減速箱課程設(shè)計說明書-帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計

1、武漢工程大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計說明書課題名稱：帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計專業(yè)班級：機械電子工程03班學(xué)生學(xué)號： 1203120333學(xué)生姓名：學(xué)生成績：指導(dǎo)教師：秦襄培課題工作時間：2014.12.22 至 2015.01.11武漢工程大學(xué)教務(wù)處目錄第一章 傳動方案的選擇及擬定 2第二章 電動機的選擇及計算 . 4第三章 . 運動和動力參數(shù)計算 6第四章 V 帶傳動的設(shè)計計算 8第五章 斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 11第六章減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 21第七章鍵連接的選擇及校核 38第八章 軸承的選型及壽命計算 39第九章聯(lián)軸器的選擇及校核 41第十章 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算 42第十一章 潤滑方式，潤

2、滑劑以及密封方式的選擇 44第十二章 設(shè)計總結(jié) 46參考文獻(xiàn)1第一章傳動方案的選擇及擬定1.1課程設(shè)計的設(shè)計內(nèi)容（1）合理的傳動方案，首先應(yīng)滿足工作機的功能要求，其次還應(yīng)滿足工作 可靠，結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，傳動效率高，重量輕，成本低廉，工藝性好，使用 和維護方便等要求。（2）帶傳動具有傳動平穩(wěn)，吸震等特點，切能起過載保護作用，但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當(dāng)?shù)∷佥^低時，傳動結(jié)構(gòu)尺寸 較大。為了減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸，應(yīng)當(dāng)將其布置在高速級。（3）齒輪傳動具有承載能力大，效率高，允許高度高，尺寸緊湊，壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般在首先采用齒輪傳動。 由于斜齒圓柱齒輪傳動的

3、 承載能力和平穩(wěn)性比直齒圓柱齒輪傳動好， 故在高速或要求傳平穩(wěn)的場合，常采 用斜齒輪圓柱齒輪傳動。（4）軸端連接選擇彈性柱銷聯(lián)軸器。設(shè)計帶式運輸機的傳動機構(gòu)，其傳動轉(zhuǎn)動裝置圖如下圖1-1所示。宀X,1XHrrr 1-nr-lXXX ,/X雙級斜齒圓柱齒號械速據(jù)1電動枷2帶傳亦3械邃鬆4琥軸器5卷館G霸誹1.2課程設(shè)計的原始數(shù)據(jù)注：圖中F為輸送帶拉力（或為輸出轉(zhuǎn)矩 T），V為輸送帶速度學(xué)號1/17/332/18/343/19/354/205/216/227/238/24鼓輪直徑D(mm)300330350350380300360320輸送帶速度v(m/s)0.630.750.850.800.80

4、0.700.840.75輸出轉(zhuǎn)矩T(N m)400370380450460440360430學(xué)號9/2510/2611/2712/2813/2914/3015/3116/32鼓輪直徑D(mm)340350400450380300360320輸送帶速度v(m/s)0.800.850.730.900.800.800.840.73輸出轉(zhuǎn)矩T(N m)410390420400420420390400已知條件：1. 工作環(huán)境：一般條件，通風(fēng)良好；2. 載荷特性：連續(xù)工作、近于平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)；3. 使用期限：8年，大修期3年，每日兩班制工作；4. 卷筒效率：n =0.96;5. 運輸帶允許速度誤差：土 5

5、% ;6. 生產(chǎn)規(guī)模：成批生產(chǎn)。1.3課程設(shè)計的工作條件設(shè)計要求：誤差要求：運輸帶速度允許誤差為帶速度的土5%工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動；制造情況：小批量生產(chǎn)。1.4確定傳動方案已知：已知帶速 V=0.80m/s，滾筒直D=380mm輸出轉(zhuǎn)矩=460NM工作機滾筒的轉(zhuǎn)速 Nw=60*1000 v/ ( n D) =40r/min可選用轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動機，估算總傳動比(nm/nw)分別為11或16，外傳動宜選用v帶傳動。第二章電動機的選擇及計算.1根據(jù)動力源和工作條件，宜選用 Y系列三相異步電動機2.電動機功率的選擇A.計算總效率查表得：n 1=0

