机械厂装配车间输送带传动装置设计D2.docx

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1、 中国矿业大学 机械设计课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明书 题目：机械厂装配车间输送带传动装置设计 指导教师：彭玉兴 学院：徐海学院 姓名：许金成 班级： 机自 10-2 班 学号：22101402 目录目录 1 设计任务书设计任务书 . 2 2 传动方案简述传动方案简述 . 2 2.1 传动系统方案的拟定 . 2 2.2 电动机的选择 . 3 2.3 传动比的分配 . 4 2.4 传动系统的运动和动力参数计算 . 4 3 传动设计传动设计 . 5 3.1 V 带传动设计 . 6 3.1.1 原始数据 . 6 3.1.2 设计计算 . 8 3.1.3 带传动主要参数汇总表 . 8 3.

2、1.4 带轮材料及结构 . 8 3.2 低速级圆柱齿轮设计 . 8 3.3 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 . 13 3.4 减速器轴及轴上零件的设计 . 17 3.5 减速器滚动轴承的选择 . 25 3.6 键联接和联轴器的选择 . 错误错误!未定义书签。未定义书签。 3.7 减速器箱体及附件的设计 . 29 3.8 润滑方式、润滑剂及密封装置的选择 . 30 设计任务书 1) 设计任务 设计带式输送机的传动系统，要求传动系统中含有 V 带和两级圆柱 齿轮减速器。 2) 原始数据 输送带工作拉力 F/KN 2.0KN 主动滚筒速度 v=1.4 m/s （允许误差 5%）; 输送机滚筒直径

3、d=300 mm; 3) 工作条件 单班制工作，单向运输，环境温度不超过 35C。， 工作载荷有轻微振动；电 动电压为 380/220 V 的三相交流电源；半年小修，两年大修。 传动方案简述 传动系统方案的拟定传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示。 带式输送机由电动机驱动。 电动机 2 通过 V 带传动 1 将动力传入两级 圆柱齿轮减速器 3，再经过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输 送机 6 工作。传动系统中经 V 带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其 结构简单， 高速级为斜齿圆柱齿轮传动， 低速级也为斜齿圆柱齿轮传动。 电动机的选择电动机的选择 1) 电动机转速

4、的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 dvn60000 89.17 r/min; 2) 电动机容量的选择 由已知条件可以算出工作机所需有效功率 Pw= V=2000*1.4/1000=2.8KW1000F3）传动系统总效率 5w输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； c 联轴器效率，c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效率，g =0.97 b 对滚动轴承效率，b =0.99； b V 带效率，v =0.96； cy输送机滚筒效率，cy =0.97； 估算传动系统总效率 =233445567w 式中 23=v =0.96； 34=bg=0.99 0.97=0.9603; 45=bg

5、=0.99 0.97=0.9603; 56=bc=0.99 0.99=0.9801; 7w=bcy=0.99 0.97=0.9603; 系统总效率 =233445567w =0.96 0.9603 0.9603 0.9801 0.9603=0.8332; 工作机所需要电动机功率 Pr=wP=2.8/0.85=3.2kW; 由文献1表 16-2 所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中 可以确定，满足 PmKPr条件的电动机额定功率 Pm应该取 为 7.5kW。 ; 由文献1 表 16-2 初选同步转速为 1440 r/min 和 1000 r/min 的电动机，对应于额定功率 Pm为 7.5kw

6、 的电动机 型号应分取为 Y132S-4-B3 型。 方案的选择方案的选择 Pw=2.8kw wn=89.17r/min Pr=3.2kW Y132S-4-B3 Pm=7.5kW 方案 电动机型号 额定功率 （kW） 同步转速 （r/min） 满载转 （r/min） 总传 动比 II Y132M-4-B3 7.5 1500 1440 28.27 传动比的分配传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 i=wmnn=1440/89.17=16.1； 由传动系统方案知 i12=1； 按表 3-1 查取 V 带传动的传动比 iv=i23=2-4 则 V 带传动比取为 i23=2.2； 由计算可得两级

7、圆柱齿轮减速器的总传动比 i=i34i45=14.135； 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料 相同，齿面硬度 HBS350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接 近相等的条件，取高速级传动比： i34=1.3i=4.5 低速级传动比 i45= i/ i34=3.52 传动系统各级传动比分别为： i12=1； i23=2.2； i34=4.5； i45=3.52； 传动系统的运动和动力参数计算传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： I 轴（减速器高速轴） n3=123ni=14402.2=654 r/min； P3=P113 =3.2 0.

