用于帶式運輸機上圓錐-圓柱齒輪減速器

1、 目錄機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書3第一章 選擇電動機和計算運動參數(shù)5 1.1電動機的選擇5 1.2 計算傳動比6 1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)速6 1.4 計算各軸的輸入功率6 1.5 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩7第二章 齒輪設(shè)計7 2.1 高速錐齒輪的傳動設(shè)計7 2.2 低速級直齒輪的傳動設(shè)計13第三章 減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計20 3.1 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計20 3.2 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計21 3.3 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計22 3.4 軸的校核23第四章 軸承的選擇和校核26 4.1 高速軸軸承的選擇和校核26 4.2 中間軸軸承的選擇和校核27 4.3 低速軸軸承的選擇和校核29p第五章 鍵聯(lián)接的選擇和計算31 5.1 輸入

2、軸鍵計算31 5.2 中間軸鍵計算31 5.3 輸出軸鍵計算31第六章 聯(lián)軸器的選擇和校核32 6.1 輸入軸聯(lián)軸器的選擇和校核32 6.2 輸出軸聯(lián)軸器的選擇和校核32第七章 潤滑與密封32第八章 設(shè)計主要尺寸及數(shù)據(jù)32第九章 設(shè)計小結(jié)34第十章 參考文獻(xiàn)341機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目6設(shè)計用于帶式運輸機上的圓錐-圓柱齒輪減速器設(shè)計數(shù)據(jù)：（數(shù)據(jù)編號 F8 ）數(shù)據(jù)編號F1F2F3F4F5F6F7F8F9運輸帶工作拉力F/N250024002300220021002100280027002600運輸帶工作速度V/m*s-11.401.501.601.701.801.901.301.401.50

3、卷筒直徑D/mm250260270280290300250260270工作條件:單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動； 運輸帶速度允許誤差5%； 一班制工作，5年大修，工作期限20年。 （卷筒軸承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮。）加工條件：生產(chǎn)批量20臺，中等規(guī)模機械廠，可加工78級齒輪。設(shè)計工作量：1. 減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2.零件圖1-3張； 3.設(shè)計說明書1份。概述機械設(shè)計課程教學(xué)基礎(chǔ)要求規(guī)定，是每個大學(xué)生必修之課。它是機械設(shè)計課程的最后一個重要環(huán)節(jié)，也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學(xué)生第一次較全面上網(wǎng)設(shè)計能力訓(xùn)練，其基本目的是：1）培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想，訓(xùn)練綜

4、合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論，結(jié)合生產(chǎn)實際分析解決工程實際問題的能力，鞏固.加深和拓展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識。2）通過制定方案，合理選擇傳動機構(gòu)和零件類型，正確計算零件能力，確定尺寸和選擇材料，以及較全面地考慮制造工藝.使用和維護等要求，之后進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計，達(dá)到了解和掌握機械零件.機械傳動裝置或簡單機械的設(shè)計過程和方法。3）進(jìn)行設(shè)計基礎(chǔ)技能的訓(xùn)練.例如，計算，繪圖，熟悉和運用設(shè)計手冊（手冊，圖冊，標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進(jìn)行經(jīng)驗估算和處理數(shù)據(jù)的能力。選擇電動機和計算運動參數(shù)1.1電動機的選擇 (1)、選擇電動機類型 按工作條件和要求，選擇三相交流籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓38

5、0V,Y系列。 (2)、計算帶式運輸機所需功率 Pw=Fw*Vw/1000=2700*1.4/1000=3.78KW (3)、 各機械傳動效率的選擇： 由電動機至運動帶的傳動總功率為 ： 式中， 分別為: 聯(lián)軸器1（高速端，彈性聯(lián)軸器） 0.990.995聯(lián)軸器2（低速端，齒式聯(lián)軸器） 0.99球軸承（圓柱齒輪軸，卷筒） 0.99 (一對）滾子軸承（圓錐齒輪軸）圓錐齒輪傳動（齒輪精度為8級，不包括軸承效率） 0.97圓柱齒輪傳動（齒輪精度為8級，不包括軸承效率） 0.940.97卷筒 0.96的傳動效率。取 則 (4)、 電動機的輸出功率： Pd=FV/1000=2100*1.9/1000*0

6、.833=4.75KW (5）、確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為 根據(jù)電動機的輸出功率和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有1種適用的電動機型號，因此有1種，傳動比方案方案電動機型號額定功率/kw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量Kg同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132M2-65.5100096084綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，重量，減速器的傳動比，可見方案一比較合適，因此選擇的電動機型號為Y132M2-6，其主要性能如下：確定傳動裝置的總傳動比電動機主要外形和安裝如下:外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸中心高L*(AC/2+AD)*HDA*BKD*EF*G*D132515*345*315216*1781

