《單級圓錐齒輪減速器和一級帶傳動課程設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《單級圓錐齒輪減速器和一級帶傳動課程設(shè)計（32頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 目 錄 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….……4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5 五、傳動零件的設(shè)計計算………………………………….….5 六、軸的設(shè)計計算………………………………………….....13 七、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計………………………….…….…….…….23 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算……….

2、.……………………………26 九、滾動軸承設(shè)計…………………………………………….27 十、減速器的潤滑……………………………………………. 28 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第二組：設(shè)計單級圓錐齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：運輸帶工作壓力F=6KN,工作速度V=1.3m/s,卷筒直徑D=400mm,傳動不可逆，長期連續(xù)單向運輸，載荷平穩(wěn)。

3、 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇 ηw=601000V/∏D=60ⅹ1000ⅹ1.3/3.14ⅹ400=62.07r/min （1）傳動裝置的總功率： η總=η1η2η3η4η5η6 =0.960.9920.970.980.990.96 =0.85 51 (2)電機所需的工作功率： P工作= FV/η總 =7.8/0.85 =8.99 KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 按推薦的傳動比合理范圍，取圓錐齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i齒輪=3~5。取V帶傳動比i帶=2~4，則

4、總傳動比合理時范圍為i總=6~20。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a n筒=（6~20）62.07=372.28~1241.84r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750和1000 r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有二種適用的電動機型號：因此有二種傳動比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=930r/min。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y180L-8。 中心高H 外形尺寸 L(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 AB

5、 地腳螺栓 孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 DE 裝鍵部位寸 FG 132; 515345315 216178 12 3880 1041 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n=930/62.07=11.76 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)指導(dǎo)書，取齒輪i齒輪=3（單級減速器i=2~3合理） （2） ∵i總=i齒輪I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=9.6/3=3.2 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、 計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） nI =nI/i帶=930/2.94=316.326(r/min) nII=nII/i齒輪=

6、316.326/4=79.081(r/min) II軸即為工作機構(gòu)的轉(zhuǎn)速nII= n卷筒=79.081(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI= P工作η帶η軸承=9.1760.960.99=8.72KW PII= PIη軸承η齒輪=8.720.970.99 =8.375KW P Ⅲ=PIIη聯(lián)軸器η卷筒=8.3750.980.99 =8.125 KW 3、 計算各軸扭矩（Nm） TI=9.55PI/nI=95508.72/316.326 =Nm TII=9550PII/nII =95508.375/79.081 =

7、1011.384Nm TⅢ=95508.125/79.081=981.193 Nm 五、傳動零件的設(shè)計計算 1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算 （1） 選擇普通V帶截型 由課本P150表9.21得：kA=1.1 PC=KAP=1.111=12.1KW 由課本P149圖9.13得：選用B型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本圖9.13得，推薦的小帶輪基準直徑為 125~140mm 則取dd1=140mm>dmin=125 mm i = dd1/ dd2 =2.875 dd2=dd1=2.94140=411mm 由課本P134表9.3，取dd2=4

8、00mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n2`=n1/ i =930/2.857 =325.25r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：n2`-n2/n2=325.25-316.326/316.326 =0.28<+0.5%(允許值) 帶速V：V=πdd1n1/601000 =π140930/601000 =6.817m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 （3） 確定帶長和中心矩 根據(jù)課本P151式（9.18）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+315)≤a0≤2(10

9、0+315) 由課本P151式（9.19）得： 所以有：290.5mm≤a0≤830mm 按結(jié)構(gòu)設(shè)計初定a0=500 L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+1.57(100+315)+(315-100)2/4500 =1674.66mm 根據(jù)課本P135表（9.4）取Ld=1600mm 根據(jù)課本P151式（9.20）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+(1600-1674.66)/2 =500-37.33 =462.67mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-d

10、d2-dd1/a57.30 =1800-(315-100/462.67)57.30 =153.370>1200（適用） （5）確定帶的根數(shù) 根據(jù)課本P144表（9.9）P0=0.95KW 根據(jù)課本P151式（9.22）△P0=0.12KW 根據(jù)課本P148表（9.12）Kα=0.96 根據(jù)課本P136表（9.4）KL=0.99 由課本P151式（9.22）得 Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL =4.4/(0.95+0.12) 0.960.99 =4.3 (6)計算軸上壓力 由課本P140表9.6查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力

