碾砂機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)說明書

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)計(jì)算說明書PAGE目錄TOC\o\h\z\u一、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 -1-二、傳動(dòng)方案的擬定 -1-三、電動(dòng)機(jī)的選擇 -1-四、確定傳動(dòng)裝置的有關(guān)的參數(shù) -3-五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算 -5-六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 -15-七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算 -20-八、連接件的選擇 -22-九、減速箱的附件選擇 -25-十、潤(rùn)滑及密封 -27-十一、減速箱的附件選擇 -28-十二、課程設(shè)計(jì)小結(jié) -30-十三、參考資料 -31-1-

一、課程設(shè)計(jì)任務(wù)書1、設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)鑄造車間碾砂機(jī)的傳動(dòng)裝置2、設(shè)計(jì)條件：使用壽命為10年，每日三班制工作，每年300個(gè)工作日，每班工作4小時(shí)。允許轉(zhuǎn)速偏差為5%。3、工作原理圖：4、已知條件：輸送帶工作拉力1.8(r/min)輸送帶工作拉力1600（N）32-二、傳動(dòng)方案的擬定根據(jù)設(shè)計(jì)要求擬定了如下兩種傳動(dòng)方案：方案對(duì)比：方案?jìng)鲃?dòng)方式評(píng)價(jià)a電機(jī)一級(jí)圓柱斜齒輪輸出對(duì)軸剛度要求較大；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單；有較大沖擊；外形尺寸太大。b電機(jī)聯(lián)軸器二級(jí)斜齒輪一級(jí)錐齒輸出工藝簡(jiǎn)單，精度易于保證，一般工廠均能制造，適合于小批量生產(chǎn)。根據(jù)題目要求：“連續(xù)單行運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動(dòng)：使用期10年，每年300個(gè)工作日，小批量生產(chǎn)，三班制工作，每班工作四小時(shí)，運(yùn)輸帶允許轉(zhuǎn)速偏差為5%”。我們選用a方案。三、電動(dòng)機(jī)的選擇電動(dòng)機(jī)特點(diǎn)（１）選擇電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式電動(dòng)機(jī)分交流電動(dòng)機(jī)和直流電動(dòng)機(jī)兩種。由于直流電動(dòng)機(jī)需要直流電源。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，價(jià)格較高，維護(hù)比較不方便。，因此通常采用交流電動(dòng)機(jī)。生產(chǎn)單位一般用三相交流電源，其中以普通籠型異步電機(jī)應(yīng)用最多。在經(jīng)常啟動(dòng)、制動(dòng)和反轉(zhuǎn)的場(chǎng)合（如起重機(jī)等），要求電機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小和過載能力大，應(yīng)選用起重及冶金用三相異步電動(dòng)機(jī)ＹＺ型或ＹＺＲ型（繞線型）。電動(dòng)機(jī)的額定電壓一般為380Ｖ。（２）選擇電機(jī)的容量電動(dòng)機(jī)的容量（功率）選得合適與否，對(duì)電動(dòng)機(jī)的工作和經(jīng)濟(jì)性都有影響。容量小于工作要求，就不能保證工作的正常工作，或使長(zhǎng)期過載而過早損壞；容量過大則電動(dòng)機(jī)價(jià)格高，能力不能充分利用，由于經(jīng)常不滿載運(yùn)行，效率和功率因素都較低，增加電能消耗，造成很大浪費(fèi)。（３）標(biāo)準(zhǔn)電動(dòng)機(jī)的容量有額定功率表示。所選電動(dòng)機(jī)的額定功率應(yīng)等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機(jī)正常工作，或使電動(dòng)機(jī)長(zhǎng)期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率低而造成浪費(fèi)。（4）電動(dòng)機(jī)的容量主要由運(yùn)行時(shí)發(fā)熱條件限定，在不變或變化很小的載荷下長(zhǎng)期連續(xù)運(yùn)行的機(jī)械，只要起電動(dòng)機(jī)的負(fù)載不超過額定值，電動(dòng)機(jī)便不會(huì)過熱，通常不必檢驗(yàn)和啟動(dòng)力矩。按照工作機(jī)轉(zhuǎn)速要求和傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的合理傳動(dòng)比范圍，可以推算電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍n=(i*i*i…i)nwr/min式中：n—電動(dòng)機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍，r/min電動(dòng)機(jī)類型的選擇(1)傳動(dòng)裝置的總效率：==0.98×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.97=0.84式中：（1）1=2=3=0.99（軸承效率）(2)電動(dòng)機(jī)所需的工作功率：=2.88kw=3.43kw電動(dòng)機(jī)功率：=3.43kw(3)確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速按《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，帶傳動(dòng)傳動(dòng)比ia=2~5，一級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比ib=2～5，則總傳動(dòng)比合理范圍為4～20故電機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為：（4~20）（458～2292）可選電機(jī)：根據(jù)以上選用的電機(jī)類型，所需的額定功率及滿載轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y112M-4。其主要性能，額定功率4kw；滿載轉(zhuǎn)速1440r/min四、確定傳動(dòng)裝置的有關(guān)的參數(shù)確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比(1)總傳動(dòng)比的計(jì)算。由選定電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速和工作主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速,可得傳動(dòng)裝置總傳比式中：r/min；r/min。