6、.96V帶的傳動效率n 2=0.99-滾動軸承傳動效率n 3=0.97 -圓柱齒輪傳動效率n 4=0.99-聯(lián)軸器傳動的效率n 5=0.96-滾筒的效率則傳動裝置的總效率為n =n 1* n n補n ：* n 5則電動機所需的效率為Pd=0.81B. 電動機的轉(zhuǎn)速選擇為常用的同步轉(zhuǎn)速1500r/min和1000r/min兩方案號電動機型號額定率/kw功步轉(zhuǎn)/(r/mi n)速載轉(zhuǎn)/(r/mi n)速傳動比SV帶傳比亍兩級減傳動比1Y100L2-431500142035.5314.22Y132S-63100096023.52.78.9種，根據(jù)所需功率和轉(zhuǎn)速，選電動機如下:速方案一中的電動機轉(zhuǎn)速高

7、，價格低，但總傳動比過大。為了合理的分配傳動比，使動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，且方案 2傳動比小，傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸小,可選用方案二，即電機型號為 Y132S-6。第三章.運動和動力參數(shù)計算傳動裝置總傳動比 匸nm/nw=960/40=24V帶傳動比i=2.7兩級齒輪總傳動比i=24/2.7=8.9高速級傳動比io二、 1.351 =3.4則高速級傳動比ii= . I.35io =2.6.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算A.各軸的轉(zhuǎn)速計算電動機軸：Ni=Nw=960r/mi n高速軸：N2=N1/I1=356r/mi n中間軸：N3=N2/ii=105.6r/mi n低速軸：N4=N3/12=40r/mi nB

8、.各軸的輸入功率計算P1二 3kwP2=P1*n 2* n 3=2.85kwP3=P2*n 2* n 3=2.74kwP4=P*3*n 3* n 1=2.63kwC. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算T =9550 P 】/n i =29.84N mT2=9550 P2/n2=76.45N mT3=9550P P3/n3=249.9N mT4=9550P P4/n4=623.7N m以上計算結(jié)果列于下表軸號轉(zhuǎn)速 n/ (r/min)功率P/kw轉(zhuǎn)矩 T/(N.m)傳動比i1 1960329.842.723562.8576.453.43104.62.74249.92.64402.63623.79第四章 V 帶

9、傳動的設(shè)計計算1. V帶的設(shè)計 已知P=2.2KW，轉(zhuǎn)速=940r/min，傳動比i=2.5，每天工作 八小時 確定計算功率由表 8-8 查的工作系數(shù) KA=1.2Pca=KA*p=3.6KW 選擇V帶帶型 根據(jù)Pea ni由圖8-11選用A型帶 確定帶輪直徑，并驗算帶速 V（1 ）初選帶輪直徑 d=100mm（2）驗算帶速 VV= n *d*n 1/60*1000=5.05M/S5m/sv V v 30m/s二帶速合適確定大帶輪直徑d2=i*d 1=2.7*100=270（3）確定 V 帶的中心距 a 和基準(zhǔn)長度 Ld初定中心距 a0=500mmLd0=2a）+ n /2 （d什d2） +

10、（d2-d1）2/4a0=1595mm由表 8-2 去 Ld=1640mm計算實際中心距 aa=a0+（Ld-Ld0） /2=520mm按照公式 8-23 中心距變化范圍為 494573(4) 驗算小帶輪包角? 1=180- (dd2-ddi) 57.3/a=159 120(5) 計算帶的根數(shù)計算單根V帶額定功率Pr由 ddi 125 和 n=960r/min 查表 8-4 得 p=0.97kw由 n=960r/min , i=2.7 和 A 型帶，查表 8-5，得 p0=0.11kw 查表 8-6，k2=0.95 表 8-2 得 Kl=1.00Pr= (p0+ p0) *Ka *KL=1.0

