《二級斜齒輪減速器設(shè)計.》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級斜齒輪減速器設(shè)計.（30頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、課程設(shè)計 目錄 一、 傳動方案的擬定及說明 .1 二、 電動機的選擇 .1 三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) .2 四、 傳動件的設(shè)計計算 ..3 五、 軸的設(shè)計計算 .13 六、 滾動軸承的選擇及計算 .21 七、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 .22 八、 鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇 … 26 九、 潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇 .27 一、 傳動方案的擬定及說明 傳動方案給疋為二級減速（包含開式齒輪輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減 速），說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍， 以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定 傳動方案，曳引鏈鏈輪轉(zhuǎn)速

2、： 60 x 1000 v 60 x 1000 x 0.35 oo / . n w = = = 28 r / min zp 6 疋 125 開式齒輪的傳動比為4,二級齒輪傳動比 8~40 幾=山訂9 =28^4匯（8?40）r/min=896~4480/min 選用同步 轉(zhuǎn)速為1500 r/min的電動機作為原動機 二、 電動機選擇 1 ?電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的 Y系列三項異步電動機。它為臥 式封閉結(jié)構(gòu) 2.電動機容量 八 少砧必山袖予廠 Fv 600^0.35 1） 曳引鏈的輸出功率P w FW = = = 2.1kW 1000

3、 1000 2） 電動機輸出功率P d Pd =啦 n 傳動裝置的總效率 n =叫,叫匕 式中，叫^2…為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由 參考書1表2-4查得： 彈性聯(lián)軸器q =0.99 ；滾子軸承口2=0.98 ;圓柱齒輪傳動^3=0.97 ；開 式齒輪帶傳動口4=0.96,鏈傳動口5=0.96 則 口 =0.992 0.985 0.972 0.96^0.768 故 Pd - PW - -2.734kW d n 0.768 3?電動機額定功率 Ped 考慮到起動載荷為名義載荷的1.5倍 nw = 28rJ min n - 0.768 Pd =

4、2.734kW  由［1］表20-1選取電動機額定功率 Ped =4kW 選定電動機的型號為 Y112M-4。主要性能如下表： 084 i1 =4.24 i 2 =3.03 電機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速 起運轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y112M-4 4KW 1440r/min 2.2 2.6 4、計算傳動裝置的總傳動比 i亍并分配傳動比 1) 、總傳動比i遲 =1440/28宙51.43 2) 、分配傳動比 開式齒輪傳動傳動比i3 =4，則二級展開式圓柱齒輪減 速器總傳動比i〒 = ^^ = 12.86 J i3 二級減速器中： 高速級齒輪傳動比

5、h = J1.4*i £ = J1.4*12.86 =4.24 低速級齒輪傳動比i 2 — — 12.86 = 3.03 i1 4.24 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(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編號為：i軸、n軸、川軸。 各軸轉(zhuǎn)速為： n I = n w = 1440 r / min n t 1440 ccc c / n n = —- = 339.6 r / min II i 1 4.24 n th - —一 止 112.1 r / min III i 2 3.03 2. 各軸輸入功率 按電動機所需功率 Pd計算各軸輸入

6、功率，即 電動機的輸出功率，F(xiàn)0 = Pd =2.734kW 第一根軸的功率，P［=PA =2.734 漢 0.99 = 2.71kW 第二根軸的功率，=卩?2役=2.7仆0.98漢0.97 = 2.57kW 第三根軸的功率，= 2.57 汶 0.98疋 0.97 二 2.45kW 3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T(N?m) T1=9550x2.71/1440=17.97N ?m -3 - 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB 1=280HBS 大齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB 2=240HBS T2=9550x2.57/339.6=72.27N ?m T3=955

7、0x2.45/112.仁208.72N ?m 四、傳動件的設(shè)計計算 1、高速級齒輪傳動設(shè)計 1) 、選擇材料及熱處理方式 級精度，查表10-1得 減速器采用閉式軟齒面 (HB<=350HBS),8 -5 - -# - 2) 、按齒面接觸強度計算 取小齒輪z1=20,則z2 = i2 z2 =20 4.24=85，取 z2 =85 并初步選定 3 =15° 也耳* 九— 確定公式中的各計算數(shù)值 a. 因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇 Kt=1.6 b. 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Zh=2.425 c.