(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比式中、分別為圓錐齒輪傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使圓錐齒輪傳動(dòng)外廓尺寸不致過大，初步取，則減速器傳動(dòng)比為：i=4.2其中為高速級(jí)傳動(dòng)比，為低速級(jí)傳動(dòng)比。計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)。(1)各軸的轉(zhuǎn)速0軸r/min1軸r/min2軸r/min滾筒軸r/min式中：——分別為Ⅰ.Ⅱ.的轉(zhuǎn)速；——電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速。(2)各軸輸入功率0軸KW1軸KW2軸KW滾筒軸==3.13KW式中：Pd——電動(dòng)機(jī)的輸出功率；、—Ⅰ，Ⅱ,的輸入功率；(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩NmⅠ軸NmⅡ軸=268.23Nm滾筒軸=259.93Nm五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5.1、高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)5.1.1考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)教材P210表10-8選7級(jí)精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm5.1.2由標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)公式：（教材P218式10-21）確定公式內(nèi)的個(gè)計(jì)算數(shù)值1）試選2）由教材P217圖10-3選取區(qū)域系數(shù)3)傳動(dòng)比；取小齒輪；大齒輪；4）初選取螺旋角°查教材P215圖10-26得，Z對(duì)應(yīng)的=0.91所以5)許用接觸應(yīng)力[]取失效概率為1%，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)安全系數(shù)S=1.由教材205式10-12得[]由教材P209圖10-21查得：σHlimZ1=600MpaσHlimZ2=550Mpa由教材P206式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN1=60njLh=60×480×1×(3×4×365×10)=1.037×N2=N1/i=1.037×/4.2=2.469×式中：n齒輪轉(zhuǎn)速；j每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的系數(shù)；Lh齒輪的工作壽命。由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：KHN1=0.9KHN2=0.95[σH]1=σHlim1KHN1/S=540Mpa[σH]2=σHlim2KHN2/S=522.5Mpa所以6）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：=Nmm7）由教材P205表10-7取φd=18）由教材P201表10-6查得材料的彈性系數(shù)計(jì)算1)小齒輪分度圓直徑，根據(jù)教材P218式10-21得：2)計(jì)算圓周速度3)計(jì)算齒寬及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)m/s，7級(jí)精度。由教材P194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)用差值法計(jì)算得：得出：由教材P198圖10-13查得：由教材P195表10-3查得：故載荷系數(shù)：6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材P204式（10-10a）得：7）計(jì)算模數(shù)5.1.3、由教材P216式（10-17）即確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）由縱向重合度從教材P217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)由教材P200表10-5計(jì)算如下：5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由教材P200表10-5計(jì)算如下：6）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7)由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)。8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)為，由教材P205式（10-12）得：9）計(jì)算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2mm，可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：取=26，則：=4.526=117實(shí)際傳動(dòng)比傳動(dòng)比誤差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%<5%可用幾何尺寸的計(jì)算1)計(jì)算中心距：取中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角由于值改變不多，故參數(shù)等不必修正。3）算大小齒輪的分度圓直徑4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取5）結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。5.2、低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)5.2.1考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)教材P210表10-8選7級(jí)精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm5.2.2由標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)公式：（教材P218式10-21）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值1）試選2）由教材P218圖10-3選取區(qū)域系數(shù)3)傳動(dòng)比；取小齒輪；大齒輪4）初選取螺旋角°查教材P215圖10-26得，Z對(duì)應(yīng)的=0.85所以5)許用接觸應(yīng)力[σH]取失效概率為1%，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)安全系數(shù)S=1.由教材205式10-12得[]由教材P209圖10-21查得：σHlimZ1=520MpaσHlimZ2=460Mpa由教材P206式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NN3=60njLh=60×213.3×1×(24×365×8)=8.97×108式中：n齒輪轉(zhuǎn)速；j每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的系數(shù)??