8、96=3.07 kw； T3=955033pn =44.83 N m； II 轴（减速器中间轴） n4=334ni=6544.5=143.11r/min； P4=P334 =3.07 0.9603=2.95 kw； i=16.1 i12=1 i23=2.2 i34=4.5 i45=3.52 n1=1440 r/min P1=3.2 Kw n3=654 r/min P3=3.07 kw T3=44.83 N m T4=955044pn =189.66N m； III 轴（减速箱低速轴） n5=445ni=40.66r/min； P5=P445 =2.95 0.9603=2.83 kw； T5=

9、955055pn=664.70 N m； 将上述计算结果和传动比效率汇总如表： 传动设计 V 带传动设计带传动设计 轴 号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机 轴 I 轴 II 轴 III 轴 轴 转速 n(r/min) 1440 654 143.11 40.66 1440 功率 P(kW) 3.2 3.07 2.95 2.83 3.2 转矩 T(N m) 44.83 189.66 664.70 21.22 联接件传动件 V 带 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i 2.2 4.58 3.52 1 传动效率 0.96 0.9603 0.9603 0.9801 n4=143.11r/min P4=2.

10、95 kw T4=196.86 N m n5=40.66r/min P5=2.83kw T5=664.70N m 原始数据原始数据 电动机功率3.2dP kw 电动机转速1440dn r/min V 带理论传动比2vi 单向运转、双班制、工作机为带式运输机 设计计算设计计算 （1） 确定计算功率 Pca Pca =KA Pd 根据双班制工作，即每天工作 16 小时，工作机为带式运输机， 查得工作系数 KA=1.1 Pca =KA Pd=1.1*3.2=3.52 kw （2）选取普通 V 带带型 根据 Pca，nd 确定选用普通 V 带 A 型。 （3）确定带轮基准直径 dd1 和 dd2 a.

11、 初选 小带轮基准直径1dd=100mm b验算带速 5m/s V 20m/s 11100 14407.54m/s60 100060 1000dd nv 5m/sV25m/s 带的速度合适。 c. 计算 dd2 dd212.2 100220di dmm 圆整 dd2 =220 mm （4）确定普 V 带的基准长度和传动中心距 根据 0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2） 224mm a 0640mm 初步确定中心距 a 0 = 500mm Ld =0212210422a)dd()dd(adddd =2(220 100)2 500(100220)24 500 =1509.85mm

12、 取 Ld = 1600 mm Pca=3.52kw A 型 v=7.54 m/s 1dd=100mm dd2 =220 mm 计算实际中心距 a 01600 1509.85500545.0622ddLLaamm （5）验算主轮上的包角1 3 .57180121adddd = 180220 10057.3500167.490 主动轮上的包角合适 （6）计算 V 带的根数 Z 得 lcaKKPPPZ)(00 P0 基本额定功率 得 P0=1.32 P0额定功率的增量 P0=0.17 K包角修正系数 得0.98K lK长度系数 得0.99lK 002.43()calPZPP K K 取 Z=3 根

13、 （7）计算预紧力 F0 20) 15 . 2(500qvKZvPFca qV 带单位长度质量 q=0.10 kg/m 2min0) 15 . 2(500qvKZvPFca=23.522.5500(1)0.1 7.543*7.54 0.98 =126.37 N 应使带的实际出拉力min00FF （8）计算作用在轴上的压轴力 FP 100min167.42sin2 3 118.82 sin946.822PvFZ FN Ld = 1600 mm a=545mm 包角合适 Z=3 带传动主要参数汇总表 带型 Ld/mm Z dd1/mm dd2/mm a/mm F0/N FP/N A 1600 3

14、100 220 500 118.82 946.8 带轮材料及结构带轮材料及结构 （1）带轮的材料 带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为 HT150 或 HT200 低速级圆柱齿轮设计低速级圆柱齿轮设计 材料：低速级小齿轮选用40 rC钢调质，齿面硬度为小齿轮 260HBS 取小齿齿数1Z=24 低速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 210HBS z2=3.52 24=84.48 圆整取 z2=85, u=85/24=3.542 min00FF 小齿轮： 45 钢调质 大齿轮： 45 钢正火 1700HMPa 2550HMPa .传动比误差U=(79/24-3.542)/3.542=

