机械设计基础课程设计带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器.doc

湖南工学院说明书机械设计制造 专业 二零零五 级 机制0506 班题 目 带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器 姓 名 陈亚夫 指导教师 任芝兰 职称 讲师 2007年01月6日 课程设计评语：课程设计答辩负责人签字年 月 日目 录一、设计任务书二、传动方案的拟订三、电动机的选择四、传动装置传动比的分配五、计算传动装置的运动和运动参数六、普通V带的设计计算七、齿轮的设计计算八、传动轴的设计计算九、箱体结构的设计计算十、键连接的选择十一、滚动轴承的设计计算十二、润滑与密封十三、联轴器的选择十四、设计小结附录：参考资料目录一、 设计任务书题目：设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器1、 原始数据：运输带拉力F（KN）2.5运输带工作速度V（m/s）1.6卷筒直径D（mm）4302、 工作条件：运输机连续工作,单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。一班制。3、 设计任务：1）、装配图一张（一号图纸）， 轴零件图一张和齿轮零件图一张（2-3号图纸） 2）、设计说明书一份（8000字以上）4、设计内容：1）、机械系统总体传动方案的分析和拟订：2）、电动机的选择与传动装置运动参数的计算；3）、传动件（齿轮、带轮）等的计算；4）、轴的设计；5）、轴承及其组合部件设计；6）、键连接和联轴器的选择；7）、润滑设计；8）、箱体、机架等零件设计；9）、有关附件的设计（油标、透视窗口）等；10）、装配图与零件图设计及绘图5、设计进度：1）、设计准备，拟定传动方案，传动比分配等（1天） 2）、强度校核；（轴、齿轮） （1天） 3）、其它结构设计 （0.5天）4）、编写使用说明书（1天） 5）、绘制装配图（3天）6）、绘制零件图（1天）二、 传动方案的拟定根据设计要求拟定下图所示为本次设计的传动方案：三、电动机的选择设计说明及数据计算备 注1选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型2选择电动机的容量 根据原始数据，运输带拉力F和运输带速度V，可得运输带所需功率 P卷筒 = FV=2.5×1.6=4.0KW。 电动机的所需的工作功率 Pd=KW 由电动机至运输带的传动总效率为 a=1×22×3×4×5 取1=0.97, 2=0.98(滚子轴承)，3=0.97（齿轮精度为8级，不包括轴承效果），4=0.99（齿轮联轴器），5=0.97，则 a=0.97×0.983×0.97×0.99×0.97=0.83 所以Pd= 5KW3确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 n =代入数据得：n = 71.1 r/min 查表得传动比的合理范围，取V带传动的传动比i1=24，单级圆柱齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624,故电动机转速的可选范围为 nd= ia×n = (624)×71.1=426.61706.4 r/min 查机械设计手册（软件版R2.0，出版：机械工业出版社）得符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min 这三种。 根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表:方案电动机型号额定功率电动机转速r/min电动机重量传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M2-85.5kW750720125112.252Y132M2-65.5kW10009608514.742.85.2643Y132S-45.5kW150014406822.113.85.82综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较适合。因此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能如下表:型号额定功率 kW满 载 时起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流(380V时) A效率%功率因素Y132M2-65.59606.585.30.786.522 电动机主要外形和安装尺寸如下图:式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。所查表为机械设计课程设计指导书第7页表1 常见机械传动的主要性能。此为电动机外型尺寸及安装孔位置尺寸图。此为电动机转轴及键剖面尺寸图。