；Lh齒輪的工作壽命；N4=N3/i=8.97×108/3.56=2.52×108由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：KHN1=0.94KHN2=0.96[σH]1=σHlim1KHN1/S=560×0.94/1.0Mpa=526.4Mpa[σH]2=σHlim2KHN2/S=460×0.96/1.0Mpa=443.52Mpa所以6）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩：=Nmm7）由教材P205表10-7取φd=18）由教材P201表10-6查得材料的彈性系數(shù)計(jì)算1)小齒輪分度圓直徑，根據(jù)教材P218式10-21得：2)計(jì)算圓周速度3)計(jì)算齒寬及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度5）計(jì)算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù),7級(jí)精度。由教材P194圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)用差值法計(jì)算得：得出：由教材P198圖10-13查得:由教材P195表10-3查得:故載荷系數(shù):6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由教材P式（10-10a）得：7)計(jì)算模數(shù)5.2.3由教材P218式（10-17）即確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）由縱向重合度從教材P216圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查取齒形系數(shù)由教材P200表10-5計(jì)算如下：5）查取應(yīng)力校正系數(shù)由教材P200表10-5計(jì)算如下：6）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7)由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)8)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)為，由教材P205式（10-12）得：設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取=2mm，可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時(shí)滿足疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)，于是有：傳動(dòng)比誤差：i-u/i=|(3.56-3.58)/3.56|=0.6%<5%可用幾何尺寸的計(jì)算1)計(jì)算中心距：取中心距2）按圓整后的中心距修正螺旋角由于值改變不多，故參數(shù)等不必修正。3）算大小齒輪的分度圓直徑=53.61mm=226.80mm4）計(jì)算齒輪寬度圓整后取：六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算（一）輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS，根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為KW，為一級(jí)輸入軸轉(zhuǎn)速，=1440r/min。（實(shí)心軸）則：=32.25mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=32.25×(1+6%)=34.185mm圓整后取d=35mm。根據(jù)聯(lián)軸器選d=40mm。2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級(jí)斜齒輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對(duì)兩軸承做不對(duì)稱布置，兩軸承分別以軸肩和端蓋固定，聯(lián)軸器軸向用軸肩和螺母固定，周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度因?yàn)檩敵鲚S的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器出軸的直徑，聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1，取KA=1.3則：Tca=KAT1=1.3×48.26=62.74Nm查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-1985選HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315N·m，半聯(lián)軸器孔徑d=20~28mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=52mm，L1=38mm。初選320/22型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T=22mm×44mm×15mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=18mm滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=8mm，各段長(zhǎng)度及直徑如下：（3）按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算①求分度圓直徑：已知mt=2②求轉(zhuǎn)矩：已知T1=66.25N·m④求徑向力Fr根據(jù)教材P213（10-14）式得Fr=Ft·tanαn/cosβ=1800.7·tan20/cos14.05=675.6N⑤求軸向力Fa根據(jù)教材P213（10-14）式得Fa=Ft·tanβ=1800.7·tan14.05=450.6N由于該軸兩軸承非對(duì)稱，根據(jù)幾何尺寸算得由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=539NFDZ=1616NFBY=273NFDY=535NM1=106722NmmM2=54054NmmT1=76000NmmMC=(M12+M22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630N·mm轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取α=0.6，截面C處的當(dāng)量彎矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1196302+(0.6×76000)2]1/2校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度由式（15-5）σe=Mec/0.1d33=3.96MPa<[σ-1]b=60MPa∴該軸強(qiáng)度足夠。選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS（二）輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑選用45調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS根據(jù)教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為KW，n為一級(jí)輸入軸轉(zhuǎn)速n＝r/min。