15、0.00060.05 可以 (2) 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 查课本由86P图 6-3 选取区域系数 ZH=2.45 应力循环次数 N1=60 n3 j Ln=60 143.11 1 (10 350 16) =84.8 10 N2=8814.8 101.37 103.52Ni1.71 108 由图 6-5 查得接触疲劳寿命系数 Z1N=1.06 Z2N= 1.15 接触强度最小安全系数1limHS 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1700HMPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa 取失效

16、概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H1=1lim1NHZS=1.06 7007421MPa H2=2lim2NHZS=1.15 550/1=632.5MPa lim1lim2()2HHH687.25MPa 许用弯曲应力F 由式 612，XNFFFYYSminlim 弯曲疲劳极限limF 查图 67 得 5401limF2/mmN 4202limF2/mmN 弯曲强度寿命系数1NY 弯曲强度尺寸系数1XY（设模数 m 小于 5mm） 弯曲强度最小安全系数4 . 1limFS 则1540*1*1/1.4385.7F2/mmN 2420*1*1/1.4300F2/mmN 确定齿轮传

17、动精度等级， 按3111/)022. 0013. 0(nPnv估取圆周速度smvt/4，参考 6.7、表 6.8 选取公差组 8 级 小轮分度圆直径1d，由式 65 得 312112uuKTZZZZddHHE 齿宽系数d 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 载荷系数 K KKKKKVA 查表 6.3 得1AK 动载系数1 . 1AK 齿间载荷分配系数 1 . 1K 齿向载荷分布系数 1 . 1K 载荷系数 K KKKKKVA=1*1.2*1.1*1.1=1.45 材料弹性系数EZ 查表 6.4 得 2/8 .189mmNZE 节点区域系数HZ 查图 63 得5 . 2HZ 重合度系数Z

18、由推荐值得0.78Z 螺旋角系数Z 12cosZ 故2313.52 1189.8*2.5*0.782*1.45.2*18966058.97687.2513.52dmm 法面模数nm 11cos/58.97*cos12 / 242.46nmdzmm 取标准mmm3 中心距a 12/ 2cos3* 2485 /2163.5namzzmm 圆整取164amm 分度圆直径1d 113*2472dmzmm 122485zz 3nmmm 1158amm 圆周速度v 1 1/600003.14*72*143.11/600000.54/vd nm s 齿宽b 10.8*7257dbdmm圆整取60bmm 大轮

19、齿宽2b 257bbmm 小轮齿宽1b 12561bbmm （3 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算）齿根弯曲疲劳强度校核计算 确定公式内各计算数值 （1）确定齿数 z Z1=24,z2=85 传动比误差U=(79/24-3.29)/3.29=0.05%0.05 允许 （2）确定齿形系数和应力修正系数 由课本88P表 6.5 查得齿形系数 Y和应力修正系数 Y 122.65,2.21FFYY 121.58,1.775SSYY (3)重合度 tantantantan212211aazz 0013*24*cos203*79*cos2024* tan arccostan2079* tan arccosta

20、n2023*242*33*792*3oo1.71 重合度系数0.250.75/0.69Y 故212*1.45*263000*2.6*1.592*0.8*0.9/ 65*73.63*3158.3/FN mm222*1.45*263000*2.21*1.775*0.8*0.9/ 65*73.63*3150.03/FN mm 4 4）齿轮其它主要尺寸计算）齿轮其它主要尺寸计算 大轮分度圆直径2d 223*85255dmzmm 根圆直径fd 112*722*1.25*364.5ffddhmm 222*2552*1.25*3247.5ffddhmm 172dmm V=0.54m/s 161bmm 257

21、bmm 1NZ=1 2NZ=1.05 顶圆直径ad 112722*378aaddhmm 2222552*3261aaddhmm (5)低速级圆柱齿轮几何参数 项目 小齿轮 大齿轮 模数 m 3 3 齿数 Z 24 85 压力角 20 20 分度圆直径 d 72 255 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 3.75 3.75 齿顶圆直径 da 78 261 齿根圆直径 df 64.5 247.5 标准中心距 a 164 赤宽 b 61 57 3.3 高高速级圆柱齿轮设计速级圆柱齿轮设计 材料：高速级小齿轮选用40 rC钢调质，齿面硬度为小齿轮 260HBS 取小齿齿数1Z=17 高速级大齿轮选用