11、： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[5004.4/55.02(2.5/0.96-1)+0.15.022]N =142.76N 則作用在軸承的壓力FQ，由課本P152式（9.24） =25142.76sin153.37/2 =1384.75N 選用5根A—1600 GB/T 11544—1997V帶中心距a=462.67 帶輪直徑dd1=100mm dd2=315mm 軸上壓力FQ =1384.75N 2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45

12、鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220~250HBS。大齒輪選用45鋼，正火，齒面硬度170~210HBS；根據(jù)課本P233表11.20選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(σH) ]2] 1/3 由式（6-15） 確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3 取小齒輪齒數(shù)Z1=28。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=328=84 實際傳動比I0=84/28=3 傳動比誤差：i-i0/I=3-3/3=0%<0.75% 可用 齒數(shù)比：u=i0=3 由課本P233表11.19取φr=0

13、.3 (3)轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55106P/n1=9.551063.3/300 =1.1105Nmm (4)載荷系數(shù)k 由課本P211表11.10取k=1.1 (5)許用接觸應(yīng)力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本P208圖11.25查得： σHlimZ1=560Mpa σHlimZ2=530Mpa 由課本P133式6-52計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60njLn=603001(105240) =3.744108 NL2=NL1/i=3.744108/3=1.248108 . 由課本P210圖11.28查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：

14、 ZNT1=1.1 ZNT2=1.13 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=5601.1/1.0Mpa =616Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=5301.13/1.0Mpa =598.9Mpa 故得： 由d1≥[KT1/φRu[4.98 ZE/(1-0.5φR）(σH) ]2] 1/3 d1=77.2 模數(shù)：m=d1/Z1=77.2/28=2.76mm 根據(jù)課本表11.3取標準模數(shù)：m=2.5mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)課本P214（11.25）

15、式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF] 確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=2.528mm=70mm d2=mZ2=2.584mm=210mm 錐距R= (d12+ d22) 1/2=221.4 齒寬：b=R/3=73.8 取b=74mm (7)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=28,Z2=84由表11.12相得 YFa1=2.58 YSa1=1.61 YFa2=2.25 YSa2=1.77 (8)許用彎曲應(yīng)力[σF] 根據(jù)課本P208（11.16）式： [σF]= σFlim YNT/SF

16、 由課本圖11.26查得： σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa 由圖11.27查得：YNT1=YNT2=1 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.3 計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力 [σF]1=σFlim1YNT1/SF=2101/1.3Mpa =162Mpa [σF]2=σFlim2 YNT2/SF =1901/1.3Mpa =146Mpa 將求得的各參數(shù)代入式 σF1=4kT1YFYS/φR(1-0.5φR)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2 =41.11.11052.581.61/0.3(1-0.50.3) 2 2822.53(27+1) 1/

17、2 Mpa =121.43Mpa< [σF]1 σF2=4kT1YFYS/φR(1-0.5φR)2 Z2 m3(u2+1) 1/ 2 =41.11.11052.251.77/0.3(1-0.50.3) 2 8422.53(27+1) 1/ 2Mpa =116.42Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/601000=3.1477.2300/601000 =1.21m/s (10)幾何計算 分度圓直徑：d1=mZ1=70mm d2=mZ2=2.584mm=210mm 分度圓錐角σ1=18.43 σ2=71.57

18、錐距R=1/2(d12 +d22) 1/ 2=105.58 mm 齒寬b=1/3R=35.2mm 齒頂圓直徑: da1= d1 +2ha cosσ=74.74mm da2= d2 +2ha cosσ=219.5mm 齒根圓直徑df1= d1 -2 hf cosσ=64.3mm df2= d2-2 hf cosσ=204.3mm 齒根角=arctanhf/R=1.63 齒頂角=arctanh a/R=1.36 齒頂圓錐角σa1=19.8 齒頂圓錐角σa2=69.94 當(dāng)量齒數(shù)Z v1=z1/ cosσ=29.47 Z v2=z2/ cosσ=88.42

19、 受力分析 Ft1=-Ft2= Fr1=-Fa2= Ft1*tan Fa1=-Fr2= Ft1*tan d m1=(1-0.5φR)d 1=59.5 d m2=(1-0.5φR)d2=178.5 F t1=2T1 / d m1=3.6104 F t2=2T1 / d m2=1.2104 F r1= 1.2104 F r2 =0.14104 F a1=0.42104 F a2 =0. 4104 六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算 1,按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HB

20、S 根據(jù)課本P313（16.2）式，并查表16.2，取c=115 d≥115 (3/100)1/3mm=35.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=35.7(1+5%)mm=37.485 ∴選d1=37mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1.齒輪軸的設(shè)計 (2)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于齒輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=Φ37mm，又帶輪的寬度b=40 mm 則第一段長度L1=40mm 右起第二段直徑取D2=Φ42mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的內(nèi)端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則