四、传动装置传动比的分配设计说明及数据计算备 注 因选定的电动机型号为Y132M2-6，满载转速nm=960r/min和工作机主动轴转速n=71.1r/min，可得传动装置总传动比为： ia=13.5 总传动比为各级传动比i1、i2、i3in的乘积，即 ia = i1×i2×i3in 因此分配传动装置传动比利时ia = i0×i 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0 = 2.5（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器的传动比为： i = =5.40式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。五、计算传动装置的运动和运动参数设计说明及数据计算备 注 为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩（或功率）。如将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴、轴，以及 i0,i1，为相邻两轴间的传动比； 01，12，为相邻两轴间的传动效率； P1，P2，为各轴间的输入功率（kW）； T1，T2，为各轴的输入转矩（N·m）; N1，n2，为各轴的转速（r/min）, 按电动机轴至卷筒运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。1各轴转速 电动机转轴转速 n = 960r/min 轴转速 n1 = =384r/min 轴转速 n2 = =71.1r/min 卷筒轴转速 n3 = 71.1r/min2各轴输入功率 电动机 Pd = 5kW 轴 P1 = Pd·01=4.63×0.95=4.85kW 轴 P2 = P1·12=P1×2×3=4.85×0.98×0.97=4.61kW 卷筒轴 P3 = P2×22×4=4.61×0.98×0.97=4.38kW 、轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，轴输出功率为：P1= P1×0.98=4.85×0.98=4.75kW，轴输出功率为：P2=P2×0.98=4.61×0.98=4.51kW。3各轴输入转矩 电动机转轴输出转矩 Td = 9550=49.74N·m 轴输入转矩 T1 = Td×i0×1=120.61 N·m 轴输入转矩 T2 = T1×i1×2×3=619.12 N·m 卷筒输入转矩 T3 = T2×22×4=588.66N·m 、轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98，轴输出转矩为T1= T1×0.98=107.2 N·m，轴输出转矩为T2=T2×0.98=550.35N·m。 运动和动力参数计算结果整理于下表：轴 名效率 P(kW)转矩 T(N·m)转速nr/min传动比i效 率输 入输 出输 入输 出电动机轴549.749602.50.97轴4.854.75109.4120.613841.001轴4.614.51619.12606.7477.34卷筒轴4.43588.6677.34轴为主动齿轮轴，轴为从动齿轮轴。 六、普通V带的设计计算设计说明及数据计算备 注1选择普通V带型号 查表得KA = 1.1，可得 Pc = KAP=1.1×5=5.5kW。 查机械设计基础第134页图9-7可知应选用A型V带。2确定带轮基准直径d1和d2 查机械设计基础第132页表9-2取d1 = 118mm，可得 d2 = n1d1(1-)/n2 = id1(1-)=2.5×118×(1-0.01)=292.05mm 取d2 = 300mm 3验算带速 由带速公式得： =5.9m/s V值介于525m/s范围内，所以合适。4确定带长和中心距 由带长公式可得 0.7(d1+d2)02(d1+d2) 0.7(118+300)02(118+300) 所以有 292.60836。 初定中心距0=700mm，由带长公式得带长 L0 = 20+ 代入数据得：L0 = 2086.10mm 查表选用Ld = 2000mm,由公式得实际中心距 =0+（Ld-L0）/2代入数据得：=660mm5验算小带轮上的包角1 由包角公式得 1 = 180°- ×57.3° 代入数据1 =164.34>120°,合适。6确定带的根数 由带的根数计算公式得 z = 查表得P0 =1.39kW，P0 = 0.15kW；K= 0.98；KL = 1.03, 所以 Z =2.12。 取5根。7计算轴上的压力 查机械设计基础第132页表9-1得q = 0.1kg/m，故可得初压力 F0 = +q2 = 147.97N。 得作用于轴上的压力为 FQ = =1240N。8带轮的设计 通过前面计算得知小带轮直径为118mm，大带轮直径为300mm，故小带轮结构采用实心式，大带轮结构采用辐板式。采用HT150铸铁制造，表面调质处理。 大带轮尺寸图所查表为机械设计基础第134页表9-5 工作情况系数KA。所查表为机械设计基础第132页表9-3 普通V带的基准长度系列Ld及长度系数KL。