7、238*8010*33*381.2計算傳動比 總傳動比 分配傳動裝置傳動比： 成立 1.3計算各軸的轉(zhuǎn)速I軸 II軸 III軸 1.4計算各軸的輸入功率I軸 II軸 III軸 卷筒軸 1.5計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電動機的輸出轉(zhuǎn)矩： 故I軸 II軸 III軸 卷筒軸 第二章 齒輪的設(shè)計2.1 高速錐齒輪的傳動設(shè)計選定高速級齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1 按傳動方案選用直齒圓錐齒輪傳動壓力角取 2運輸機為一般工作機械，速度不變，故選用8級精度。 3 材料選用：由 機械設(shè)計第九版西北工業(yè)大學(xué)機械原理及機械零件教研室編著的教材表10-1選擇小齒輪材料和大齒輪材料如下表：齒輪型號材料牌號熱處理方法強度

8、極限屈服極限硬度（HBS)平均硬度（HBS)齒芯部齒面部小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)700500241286280大齒輪45調(diào)質(zhì)650360217255 240兩者硬度差約為40HBS選擇小齒輪齒數(shù)Z1=24，又由于大小大小齒輪齒面硬度HBS350則Z1=i1*Z1=2.01*24=48.24 取Z2=49實際齒數(shù)比 U=Z2/Z1=49/24=2.04 與設(shè)計要求傳動比的誤差為（2.04-2.01）/2.04=1.55按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1 確定公式的數(shù)值試選載荷系數(shù)由教材表10-5查得材料彈性影響系數(shù)（大小齒輪均采用鍛鋼）小齒輪傳動轉(zhuǎn)矩 錐齒輪傳動齒寬系數(shù)由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)為 教材圖10

9、-25d圖按齒數(shù)硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；10-25c圖按齒面硬度查得大齒輪的接觸疲勞強度極限由式（10-15）計算力循環(huán)次數(shù)； （一班制，工作期限20年） 由圖10-23查取疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效率為1%，安全系數(shù)為S=1;則取和中的較小者作為該點輪列的接觸疲勞強度許用應(yīng)力，即2計算小齒輪分度圓直徑d1（由于小齒輪更容易失效故按小齒輪設(shè)計） 2 ）調(diào)整小齒輪分度圓直徑 （1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備1 計算圓周速度V2 計算齒寬b及齒寬系數(shù) 計算實際載荷系數(shù) 1 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1 2 根據(jù)，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù). 3 直齒錐齒輪

10、精度低，取齒間載荷分配系數(shù) 4 由表10-4用插值法得7級精度，小齒輪懸臂時，得齒的載荷分布系數(shù) 由此得實際載荷系數(shù)由式(10-12)查得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為： 及相應(yīng)的齒輪模數(shù)按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 1 由式（10-27）試算模數(shù)，即 2確定式中的各參數(shù)值試選 （2）計算由當(dāng)量齒數(shù) 由圖10-17查得齒形系數(shù)由圖10-18查得正應(yīng)力修正系數(shù) 由圖10-24查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，由式（10-14）得 因為大齒輪的大于小齒輪取計算模數(shù) 調(diào)整齒輪模數(shù)1 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度V , 齒寬b

11、2 計算實際載荷系數(shù)根據(jù)V=1.655m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得則動載系數(shù)為3 由式10-13可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)為 按照齒輪疲勞強度計算的模數(shù)，就近選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2,按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=77.761mm,算出小齒輪齒數(shù)取Z1=37，則大齒輪齒數(shù)為了使齒輪齒數(shù)互質(zhì)，取Z2=754 計算大小齒輪的基本幾何尺寸 名稱 計算公式 計算結(jié)果模數(shù)m2齒數(shù)3775分度圓錐角分度圓直徑齒頂圓直徑齒寬節(jié)錐頂距83.333平均分度圓直徑當(dāng)量分度圓半徑當(dāng)量齒數(shù)當(dāng)量齒數(shù)比平均模數(shù)2.2 低速級直齒輪傳動的設(shè)

12、計一、 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)按圖所示的傳動的方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取帶式輸送機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。材料選擇，由表10-1選擇小齒輪大齒輪材料如下齒輪型號材料牌號熱處理方法強度極限屈服極限硬度HBS，齒芯部/齒面部平均硬度小齒輪40cr調(diào)質(zhì)700500241286280大齒輪45調(diào)質(zhì)650360217255240選小齒輪齒數(shù)Z1=24,又由于大小齒輪齒面硬度HBS350，u=4,則，由于互質(zhì)取Z2=93二、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由式10-11計算小齒輪分度圓直徑，即研究公式中的各參數(shù)值 1,1 選用。 1.2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 1.3 由表

