機械課程設計— 一級圓柱齒輪減速器

1、<p>　　機械設計課程設計說明書 </p><p>　　課題名稱 一級圓柱齒輪減速器 </p><p>　　專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 </p><p>　　姓 名 </p><p>　　學 號

2、 </p><p>　　指導老師 </p><p><b>　　目錄</b></p><p>　　一 、課題題目及主要技術參數說明。</p><p>　　1.1 課題題目 。</p><p>　　1.2 主要技術參數說明 。</p><

3、p>　　1.3 傳動系統工作條件。</p><p>　　1.4 傳動系統方案的選擇。</p><p>　　二 、減速器結構選擇及相關性能參數計算。</p><p>　　2.1 減速器結構。</p><p><b>　　2.2 電動機選擇</b></p><p>　　2.3 傳動比分配。<

4、;/p><p>　　2.4 動力運動參數計算。</p><p>　　三 、V帶傳動設計。</p><p>　　3.1確定計算功率。</p><p>　　3.2確定V帶型號。</p><p>　　3.3確定帶輪直徑。</p><p>　　3.4確定帶長及中心距。</p><p>

5、;<b>　　3.5驗算包角。</b></p><p>　　3.6確定V帶根數Z。</p><p>　　3.7 確定粗拉力F0。</p><p>　　3.8計算帶輪軸所受壓力Q。</p><p>　　四、 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)。</p><p>　　4.1 齒輪材料和熱處理的選擇。

6、</p><p>　　4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算。</p><p>　　4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸。</p><p>　　4.2.2 齒輪彎曲強度校核。</p><p>　　4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定。</p><p>　　4.3 齒輪的結構設計。</p><p>　　

7、五、 軸的設計計算(從動軸)。</p><p>　　5.1 軸的材料和熱處理的選擇。</p><p>　　5.2 軸幾何尺寸的設計計算。</p><p>　　5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑。</p><p>　　5.2.2 軸的結構設計。</p><p>　　5.2.3 軸的強度校核。</p>

8、<p>　　六、 軸承、鍵和聯軸器的選擇。</p><p>　　6.1 軸承的選擇及校核。</p><p>　　6.2 鍵的選擇計算及校核。</p><p>　　6.3 聯軸器的選擇。</p><p>　　七 、減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算。</p><p>　　7.1 潤滑

9、的選擇確定。 </p><p>　　7.2 密封的選擇確定 。 </p><p>　　7.3減速器附件的選擇確定。</p><p>　　7.4箱體主要結構尺寸計算。 <

10、;/p><p><b>　　參考文獻</b></p><p>　　第一章 課題題目及主要技術參數說明</p><p><b>　　1.1課題題目</b></p><p>　　帶式輸送機傳動系統中的減速器。要求傳動系統中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。</p><p>　　1.2

11、 主要技術參數說明 </p><p>　　輸送帶的最大有效拉力F=1350N，輸送帶的工作速度V=1.6m/s，輸送機滾筒直徑D=260mm。</p><p>　　1.3 傳動系統工作條件</p><p>　　帶式輸動機工作時有輕微震動，經常滿載?？蛰d起訂，單向運轉，兩班制工作（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為10年(每年按360天計算)，三相交流電源的電壓為

12、380/220V。</p><p>　　1.4 傳動系統方案的選擇</p><p>　　圖1 帶式輸送機傳動系統簡,</p><p>　　第二章 減速器結構選擇及相關性能參數計算</p><p><b>　　2.1 減速器結構</b></p><p>　　本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。&

13、lt;/p><p><b>　　2.2 電動機選擇</b></p><p>　?。ㄒ唬┕ぷ鳈C的功率Pw.</p><p>　　=FV/1000=1350×1.6/1000=2.16kw</p><p><b>　　（二）總效率</b></p><p><b>

14、　　=</b></p><p>　　=0.94×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99×0.96=0.86</p><p>　　（三）所需電動機功率</p><p>　　額定功率Pm=（1-1.3）Po=2.51-3.62Kw</p><p>　　查《機械零件設

