《一級減速器設(shè)計(jì)說明書(1)-一級減速器設(shè)計(jì)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《一級減速器設(shè)計(jì)說明書(1)-一級減速器設(shè)計(jì)（30頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 說 明 書 設(shè)計(jì)題目： 一級直齒圓柱齒輪減速器 班級學(xué)號： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)老師： 完成日期： 1 / 30 設(shè)計(jì)題目：一級直齒圓柱齒輪減速器 一、傳

2、動方案簡圖 二、已知條件： 1、有關(guān)原始數(shù)據(jù)： 運(yùn)輸帶的有效拉力：F=1.47 KN 運(yùn)輸帶速度：V=1.55m/S 鼓輪直徑：D=310mm 2、工作情況：使用期限8年，2班制（每年按300天計(jì)算），單向運(yùn)轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速誤差不得超過±5%，載荷平穩(wěn)； 3、工作環(huán)境：灰塵； 4、制造條件及生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)； 5、動力來源：電力，三相交流，電壓380／220V。 三、設(shè)計(jì)任務(wù)： 1、傳動方案的分析和擬定 2、設(shè)計(jì)計(jì)算內(nèi)容 1) 運(yùn)動參數(shù)的計(jì)算，電動機(jī)的選擇； 3) 帶傳

3、動的設(shè)計(jì)計(jì)算； 2) 齒輪傳動的設(shè)計(jì)計(jì)算； 4) 軸的設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算； 5) 滾動軸承的選擇與校核； 6) 鍵的選擇與強(qiáng)度校核； 7) 聯(lián)軸器的選擇。 3、設(shè)計(jì)繪圖： 1）減速器裝配圖一張； 2）減速器零件圖二張； 目 錄 一、傳動方案的擬定及說明 4 二、電機(jī)的選擇 4 1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 4 2、電動機(jī)容量 4 3、電動機(jī)額定功率 4 4、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 4 5、計(jì)算傳動裝置的總傳動 5 三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 5 1．各軸轉(zhuǎn)速 5 2.各軸輸入功率為() 5 3

4、.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm） 5 四、傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算 6 1、設(shè)計(jì)帶傳動的主要參數(shù) 6 2、齒輪傳動設(shè)計(jì) 8 五、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 11 1、高速軸的設(shè)計(jì) 11 2、低速軸的設(shè)計(jì) 12 六、軸的疲勞強(qiáng)度校核 14 1、高速軸的校核 14 2、低速軸的校核 14 七、軸承的選擇及計(jì)算 16 1、高速軸軸承的選擇及計(jì)算 16 2、低速軸的軸承選取及計(jì)算 16 八、鍵連接的選擇及校核 17 1、高速軸的鍵連接 17 2、低速軸鍵的選取 17 九、聯(lián)軸器的選擇 18 十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件的選擇 18 1、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表 18 2、減速器附件

5、的選擇 22 十一、潤滑與密封 22 1、潤滑 23 2、密封 23 十二、參考文獻(xiàn) 24 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 1. 傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速（包含帶傳動減速和一級圓柱齒輪傳動減速），說明如下： 為了估計(jì)傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機(jī)構(gòu)擬定傳動方案，可先由已知條件計(jì)算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 =95.54 r/min 2. 電機(jī)的選擇 1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列（IP44）三向異步電動機(jī)。它為臥式全封閉結(jié)構(gòu)，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機(jī)內(nèi)部的特

6、點(diǎn)。 2、電動機(jī)容量 1)、 工作機(jī)所需功率ＰＷ =2.28 KW 2)、 電動機(jī)輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機(jī)至滾筒軸之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由參考書【1】表3-1查得： 齒輪傳動效率為，滾動軸承傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為，帶傳動效率，工作機(jī)效率包含軸承。則=0.867 故=2.63 KW 3、 電動機(jī)額定功率 由【1】表17-7選取電動機(jī)額定功率 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 4、電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書中推薦減速裝置(包括V帶和一級減速器)傳動比范圍，則

7、電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為 573.25 —1910.83 r/min 可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機(jī)均符合。由【1】表17-7選定電動機(jī)的型號為Y132S--6。主要性能如下表： 電機(jī)型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y132S--6 3KW 960r/min 2.0 2.2 5、計(jì)算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比 1）、總傳動比=10.05 （符合6<<24） 2)、分配傳動比 取帶傳動的傳動比2.50 ，則齒輪的傳動比4.02 三、計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 1．各軸轉(zhuǎn)速 減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次