所查表分别为机械设计基础第133页表9-4，第136页表9-6，第136页表9-7，第132页表9-3。七、齿轮的设计计算设计说明及数据计算备 注1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 根据所选择传动方案，选用闭式直齿圆柱标准齿轮传动。 大、小齿轮均选软齿面。小齿轮的材料选用40Cr调质，齿面硬度为300HBS，大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为250HBS。二者硬度差为50HBS。 齿轮精度初选8级。2初步选取主要参数 取z1 =24，z2 =iz1=2.5×24=60, 取a =0.5，则d =0.5(i+1)a=0.875，符合所查表范围。3按齿面接触疲劳强度设计计算 按下面公式计算小轮分度圆直径 d1 确定各参数值： 1）载荷系数 查表取K=1.2； 2）小齿轮名义转矩 T1 =9.55×106=9.55×106×=120618N·mm； 3）材料弹性影响系数 查表得 Z=189.8； 4）区域系数 ZH =2.5； 5）重合度系数 因t =1.88-3.2=1.88-3.2=1.69， Z=0.87； 6）许用应力 查图得Hlim1=770MPa, Hlim2=610MPa，查表，按一般可靠要求取SH=1,则 H1 =770MPa， H2 =610MPa, 取两式计算中的较小值，即H=610MPa； 于是 d1 =mm=59.62mm。4确定模数 计算模数 m=2.48 取标准值 m=2.5mm.(查表6-1)5按齿根弯曲疲劳强度校核计算 按弯曲疲劳强度公式校核 式中：1）小轮分度圆直径 d1 =mz1 =2.5×24mm=72mm； 2）齿轮啮合宽度 b=d·d1 =0.875×60mm=52.5mm； 3）复合齿形系数 查图得YFS1 =4.25，YFS2 =3.98； 4）重合度系数 Y=0.25+=0.69； 5）许用应力 查图得Flim1 =310MPa，Flim2 =240MPa, 查表，取SF =1.25, 则 ； 6）计算大、小齿轮的并进行比较： 于是: =100.43< 故满足齿根弯曲疲劳强度要求。6几何尺寸计算： d1 = mz1 =2.5×24mm=60mm； d2 = mz2 =2.5×60mm=150mm； 为了绘图和制造方便取 d2 = 105 126mm；为了利于制造和测量取 =330 b = 52.5mm； 取 b2 = 55mm； b1 = b2 +(510)mm，取b1 = 60mm。7验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 : 查表可知选择8级精度合适。8结构设计及绘制齿轮零件图 见齿轮结构设计图。所查表为机械设计基础第79页表6-9所查表为机械设计基础第75页表6-6所查表为机械设计基础第76页表6-7所查图为机械设计基础第77页图6-21,所查表为机械设计基础第78页表6-8所查图为机械设计基础第77页图6-20所查图为机械设计基础第78页图6-22(a)所查表为机械设计基础第73页表6-5八、传动轴的设计计算设计说明及数据计算备 注、低速轴设计1拟定轴上零件的装配方案如下图：齿轮3，套筒4，右端轴承5，轴承端盖8，联轴器7，轴端挡圈11依次从轴的右端向左端安装，而左端只安装轴承1及其端盖。2确定轴上零件的定位和固定方式如上图：轴上零件的轴向定位与固定用轴肩，套筒等来实现，零件的周向定位和固定用键来实现，以防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，保证其准确的工作位置。3按钮转强度估算轴的直径 选45号钢，输入功率P=4.61kW；输出轴转速n=77.34r/min。 可得 4根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径（参见上图） 1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器处有一键槽，轴径应增加5%，取30mm，根据计算转矩Tca = KAT = 1.3×9.55×106×4.61/77.34=7.4×105N·mm，查机械设计手册中标准GB/T5015-1985，选用HL4型弹性柱销齿式联轴器，半联轴器长度为l1 =84mm，轴段长L1=82mm； 2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径取60mm，根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离为15mm，故取该段长L2 =54mm； 3）右起第三段，该段装滚动轴承，因为轴承仅有径向力，选用深沟球轴承6212，其尺寸为d×D×B=65mm×120mm×23mm，该段直径为65mm，长度为L3 =轴承宽+（0.080.1）a +(1020)mm，取L3 =45mm； 4）右起第四段，该段装有齿轮，直径取70mm，齿轮宽b =80mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4 = 78mm； 5）右起的第五段，考虑齿轮的轴向定位，需要有定位轴肩，取轴肩直径为80mm，长度为L5 =10mm； 6）右起第六段，该段为滚动轴承的定位肩轴，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取72mm，长度L6 =10mm； 7）右起第七段，该段为滚动轴承安装外，取轴径65mm，长度L7 =23mm；5求齿轮上作用力的大小、方向 作用在齿轮上的转矩为：T2 =9.55×106×4.8/38.4=120000Nm 圆周力： N； 径向力： N； 轴向力： N； Ft2,Fr2,Fa2的方向如下图所示。