（實(shí)心軸）則：=32.25mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=32.25×(1+6%)=34.185mm∴圓整后取d=35mm根據(jù)聯(lián)軸器d=40mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級(jí)斜齒輪減速器聯(lián)軸器一端用軸肩固定另一端用螺母固定，齒輪相對(duì)于軸承做不對(duì)稱轉(zhuǎn)動(dòng)，齒輪一端由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩和套筒定位。（2）確定軸各段直徑和長(zhǎng)度1段：d1=40mm長(zhǎng)度取L1=55mm2段：d2=d1+2h=48mm∴d2=48mm取長(zhǎng)度L2=35mm3段為非定位軸肩初選用32012型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：=50=45d6=d3+2h=54mmL6=15mm4段為定位軸肩取d4=52mm為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度故取L4=50mm5段位定位軸肩取h=6mm則軸環(huán)直徑d5=d4+2×h=62.4mm=7=54=15考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為24mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=18mm滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁的距離s=8mm具體如下圖：（3）軸上零件的周向定位由表6-1按齒輪和半連軸器的直徑查得如下：1段的鍵的尺寸：b×h×l=14mm×9mm×32mm其配合為H7/m64段的鍵的尺寸：b×h×l=16mm×10mm×36mm其配合為H7/n6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為2×45。圓角半徑R=1.6mm（5）按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算①求分度圓直徑：已知mt=2②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=698.62N·m③求圓周力：Ft根據(jù)教材P213（10-14）式得Ft=2T3/d4=2·698.62/294.7=4741.2N④求徑向力Fr根據(jù)教材P213（10-14）式得Fr=Ft·tanαn/cosβ=4741.2·tan20/cos13.99=1778.4N⑤求軸向力Fa根據(jù)教材P213（10-14）式得Fa=Ft·tanβ=4741.2·tan13.99=1181.2N由于該軸兩軸承非對(duì)稱，根據(jù)幾何尺寸算得L1=91mmL2=157mm由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=5023NFDZ=2479NFBY=693NFDY=2121NM1=381748N.mmM2=326663N.mmT3=1099000N.mmMC=(M12+M22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502434N·mm轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取α=0.6，截面C處的當(dāng)量彎矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[5024342+(0.6×1099000)2]1/2校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度由式（15-5）σe=Mec/0.1d33=24.2MPa<[σ-1]b=60MPa∴該軸強(qiáng)度足夠。七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算滾動(dòng)軸承的類型應(yīng)根據(jù)所受載荷的大小，性質(zhì)，方向，轉(zhuǎn)速及工作要求進(jìn)行選擇。若只承受徑向載荷而軸向載荷較小，軸的轉(zhuǎn)速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時(shí)承受較大的徑向力和。軸向力，或者需要調(diào)整傳動(dòng)件的軸向位置，則應(yīng)選擇角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。經(jīng)過分析比較后，選用圓錐滾子軸承。7.1、滾動(dòng)軸承的型號(hào)從《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二卷第四冊(cè)查，根據(jù)各軸的安放軸承出的直徑大小，經(jīng)過分析和比較，軸承的選擇如下：輸入軸選用的軸承標(biāo)記為：深溝球軸承軸承22210GB/T297-1994尺寸：=50×90×23它的基本額定載荷Cr=52.2KN，Cor=73.2KN7.2、對(duì)軸承進(jìn)行壽命校核根據(jù)已知條件，軸承預(yù)計(jì)壽命=300×3×4×10=36000h軸承的壽命校核可由教材P320式（13-5a）即：根據(jù)P319頁，（對(duì)于球軸承，=3；對(duì)于滾子軸承=10/3）則=由教材表13-4結(jié)合該軸承的工作環(huán)境，取=1.00，由于軸承受徑向和軸向載荷作用，則(由教材P321式13-9a)由教材P321表13-6，取=1.0；7.2.1、對(duì)輸入軸的軸承進(jìn)行壽命校核由=0.40查教材P321表13-5得X=0.4Y=1.5則：==360271.7h>故所選軸承可滿足壽命要求。由7.2.3、輸出軸的軸承進(jìn)行壽命校核由查教材P321表13-5得X=0.4查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》第二版第四卷P39-81得Y=1.5則：==9358503.5h>故所選軸承可滿足壽命要求。八、連接件的選擇8.1、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)傳遞載荷的大小，軸轉(zhuǎn)速的高低，被連接件的安裝精度等，參考各類聯(lián)軸器特性，選擇一種合用的聯(lián)軸器類型。8.2、聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)計(jì)算由于裝置原動(dòng)機(jī)為電動(dòng)機(jī)，聯(lián)軸器一端與電動(dòng)機(jī)相連，其孔徑受電動(dòng)機(jī)外伸軸徑限制，所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器HL7名義轉(zhuǎn)矩：=9550=9550×4/1440=268.23N·m聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1，取KA=1.5則：Tca=KAT3=1.5×268.23=402.35N·m通過比較可知，所選聯(lián)軸器合適。8.3、鍵的選擇計(jì)算鍵的選擇包括類型選擇和尺寸選擇兩個(gè)方面。鍵的類型應(yīng)根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，使用要求和工作條件來選擇；鍵的尺寸則按符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)格和強(qiáng)度要求來取定。