8、編號為：Ⅰ軸、Ⅱ軸，滾筒軸為Ⅲ軸。 各軸的轉(zhuǎn)速為（r/min） 高速軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速 384.00 低速軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速 384.00 /4.02 =95.54 滾筒軸Ⅲ的轉(zhuǎn)速 95.54 2.各軸輸入功率為() 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 高速軸Ⅰ的輸入功率 2.52 低速軸Ⅱ的輸入功率 2.42 滾筒軸Ⅲ的輸入功率 2.37 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm） 1）、軸Ⅰ的轉(zhuǎn)矩為 62.72 2）、軸Ⅱ的轉(zhuǎn)矩為 242.06 3）、軸Ⅲ的轉(zhuǎn)矩為

9、237.24 將各數(shù)據(jù)匯總?cè)缦? 表1 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 軸Ⅰ 軸Ⅱ 軸Ⅲ 轉(zhuǎn)速n(r∕min) 384.00 95.54 95.54 功率P∕kW 2.52 2.42 2.37 轉(zhuǎn)矩T∕(N·m) 62.72 242.06 237.24 四、傳動件的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)帶傳動的主要參數(shù) 已知帶傳動的工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=2.63 kw小帶輪轉(zhuǎn)速960

10、.00 r/min 大帶輪轉(zhuǎn)速384.00 r/min，傳動比2.50 。 設(shè)計(jì)內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因?yàn)橹耙呀?jīng)選擇了V帶傳動，所以帶的設(shè)計(jì)按V帶傳動設(shè)計(jì)方法進(jìn)行） 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 1）、計(jì)算功率 =1.1×2.63 =2.89 kw 2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10《機(jī)械設(shè)計(jì)》p157選擇A型帶（d1=112—140mm） 3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速v (1)、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由（《機(jī)械設(shè)計(jì)》p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直

11、徑 （2）、驗(yàn)算帶速v 6.28 m/s 因?yàn)?m/s<6.28 m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍 （3）、計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)式8-15 ， 初定=315mm （4）、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 a、 根據(jù)式8-20 《機(jī)械設(shè)計(jì)》p152 0.7 0.7 308a880 初定中心距=600 mm b、由式8-22計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度 =2+ =2×600 +π×0.5×（125+315 ）+（315-125）（

12、315-125）/4×600 ＝1906mm 由表8-2先帶的基準(zhǔn)長度=1950mm c.計(jì)算實(shí)際中心距 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 a＝+( -)/2＝600+（1950-1906）/2＝622mm 中心距滿足變化范圍:308—880 mm （5）.驗(yàn)算小帶輪包角 ＝180°-（-）/a×57.3° ＝180°-（315-125）/600 ×57.3° ＝162°>90° 包角滿足條件 （6）.計(jì)算帶的根數(shù) 單根V帶所能傳達(dá)的功率

13、 根據(jù)=960r/min 和=125mm 表8-4a 用插值法求得=1.37kw 單根v帶的傳遞功率的增量Δ 已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=960r/min 轉(zhuǎn)動比 i==/=2 查表8-4b得Δ=0.11kw 計(jì)算v帶的根數(shù) 查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99 =(+Δ)××=(1.37+0.11) ×0.96×0.99=1.41KW Z= =2.89 /1.41=2.05 故取3根. （7）、計(jì)算單根V帶的初拉力和最小值 ＝500*+qVV=178.9N 對于新

14、安裝的V帶,初拉力為:1.5=268N 對于運(yùn)轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=232.5N （8）．計(jì)算帶傳動的壓軸力 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 =2Zsin(/2)=1064.8N （9）.帶輪的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu) A.帶輪的材料為:HT200 B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C．結(jié)構(gòu)圖 （略） 2、齒輪傳動設(shè)計(jì) 1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 (2)、帶式機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度（GB10095—88）。 (3)、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度2

15、80—320HBS,大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為250—290HBS。二者硬度差為40HBS左右。 (4)、選小齒輪齒數(shù)，齒輪傳動比為i2=4.02 ，則大齒輪齒數(shù) 24×4.02 =96.46 ，取96 。 2）、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行計(jì)算，即進(jìn)行計(jì)算。 3）、確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 (1)、試選載荷系數(shù) (2)、計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 62.72 nm (3)、由表【2】10-7選取齒寬系數(shù)。 (4)、由表10-6差得材料的彈性影響系數(shù), (5)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 4

16、）、計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 (1)、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。 (2)、計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1,則 5）、計(jì)算 (1)、試算小齒輪分度圓直徑代人中較小的值。 =51.12 mm (2)、計(jì)算圓周速度 1.03 m/s 6）、計(jì)算齒寬。 1×51.12 =51.12 mm 7）、計(jì)算齒寬與齒高之比。 模數(shù) 51.12 /24=2.13 mm 齒高 2.25×2.13 =4