6轴承的支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示力学模型。 水平面的支反力： RA =RB =Ft2/2=800 N； 垂直面的支反力： RA=（-Fa2×d2/2+Fr2×62）/124 = 19N.mRB=（Fa2×d2/2+Fr2×62）/124 = 426N.m7画弯矩图 齿轮键槽剖面处的弯矩： 水平面弯矩： Mc =RA×62=49.60Nm, 垂直面的弯矩：MC1 = RA×62=11.78Nm,MC2= 18.053Nm 合成弯矩: MC1 =Nm. MC2 = 52.78Nm8画转矩图 T =Ft2×d2/2=120Nm.9画当量弯矩图 因轴是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6。 可得齿轮键槽剖面处的当量弯矩： 89.72Nm。10判断危险截面并验算强度 1）齿轮键槽剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以此剖面为危险截面。 已知Mec2 =720.266Nm，查表得-1=60MPa, e = Me/W = Me/0.1d3 = 2.1MPa<-1。 2）半联轴器键槽处直径较小，故该面也为危险截面： MD =72Nm, D = MD/W = MD/0.1d3 = 43.29MPa<-1, 故确定的尺寸是安全的。11绘制轴的工作图见轴工作图。、高速轴设计 1拟定轴上零件的装配方案如下图：齿轮3，套筒4，右端轴承5，轴承端盖8，带轮7依次从轴的右端向左端安装，而左端只安装轴承1及其端盖。 2确定轴上零件的定位和固定方式如下图：轴上零件的轴向定位与固定用轴肩，套筒等来实现，零件的周向定位和固定用键来实现，以防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向的相对运动，保证其准确的工作位置。 3按钮转强度估算轴的直径 选45号钢，输入功率P=4.85kW；输出轴转速n=384r/min。 可得 4根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径（参见上图） 1）从带轮开始右起第一段，由于带轮处有一键槽，轴径应增加5%，取30mm，根据计算转矩Tca = KAT = 1.1×9.55×106×4.85/384=1.37×105N·mm，查机械设计手册取轴段长L1 =50； 2）右起第二段，考虑带轮的轴向定位要求，该段直径取30mm，根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面间的距离为20mm，故取该段长L2 =30mm； 3）右起第三段，该段装滚动轴承，因为轴承仅有径向力，选用深沟球轴承6208，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm，长度为L3 =轴承宽+（0.080.1）a +(1020)mm，取L3 =46mm； 4）右起第四段，该段装有齿轮，直径取45mm，齿轮宽b =75mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4 = 72mm； 5）右起的第五段，考虑齿轮的轴向定位，需要有定位轴肩，取轴肩直径为55mm，长度为L5 =10mm； 6）右起第六段，该段为滚动轴承的定位肩轴，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取50mm，长度L6 =8mm； 7）右起第七段，该段为滚动轴承安装外，取轴径40mm，长度L7 =18mm；5求齿轮上作用力的大小、方向 作用在齿轮上的转矩为：T1 =9.55×106×4.85/384=120000Nm 圆周力： N； 径向力： N； 轴向力： N； Ft2,Fr2,Fa2的方向如下图所示。6轴承的支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如下图所示力学模型。 水平面的支反力： RA =RB =Ft1/2=2000 N； 垂直面的支反力： RA=RB=（Fa1×d1/2+Fr1×60）/120 = 727.94N。