8.3.11）鍵聯(lián)接的選擇根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、使用要求和工作條件，查手冊(cè)選用圓頭普通平鍵（A型），由軸徑的大小d=22,及由教材P106表6-1，選用鍵GB/T1096－1979鍵6×6×302）鍵的強(qiáng)度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應(yīng)力[]=100～120，取其平均值，[]=110。鍵與帶輪轂鍵槽的接觸高度=0.5×6=3mm鍵的工作長(zhǎng)度=40－8=32mm由教材P106式6-2則有：==60.93[]8.3.3．輸出軸鍵的選擇及計(jì)算1）鍵聯(lián)接的選擇根據(jù)聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)、使用要求和工作條件，選用圓頭普通平鍵（A型），跟齒輪裝配段軸徑d=55mm，由教材P106表4-1，選用鍵GB/T1096－1976鍵16×10×362）鍵的強(qiáng)度校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由[1]表6-2查許用擠壓應(yīng)力[]=100～120，取其平均值，[]=110。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5×10mm=5鍵的工作長(zhǎng)度=52－16mm=36mm則有：==83.90[]九、減速箱的附件選擇9.1.檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況，潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤(rùn)滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機(jī)玻璃制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)，如減速器部件裝配圖1。9.2.放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面的最低處，或設(shè)在箱底。在其附近應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。箱體底面常向放油孔方向傾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。也可用錐型螺紋或油螺塞直接密封。選擇M16×1.5的外六角螺塞（[2]表7-11）。9.3.油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。常用油標(biāo)有圓形油標(biāo)（[2]表7-7），長(zhǎng)形油標(biāo)（[2]表7-8）和管狀油標(biāo)（[2]表7-9）、和桿式油標(biāo)（[2]表7-10）等。由[2]表7-10得M14的桿式油標(biāo)。9.4.通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字型孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。9.5.起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成[2]表11-3。9.6.定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應(yīng)在箱體聯(lián)接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓柱銷，并盡量不放在對(duì)稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。選擇銷GB/T119—86A8×30。十、潤(rùn)滑及密封10.1、傳動(dòng)件的潤(rùn)滑減速器傳動(dòng)件和軸承都需要良好的潤(rùn)滑，其目的是為了減少摩檫、磨損，提高效率，防銹，冷卻和散熱。減速器潤(rùn)滑對(duì)減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)有直接影響，如油面高度和需油量的確定，關(guān)系到箱體高度的設(shè)計(jì)；軸承的潤(rùn)滑方式影響軸承軸向位置和階梯軸的軸向尺寸。因此，在設(shè)計(jì)減速器結(jié)構(gòu)前，應(yīng)先確定減速器潤(rùn)滑的有關(guān)位置。高速級(jí)齒輪在嚙合處的線速度：(前面已經(jīng)計(jì)算出)，則采用浸油潤(rùn)滑，箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤(rùn)滑油，以保證潤(rùn)滑及散熱的需要。10.2、滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑對(duì)齒輪減速器，當(dāng)浸油齒輪的圓周速度v〈2m/s時(shí)，滾動(dòng)軸承宜采用脂潤(rùn)滑；當(dāng)齒輪的圓周速度時(shí)，滾動(dòng)軸承多采用油潤(rùn)滑。由上有v=2.27m/s則采用油潤(rùn)滑。10.3、密封在潤(rùn)滑后，為防止油外漏，故減速器需密封。則軸出來需加密封圈，在據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表7-14選擇相應(yīng)的密封圈。十一、減速箱的附件選擇11.1、檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況，潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙，還可用來注入潤(rùn)滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機(jī)玻璃制成，它和箱體之間應(yīng)加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質(zhì)，如減速器部件裝配圖1。11.2、放油螺塞放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面的最低處，或設(shè)在箱底。在其附近應(yīng)有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內(nèi)。箱體底面常向放油孔方向傾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應(yīng)加封油圈密封。也可用錐型螺紋或油螺塞直接密封。選擇M16×1.5的外六角螺塞（[2]表7-11）。11.3、油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。常用油標(biāo)有圓形油標(biāo)（[2]表7-7），長(zhǎng)形油標(biāo)（[2]表7-8）和管狀油標(biāo)（[2]表7-9）、和桿式油標(biāo)（[2]表7-10）等。由[2]表7-10得M14的桿式油標(biāo)。11.4、通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字型孔，常設(shè)置在箱頂或檢查孔上，用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過濾網(wǎng)及通氣曲路，可減少灰塵進(jìn)入。11.5、起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成[2]表11-3。11.6、定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度