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1、1 华南农业大学 设计名称：螺旋输送机传动装置设计 姓名：吴镇宇 田敬 学号：201131150122 201131150223 班级：11 车辆一班 指导老师：王慰祖 2 一、 设计任务书 二、 电动机的选择 三、 计算传动装置的运动和动力参数 四、 传动件的设计计算 五、 轴的设计计算 六、 箱体的设计 七、 键联接的选择及校核计算 八、 滚动轴承的选择及计算 九、 联连轴器的选择 十、 减速器附件的选择 十一、 润滑与密封 一、 机械设计课程设计任务书 题目：设计一个螺旋输送机传动装置，用普通 V 带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，二班制，使用期限 10 年（每年
2、工作日 3003 天） ，大修期四年，小批量生产。 ( 一) 、总体布置简图 ( 二) 、工作情况： 工作时载荷基本稳定，运送方向不变。 ( 三) 、原始数据 输送机工作轴上的功率 Pw(kW) ：2.6 输送机工作轴上的转速 n(r/min)：80 ( 四) 、设计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 4 6. 装配图、零件图的绘制 7. 设计计算说明书的编写 ( 五) 、设计任务 1.减速器总装配图 1 张 2.零件图 3 到 4 张 3.不少于 30 页的设计计算说明书 1 份 ( 六)
3、、设计进度 1 、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2 、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3 、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4 、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 5 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 ） ：da (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为： 总= 45 根据机械设计课程设计10 表 2-2式中：1、2
4、、 3、4、5分别为联轴器 1 、滚动轴承（一对） 、圆柱直齿轮传动、联轴器 2 和圆锥齿轮传动的传动效率。 取=0.99，0.99，0.97，. 9 、5 0.93 则： 总=0.990.9940.970.990.93 =0.85 所以：电机所需的工作功率： Pd = / 总 =2.6/ 0.85 =3.1 (kw) 因载荷平稳, 电动机额定功率 Ped略大于 Pd即可。 6 3 、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： n80 r/min 根据 机械设计课程设计 10 表 2-3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=3。 取开式圆锥齿轮传动的传动比= 3 。则总传动比理论
5、范围为：a = 18。 故电动机转速的可选范为 Nd = a n =(618)80 =4801440 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000和 1500r/min 根据容量和转速， 由相关手册查出三种适用的电动机型号： （如下表） 方案 电 动 机 型号 额 定功率 电动机转速 (r/min) 电 动 机重量(N) 参 考 价格 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 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.32 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.
6、44 3 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格 和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。 此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能： 中心高 H 外形尺寸 L (AC/2+AD)HD 底角安装尺寸 AB 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D E 装键部位尺寸 FGD 7 132 520 345315 216178 12 2880 1041 电动机主要外形和安装尺寸 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
7、主动轴转速 n 1 、可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n =960/80 =12 总传动比等于各传动比的乘积 分配传动装置传动比 ia=i0i （式中 i0、i 分别为开式圆锥齿轮传动 和减速器的传动比） 2 、分配各级传动装置传动比： 8 根据指导书 P10表 2-3，取 i0=3（圆锥齿轮传动 i=23 ） 因为： iai0i 所以： i iai0 12/3 4 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，以及 i0,i1为相邻两轴间的传动比 01，12，为相邻两轴的传动效率 P，P，为各轴的输入功率 （KW） T，T，为各轴的输入转矩 （N m ）