7画弯矩图 齿轮键槽剖面处的弯矩： 水平面弯矩： Mc =RA×60=120Nm, 垂直面的弯矩： MC1= MC2=RA×60=43.676Nm, 合成弯矩: MC1 = MC2 =Nm.8画转矩图 T =Ft1×d1/2=120Nm.9画当量弯矩图 因轴是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6。 可得齿轮键槽剖面处的当量弯矩： 146.59Nm。10判断危险截面并验算强度 1）齿轮键槽剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以此剖面为危险截面。 已知Mec1 =146.59Nm，查表得-1=55MPa, e = Me/W = Me/0.1d3 =146.59×103/(0.1×453)=16.09MPa<-1。 2）带轮键槽处直径较小，故该面也为危险截面： MD = 0.6×120=72Nm, D = MD/W = MD/0.1d3 = 72×103/(0.1×303)= 26.66MPa<-1, 故确定的尺寸是安全的。11绘制轴的工作图，见轴工作图。查机械设计基础第205页表13-2取C值为120所选轴承尺寸查机械设计基础第178页表11-5所得因所用齿轮为直齿圆柱齿轮，所以分度圆螺旋角=0A点为右端轴承中心，C点为齿轮中心，B点为右端轴承中心，D点为联轴器段中心所查表在机械设计基础第200页表13-1查机械设计基础第205页表13-2取C值为120所选轴承尺寸查机械设计基础第178页表11-5所得因所用齿轮为直齿圆柱齿轮，所以分度圆螺旋角=0A点为右端轴承中心，C点为齿轮中心，B点为右端轴承中心，D点为带轮轮毂中心九、箱体结构的设计计算设计说明及数据计算备 注箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。 本箱体采用灰铸铁制造。灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓靠近轴承座孔。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座采用两纵向长条形加工基面。根据所设计齿轮及轴的尺寸，初步确定减速箱的箱体尺寸为：长×宽×高 = 540mm×372.5mm×440mm，其余各尺寸如下表：减速器机体结构尺寸名 称符 号减速器形式及尺寸 mm机 座 壁 厚0025a + 1，因其小于8，故取其为8机 盖 壁 厚1002a + 1，因其小于8，故取其为8机座凸缘厚度b1.5 = 12机盖凸缘厚度b11.51 = 12机座底凸缘厚度b22.5 = 20地脚螺钉直径df0.036a + 12 = 20地脚螺钉数目n因a<250，故取n = 4轴承旁联接螺栓直径d10.75df = 15，因螺栓为标准件，故取其直径d1 = 16机盖与机座联接螺栓直径d2(0.50.6)df = 10联接螺栓d2的间距l150200，取其值为180轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df = 8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df = 6定位销直径d(0.70.8)d2 = 8df,d1,d2至外机壁距离C126df,d2至凸缘边缘距离C224轴承旁凸台半径R124凸台高度h8外机壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(812)=60大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.2=10齿轮端面与内机壁距离2>=10机盖，机座肋厚m1,mm1 0.851 =7， m0.85=7轴承盖厚外径D1,D2D1=120，D2=150。D1，D2分别为轴承6208，6212轴承盖。轴承端盖凸缘厚度t(11.2)d3 = 8轴承旁联接螺栓距离s120画得草图及附属零件的名称和作用如下:1 箱座：用于安装传动零件及其它附属零件2 箱盖：用于安装传动零件及其它附属零件3 上、下箱联接螺栓：将上、下箱联结成一个整体4 通气孔：使箱体内热涨气体自由逸出，达到箱体内外气压相等，提高箱体有缝隙处的密封性能。5 检查孔盖板：检查孔用于检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况，以及注入润滑油。检查孔盖板用于防止污物进入箱体内和润滑油飞溅出来。6 吊环螺钉：用于搬运及拆卸机盖。7 定位销：保证轴承座孔的安装精度。8 油标尺：用来检查油面高度，以保证有正常油量。9 放油螺栓：用于排出污油，注油前用螺塞堵住。10 平键：用于联接其它传动机构，如带轮，联轴器。11 油封：防止润滑油飞溅出来。12 齿轮轴：用于安装传动齿轮。13 挡油盘：防止箱体内润滑油进入轴承。14 轴承：用于支撑齿轮轴。 15 轴承端盖：防止轴承润滑脂泄漏及污物进入轴承。17 齿轮：用于传递运动和动力。18 - 轴套：用于定位轴承。箱体设计尺寸及构造见减速箱装配图。