11、2kw計算V帶的根數(shù)Z=Pca/Pr=3.6取 Z=4將上述結(jié)果正立填入下表：類型1 功率帶速中心、距基準(zhǔn)長度小帶輪包L角帶根:數(shù)小帶輪直大帶輪直呈徑A3.65.05m/s5201640m查表20-2Y系列三相異步電動機的外形和安裝尺寸，Y132S系列的電動機，故大輪米用孔板式，小輪米用實心式的鑄造帶輪。由選用普通 A型V帶輪，查表8-8得輪槽截面尺寸e=15 士 0.3mmfmin=9mm b d=11mm h amin=2.75mm h fmin=8.7mm則帶輪輪緣寬度 B=(Z-1)e+2f=33 士 0.9mm ,取 B=35mm , S=14mm根據(jù)帶輪直

12、徑 d=25mmd 1= (1.82 ) d=50mm2. 大帶輪 dd2=280mm , d=25mm d d2-d=280-25=255 100mm則選用孔板式鑄鋼帶輪第五章斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算A.高速級齒輪傳動已知T仁22.35N m本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS。具體選擇如下小齒輪：45鋼，調(diào)制處理，硬度為217255HBS;大齒輪：45鋼，正 火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為 200HBS。由齒面硬度查圖得：-H liml = 58MPa, ；Hlim2 =55MPa二 Fliml =22MPav Flim2

13、=21MPa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=6a n1 t = 6*1*96*(1*3*16)8= 27.65 18N2=N1/i1= 6.24 1查機械設(shè)計得圖3-7: Zn1 = Zn2=1接觸強度計算壽命系數(shù)圖 3-9:Yn1二Yn2 =1彎曲強度計算壽命系數(shù)查表得：接觸強度：SHmin=1 彎曲強度：SFmin=1.4 則：由機械設(shè)計：式3-1有：（注：修正系數(shù)Yst=2）111Hp1J H lim1 Z N158 1.二 Hp2SHminH lim2 Z n 2SH min二 58Mpa55 1.二 55Mpa由式3-2得；-Fp1-F liml YSTYN1Sf min220 2 11.4=

14、314.28MpacrFlim2 YStYn2Fp2 :SF min210 2 11.4二 300Mpa36由于設(shè)計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳動 課按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，確定主要的參數(shù)，然后再校核輪齒的 彎曲疲勞強度。已知，小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為 =53640N mm初估齒輪圓周速度v4m/s。根據(jù)齒輪的傳動的工作條件，可以選用 斜齒圓柱齒輪傳動。由估計的圓周速度，初選齒輪為 8級精度。初選參數(shù)如下：卩=15，1=25，Z2=11.7 圓整為 Z2=112.取變位系數(shù)X1=X2=齒寬系數(shù)d.9由于電動機驅(qū)動

15、，沖擊較小，齒輪的速度不高，非對稱分布，州的 剛性不太好，可以取工況系數(shù) K=1.65查機械設(shè)計得圖 3-15 : Zh =2.45表 3-5 : Ze =189.&,Mpa取 Z =0.8、Z =、cos ： =0.983HP =；HP2 =55MPa由式3-14得d-32(ZhZeZ Z ) 2KHi = 41.08mm d iidicosmn -Z1=1.587mm查表3-7，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=2.0mm則中心距為“鹽（Zi Z2）2*(25 112)2* cos5=141.83mm圓整后取a=142mm調(diào)整螺旋角為B 二arccos =152a14 59所以，計算分度圓直徑為d1 = A

16、 =2x25/ (cos15 14 59) cos :=51.825mmd2 =2a- d1=232.175mm此時，計算圓周速度為V= JedL=960X n x 51.825/60000 60000=2.605m/s與估計值相近，以上計算正確。齒寬大齒輪b2 dd 47mm小齒輪b = b2 (5 10)mm st 55mm驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下當(dāng)量齒數(shù)Zi = z-( / cos3 =27.84 z2 = z2/cos3 =124.7 查圖 3-18 得：YFa1= 2.60YFa2=2.18查圖 3-19 得：Ysa1=1.62 Ysa2=1.80取 Y =0.7 丫：=0.9計算