8、 n,n,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。 9 1 、运动参数及动力参数的计算 （1 ）计算各轴的转速： 轴：n= nm=960（r/min） 轴：n= n/ i=960/4=240r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i0=240/3=80 r/min （2 ）计算各轴的输入功率： 轴： P=Pd01 =Pd1 =3.10.99=3.069（KW） 轴： P= P12= P23 =3.0690.990.97=2.95（KW） III轴： P= P23= P24 =2.950.990.99=2.89（KW）
9、螺旋输送机轴：PIV= P25=2.890.990.93=2.66（KW） 10 （3 ）计算各轴的输入转矩： 电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95503.1/960 =30.84 Nm 轴： T= Td01= Td1 =30.840.99=30.53 Nm 轴： T= Ti 12= Ti 23 =30.534 0.990.97=117.3Nm III轴：T = T24=117.30.990.99=114.97 Nm 螺旋输送机轴：TIV = T i025=317.5Nm （4 ）计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故：P =P轴承=3.0690
10、.99=3.04KW P = P轴承=2.950.99=2.95KW P = P轴承=2.890.99=2.86KW P = P轴承=2.660.99=2.64 KW （5 ）计算各轴的输出转矩： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T = T轴承=30.530.99=30.22 Nm T = T轴承=117.30.99=116.1Nm T = T轴承=114.970.99= 113.8Nm T = T轴承=317.50.99= 314.5Nm 11 综合以上数据，得表如下： 轴名 功效率 P （KW） 转矩 T （N m ） 转速 n r/min 传动比 i 效率 输入 输出
11、输入 输出 电动机轴 3.1 30.84 960 1 0.99 轴 3.07 3.04 30.53 30.22 960 0.96 4 轴 2.95 2.95 117.3 116.1 240 0.98 轴 2.89 2.86 115 113.8 240 3 0.92 输送机轴 2.66 2.64 317.5 314.5 80 传动零件的设计计算 ( 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。螺旋输送机为一般工
12、作机械，齿轮精度初选 8 级。 (2)、初选主要参数 Z1=21 ，u=4 Z2=Z1u=214=84 由表 10-7选取齿宽系数d1 12 （3 ）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t32112HHEZZuudkT 确定各参数值 1) 试选载荷系数 K=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55106P/n1=9.551063.04/960 =3.02104N mm 3) 材料弹性影响系数 由机械设计表 10-5取 ZE=189.8MPa 4) 区域系数 ZH=2.5 5) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳
13、强度极限MPaH5502lim。 6) 由式 1015 计算应力循环次数 N160n1jLh609601 （2 8 30010）2.764109 N2N1/46.912108 7 ）由图 10-23取接触疲劳寿命系数KHN10.93；KHN20.97 8 ）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 ，安全系数 S 1 ，由式（1014）得 H1S*KHN11limH0.93600MPa558MPa H2S*KHN22limH0.97550MPa533.5MPa 13 取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳需用应力，即 H H2533.5MPa （4 ） 、计算 1) 试算小齿轮分度圆直径 d1t，
14、代入 H中较小值 d1t 32112HEHdtZZuuTK = =42.66mm 2)计算圆周速度 v=2.1m/s 3) 计算齿宽 b 及模数 mt b=d*d1t=142.66mm=42.66mm mt=11zdt=2.03 mm h=2.25mt=2.252.03mm=4.568mm b/h=42.66/4.568=9.339 4)计算载荷系数 K 已知工作载荷平稳，所以取 KA=1，根据 v=2.1m/s,8级精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.11； 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， KH =1.343 由图 1013 查得 KF =1.2
15、8 14 直齿轮 KH =KF =1。故载荷系数 K=KA*KV*KH *KH =11.111 1.343 =1.491 5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式 （1012）得： d1=31/ttKKd=mm=44.65mm 6) 计算模数 m m 11zd=mm=2.13 mm （5 ）按齿根弯曲强度设计 由式(107)得弯曲强度的设计公式为 m 3212FSaFadYYzKT 1 ） 确定计算参数 A. 计算载荷系数 2 K=KA*KV*KH *KH =11.111 1.343=1.491 A. 查取齿型系数 由图 1017 查得 YFa1=2.76；YFa2=2.228 B.