8、 由圖 10-26 查得［=0.76, ;：2： =0.84,貝「.：二；；.：2 =1.60 3 d. 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：「=17.97 10 N mm。確定需用接觸應(yīng)力 e. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa f. 由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效 ，故先按齒面接觸強度設(shè)計公式 確定傳動的尺寸，然后驗算輪齒的彎曲強度 ，查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力 -lim1 l=600MPa大齒輪的為 -lim 2 l=550MPa h.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 9 2=6On^Lh =60 1440 1 (6 16

9、 300)=2.5 10 N2 2.5 109 4.24 = 5.87 108 -# - -# - i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN1=0.90 KHn2=0.96 -# - 1 = Khni Jimi 】/S=540Mpa H 2= K HN2 Llim 2 1/S=528 Mpa t H 1=( J H 1+ A H 12 )/2=543 Mpa d1t >=31.7mm 3) 、計算 (1) 計算圓周速度： V=d1t ji n1/60000=2.39m/s (2) 計算齒寬B及模數(shù)mnt B=0 dd1t =1

10、X31.7mm=31.7mm mnt = d1t cos 3 / z1=1.53mm H=2.25 mnt =3.445mm B/H=31.7/3.445=9.2 (3) 、計算縱向重合度 、I ,=0.318 $ d z1tan 3 =1.704 (4) 、計算載荷系數(shù) 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分別查得： Ka =1.25,Kv =1.12,K^ =1.456,K^ =1.35,K^ 二 =1.2 故載荷系數(shù) K 二 KA KV KH：. KH，1.25 1.12 1.456 1.2 =2.446 (5) 、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，

11、 由式10— 10a得 =36.5mm (6) 、計算模數(shù)mnt mnt = d1 Cos 3 /Z1=1.76mm 4) 、按齒根彎曲強度設(shè)計 mni — 3 2KTY ■: cos2 YF1Ysa1 a ；：.乙 I^F1 1 (1) 、計算載荷系數(shù)： K 二 KA KV KF 一. Kf ： =1.25 1.12 1.2 1.35 =2.268 ⑵、根據(jù)縱向重合度；=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 丫廠0.85 (3)、計算當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) -9 - -# - 20 =22.19 COS315 v2 co

12、s315： 85 =94.3 (4)、由［1］圖 10-5 查得 Yf 1 =2.72, 丫啓=2.21 由表 10-5 查得 Ys1 =1.57, a 丿 Ys2 =1.775 a 由圖 10-20C 但得 bFE1 1=500 MPa lcFE2 1=380 MPa 由圖 10-18 取彎曲疲勞極限 Kfn1=0.85, Kfn2=0.88 計算彎曲疲勞應(yīng)力：取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得: !- f 1 = K fn 1 L fe 1 /s=303.57 MPa f2 = Kfn2 !「fe2 bs=238.86 MPa (5)、計算大小齒輪的 丫氓

13、，并比較 毎1」 ,1 272 1.57 =0.0147 l-FJ 303.57 YF1Ysa1 丫F 2丫sa2 匕F2 1 2.21 1.775 0.01642 238.84 y y y y y y 且Y； 廣Y［ 2，故應(yīng)將F 2代入［1］式(11-15)計算。 F1 J F2 J F2 (6)、計算法向模數(shù) mn1 - 3 2 2?268 門97 103 0.85 COs215 0.01642 =1.14 1 1.6 202

14、 -# - 對比計算結(jié)果，為同時滿足接觸疲勞強度 ，則需按分度圓直徑 d1=36.5mm 來計算應(yīng)有的數(shù)，于是有： 取 mn1 =2mm /“ 血 d1 cosB 36.5 xcos15 ® 一“ 丄“ (7) 、貝V n = = 17.62，故取 z1=18 min 2 .則 z2 = i2 z-i =76，取 z2 = 76 (8) 、計算中心距 卄凹!咨2 =竺空％ 97.32mm 2cos P 2Mcos15， 取 ai=97mm (9) 、確定螺旋角 0i=arccos 曲乙+^) 2a

15、arccos 2 "18 + 76) 14 3 o —arccos — 14.3 2 x 97 (10) 、計算大小齒輪分度圓直徑： 」 乙mn “ d1= =37 mm cos14.3" d2 = f -157mm cos14.3 (11) 、確定齒寬 a =屮 aa =1^37 =37mm 取 B2 =37mm , B, =42mm 5)、結(jié)構(gòu)設(shè)計。(略)配合后面軸的設(shè)計而定 低速軸的齒輪計算 1) 、選擇材料熱處理方式(與前一對齒輪相冋) (HB<=350HBS),8級精度， 查表10-1得 小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB 1