22、45钢正火，齿面硬度为大齿轮 210HBS z2=4.57 17=77.69 圆整取 z2=78, u=78/17=4.59 .传动比误差U=(78/17-4.57)/4.57=0.000390.05 可以 (2) 按齿面接触强度设计 1. 确定公式内的各计算数值 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 查课本由86P图 6-3 选取区域系数 ZH=2.45 应力循环次数 N1=60 n3 j Ln=60 654 1 (10 350 16) =92.20 10 N2=912.20 104.5Ni4.841 108 由图 6-5 查得接触疲劳寿命系数 Z1N=1.0 Z2N= 1

23、.05 接触强度最小安全系数1limHS 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1700HMPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HMPa 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 H1=1lim1NHZS=1 7007001MPa H2=2lim2NHZS=1.05 550/1=577.5MPa lim1lim2()2HHH638.75MPa 许用弯曲应力F 由式 612，XNFFFYYSminlim 弯曲疲劳极限limF 查图 67 得 5401limF2/mmN 4202limF2/mmN 弯曲强度寿命系数1NY 弯曲强度尺寸系数1XY（设模数 m 小于 5

24、mm） 弯曲强度最小安全系数4 . 1limFS 1217,78zz 13.8 b2=60mm b1=65mm 则1540*1*1/1.4385.7F2/mmN 2420*1*1/1.4300F2/mmN 确定齿轮传动精度等级， 按3111/)022. 0013. 0(nPnv估取圆周速度smvt/4，参考 6.7、表 6.8 选取公差组 8 级 小轮分度圆直径1d，由式 65 得 312112uuKTZZZZddHHE 齿宽系数d 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置 载荷系数 K KKKKKVA 查表 6.3 得1AK 动载系数2 . 1AK 齿间载荷分配系数 1 . 1K 齿向载荷分

25、布系数 1 . 1K 载荷系数 K KKKKKVA=1*1.2*1.1*1.1=1.45 材料弹性系数EZ 查表 6.4 得 2/8 .189mmNZE 节点区域系数HZ 查图 63 得5 . 2HZ 重合度系数Z 由推荐值得0.78Z 故2314.5 1189.8*2.5*0.782*1.45*4483035.82687.2514.5dmm 法面模数nm 11/35.82/172.26nmdzmm 取标准3mmm 中心距a 12/ 2cos3* 1778 /2142.5namzzmm 圆整取143amm 分度圆直径1d 113*1751dmzmm 圆周速度v 1 1/600003.14*51

26、*654/600001.76/vd nm s 齿宽b 11*5151dbdmm 大轮齿宽2b 251bbmm 小轮齿宽1b 12556bbmm （3 3）齿根弯曲疲劳强度校核计算）齿根弯曲疲劳强度校核计算 确定公式内各计算数值 （1）确定齿数 z Z1=17,z2=78 传动比误差U=(78/17-4.57)/4.57=0.003990.05 允许 （3）确定齿形系数和应力修正系数 由课本88P表 6.5 查得齿形系数 Y和应力修正系数 Y 122.97,2.23FFYY 121.52,1.76SSYY (4)重合度 tantantantan212211aazz 0013*17*cos203*

27、73*cos2017* tan arccostan2073* tan arccostan2023*172*33*732*3oo1.66 重合度系数0.250.75/0.70Y 故212*1.45*63800*1.54*2.85*0.67*0.9/ 47*52.5*3661.5/FN mm222*1.45*638000*2.22*1.77*0.67*0.9/ 42*52.5*3662.7/FN mm 4 4）齿轮其它主要尺寸计算）齿轮其它主要尺寸计算 大轮分度圆直径2d 223*78234dmzmm 根圆直径fd 112*51 2*1.25*343.5ffddhmm 222*2342*1.25*

28、3226.5ffddhmm 顶圆直径ad 112512*357aaddhmm 2222342*3240aaddhmm (5)高速级圆柱齿轮几何参数 项目 小齿轮 大齿轮 模数 m 3 3 齿数 Z 17 78 压力角 20 20 分度圆直径 d 51 234 齿顶高 ha 3 3 齿根高 hf 4.75 4.75 齿顶圆直径 da 57 240 齿根圆直径 df 43.5 226.5 标准中心距 a 143 齿宽 b 51 456 3.4 减速器轴及轴上零件的设计 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1111r11a1112232r22a2