13、10-7選取齒寬系數(shù) 1.4 由表10-20查得區(qū)域參數(shù) 1.5 由表10-5查得材料影響系數(shù) 1.6 由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力,由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù),由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù).取失效率為1%，安全系數(shù)s=1 ,由式（10-14）得 ，取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即試算小齒輪的分度圓直徑 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1.1圓周速度 1.2 齒寬b 3)計算實際載荷系數(shù)KH. 1.1 由表10-2查得使用系數(shù)KA=1. 1.2 根據(jù)V=1.4

14、32m/s,7級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.07. 1.3 齒輪的圓周力 ,查表10-3得齒輪間載荷分配系數(shù),由表10-4用插值法查得7級精度小齒輪的相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分配系數(shù),由此得到實際載荷系數(shù)；由式10-12可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑； 及相應(yīng)的齒輪模數(shù)；mm三、 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 1）由式10-7計算模數(shù)，即；確定公式中的各參數(shù)值 1 試選 2由式10-5計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)； 3計算 由圖10-17查得齒形系數(shù) 由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù) 由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為； 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系

15、數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-14得；因為小齒輪的大于大齒輪，所以取.計算模數(shù)；調(diào)整齒輪模數(shù)；1.計算實際載荷前的系數(shù)準(zhǔn)備 2.圓周速度 齒寬b; .寬高比b/h計算實際載荷系數(shù)KF根據(jù)V=0.89m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.05由查表10-3得出齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法得,結(jié)合查圖10-13得,則動載系數(shù)為 由式10-13可得按實際載荷系數(shù)算得得齒輪模數(shù) 對比計算結(jié)果，由齒根彎曲疲勞強度設(shè)計的模數(shù)m大于由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑有

16、關(guān)，可取彎曲疲勞強度所算得的模數(shù)1.72mm,并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值M=2mm,按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=64.099mm,算出小齒輪的齒數(shù)Z1=d1/m=32.05,取Z1=33，則大齒輪齒數(shù)Z2=U*Z1=4*33=132,為使Z1與Z2互為質(zhì)數(shù)，取Z2=121。幾何尺寸計算 1.計算分度圓直徑； 2.計算中心距； 3.計算齒輪寬度；考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒輪寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪稍微加寬（5-10）mm,即取b1=b+(5-10)mm=7176mm,取b1=73mm,而使大齒輪齒寬等于設(shè)計齒寬，即b2=b=66mm.圓整中心距后的強度校核 由于上述的齒輪到中心距

17、不便于相關(guān)的設(shè)計和制造，將中心距用變位法圓整為a=155mm,在圓整時其它幾何參數(shù)如Z1，Z2，M,b,等保持不變。計算變位系數(shù)和計算嚙合角，齒數(shù)和，變位系數(shù)和，中心距變系數(shù)和齒頂高降低系數(shù)。; 從圖10-21a可知，當(dāng)前的變位系數(shù)提高了齒輪強度，但重合度有點下降。分配變位系數(shù)X1X2由圖10-21b可知，坐標(biāo)點（位于L13線和L14線之間，按這兩條線作射線，再從橫坐標(biāo)的Z1 Z2 處作射線，與射線交點的坐標(biāo)分別為X1=0.32，X2=0.5齒面接觸疲勞強度校核按前述類似做法，將它們代入式10-19得；齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應(yīng)力比標(biāo)準(zhǔn)齒輪有所下降齒根彎曲疲勞強度校核 按齒述類似

18、做法，允許計算式10-6中的各參數(shù)，將它們代入式10-6得齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（見圖紙)主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)Z1=33;Z2=121;模數(shù)m=2mm,壓力角;變位系數(shù)X1=0.32;X2=0.50;中心距a=155mm；齒寬b1=73mm,b2=66mm.三、軸的設(shè)計計算、輸入軸設(shè)計(1) 求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2)求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖5-1所示(3)初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取得 取

19、高速軸的輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查得由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則圖5-1軸的載荷分析 由于該軸與連軸器相連的一端直徑要與電機相同，應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，所以查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003，選HL3彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1=60mm。(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，為了滿端蓋密封，2-3

20、軸段右端需制出一軸肩，故取3-4段的直徑d3-4=35， 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d2-3=35，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為5-2軸的結(jié)構(gòu)與裝配d3-4=d6-7=35,d4-5=43,L4-5=66,L6-7=18.25 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按d4-5查得平鍵截面b*h=12*8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6,同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接選用平鍵位8*7*50，半聯(lián)軸器與軸的配合