16、=280HBS 大齒輪 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB 2=240HBS 2) 、取小齒輪 z3=20，則 z4=i3 z3 =3.03 父 20=60.6 取 z4=61，初步選 -11 - -# - 3)、按齒面接觸強度計算 確定公式中的各計算數(shù)值 a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇 Kt=1.6 -# - -# - b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh =2.425 c.由圖 10-26 查得；一 =0.76, ；一 =0.85, 則；,-■ ；-2 "61 d. 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩：T2 =72.2

17、7 103N mm 確定需用接觸應(yīng)力 e. 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa f. 由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效 ，故先按齒面接觸強度設(shè)計公式 確定傳動的尺寸，然后驗算輪齒的彎曲強度 ，查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力 Xm1 l=600MPa大齒輪的為 him 2 l=550MPa h.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) 8 2 =6On 1jLh =60 339.6 1 (6 16 300) =5.89 10 N2 5.89 108 3.03 =1.94 108 i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

18、KhN1=0.96 Khn2=0.97 H 1 = K HN1 I Iim1 bs=576Mpa J h 2 = K hn2「iim 2 bs=533.5 Mpa JH L( bH 1+^H〕2 "2=554.8 Mpa d1t >=50.85 4)、計算 (1)、圓周速度： V=d1t Ji n1/60000=0.904m/s (2) 、計算齒寬b及模數(shù)mnt B=0 dd1t =1X50.85=50.85mm mnt = d1t cos 3 / z1 =2.456mm H=2.25 mnt =5.526mm b/h=50.85/5.526=9.2

19、(3) 、計算縱向重合度 … 、『,=0.318 $ dZ1tan 3 =1.704 a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分別查得： Ka =1.25, Kv =1,Kh 一： =1.465,K— =1.36, K* =K^ =1.2 故 載荷系數(shù) K=1.25*1*1.2*1.465=2.2 (4 )、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 IT d1 = d1t 一=56.54mm \ Kt (5)計算模數(shù)mnt mnt = d1 cos 3 / Z3=2.73mm 5）、按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-17 3：2KT2Y1cos2 -Y

20、F1Ysa1 a 上式中 K 二 KA KV KF：. KF 1 =1.25 1 1.2 1.36 = 2.04 b根據(jù)縱向重合度：:書=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 丫3 =0.85 c計算當(dāng)量齒數(shù) 齒形系數(shù) zv1 = 67.7 駕廠 22,19，Z2 = cos 15 cos 15 由［1］圖 10-5 查得 YF1 =2.72, Yf2 =2.28 由圖 10-20C 但得 t fe1 ^=500 MPa =E2 】=380 MPa 由圖10-18取彎曲疲勞極限 Kfni=0.86, Kfn2=0.89 d計算彎曲疲勞應(yīng)力：取安全系數(shù)S=1.4,

21、由10-12得: f i = K fn i I--fei ?/s=307.14 MPa bF2 =KFN2 JFE2 1/S=241.57 MPa e比較 YF1Ysa1 272 1.57^o.o1363 307.14 I- F1 1 YF2Ysa2 2-28 1-7^0,0!633 241.57 l；「F2 YF1Ysa1 .：：YF2Ysa2 斗2“2 F2 ，故應(yīng)將：2®2代入[1] 式（ 11-15 ）計算。 f法向模數(shù) 2KTYfY1 cos2 : '■ a(u ? 1)才—1 0.01633 = 3 2 2.04 339.6

22、 103 0.85 cos2 15 2 1 1.61 20 對比計算結(jié)果，為同時滿足接觸疲勞強度 ，則需按分度圓直徑 d1=55.6mm 來計算應(yīng)有的數(shù) ,于是有： 取 mn1 =3mm d1 cosB 56.54 漢 cos15° “ — Z1 - - -18，故取 Z1-18 mn 3 .貝y z2 =i2 z1 =55 g中心距 mn(N ' Z2) 2cos : 3 (18 55) 2 cos15； = 113mm -15 - -# - 取 a1=113mm h確定螺旋角 -# - -#

23、- 二 arccos mn(Z1 Z2) 2a 3"18+55) 二 arccos 2 113 =14.3； -# - i計算大小齒輪分度圓直徑 Z3mn d3=—— 56mm cos14.3c d4= Z4mn =170mm cos14.3， J齒寬 B^ ad3 =1 56 二 56mm 取 B4 = 56mm , B3 =61mm 4）、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計，（略）配合后面軸的設(shè)計而定 五、軸的設(shè)計計算 1.高速軸I設(shè)計 1）按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同, 40Cr，調(diào)質(zhì)處 理，查表 15