29、2222 638402432N52.5243220F911.5Ncoscos13.8F243213.8597N22 8312506858.5N242.46858.520F2553Ncoscos12.08F6858.512.08ttntttntTFdFtgtgF tgtgTFdFtgtgF tgtg 1467.8N 1高速轴设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表 15-31，取0100A 2）初算轴的最小直径 33min04.813d10018.8mm720pAn 高速轴为输入轴， 最小直径处跟 V 带轮轴孔直径。 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大

30、6%，由机械设计手册表 22-1-17 查得带轮轴孔有 20，22，24，25，28 等规格，故取mind=20mm 高速轴工作 首先确定各段直径 A 段：1d=20mm 有轴最小直径算出） B 段：2d=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为 25mm 的 C 段：3d=30mm，与轴承（圆锥滚子承 30206）配合，取轴承内径 D 段：4d=36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm E 段：5d=52.5mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴 G 段， 7d=30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内径 F 段：6d=36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm 第

31、二、确定各段轴的长度 A 段：1L=1.6*20=32mm,圆整取1L=30mm B 段：2L=58mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm C 段：3L=24mm, 与轴承 （圆锥滚子轴承 30206） 配合,加上挡油盘长度 （参考减速器装配草图设计p24） 3L=B+3+2=16+10+2=28mm F 段：7L=21mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24） E 段：547mmL ，齿轮的齿宽147mmB D 段：4L=93mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得4L=92mm 轴总长 L=27

32、3mm 2、轴的设计计算 1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表 15-31，取1000A 2）初算轴的最小直径 33min04.622d10030.2mm167.83pAn 因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6%，mind=27.325mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承 30206，故取mind=34mm 轴 首先，确定各段的直径 A 段:1d=35mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合 F 段：6d=35mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30207）配合 E 段：5d=38mm，非定位轴肩 B 段：2d=

33、48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 C 段：3d=73.63mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D 段：4d=50mm, 定位轴肩 然后确定各段距离： A 段： 1L=39mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油盘的长度 B 段：2L=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度 C 段：3L=65mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E 段：5L=40mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm（为了安装固定） F 段：6L=30mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离 D 段：4L=17mm 3、轴的设计计算 输入功率 P=4.44KW,转速 n =51r/min,T=831250Nmm

34、轴的材料选用 40Cr（调质） ，选0A=100 所以轴的直径: mind30nPA=44.32mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大 12%，mind=49.64mm。 由表 13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为 LH3 轴孔的直径1d=50mm 长度 L=84mm 轴 首先，确定各轴段直径 A 段: 1d=55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 B 段: 2d=70mm,非定位轴肩,h 取 7.5mm C 段: 3d=80mm,定位轴肩，取 h=5mm D 段: 4d=68mm, 非定位轴肩，h=6mm E 段: 5d=55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211

35、）配合 F 段: 6d=53mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G 段: 7d=50mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A 段: 1L=42mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸 B 段: 2L=58mm，齿轮齿宽减去 2mm，便于安装 C 段: 3L=10mm, 轴环宽度，取圆整值 根据轴承（圆锥滚子轴承 30211）宽度需要 D 段: 4L=49.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E 段: 5L=21mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸 F 段: 6L=57mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G 段: 7L=83mm,联轴器孔长度 轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知

36、： r2432 ,911.5 ,597taFN FNFN 设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图： mm25.48Lmm25.132mm75.81321LL， 由材料力学知识可求得 水平支反力: mm65013113670321NMNFNFHNHNH 垂直支反力: NFNFmmNMNFFNVNVaNV87,1360,11304,49621a1 mm1069171182261640321NMmmNMmmNMVVV， 合成弯矩 mmNMmmNMNM125132,134918mm,61640321 由图可知,危险截面在 C 右边 W=0.13d=9469 ca=caM/W=14.49MPa70MPa 轴