17、彎曲應(yīng)力得：F1-2KTibdimnYFalYsaY Y2*1.65*34975*47*232.175*22.60*1.62*0.7*0.9= 14.032MPa v 二 fp1Y Sa2Y Fa2 F1 Y Sa1Y Fa11 8* 2 18 -14.03*13.07MPa .1.62*2.6a fp2由此可知，所選擇的參數(shù)及傳動方案符合要求，故確定方案參數(shù)如下:mn=2.0151459a=142mmd1=51.875mmd2=232.175mmb2=47mmb1=55mmB.低速機齒輪傳動已知扭矩 T1=147333N mm本例可選用軟齒面齒輪，且小齒輪的硬度比大齒輪大3050HBS具體選

18、擇如下小齒輪：45鋼，調(diào)制處理，硬度為217255HBS;大齒輪：45鋼，正 火處理，硬度為169217HBS。取小齒輪齒面硬度為230HBS，大齒輪為 200HBS。由齒面硬度查圖得：-H liml =58MPa,Hlim2 =55MPa二 Fliml =22MPav Flim2 =21MPa。應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60a n1 t =60*1*216.80*( 10*300*16)=6.24*108N2=N1/i2=1.83*108查機械設(shè)計得圖 3-7: Zn1 = Zn2=1圖 39 :Y N1 =2 - 1接觸強度計算壽命系數(shù)彎曲強度計算壽命系數(shù)查表得：接觸強度：SHmin=1彎曲強度：

19、SFmin=1.4則：由機械設(shè)計：式3-1有：（注：修正系數(shù)Yst=2）J Hp1H lim1 Z N1SH min580 1.01二 580Mpa二 Hp2H lim2 Z n 2SH min550 1.01=550Mpa由式3-2得Fp1J F Iim1 YstYn1SF min220 2 11.4314.28Mpa”-Fp2-Flim2 YstYn2210燈SF min1.4=300Mpa由于設(shè)計的傳動類型為軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效形式是齒面疲勞點蝕，若模數(shù)過小，也可能發(fā)生齒輪疲勞折斷。因此，該齒輪傳動 課按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，確定主要的參數(shù)，然后再校核輪齒的 彎曲疲勞強度。

20、已知，小齒輪的輸入轉(zhuǎn)矩為 =34975N mm初估齒輪圓周速度v4m/s。根據(jù)齒輪的傳動的工作條件，可以選用 斜齒圓柱齒輪傳動。由估計的圓周速度，初選齒輪為8級精度。初選參數(shù)如下：:=12，Z廠 3O，Z2 和2Z023 圓整為 z2=103取變位系數(shù)xx0齒寬系數(shù)廠09由于電動機驅(qū)動，沖擊較小，齒輪的速度不高，非對稱分布，州的 剛性不太好，可以取工況系數(shù) K=1.5查機械設(shè)計得圖 3-15 : Zh=2.46表 3-5 : ZE = 189.8、Mpa取Z =0.8、Z：= .cos： =0.989二 HP 二二 HP2=550MP由式3-14得2d1(ZHZEZW) 2KTi.163.72

21、mmi1d.63.72*COS12 .2.078mm30按表3-7圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=2.5mm，則中心距a 二 mn ()二2 cos 0 Z1 Z22.5* (30 103)=169.96mm2* cos21 HP即 d圓整為整數(shù)a=170mm-arccos ( Z1 Z2) = 12 324調(diào)整螺旋角為2a Z Z 12 324所以，計算分度圓直徑為小齒輪d“ = mZ1 = 76.692mmd1 cos：大齒輪d= 263.308mmcos此時，計算圓周速度為V= nd1 =216.8* n *76.692/60000m/s=0.871m/s 60000與估計值相近，故以上計算過程是正

22、確的。齒寬計算如下：大齒輪b2 dd 77mm小齒輪b = b2 (5 10)mm : 85mm驗證齒輪的彎曲疲勞強度如下當(dāng)量齒數(shù)z 1 = z /cos3 : = 32.08z 2= z2 /cos3 : =110.13查圖 3-18 得：YFal 二 2.59YFa2 =2.20查圖 3-19得：Ysai=1.62Ysa2 = 1.78取 y；=0.7y：=0.9計算彎曲應(yīng)力得：F12KTibdimnYFalYsalY Y2*1.5*147333* 2.59*1.62* 0.7*0.9 77* 76.692* 2.5= 79.14MPa :“唸薔P由此可知，所選擇的參數(shù)及傳動方案符合要求，