16、查取应力校正系数 由表 1018 查得 Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 C. 计算弯曲疲劳许用应力 由图 10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2=380Mpa； 15 由图 10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-14） F= SKFNF得： F1=428Mpa F2=242.11MPa D. 计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=42856. 176. 2=0.01005 222FSaFaYY=11.242762. 1228. 2
17、=0.01621 大齿轮的数值大。 （6 ） 、设计计算 m =1.42mm 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 1.42并就近圆整为标准值 m=1mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=44.65mm， 算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=44.65/1=44.65取 Z1=45 大齿轮齿数 Z2=4x45=180 （7 ） 、几何尺寸计算 a) 计算分度圆直径 d1=mZ1=245=90mm d2=mZ2=2180=360mm b) 计算中心距 a=m （Z1+Z2）/2=2（45+180）/2=225 mm 16 c) 计算齿轮宽度 b= d1d=90 取 B2=95mm B1=90
18、mm （8 ） 、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图 10-37（ 机械设计 ） 减速器外传动件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45 钢。调质处理，齿面硬度为 230HBS；大齿轮：45 钢。正火处理，齿面硬度为 190HBS。齿轮精度初选 8 级 (2)、初选主要参数 Z1=26，u=3 Z2=Z1u=263=78 取120,0.3Rxx （3 ）确定许用应力 A: 确定极限应力limH和limF 齿面硬度：小齿轮按 230HBS，大齿轮按 190HBS 查图 10-25d得lim1H=580Mpa, lim2
19、H=550 Mpa 查图 10-24c得lim1F=450Mpa, lim2F=380Mpa B: 计算应力循环次数 N ，确定寿命系数 kHN,kFN N1=60n3jLh =602401 （2 8 30010）=6.912108 N2=N1/u=6.912108/3=2.304108 查图 1023 得 kHN1=0.96,kHN2=0.98 17 C ：计算接触许用应力 取min1HS min1.4FS 由许用应力接触疲劳应力公式 MPaSHHH8.556k1limHN11 MPaSHHH539k2limHN22 查图 10-18得 kFE1=0.89 kFE2=0.91 aFFFMPS
20、07.2864.189.0450kFE11lim1 aFFFMPS2474.191.0380kFE22lim2 （4 ）初步计算齿轮的主要尺寸 因为低速级的载荷大于高速级的载荷， 所以通过低速级的数据进行计算 按式（1029）试算，即 dt 322RRu5 . 0192. 2HEtZTK）（ 确定各参数值 1) 试选载荷系数 K=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55106P/n3=9.551062.64/240 =1.05105N mm 3) 材料弹性影响系数 18 由机械设计表 10-5取 ZE=189.8MPa 4 ）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t 322RRu）5.01
21、（92.2HEtZTK =32255398.1893）3.05.01（3.01005.13.192.2=86.54mm 5）计算圆周速度 v=10006021ndt=10006024054.86=1.087m/s 因为有载荷平稳， 查表 10-2得 KA=1。 根据 v=1.09m/s,8级精度，由图 108 查得动载系数 KV=1.03； 取 KH =1.2,KH =1 。 故载荷系数 K=KA*KV*KH *KH =11.031 1.2 =1.236 6 ） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1013）得 d1=31/ttKKd=33.1/236.154.86mm=85.1mm
22、85.1=72.335mm 7 ） 计算大端模数 m m 11zd=261.85mm=3.27 mm （5 ） 、齿根弯曲疲劳强度设计 由式(1027) 19 mn 32212RR1u5 . 014FSaFaYYzKT）（ 确定计算参数 1 ） 计算载荷系数 由表 10-4查得KH be=1.25 则KF =1.5 KH be=1.875 K=KAKVKF KF =11.031 1.875=1.93 2 ） 齿形系数和应力修正系数 因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数cosvzz算。其中 zv1=26/0.95=27.37 Zv2=78/0.32=243.75 查图 10-17 齿形系数 YF
23、a1=2.57；YFa2=2.06 查图 10-18应力修正系数 Ysa1=1.60；Ysa2=1.97 3 ）计算大、小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111FSaFaYY=07.28660. 157. 2=0.01437 222FSaFaYY=24797. 106. 2=0.01643 大齿轮的数值大。 4 ）设计计算 mn 32212RR1u5 . 014FSaFaYYzKT）（ 20 =322250.016431326）3.05.01（3.01005.193.14=3.06 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数 3.06并就近圆整为标准值 m=3mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径
24、 d1=85.1mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=85.1/3=28.4取 Z1=29 大齿轮齿数 Z2=3x29=87 （7 ） 、几何尺寸计算 1 ）计算分度圆直径 d1=mZ1=229=58 mm d2=mZ2=287=174mm 2)计算锥距 R=21ud）2d（）2d（212221=91.7 3)计算齿轮宽度 b= RR=91.7x0.3=27.51 取 B2=35mm B1=28mm 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 45#调质，硬度 217-255HBS 轴的输入功率为 PI=3.07 KW 转速为 nI=960r/min 21