37、 材 料 选 用40Cr 查 手 册a701MP 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知： rtra2432,911.55976858.5,25531467.8taFN FNFNFN FNFN 设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图： mm25.48Lmm5 .69mm75.60321LL， 由材料力学知识可求得 水平支反力: mm8552mm,148595176,24462121NMNMNFNFHHNHNH 垂直支反力: NFNFmmNMNVNVa65,917,3948621 mm8664Mmm,425139519455708V4321NNMmmNMmmNMVVV， 合成弯矩 mmNMm

38、mNMmmNMNM1217443365176472mm,158944321， 由图可知,危险截面在 B 右边 W=0.13d=33774 ca=caM/W=5.98MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册a701MP 符合强度条件! 第三根轴: 求轴上载荷 已知： NFNFNFat1134,1675,4461r 设该齿轮齿向是右旋，受力如图： mm25.121mm25.6221LL， 由材料力学知识可求得 水平支反力: mm1864901513294821NMNFNFHNHNH 垂直支反力: NFNFmmNMNVNVa568,1107,11700021 mmNMmmNMVV1859026

39、889721， 合成弯矩mmNMNM263321mm,19981021 由图可知,危险截面在 B 右边 算得 W=19300 ca=caM/W=19.77MPa70MPa 轴材料选用 40Cr 查手册a701MP 符合强度条件! 3.53.5 减速器滚动轴承的选择 1.轴轴承 型号为 30206 的圆锥滚子轴承 1）计算轴承的径向载荷： NFFFNFFFrNVrNHrNVrNHr113987211361531136070322222222221r211 2） 计算轴承的轴向载荷 (查指导书 p125) 30206 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.

40、5KW， e=0.37， Y=1.6 两轴承派生轴向力为： NYFFNYFFrr3562,478222d11d 因为NFNNNFFdda35685235649612 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松 NFFFdaa85221、NFFda35612 2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数5 . 1pf 因为37. 056. 053185211eFFra6.1,4.011YX 2963111arpYFXFfp 因为eFFra312. 0113935622，0, 122YX 1709222arpYFXFfp 所以取NPP29632 3）校核轴承寿命 hhhPCnLh87700)2963103

41、 .43(14506010)(60103366 按一年 350 个工作日,每天 2 班制.寿命 15 年.故所选轴承适用。 2轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： NFFFNFFFrNVrNHrNVrNHr188651762612917244622222222221r211 2） 计算轴承的轴向载荷 (查指导书 p125) 30206 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW， e=0.37， Y=1.6 两轴承派生轴向力为： NYFFNYFFrr592,816222d11d 因为NFFNNNFFd119313124968162aa1d 轴右移，左端轴

42、承放松，右端轴承压紧 NFFFdaa131212、NFFda5921 2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数5 . 1pf 因为37. 0026. 026125911eFFra0,111YX NYFXFfparp3918111 因为eFFra98. 6188131222，6 . 1, 4 . 022YX 3262222arpYFXFfpN 所以取NPP39181 3）校核轴承寿命 hhhPCnLh142356)3918103 .43(3526010)(60103366 按一年 350 个工作日,每天 2 班制.寿命 22 年.故所选轴承适用。 2轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： NFFF

43、NFFFrNVrNHrNVrNHr161626815133149110729482222222221r211 2） 计算轴承的轴向载荷 (查指导书 p125) 30211 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为： NYFFNYFFrr5392,1050222d11d 因为NFNNNFFd5392184105011342a1d 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧 NFFda105012、NFFFa21841da2 2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数5 . 1pf 因为37. 03334. 0314

44、9105011eFFra0,111YX NYFXFfparp4724111 因为eFFra35. 11616218422，5 . 1, 4 . 022YX NYFXFfparp5885222 所以取NPP58852 3）校核轴承寿命 hhhPCnLh128066)5885108 .90(1196010)(60103366 按一年 350 个工作日,每天 2 班制.寿命 22 年.故所选轴承适用。 3.6 键联接的选择及校核计算 80701501254PPPdhlT 1轴上与带轮相联处键的校核 键 A1028，bhL=10850 单键 键联接的组成零件均为钢，P=125MPa 满足设计要求 2轴

45、上大齿轮处键 键 A1225，bhL=161050 单键 键联接的组成零件均为钢，P=125MPa 满足设计要求 3轴上 ）联轴器处 采用键 A，bhL=181175 单键 满足设计要求 2）联接齿轮处 采用 A 型键 A 22 14 68b hL 单键 满足设计要求 3.7 铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 2、减速器附件的选择，在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。 3.8 润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。