24、-31，取 Ao =100 2）初算軸的最小直徑 d min - A0 3 P -100 3 2.71 -12.3mm in \1440 高速軸I為輸入軸，最小直徑處跟 V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽, 故最小直徑加大6% dmin=13.1mm?？紤]到此端要和聯(lián)軸器的孔配合，故 取 dmin =16mm 高速軸工作簡圖如圖 首先確定個段直徑 A段: B 段: C 段: D 段: E 段: ch d1=16mm由最小直徑算出 d2=18mm根據(jù)油封標(biāo)準(zhǔn)，選擇氈圈孔徑為 18mm的 d3=20mm與軸承（角接觸球軸承 7204）配合，取軸承內(nèi)徑 d4=2

25、6mm 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度 h=3mm d5 =37mm將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸，考慮依據(jù)《課程設(shè)計指 導(dǎo)書》 p116 -17 - G段，d7=20mm,與軸承（角接觸球軸承 7204）配合，取軸承內(nèi)徑 F段：d6 =26mm,設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度 h=3mm 第二、確定各段軸的長度 A段: L1=45mm

26、 B 段: L2 =33mm考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取 33mm C 段: L3=20mm,與軸承（角接觸球軸承 7204） 配合，加上擋油盤長度（參 G 段: 考《減速器裝配草圖設(shè)計》 p24） L3 =B+A 3+2=10+8+2=20mm L7=20mm,與軸承（角接觸球軸承 7204） 配合，加上擋油盤長度（參 考《減速器裝配草圖設(shè)計》 p24） F 段: L6 — 6mm , L6=△ 2-2=8-2=6mm E 段: L5 =40mm，齒輪的齒寬 B = 40mm D 段: L4 =80mm,考慮各齒輪齒寬及其間隙距離, 箱體內(nèi)壁寬度減在去箱

27、 體內(nèi)已定長度后圓整得 L4=80mm 2、軸n的設(shè)計計算 1）、按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同， 理，查表15-31，取代=100 2）初算軸的最小直徑 d mi^ — A0 '3 = 100 2.57 19.6mm 339.6 軸n的設(shè)計圖如下: 首先，確定各段的直徑 40Cr，調(diào)質(zhì)處 -1

28、9 - F段: d1 =25m m與軸承（角接觸球軸承 7205）配合 d6=25mm與軸承（角接觸球軸承 7205）配合 E 段: d5 =28mm與齒輪配合 B 段: d2 =32mm,非定位軸肩 C 段: d3 =56mm,齒輪軸上齒輪的分度圓直徑 D 段: d4 =34mm,定位軸肩 -21 - -# - 然后確定各段距離: A段：Li=21mm,考慮軸承（角接觸球軸承 7205）寬度與擋油盤的長度 B段：L2 =7mm根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度 C段：L3 =61m m根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬 E段：L5=33mm,根據(jù)高

29、速級大齒輪齒寬減去 2mm（為了安裝固定） F段：L6 =30mm考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離 D 段：L4 =8mm 3、軸川的設(shè)計計算 輸入功率 P=2.45KW,轉(zhuǎn)速 n =112.1r/min 軸的材料選用40Cr （調(diào)質(zhì)），可由表15-3查得傀=100 所以軸的直徑：dm宀3匸2咲因為軸上有鍵槽，故最小直徑加大 n 6% d min =29.8mmt 由表13.1（機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書 ）選聯(lián)軸器型號為LH2 軸孔的直徑d1=30mm 軸川設(shè)計圖如下： -# - -# - 首先，確定各軸段直徑 -#

30、 - A段：d1=35mm,與軸承（角接觸球軸承 7207）配合 B段:d2 -40mm與齒輪孔配合 C段：d3 -50mm定位軸肩，取 h-5mm D段：d4 -46mm,非定位軸肩 E段：d5-35mm,與軸承（角接觸球軸承 7207）配合 F 段：d6 -33mm G段：d7 -30mm,聯(lián)軸器的孔徑 然后、確定各段軸的長度 A段：Li-34mm,由軸承長度，△ 3，△ 2,擋油盤尺寸 B段:L2-54mm齒輪齒寬減去 2mm便于女裝 C段：L3-6mm,軸環(huán)寬度，取圓整值 D段：L4 -55mm由兩軸承間距減去已知長度確定 E段：L5 -23mm,由軸承長