25、 根据课本（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115 2 、求作用在齿轮上的受力 因已知道小齿轮的分度圆直径为 d1=58mm 而 Ft1=dT2=1042N Fr1=Ftntan=379.3N 圆周力 Ft1，径向力 Fr1的方向如下图所示。 3 、轴的结构设计 1 ）拟定轴上零件的装配方案 1 ， 5 滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封盖 7 轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器 2 ）确定轴各段直径和长度 1 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取=22mm，根据计算转矩 TC=KATI=122 30.53=30.53Nm，查标准 GB/T 5
26、0141986，选用 YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为 l1=52mm,轴段长 L1=50mm 2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径 取30mm,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=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6207型轴承，其尺寸为 d DB=357217，那么该段的直径为35mm，长度为 L3=20mm 4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩, 其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4=45mm，长度取 L4= 22.5mm 5右
27、起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为62mm，分度圆直径为58mm，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为 D5= 62mm，长度为 L5=65mm 6右起第六段， 为滚动轴承的定位轴肩, 其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=45mm 长度取 L6= 22.5mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=35mm，长度 L7=20mm 4 、求轴上的的载荷 1 ）根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =521N 23 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB =Fr/
28、2=189.7N 1 ） 作出轴上各段受力情况及弯矩图 2 ） 判断危险截面并验算强度 1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。 已知 MeC2=70.36Nm ,由课本表 15-1有: -1=60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) 24 =70.361000/(0.1453)=7.72-1 2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： e= MD/W= MD/(0.1D13) =35.41000/(0.1243)=25.61 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 （二） 、减速器输出轴（II
29、 轴） 1 、初步确定轴的最小直径 选用 45#调质，硬度 217-255HBS 轴的输入功率为 PI=2.95KW 转速为 nI=240r/min 根据课本（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115 2 、求作用在齿轮上的受力 因已知道大齿轮的分度圆直径为 d2=360mm 而 Ft1=dT2=645N Fr1=Ftntan=235N 圆周力 Ft1，径向力 Fr1的方向如下图所示。 3 、轴的结构设计 1 ）拟定轴上零件的装配方案 25 1 ，5 滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7 键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 2 ）确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第
30、一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取32mm，根据计算转矩 TC=KAT=1117.3=117.3N.m，查标准 GB/T 50141985，选用 HL2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=82mm,轴段长 L1=80mm 2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40mm,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=74mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则 轴承有径向力，而轴向力为零，选用 6209型轴承，其尺寸为 d D B=458519，那么该段的直径为45mm，
31、长度为L3=41mm 4右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径26 要增加 5%， 大齿轮的分度圆直径为 180mm， 则第四段的直径取50mm,齿轮宽为 b=50mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=48mm 5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=56mm ,长度取 L5=6mm 6右起第六段， 为滚动轴承的定位轴肩, 其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=60mm 长度取 L6= 20mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=45mm，长度 L7=19mm 4 、求轴上的的载荷 1 ）根据轴承支反力的作用点以及轴
32、承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =322.5N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0 那么 RA=RB =Fr/2=117.5N 1 ） 作出轴上各段受力情况及弯矩图 27 1 ） 判断危险截面并验算强度 1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。 已知 MeC2=121.83Nm ,由课本表 15-1有: -1=60Mpa 则： e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =124.831000/(0.1503)=9.75-1 2右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小， 故该面
33、也为危险截28 面： e= MD/W= MD/(0.1D13) =1061000/(0.1323)=32.35Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 二、 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，以防止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。 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