23、故確定方案參數(shù)如下表:模數(shù)中心距圓周速度分度圓直徑齒數(shù)齒寬ma(mm)v(m/s)小大大小大小高速級2900.8540142101296560低速級31250.38691831274795100六.減速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計A.畫出傳動方案見圖如下給各級軸分別命名為：軸一-電動機所連接的輸入軸軸二-中間軸軸三-低速級用來輸出的軸B.高速軸-軸一設(shè)計計算畫出軸的結(jié)構(gòu)圖如下：其中各參數(shù)值記錄如下（單位均為 mm）:d仁35d2=45d3=51.83（齒輪軸上的小齒輪）d4=45d5=35d6=32d7=28 L仁32L6=45L7=44L2=6L3=55L4=97L5=32畫出軸的受力分析圖如下:覚力脯1

24、3352,5VTIRmFLF7L匚FJ4121731681_ 84029349755405634975* X Xz尹z產(chǎn)賃尹ZZ/ / / / / / /J / / / / z / / / / z / zZ / / /f /以上所示圖中各數(shù)據(jù)計算如下:之前已經(jīng)計算過，Ti=249900N mm,所以齒輪圓周力：=2=2*249900: 1237NFt1/ 51.83廠/ d1齒輪徑向力：tan 一 亠 cos：= 1237* ta ncos = 464NFr Ftn1201514 59齒輪軸向力:Fttan 一：1237*tan5i459 =308N求支反力:（FV平面：RvA(133 117

25、 廠 238 NtFvA=1350 238=1112NH平面:= 631.8NRhb 二 FlRha = 7182N軸材料選為45鋼，調(diào)制處理機械設(shè)計：查表6-1有抗拉強度：J =650Mpa屈服強度：j=360Mpa彎曲持久極限：二4 =300Mpa剪切持久極限：y =155Mpa 且對稱循環(huán)應(yīng)力狀態(tài)下，許用應(yīng)力：【】一1 =60M pa計算當(dāng)量彎矩：按脈動循環(huán) 取=0.6Mca 二 M2（ T）2 M = MH2 MV2由上圖可知，在 B點處的當(dāng)量彎矩最大，此處為危險截面。在此處Mca=99915N mm3由表 6-2 知，W ： 0.1dM-/999153=10.96MPa/o.1dA.

26、1* 45顯然，軸是滿足強度要求的B.中間軸-軸二的設(shè)計計算畫出軸的結(jié)構(gòu)圖如下：7ioc)寸10i985CD44o1寸其中各參數(shù)值記錄如下（單位均為mm）:d1=40 d2=60d4=56 d5=50 d6=40d3=76.69（齒輪軸上的小齒輪）L仁33 L2=7 L3=85 L4=10 L5=47 L6=44畫出軸的受力分析圖如下：134,5VIFR癖困T肖：PL以上所示圖中各數(shù)據(jù)計算如下: 之前已經(jīng)計算過，Ti = 147333N mm,所以由齒輪嚙合時的受力關(guān)系知圓周力F t1 =4087N F t2 =1350N徑向力F r1 =1521N F r2 = 509N軸向力Fai=872

27、.9N Fa2=368N求支反力:V平面:Rva 886NRvc 126NH平面：Rha=2390NRhc 二-347 N軸材料選為45鋼，調(diào)制處理機械設(shè)計：查表6-1有 抗拉強度：二b =650Mpa屈服強度：J二360M pa彎曲持久極限：J = 300Mpa剪切持久極限：d =155Mpa且對稱循環(huán)應(yīng)力狀態(tài)下，許用應(yīng)力：【】-1 =60M pa計算當(dāng)量彎矩：按脈動循環(huán)取=0.6McaM2（ T）2 M =Jmh2 Mv2由上圖可知，在 D點處的當(dāng)量彎矩最大，此處為危險截面。在此處Mca=244253N mm3由表 6-2 知，W、0.1d廠 caD =M caD3 =19.54MPadD