21、取第二段的長度L2=40mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，則軸承承受徑向力和軸向力為零，選用30209型軸承，其尺寸為458519，那么該段的直徑為D3=Φ47mm，長度為L3=20mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ50mm，長度取L4= 80mm 右起第五段為滾動軸承段，則此段的直徑為D5=Φ45mm，長度為L5=20mm (3)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=70mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =110 Nm 求圓周力：Ft Ft=3.6104 N

22、 求徑向力Fr Fr=1.2104 N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （4）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點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==944.08N RB==2832.23 N 垂直面的支反力： RA’= =321.67N RB’ ==964.88 N （5）畫彎矩圖 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩：M水平=RA0.08=37.76 Nm 垂直面的彎矩：M垂直= RA’0.08=12.87 Nm 合成彎矩： （6）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd1/2=84.59 Nm （7）

23、畫當(dāng)量彎矩圖 因為是單向回轉(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： （8）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以該剖面為危險截面。 已知M當(dāng)=93.87Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= M當(dāng)/W= M當(dāng)/(0.1D43) =93.871000/(0.1453)= 10.30MPa<［σ-1］ 右起第一段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =50.751000/(0.1283)

24、=33.12 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： 輸出軸的設(shè)計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ=3.06 Kw 轉(zhuǎn)速為nⅡ=292 r/min 根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115 d≥115 (3.06/292)1/3mm=25.2mm 取d2=25mm (3)確定軸各段直徑和長度 從右

25、端開始右起第一段， 安裝滾動軸承。 故D1=Φ45mm, L1=19mm. 右起第二段為滾動軸承的軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承內(nèi)圈的外徑。取D2=Φ50mm ，L2=36mm 右起第三段為圓錐齒輪的軸肩，其直徑應(yīng)大于圓錐齒輪的軸孔孔徑，取D3=Φ60mm，長度根據(jù)箱體的具體參數(shù)設(shè)計得到，在此取L3=80mm。 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為238.5mm，則第四段的直徑取Φ50mm,齒輪寬為b=40mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=38mm。 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位需要安裝套筒取D5=Φ48mm ,長度取L5=20

26、mm。 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ45mm，長度L6=20mm 7右起第七段為鏈輪的軸肩，取D7=Φ42mm ，L3=70mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=210mm 作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =2920Nm 求圓周力：Ft Ft=2T1/d2=1.2104 N 求徑向力Fr Fr=0.14104N Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點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= Ft100/120=1573.46N,

27、 RB=Ft20/120 = 314.69 N 垂直面的支反力： RA’= Fr100/120=207.99N RB’ =Fr20/120=41.60 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面處的彎矩： 水平面的彎矩：M水平=RA0.02= 31.47 Nm 垂直面的彎矩：M垂直=RA’0.02=4.16 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=71.50 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面處當(dāng)

28、量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面為危險截面。 已知M當(dāng)=53.37Nm ,由課本表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： σe= M當(dāng)/W= M當(dāng)/(0.1D43) =53.371000/(0.1383)=9.73MPa<［σ-1］ 右起第七段處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= M7/W= M7/(0.1D73) =42.91000/(0.1423)=5.79MPa<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：

29、 八．箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。 (2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。 (3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。 (4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)

30、外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 (5)啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 (6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。 (7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 (8)環(huán)首螺釘、吊

31、環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 (9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。 箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表： 機座壁厚δ 8 機蓋壁厚δ1 5 機座凸緣厚度b 15 機蓋凸緣厚度b 1 5 機座底凸緣厚度b 2 15 地腳螺釘直徑df 15 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d1 8 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2 6 軸承端蓋螺釘直徑d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑d4 6 定位銷直徑d 8 軸承旁凸臺半徑R1 16

32、 凸臺高度h 據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外機壁至軸承座端面距離l1 60, 44 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離△1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離△2 10 機蓋、機座肋厚m1 ,m2 7, 7 軸承端蓋外徑D2 130 軸承端蓋凸緣厚度t 8 軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2 鍵聯(lián)接設(shè)計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=37mm,L1=50mm 查手冊得，選用A型平鍵，得： A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm T=103.6N

33、m h=7mm 根據(jù)課本P243（10-5）式得 σp=4 T/(dhL) =4103.61000/（37742） =38.1 Mpa < [σR] =110Mpa 2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=40mm L3=80mm TⅡ=292Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵149 GB1096-79 l=L3-b=80-14=66mm h=9mm σp=4TⅡ/（dhl） =42921000/（40980） =40. 6Mpa < [σp] =110Mpa 滾動軸承設(shè)計 根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 Lh=103658=29200小

