLmmhdTlpp63L61.341661.1861.181001057265200447019.401419.2619

40、.261009452652004422222221111111取取与联轴器联接处键为键 7012AmmmmmmLhb70812与齿轮接处键为键 6314AmmmmmmLhb639146.26.2 中间轴键选择：中间轴键选择：中间轴转矩mNT2 .264查表 10-10 查得许用应力=100120MPa，取=100MPa， p p mmLmmLmmblLmmdhTlp36,7069.241069.1469.141008371087004421取与小齿轮联接处键为键 2212AmmmmmmLhb22812与大齿轮联接处键为键 7028AmmmmmmLhb7016286.36.3 高速轴键选择：高速

41、轴键选择：中间轴转矩mNT9 .42425查表 10-10 查得许用应力=100120Mpa，取=100Mpa， p p mmLmmblLmmdhTlp3227.15827. 727. 71007253180044取与带轮联接处键为键 38AmmmmmmLhb7068七、滚动轴承的选择七、滚动轴承的选择7.17.1 高速轴轴承高速轴轴承: :取 6009 ， 。mmd30mmD55mmB131先计算轴承载荷、内部轴向力 NFFFFFHvr28.90859.11291.79156.7722121211 NFFFFFHvr13.152039.24189.271844.1278222222222.计

42、算轴承寿命为 Lh轴两端所选为同尺寸轴承，今故应以轴承 2 的径向当量动载荷12rrFF为计算依据1P受中等冲击载荷 查表 16-9 得，工作温度正常 查表 16-8 得1pf31tfhLh72008300313.查得：轴承径向基本额定动载荷/P57006C1520008.14796)72001048060(18 .24991)1060(31616故可用NNLnfPfChtpr故所选 7006C/P5 轴承适合267.27.2 中间轴轴承中间轴轴承: :取 7007C/P5， 。mmd35mmD62mmB141先计算轴承载荷、内部轴向力 NFFFHvr7 .364106.364032.1092

43、221211 NFFFHvr8 .35267 .270198.226622222222.计算轴承寿命为 Lh轴两端所选为同尺寸轴承，今故应以轴承 1 的径向当量动载荷 P2为21PP 计算依据。受中等冲击载荷 查表 16-9 得，工作温度正常 查表1pf316-8 得1tfhLh72008300313.查得：轴承径向基本额定动载荷/P57007C195008 .18012)720010729.14260(149.45591)1060(31616故可用NNLnfPfChtpr故所选 7007C0/P5 轴承适合7.37.3 低速轴轴承低速轴轴承: :取 7009AC/P5， 。mmd45mmD7

44、5mmB291先计算轴承载荷、内部轴向力 NFFFHvr68.338267.317899.11562221211 NFFFHvr7 .242733.228138.83022222222.计算轴承寿命为 Lh今故应以轴承 2 的径向当量动载荷 P2为计算依据12PP 受中等冲击载荷 查表 16-9 得，工作温度正常 查表 16-8 得1pf3271tf3.查得：轴承径向基本额定动载荷 /P57009AC2580087.1408)72001081.8860(168.33821)1060(31616故可用NNLnfPfChtpr故所选 7009AC/P5 轴承适合八、连轴器的选择八、连轴器的选择由于

45、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，5 . 1AK计算转矩为mNmNTca72.35448.2365 . 1查手册选用凸缘联轴器 GY-5其主要参数如下：公称转矩mNTn 40028轴孔直径 mmd381半联轴器与轴配合的毂孔长度 L=70mm.九、润滑与密封九、润滑与密封9.19.1 齿轮的润滑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。9.29.2 滚动轴承的润滑滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为均大于 2m/s，所以

46、采用油润滑。9.39.3 润滑油的选润滑油的选择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。9.49.4 密封方法的选取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=4mmDDmmdDDmmDDmmeemmdemmdDDmmdDDmmdd52)42(5 .51345)1510(124 . 82 . 1905 . 25 .725 . 27163054133023030低轴承 7009 D=75，d3=8，n=429

47、mmDDmmdDDmmDDmmdemmdDDmmdDDmmdd75)42(71367)1510(6 . 92 . 11155 . 2955 . 2916305433023030十、减速器附件设计十、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