十、键连接的选择设计说明及数据计算备 注1电动机转轴上的键连结 1）选取平键尺寸因所选择电动机的型号为Y132M2-6，查机械设计手册得知电动机转轴直径为35mm，轴毂长度=80mm，故选择A型普通平键，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =10mm，高 =8mm，取键长L=70mm。小带轮上槽宽=10mm，槽深=3.3mm。 2）校核键的联接强度 查表得p=5060MPa。 由公式得键上应力p =9.14MPa<p 因p在p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。2高速齿轮轴上的键连结 带轮键连结 1）选择平键尺寸 选择A型普通平键，根据轴带轮处直径d=30mm，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =10mm，高 =8mm，因装齿轮轴段长L=40mm，在轴上深度为5mm,槽宽为mm。 2）校核键的联接强度 大带轮使用铸铁制造，查表得p=5060MPa。 由公式得键上应力p =49.5 因p在p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。3低速齿轮轴上的键连结 齿轮键连结 1）选择平键尺寸 选择A型普通平键，根据轴齿轮处直径d=70mm，查表得知平键的剖面尺寸，宽度 =18mm，高 =11mm，因装齿轮轴段长L=66mm，取键长为60mm。 2）校核键的联接强度 齿轮使用钢材料，查表得p=100120MPa。 由公式得键上应力p =73.2 因p在p允许范围内，故校核后平键的强度符合要求。 所查表为机械设计基础第163页表10-6所查表为机械设计基础第165页表10-7十一、滚动轴承的设计计算设计说明及数据计算备 注1高速齿轮轴滚动轴承设计 因此轴承主要受径向载荷，根据工作条件决定选用深沟球轴承。 轴承应有的径向基本额定动载荷 查表得上式中ft =1,fd =1.1。所以 =5466.7N。 已选6208轴承，其Cr =18000N>5466.7N，故所选轴承符合要求。2低速齿轮轴滚动轴承设计 因此轴承主要受径向载荷，根据工作条件决定选用深沟球轴承。 轴承应有的径向基本额定动载荷 查表得上式中ft =1,fd =1.1。所以 =2950.05N。 已选6212轴承，其Cr =32800N>2950.05N，故所选轴承符合要求。所查表为机械设计基础第179页表11-6，11-7，因选用球轴承，取3，据工作要求使用寿命Lh=5×365×8=14600,取15000十二、润滑与密封设计说明及数据计算备 注1润滑设计 由于前面计算得齿轮圆周速度v < 12 m/s,所以齿轮采用润滑油润滑，将大齿轮浸入油池中进行润滑,深度不少于10mm.轴承采用润滑脂人工加脂润滑。 在减速器箱体内装有一定量的润滑油（查GB/T 5903-1995润滑油选用68号润滑油），齿轮一部分浸入油中，当其旋转时，润滑油被溅起，散落到其他零件上进行润滑。 在进行减速器组装时，在轴承端盖凹槽内装入一定量润滑脂（查GB/T 492-1989润滑脂选用3号钠基润滑脂），当轴承旋转时，产生热量使润滑脂锥入度变大，使润滑脂进入到轴承滚球进行润滑。2密封设计 因减速器箱采用分体式箱体，从轴水平中心面处分为上、下箱体两部分，为防止灰尘进入箱体及防止箱体内润滑油被旋转齿轮甩出，在组装减速器时应在上、下箱体间涂上一层水玻璃或密封胶进行密封。在下箱体下部的放油螺栓及油标处应垫上橡胶垫圈，防止润滑油泄漏。通气孔及小盖处应垫上纸质垫片，起到一定密封作用，防止灰尘进入。由于在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装毛毡密封毡圈，以防止漏油和污物进入机体内。所查标准来自机械设计基础第78页十三、轴联器的选择设计说明及数据计算备 注1联轴器类型选择 由于机组传递功率较小，单向运传载荷不大，空载启动，运转平稳，结构较为简单，为便于提高其制造和安装精度，使其轴线偏移量较小，故选用凸缘式联轴器，制造材料使用碳钢。2联轴器的载荷计算 Nm3联轴器型号选择 根据Tca，d =50mm,n =384r/min等条件，查机械设计手册GB/T 5843-1986选用YL11型凸缘联轴器，其额定转矩T=5300Nm，许用转速n=5300r/min，轴孔直径为50mm，符合要求。其中KA为工况系数，查机械设计基础第216页表14-1，取KA=1.5十四、设计小结本次机械设计课程设计，是我进如大学里来同时也是有史以来的第一次较全面的设计能力训练，通过这次训练，我对机械设计基础知识及工程力学、互换性与测量技术、机械制图、金属工艺学、机械工程材料专业基础课之间的联系有了一个较为系统全面的认识，同时也加深了对所学知识的理解和运用，将原来看来比较抽象的内容实现为具体化.这次课程设计初步掊养了我理论联系实际的设计思想，锻练了我综合运用机械设计和相关课程的理论，结合和生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展了有关机械设计方面的知识。通过制订设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力、确定