21、為H7/k6.滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為2*45度求軸上的載荷，確定截面表5-1軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T 6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），查得，故安全。（7）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面 、輸出軸設(shè)計(1) 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 (2) 求作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪的分度圓直徑 而圓周力、徑向力及軸向力如圖5-5(3) 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑

22、。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取 ，則查表選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。圖5-5軸的載荷分析圖(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-6）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑,長度50mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，

23、故1-2段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，算上擋油環(huán)長度，取。左端軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。齒輪左端以及軸承的定位采用擋油環(huán)，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由表4-1得b*h=16*10*63鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為,63mm，同時為保證齒輪與軸

24、配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。(5) 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為圖5-6軸的結(jié)構(gòu)與裝配 (6) 求軸上的載荷表5-3軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T(7) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），查得，故安全。(8) 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面 六、滾動軸承的選擇及校核計算、輸入軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，初步選取0

25、基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為,e=0.37,Y=1.6,表6-1軸承上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F則則則則則 則故合格。、中間軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為,e=0.37,Y=1.6,表6-1軸承上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F則則則則則 則故合格。、輸出軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為,e=0.35,Y=1.7,表6-1軸承上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F則則則則則 則故合格。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算、輸

26、入軸鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。、中間軸鍵計算校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。、輸出軸鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：故單鍵即可。 八、聯(lián)軸器的選擇及校核計算、各種聯(lián)軸器的比較1. 剛性聯(lián)軸器缺點：對兩軸對中性要求較高，當(dāng)兩軸有相對位移存在時，就會在機件內(nèi)引起附加載荷，使工作環(huán)境惡化。優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，成本低，可傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，故當(dāng)轉(zhuǎn)速低時，無沖擊；當(dāng)軸的剛性大，對中性較好時常用。（1）撓性聯(lián)軸器： 無彈性元件

27、的聯(lián)軸器，因有撓性，故可補償兩軸的相對位移。（2）十字滑塊聯(lián)軸器一般用于轉(zhuǎn)速n250r/min,軸的剛性較大，且無劇烈沖擊處.（3）滑塊聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，適用于小功率高轉(zhuǎn)速而無劇烈沖擊處。（4）十字軸式萬向聯(lián)軸器允許兩軸間有較大的夾角。（5）齒式聯(lián)軸器傳遞很大轉(zhuǎn)矩，并允許有較大的位移偏移量，安裝精度要求不高，但質(zhì)量較大成本較高，在重型機械中應(yīng)用廣泛。2.彈性元件的撓性聯(lián)軸器這類聯(lián)軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖間真的作用。（1）彈性套柱銷聯(lián)軸器拆裝方便成本較低，但彈性套易磨損壽命較短，適用于連接載荷平穩(wěn)，需正反轉(zhuǎn)或啟動頻繁的傳遞中小轉(zhuǎn)矩的軸。（2）彈性柱銷

28、聯(lián)軸器傳遞能力大結(jié)構(gòu)簡單，安裝制造方便耐久性好，彈性柱銷有一定的緩沖和減振能力。、聯(lián)軸器的選擇綜上所述，根據(jù)工作要求，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器較合理。根據(jù)所選電動機軸徑的大小選擇聯(lián)軸器的孔徑。結(jié)合所選Y132M26型電動機的技術(shù)數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，從GB/T5014-1995中查得HL3聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為630許用最大轉(zhuǎn)速5000r/min,軸徑為30mm,32mm,35mm,38mm,故適用、聯(lián)軸器的校核計算在軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。輸入軸選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為60mm。輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)

29、矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。九、減速器附件的選擇經(jīng)查選定通氣帽，A型壓配式圓形油標(biāo)A20（GB1160.1-89），外六角油塞及封油墊,啟蓋螺釘M6。、視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)位置，并有足夠的空間，以便于能深入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板機體上開窺視孔與凸緣一塊，以便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固。、放油孔與螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，與便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支撐面，并加封油圈加以

30、密封。、油標(biāo)油標(biāo)位于便于觀察減速器油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。、通氣孔由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大為便于排氣，在機蓋頂部窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。、起蓋螺釘起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。、定位銷為保證刨分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。、吊環(huán)在機蓋上直接鑄處吊鉤和吊環(huán)，用以吊起或搬運較重的物體十、潤滑與密封齒輪采用脂潤滑，查得選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-1994）。當(dāng)齒輪圓周速度時，圓錐齒輪浸入的深度約一個齒高，三分之一齒輪半徑，大齒輪的齒頂?shù)降酌娴木嚯x3050mm。由于大圓錐齒輪，可以利用潤滑軸承，并通過脂潤滑其他軸上的軸承，且有散熱作用，效果較好。密封防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦?。十一、鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下表11-1：表11-1鑄