28、顯然，該軸的設(shè)計是滿足強度需要的。C.輸出軸-軸三的設(shè)計計算畫出軸的結(jié)構(gòu)圖如下：其中各參數(shù)值記錄如下（單位均為 mm）:d1=60d2=80d3=90d4=80d5=70d6=60d7=56d8=50L仁49L2=74L3=7L4=30L5=37L6=37L7=50L8=84畫出軸的受力分析圖如下：F； 102VHffi?E已C i Rw匚f曰1173021322231 R-179326_463336/ Z Z Z / Z z z z z z ,/Z/ZZ/XXXXXZXX X X XX X /I463659481833/ 厶a1675.140.8278卜r1F a2F =926.%323.7

29、9卜r2用線性插值法可得：Xi=0.44, Y 1=1.40X2=0.44, 丫2=1.33。所以P廣 f p(XiFYiF ai).2* (0.44* 675.14 1.4*558.6) =1294.9NP2= f P(X 2F r2+Y2F a2)i.2* (0.44*1323.7+1.33* 926.6) = 2177.8N所以按軸承二進行壽命計算:-3二 8.54年106/ftCr、106 1*29000L)10()h=40994hP260n、r 丿 60*960、2177 8 丿 軸承的平均壽命未達(dá)到十年，在檢修時可對軸進行更換B. 中間級軸承： 初選軸承型號選擇角接觸球軸承 720

30、8C GB/T 292-1994C r =35.2kN Cor =24.5kN查表得CC,由于溫度不咼，選擇ft=1,微沖擊，fp=1.2 計算派生軸向力畫出受力分析圖如下（正裝）：查表知，派生軸向力S=0.7F所以S =1784N S2 =258N Fa=505N判斷可知，軸承二被壓緊，軸承一被放松，所以:F a1 =1784N f a2 =2289N計算當(dāng)量動載荷= 178%4500 =0.071or=228%4500 093or由線性插值法知：0=0.443 62=0.462。而廣17%48=.7e1r 1J228%68.6 9用線性插值法可得：Xi=0.44, Y 1=1.36X2=0

31、.44, Y2=1.2。所以P廣 f p(XF1 YFaJ =425NP2=f p(X2Fr2 Y2Fa2)=349N所以按軸承二進行壽命計算:-爍晉廠631061*35 2 00上10() h =43677h 71 年60*216.8 (4250)軸承的平均壽命未達(dá)到十年，在檢修時可對軸承進行更換。C. 低速軸軸承:初選軸承型號選擇角接觸球軸承 7212C GB/T 292-1994C r =58.2kN C =46.2kN查表得CrCor,由于溫度不高，選擇ft=1，微沖擊,fp=1.2計算派生軸向力畫出受力分析圖如下:1038查表知，派生軸向力S=0.7Fr，所以I 2222$=0.7

32、Fvi Fhi =0-7* 224.7 2329 =1637-8N S2-2351NFa=872.9N由分析知，軸承二被壓緊，軸承一被放松，所以Fa2 二 Si Fa = 2510.7N Fai 二 Si 637.8N計算當(dāng)量動載荷or=1637-846200= 0.035=25%00or= 0.054由線性插值法知：8=0.406 e?=0.426。而r22510.7/33586Lh60*63.581*582005719h =57.5 年= 0.75 02用線性插值法可得：X1=0.44, Y 1=1.3 X2=0.44丫2=1.31。所以P f p(X1Fr1 Y1Fa1)=1.2(0.4

33、4* 2339.7 1.37*1637.8)N = 3927Np2= f p(X 2F r2 *Y2F a2)=1.2(0.44*3358 + 1.31* 2510.7)N =5719N所以按軸承二進行壽命計算:可見，是符合設(shè)計需要的45第九章聯(lián)軸器的選擇及校核A. 輸入端的聯(lián)軸器由于有輕微的沖擊，再加上頻繁的啟動，所以宜 采用緩沖性能較好的彈性圓柱銷聯(lián)軸器。查表知取如1.3，則Tea二KaTi=1.3*34.975N m=45.468N m可選擇HL2型聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩為T=315N m許用轉(zhuǎn)速為5600r/min.國標(biāo)示例為：JA38 工 80HL2 聯(lián)軸器GB/T 5014 -1995J