34、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，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 1. 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29 螺钉，将便于调整。 2. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗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。 3. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用
35、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 4. 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。 5. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止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 10 机盖壁厚 1 10 机座凸缘厚度 b 15 机盖凸缘厚度 B1 15 机座底凸缘厚度 B2 25 地脚螺钉直径 df 20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 d1 16 30 机盖与机座联接螺栓直径 d2 12 轴承端盖螺钉直径 d3
36、 10 窥视孔盖螺钉直径 d4 8 定位销直径 d 8 df，d1, d2至外机壁距离 C1 28, 24, 20 df， d1, d2至凸缘边缘距离 C2 24, 20，16 轴承旁凸台半径 R1 12, 8 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 l1 35 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12 齿轮端面与内机壁距离 2 20 机盖、机座肋厚 m1 ,m2 8 ， 8 轴承端盖外径 D2 90， 105 轴承端盖凸缘厚度 t 10 轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近， 以 Md1和 Md2互不干涉为准， 一般s=D2 一、 键联接的选择及校核计算 1
37、.输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3=50mm L3=48mm T=117.3Nm 查手册 选用 A 型平键 A 键 1610 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm 根据课本（6-1）式得 p=4 T/(dh L) =4116.11000/（161032） =90.7Mpa R (150Mpa) 1. 输入轴与联轴器 1 联接采用平键联接 31 轴径 d2=24mm L2=50mm T=30.22Nm 查手册 选 C 型平键 GB1096-2003 B 键 87 GB1096-79 l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mm p=4 T/ （d h l ）
38、 =430.221000/（8740） =53.96Mpa p (150Mpa) 3. 输出轴与联轴器 2 联接采用平键联接 轴径 d2=32mm L2=80mm T=116.1Nm 查手册 选 C 型平键 GB1096-2003 C 键 108 GB1096-79 l=L2-b=80-10=70mm h=8mm p=4 T/ （d h l ） =4116.11000/（10870） =83Mpa p (150Mpa) 八、 滚动轴承的选择及计算 根据条件，轴承预计寿命 Lh=28 30010=48000小时 1.输入轴的轴承设计计算 （1 ）初步计算当量动载荷 P 因该轴承在此工作条件下只受
39、到 Fr 径向力作用，所以P=Fr=379.3N 32 （2 ）求轴承应有的径向基本额定载荷值 N3.3886）480001096060（13.3792.1）1060（1616htdLnfPfC （3 ）选择轴承型号 选择 6207轴承 Cr=19.8KN 480001429159.9）3.3792.1198001（9606010)(6010366PfCfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 2.输入轴的轴承设计计算 （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=235N （2 ）求轴承应有的径向基本额定载荷值 2493.4N）48000102
40、4060（12352.1）1060（1616htdLnfPfC （3 ）选择轴承型号 选择 6209轴承 Cr=24.5KN 8000445539518）2352.1245001（2406010)(6010366PfCfnLdth 预期寿命足够 此轴承合格 一、 联连轴器的选择 （1 ）类型选择 33 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，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。 （2 ）载荷计算 计算转矩 TC2=KAT=1116.1=116.1Nm， TC1=KAT=130.22=30.22Nm， 其中 KA为工况系数，KA=1 （3 ）型号选择 根据 TC2，轴径 d2，
41、轴的转速 n2， 查标准 GB/T 50141985，输出轴选用 HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=315Nm, 许用转速n=5600r/m ,故符合要求。 根据 TC1，轴径 d1，轴的转速n1， 查标准 GB/T 58431985，输入轴选用YL6型凸缘联器，其额定转矩 T=100Nm, 许用转速n=5200r/m ,故符合要求。 十、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采用 M181.5 油面指示器 选用游标尺 M16 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M161.5 十一、润滑与密封 一、 齿轮的润滑 采用浸油润滑， 由于低速级周向速度为， 所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为 35mm。 二、 滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 三、 润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 四、 密封方法的选取 选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密34 封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为 （F ） B25-42-7-ACM，（F ） B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