31、度 F段：L6-30mm,考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到 G段：L7 -50mm聯(lián)軸器孔長度 軸的校核計算， 第一根軸與第二根軸各軸段直徑遠大于計算所得最小直徑，且轉(zhuǎn)矩小，無 需校核。 第三根軸： 求軸上載荷 已知： Ft = 2634N, = 963N, Fa =675N 設(shè)該齒輪齒向是右旋，受力如圖：  Li = 62.25mm , L2 = 121.25mm 由材料力學(xué)知識可求得 水平支反力： Fnhi =1186N Fnh2 =612N Mh = 75367N mm 垂直支反力： Ma =46854N mm, Fnv1 =446N,Fn

32、v2 228N M V1 = 27632 N mm, M V2 二 74472 N mm M^79863N mm, 合成彎矩1 M2 =106325N mm 由圖可知，危險截面在B右邊 算得W=7830 二ca = M ca/W=15.23MPa<70MPa 軸材料選用40Cr查手冊卜」丨- 70MPa 符合強度條件！ 六、滾動軸承的選擇及計算 1. I軸軸承型號為7204的角接觸球軸承 1） 計算軸承的徑向載荷： Fr1 二 vFrNH1 - FrNV1 = 7032 13602 =1531N F「2 二F「Nh2 卩議 二 11362 8722 =1139N

33、 2） 計算軸承的軸向載荷 （查指導(dǎo)書p125） 7204的角接觸球軸承的基本 額定動載荷 Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6 兩軸承派生軸向力為： 卩也二 Fr1- =478N, Fd2 = Fr2 =356N 2Y 2Y 因為 Fa Fd2 =496N 356N =852N Fd1 =356N 軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松 Fa1 = Fa + Fd 2 = 852 N、Fa 2 = Fd1 = 356 N 2) 計算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)fp=1.5 因為 Fa1 一852 — o.56〉e —0.3

34、7 X “ 一 0.4,Yj — 1 .6 Fr1 531 5 = fp(XFr1 +YFa1 ) = 2963 因為 Fa2 = 356 =0.312 ce, X2 =1,^=0 Fr2 1139 P2=fp(XFr2+YFa2 )=1709 所以取 P =P2 =2963N 3) 校核軸承壽命 6 6 3 , 10 /C、孤 10 /43.3X10 3U Lh= ( ) n = ( )h = 43750 h 60n P 60"440 2963 按一年300個工作日，每天2班制.壽命11年?故所選軸承適用。 2.n軸軸承 1) 計算軸承的徑向載何： Fr

35、1 = Jf「Nh1 +FrNv1 =*24462 +9172 =2612N Fr2 = Jf「Nh2 +FrNv2 =J1762 +652 =188N 2) 計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 7205角接觸球軸承的基本額 定動載荷 Cr=43.3KN,基本額定靜載荷 Cor=50.5KW, e=0.37 , Y=1.6 兩軸承派生軸向力為： Fd1 =電=816“忑2 =良=59” 2Y 2Y 因為 Fd1 +Fa =816N +496N =1312N a F； +Fd2 =1193N 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 Fa2 =Fa+Fd1 =1312N、Fa1

36、=Fd2=59N 2)計算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)fp=1.5 因為 = 59 = 0.026 ve=0.37 X1 = 1,Y1 = 0 Fr1 2612  5 = fp(XFr1 +YFa1 )=3918N F 1312 因為 巨—竺一6.98》e, x2—0.4,Y2 —1.6 Fr2 188 P2 = fp(XFr2+YFa2)=3262 N 所以取P =R =3918N 3)校核軸承壽命 106 C 名 106 43.3漢 103 3 Lh =——()®h= ( ) h=712365h 60n P 60 漢 339.6 3918

37、按一年300個工作日，每天2班制.壽命15年?故所選軸承適用。 2.川軸軸承 1) 計算軸承的徑向載何： Fn = Jf「Nh 1 + F「Nv1 = J29482 +11072 = 3149N Fr2 = Jf「Nh 2 + FrNv 2 =訥5132 + 268 = 1616N 2) 計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 7207的角接觸球軸承的基本 額定動載荷 Cr=90.8KN,基本額定靜載荷 Cor=114KW e=0.4 , Y=1.5 兩軸承派生軸向力為： Fd1 =且=1050“尺2 =^=539N 2Y 2Y 因為 Fd1 +Fa =1134N +10