34、A28 x 44其中為J型軸孔，A型鍵槽，電動機外伸軸徑38mm,外伸軸長80mm,高速軸外伸長 44mm,直徑為28mm。B. 輸出端的聯(lián)軸器由于有輕微的沖擊，再加上頻繁的啟動，所以宜 采用緩沖性能較好的彈性圓柱銷聯(lián)軸器。查表知取 Ka=1.3，則Tea二KaT4=1.3*463.336N m=602.34N m可選擇HL4型聯(lián)軸器，許用轉(zhuǎn)矩為T=1250N - m許用轉(zhuǎn)速為4000r/min.國標(biāo)示例為：HL4 聯(lián)軸器JB50 84GB/T 5014 - -1995JB50 80第十章.箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計和計算箱體設(shè)計所涉及到的基本尺寸名稱符號計算公式結(jié)果箱座壁厚 =(0.025 0.0

35、3) a+3810箱蓋壁厚勺=(0. 80. 85) 6 88箱蓋凸緣厚度bibj = 1.512箱座凸緣厚度bb =1.5612箱座底凸緣 厚度b2b2 = 2.5620地腳螺釘直徑dfdf =0.036a +12M16地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑didj =0.75dfM12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2= (0.50.6 ) d fM8軸承端蓋螺釘直徑dad3= ( 0.40.5 ) d f8視孔蓋螺釘直徑d4d4= (0.40.5 ) d f6定位銷直徑dd = (0.70.8 ) d26連接螺栓相關(guān)參數(shù),通孔直徑d =13.5mm ;沉頭座直徑 D=26mmd底座凸緣尺寸

36、 C1=20mm C2min=i6mm通孔直徑d =9mm;沉頭座直徑D=18mm d底座凸緣尺寸 C1min彳uC2min 1min =15mm 2min =12mm箱體外壁至 軸承座端面 距離1111 = C1 +C2 + （ 58）35大齒輪頂圓 與內(nèi)機壁距 離4 1.2 S7齒輪端面與內(nèi)機壁距離也2也23 （或色 1015）10機蓋，機座肋厚mi, mmFO.853, m 啟 0.85%m1=10m=10軸承端蓋外徑D2D2 = D + （55.5 ） x d3（凸緣式）D2= 112D2/T20D2t50箱體內(nèi)壁軸向距離L2190箱體軸承座 孔端面間距 離L3300減速器的箱體采用鑄

37、造（HT150制成，采用剖分 式結(jié)構(gòu).1. 機體有足夠的剛度在設(shè)計箱體時除有足夠的壁厚外，還在軸承座孔凸臺上下作出剛性加 強肋（根據(jù)需要進行設(shè)置）。2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，采用密封散熱。因其傳動件速度較小，故采用侵油潤油，為保證機蓋與機座連接處密 封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.33. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8,圓角半徑為R=5b機體 外型簡單，拔模方便，鑄件均有1:20或者1:10的拔模斜度4. 對附件設(shè)計A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔， 能看到傳動零件齒合區(qū)的位置， 并有足夠的 空間，以便于能對內(nèi)部進行操作。 窺視孔有蓋板， 機體上

38、開窺視孔與 凸緣一塊， 有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封， 蓋 板用鑄鐵制成，用M6螺釘緊固B 放油孔和螺塞 ： 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)， 以便放油。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承面，并加封油圈加以密封。C 油面指示器：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣器： 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 蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便保證箱體內(nèi)壓力與外界平衡。E 起蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。 釘桿端部要做成 圓柱形，以免破壞螺紋 .F 定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度， 在機體聯(lián)結(jié)凸緣的 長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。G 起吊裝置：在機蓋上直接鑄出吊耳，用以起吊或搬運。十一章.潤滑方式，潤滑劑以及密封方式的選擇對于所設(shè)計的二級圓柱斜齒輪減速器，由于傳動裝置所傳遞的 轉(zhuǎn)矩不是很大屬，且在頻繁的啟動過程中，會有輕微的振動，宜采 用油