17、.79 mm 齒高比 51.12 /4.79 =10.67 8）、計(jì)算載荷系數(shù)。 根據(jù)1.03 m/s，9級精度，由【2】圖10-8查得動載系數(shù); 直齒輪，。 由【2】表10-2查得使用系數(shù)。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 由【2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時(shí)，。 由，查【2】圖10-13得，故載荷系數(shù) 9）、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 55.99 mm 10）、計(jì)算模數(shù)m。 55.99 /24=2.33 11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)。

18、 12） 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算值： (1)、由【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。 (2)、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。 13)、計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞許用安全系數(shù)S=1.4，則 14）、計(jì)算載荷系數(shù)K。 15）、查取齒形系數(shù)。 由【2】表10-5查得 。 16）、查取應(yīng)力校正系數(shù)。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 由【2】表10-5查得 。 17）、計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大。 18）、設(shè)計(jì)計(jì)算 1.77 mm 對比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)

19、m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.77 mm，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值為m=2.0 mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑55.99 mm，算出小齒輪齒數(shù) 55.99 /2=28.00 ，取28 4.02 ×28 =112.54 ，取112 19)、幾何尺寸的計(jì)算 (1)、計(jì)算分度圓直徑 d1=28 ×2.0 =56.0 mm d2=11

20、2 ×2.0 =224.0 mm (2)、計(jì)算中心距 56.0 +224.0 /2=140.0 mm 20） 、計(jì)算齒輪寬度 1×56.0 =56.0 mm 取b2=56 mm,b1=61 mm。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 5、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查【2】表15-1得許用應(yīng)力為。為了對軸進(jìn)行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。 第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為 1、高速軸的設(shè)計(jì) (1)、初步確定軸的最小直徑。 按

21、公式 初步計(jì)算軸的最小直徑。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)【2】表15-3，取。則 又因?yàn)楦咚佥SⅠ有1個(gè)鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大5%-10%?，F(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑，取為25mm。 (2)、軸上各段直徑的初步確定。 A段:d1=25由最小直徑算出。 B段：d2=32，根據(jù)氈圈油封標(biāo)準(zhǔn)。 C段：d3=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合，取軸承內(nèi)徑35mm。 D段：d4=40，設(shè)計(jì)非定位軸肩高度h=2.5mm，高速軸內(nèi)徑40。 E段：d5=56，高速軸齒輪分度圓直徑56。 F段：d6=40，設(shè)計(jì)定位軸肩高度h=2.5mm。

22、 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 G段：d7=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合。 (3)、軸上各段所對應(yīng)的長度。 A段長度為；根據(jù)帶輪輪轂寬度 B段長度為；根據(jù)氈圈油封標(biāo)準(zhǔn)。 C段長度為；由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定， D段長度為；定位軸肩 E段長度為；齒輪齒寬 F段長度為；定位軸肩 G段長度為。由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定 (4)、各軸段的倒角設(shè)計(jì)按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進(jìn)行設(shè)計(jì)。 2、低速軸的設(shè)計(jì) 1)、初步確定軸的最小直徑。 按公式初步計(jì)算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，

23、調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取。則 32.31 mm 又因?yàn)榈退佥SⅠ有兩個(gè)鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強(qiáng)度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大6%-10%。現(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑為32.31 ×1.06=34.25 mm，圓整為38mm。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 低速軸的輪廓圖如上所示。 2)、軸上各段直徑的初步確定。 A段：d1=38mm，與彈性柱銷聯(lián)軸器配合 B段：d2=43mm，設(shè)定軸肩高h(yuǎn)=2.5mm。 C段：d3=45,與軸承配合。 D段：d4=50mm，設(shè)定非軸肩高度為2.5mm。 E段：d5=55mm，設(shè)定軸肩高為2.5mm。

24、 F段：d6=45mm,與軸承配合。 3)、軸上各段所對應(yīng)的長度。 A段長度為；根據(jù)彈性柱銷聯(lián)軸器寬度 B段長度為；根據(jù)軸肩與箱體之間的距離 C段長度為；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度 D段長度為；齒輪齒寬減速2mm E段長度為；定位軸肩 F段長度為；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度 4)、各軸段的倒角設(shè)計(jì)按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進(jìn)行設(shè)計(jì)。 六、軸的疲勞強(qiáng)度校核 1、高速軸的校核 Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 （1）軸支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。

25、 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1119.91 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124=458N （2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm 合成彎矩： （3）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=62.72 Nm （4）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)

26、矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （5）判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。 已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13)

27、 =54.912×1000/(0.1×453)=6.026 Nm<［σ-1］ 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計(jì)算所需的圖如下： 2、低速軸的校核 （1）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 430N （2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA&#

28、215;62= 119.72 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’×62=59.86 Nm 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 合成彎矩： （3）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=242.06 Nm （4）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （5）判斷危險(xiǎn)截面并驗(yàn)算強(qiáng)度 右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險(xiǎn)截面。 已知MeC2=330.7Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa

29、則： σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =330.7×1000/(0.1×653)=12.04 Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險(xiǎn)截面： σe= MD/W= MD/(0.1·D13) =302.4×1000/(0.1×503)=24.19Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計(jì)算所需的圖如下： 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 七、軸承的選擇及計(jì)算 1、高速軸軸承的選擇及計(jì)算 1）、高速軸的軸承選取深溝球軸

30、承6207型Cr=31.5kN 2）、計(jì)算軸承的徑向載荷 A處軸承徑向力 C處軸承徑向力 所以在C處軸承易受破壞。 3）、軸承的校驗(yàn) (1)、軸承的當(dāng)量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查【2】表13-6得載荷系數(shù)。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 (2)、軸承的使用壽命為8年，2班制，即預(yù)計(jì)使用計(jì)算壽命 軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 ,其中，則 (3)、驗(yàn)算6207軸承的壽命 綜上所得6207軸承符合設(shè)計(jì)要求。 2、低速軸的軸承選取及計(jì)算

31、 1）、低速軸的軸承選取深溝球軸承6209型，Cr=31.5kN。 2）、計(jì)算軸承的徑向載荷 3）、軸承的當(dāng)量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查表【2】13-6得載荷系數(shù)。 軸承的使用壽命為8年，即預(yù)計(jì)使用計(jì)算壽命軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 ,其中，則 4）、驗(yàn)算6209軸承的壽命 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 綜上所得6209軸承符合設(shè)計(jì)要求。 八、鍵連接的選擇及校核 1、高速軸的鍵連接 1）、高速軸鍵的選取 查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=8×7&

32、#215;42。 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100～120MPa。 2）、強(qiáng)度校核 故滿足設(shè)計(jì)要求。 2、低速軸鍵的選取 1）、連接大齒輪的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=14×9×41，軸的直徑為50mm。 連接聯(lián)軸器的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，b×h×L=12×8×63，軸的直徑為36mm。 鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接

33、并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100～120MPa。 2）、強(qiáng)度校核 故也符合設(shè)計(jì)要求 九、聯(lián)軸器的選擇 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 在減速器輸出軸與卷筒之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器。查表得選用Lx2型號的軸孔直徑為38的彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=560N·m K=1.3 242.06 nm Tc=1.3xT2=314.68 N·m 選用Lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=560，<。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=30~40，選d=38，軸孔長度L=82 十、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計(jì)算表及附件的選擇 1、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)

34、尺寸計(jì)算表 名稱 符號 減速器及其形式關(guān)系 機(jī)座壁厚 δ 0.025a+1mmmm,取8mm 機(jī)蓋壁厚 δ1 ,取8mm 機(jī)座凸緣厚度 b 1.5δ=12mm 機(jī)蓋凸緣厚度 b1 1.5δ1=12mm 機(jī)座底凸緣厚度 p 2.5δ=20mm取20mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=17.47mm取20mm 地腳螺釘數(shù)目 n a<250mm,n=6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 12mm 機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑 d2 10mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 6mm

35、 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 定位銷直徑 d 6mm df、d1、d2至外機(jī)壁距離 c1 26mm,18mm,16mm df、d1、d2至凸緣邊緣距離 c2 24mm,16mm、14mm 凸臺高度 h 45mm 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 △1 8mm 小齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 △2 10mm 機(jī)座肋厚 m m=0.85δ=8.5mm 啟蓋螺釘 d5 10mm 軸承端蓋凸緣厚度 e 10mm 2、減速器附件的選擇 包括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，油標(biāo)，通氣孔，吊耳，吊鉤，放油孔，螺塞，封油墊，氈圈，甩油環(huán)等。 十一、潤滑與密封 1、潤滑

36、1）、減速器內(nèi)傳動零件采用浸油潤滑(L-AN46GB443-1989)，減速器的滾動軸承采用油潤滑。 2）、其他零件采用油脂潤滑。 2、密封 1）、箱體的剖封面可用密封膠或水玻璃密封。 2）、視孔蓋、放油孔處的螺塞用石棉橡膠紙進(jìn)行密封。 3）、伸出軸端處采用氈圈密封。 設(shè)計(jì)計(jì)算及說明 結(jié)果 4）、軸承端蓋采用調(diào)整 十二、參 考 文 獻(xiàn) [1]李育錫.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)[M].北京：高等教育出版社，2008. [2]濮良貴.機(jī)械設(shè)計(jì)（第九版）[M].北京：高等教育出版社，2012. [3]成大仙.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第5版）[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2007. 溫馨提示：最好仔細(xì)閱讀后才下載使用，萬分感謝！