38、50N =2184N a Fq? =539N 軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊 Fa2 =Fd1 =1050N、Fa2 = Fa +Fd1 =2184N 2)計算軸承1、2的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)fp=1.5 因為 0.3334 ce = 0.37 x 1 = 1, Y1 = 0 Fr1 3149 P1 = fp(XFn+YFa1)= 4724N 因為 = 2184 =1.35 >e , X2 = 0.4,Y2 = 1.5 Fr2 1616 P2 = fp(XFr2+YFa2)=5885N -27 - 所以取P = £ =5885N 3) 校

39、核軸承壽命 6 6 3 106 C 営 10 90.8 燈o3 3 Lh (一)’h ( )3h=1076572h 60n P 60x112.1 5885 按一年300個工作日，每天2班制.壽命24年?故所選軸承適用。 七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 公稱尺寸 bx h 軸的公稱直 徑 (mm) 鍵長度 (mm) 工作長度(mm) 鍵類 型 高速 軸 6X 5 16 35 29 A 中間 軸 8x 7 28 34 26 A 低速 軸 8X 7 30 64 56 A 12 x 8 40 55 43 A 由于鍵采用靜聯(lián)接

40、，沖擊輕微，材料選用 45鋼，所以許用擠壓應(yīng)力 [二p] =110MPa，所以上述鍵皆安全。滿足設(shè)計要求 八、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇 1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 名稱 符號 減速器及其形式關(guān)系 機座壁厚 0.025a+3mm=6.84mm取 8mm 機蓋壁厚 S 1 0.02a+3=6.06mm<8mm取 8mm 機座凸緣厚度 b 1.5 S =12mm 機蓋凸緣厚度 b1 1.5 S =12mm 機座底凸緣厚度 P 2.5 S =20mm取 30mm 地腳螺釘直徑 df 0.036a+12=12.288mm

41、取 16mm 地腳螺釘數(shù)目 n a<250m m,n=4 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0.75df=13.15mm 取 8mm -# - 機蓋與機座連接螺栓直 徑 d2 (0.5~0.6)df=8.76~10.52mm 取 10mm 連接螺栓d2的間距 l 150~200mn取 180mm 軸承端蓋螺釘直徑 d3 (0.4~0.5)df=7.01~8.76mm 取 M8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 (0.3~0.4)df=5.26~7.01mm 取 M6 定位銷直徑 d (0.7~0.8)df=12.27~14.02mm 取 M12

42、df、d2、d3至外機壁距 離 ci di、d2至凸緣邊緣距離 c2 軸承旁凸臺半徑 R1 R仁 C2=20 凸臺高度 h 外機壁至軸承座端面距 離 Li c1+c2+(5~8)=44 內(nèi)機壁至軸承座端面距 離 L2 S +c1+c2+(5~8)=52 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距 離 △ 1 > 1.2 S =9.6mm取 14mm 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △ 2 > S =8mm取 10mm 機蓋、機座肋厚 m1,m m1=mr 0.85 S 1=6.8mm,取 7mm 軸承端蓋外徑 D2 軸承端蓋凸緣厚度 e

43、 (1~1.2)d3=9mm 取 12mm 軸承旁連接螺栓距離 s s~ D2 2、減速器附件的選擇，在草圖設(shè)計中選擇 包括：軸承蓋，窺視孔， 視孔蓋，壓配式圓形油標(biāo)，通氣孔，吊耳，吊鉤， 螺塞，封油墊，氈圈等。 九、潤滑與密封（潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇 ） 減速器內(nèi)傳動零件采用浸油潤滑，減速器滾動軸承采用油脂潤滑。 參考資料目錄 [1] 孫桓，陳作模，葛文杰主編?機械原理[M].北京：高等教育出版社, 2006年5月第7版 [2] 濮良貴，紀(jì)名剛主編.機械設(shè)計[M].北京：高等教育出版社， 2006 年5月第8版 [3] 宋寶玉主編.機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書[M].北京：高等教育出版社， 2006年8月第1版 [4] 左宗義，馮開平主編. 畫法幾何與機械制圖[M].廣州：華南理工 大學(xué)出版社，2001年9月第1版 [5] 劉鋒，禹奇才主編.工程力學(xué)?材料力學(xué)部分[M]. 廣州：華南理 工大學(xué)出版社，2002年8月第1版 [6] 禹奇才，張亞芳，劉鋒主編.工程力學(xué)?理論力學(xué)部分[M]. 廣州： 華南理工大學(xué)出版社，2002年8月第1版 -29 -