34、時 1.輸入軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系數(shù)X=0.4,Y=1.1。 經(jīng)計算得：P1=1356.6N P2=2378N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 P2>P1,故計算P2就可以了。 （3）選擇軸承型號 選擇型號為30209的圓錐滾子軸承 查表得：Cr=67.8kN ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設(shè)計計算 （1）初步計算當(dāng)量動載荷P 因該軸承在工作條件下受到Fr徑向力作用和軸向力，查手冊知：派生軸向力Fs=0.4Fr,且系

35、數(shù)X=0.4,Y=1.1。經(jīng)計算得：P1=1491.2N P2=594.72N （2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 P1>P2,故計算P1就可以了 （3）選擇軸承型號 選擇型號為30209的圓錐滾子軸承 查表知， Cr=67.8KN ∴預(yù)期壽命足夠 ∴此軸承合格 密封和潤滑的設(shè)計 1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復(fù)自行潤滑。 2．潤滑 (1) 對于齒輪來說

36、，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應(yīng)小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 (2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 設(shè)計小結(jié) 　　機械設(shè)計課程設(shè)計是我們機械類專業(yè)學(xué)生第一次較全面的機械設(shè)計訓(xùn)練，是機械設(shè)計和機械設(shè)計基礎(chǔ)課

37、程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機械設(shè)計課程的設(shè)計，綜合運用了機械設(shè)計課程和其他有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學(xué)知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學(xué)習(xí)機械設(shè)計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計原理和過程。 (3) 進行機械設(shè)計基本技能的訓(xùn)練，如計算、繪圖、熟悉和運用設(shè)計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。 參考文獻： 1. 陳立徳.機械設(shè)計基礎(chǔ)第2版. 北京：高等教育出版社，2004 2. 陳立徳.機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計

38、.北京：高等教育出版社，2006.7 結(jié)果 η總=0.86 F工作=6KN 電動機型號 Y180L-8 i總=9.6 據(jù)手冊得 i齒輪=4 i帶=3 nI=316.326r/min nII=79.081r/min PI=8.72KW PII=8.375KW TI=103.6Nm TII=292.23Nm

39、 dd2=320mm 取標準值 dd2=315mm n2`=304.8r/min V=5.02m/s 378mm≤a0≤1080mm 取a0=800 Ld=1600mm a=462.67mm Z=5根 F0=142.76N FQ =1384.75N i齒=

40、3 Z1=28 Z2=84 u=3 T1=1.1105Nmm αHlimZ1=560Mpa αHlimZ2=530Mpa NL1=3.744108 NL2=1.248108 ZNT1=1.1 ZNT2=1.13 [σH]1=616Mpa [σH]2=598.9Mpa d1=77.2mm m=2.5mm d1=70mm d2=210mm b=74mm YFa1=2.58 Y

41、Sa1=1.61 YFa2=2.25 YSa2=1.77 σFlim1=210Mpa σFlim2 =190Mpa YNT1=1 YNT2=1 SF=1.3 σF1=121.43Mpa σF2=116.42Mpa V =1.21m/s d=25mm d1=37mm L1=50mm d2=42mm L2=40mm d3=47mm d5=30mm L=100mm

42、 L3=20mm D4=Φ47mm L4=80mm D5=Φ45mm L5=20mm Ft=3.6104 N Fr=1.2104 N RA=944.08N RB=2832.23N RA’=321.67N RB’=964.88 N M水平=37.76 Nm M垂直= 12.87 Nm M合=39.89Nm T=84.59 Nm α=0.6 M當(dāng)=93.87Nm ［σ-1］=60Mpa

43、 MD=50.75Nm d=25mm D1=Φ30mm L1=19mm D2=Φ35mm L2=36mm D3=Φ40mm L3=80mm D4=Φ45mm L4=38mm D5=Φ48mm L5=20mm D6=Φ45mm L6=20mm D7=Φ42mm L7=70mm Ft=599.58N

44、 Fr=218.23N RA=1573.46N RB=314.69N RA’=207.99N RB’=41.60 N M水平=31.47Nm M垂直= 4.16 Nm M合=31.74Nm T=71.50 Nm α=0.6 M當(dāng)=53.37Nm ［σ-1］=60Mpa M7=42.9Nm 鍵128 32 第 頁 共 32 頁