15、計手冊》得 Ped = 3 kw </p><p>　　電動機選用Y132S-6 n滿 = 960 r/min</p><p><b>　　2.3 傳動比分配</b></p><p>　　工作機的轉速n=60×1000v/（D）</p><p>　　

16、=60×1000×1.6/(3.14×130)</p><p>　　=73.49r/min</p><p><b>　　取 則</b></p><p>　　將上述數據列表如下：</p><p><b>　　第三章V帶傳動設計</b></p>&

17、lt;p><b>　　3.1確定計算功率</b></p><p>　　查表得KA=1.1，則根據n=960r/min </p><p>　　PCa=KAP=1.1×2.51=2.761KW

18、 </p><p><b>　　3.2確定V帶型號</b></p><p>　　按照任務書得要求，查表8-11可知選擇普通V帶。</p><p>　　根據PCa =2.761KW及n1=360r/min，查圖確定選用A型普通V帶。</p><p><b>　　3.3確

19、定帶輪直徑</b></p><p>　　（1）確定小帶輪基準直徑</p><p>　　根據圖推薦，由表8--8和8-10可知，取小齒輪的基準直徑選擇dd1=100mm。</p><p><b>　　（2）驗算帶速</b></p><p>　　v ===5.024m/s</p><p>

20、　　5m/s＜v＜30m/s,帶速合適。</p><p>　?。?）計算大帶輪直徑</p><p>　　dd2= i dd1（1-ε）=3×100×（1-0.02）=294mm</p><p>　　根據GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2=300mm</p><p>　　3.4確定帶長及中心距</p>

21、<p>　　3.4確定帶長及中心距</p><p>　?。?）初取中心距a0</p><p>　　得280≤a0≤800， 根據總體布局，取ao=500 mm</p><p>　　(2) 確定帶長Ld：</p><p>　　根據幾何關系計算帶長得</p><p><b>　　==1648mm<

22、;/b></p><p>　　根據標準手冊，取Ld =1600mm。 </p><p>　　(3)計算實際中心距</p><p><b>　　==476mm</b></p><p>　　中心距變化范圍為443-515mm</p><p><b>　　3.5.驗算包角</b&

23、gt;</p><p>　　==156°＞90°，包角合適。</p><p>　　3.6.確定V帶根數Z</p><p><b>　　Z≥ </b></p><p>　　根據dd1=100mm及n0=960r/min，查表得P0=0.958KW,ΔP0=0.11KW</p><p&

24、gt;　　查表得Kα=0.935 KL=0.99</p><p>　　查表8-4b pr=（po+ΔP0)×Kα×KL=1.058x0.935x0.99=0.989kw</p><p>　　Z=PCa／ pr =2.761／0.989=2.79 , 取Z=3</p><p>　　3.7.計算單根V帶的初拉力的最小值F0min</

25、p><p><b>　　F0=500</b></p><p>　　查表得q = 0.10㎏/m,則</p><p>　　(F0)min=500=156N，</p><p>　　3.8.計算帶輪軸所受壓力Fp</p><p>　　Fp=2ZF0sin=2×4×156×sin

26、=915 N</p><p><b>　　齒輪的設計計算</b></p><p>　　(1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。</p><p>　　(按圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，采用軟齒面。</p><p>　　(運輸機為一般機器，速度不高，選用8級精度（GB10095-88）。</p><

27、p>　　(由表10-1選擇小齒輪材料40Cr(調質)，硬度為280HBS；大齒輪</p><p>　　材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 </p><p>　?、苓x小齒輪齒數為 Z1=20， 大齒輪齒數為 Z2= 20×4.35=87。</p><p>　　（2） 按齒面接觸強度設計齒輪。</p>

28、<p>　?、儆稍O計計算公式d≥2.32×｛Kt·T1·Ze²·(u+1)/?d·[σH]²·u} ,確定有</p><p><b>　　關參數。 </b></p><p>　　(載荷系數Kt=1.3 ； 小齒輪的轉矩T1=70431.25N·mm ；</p&g

29、t;<p>　　齒寬系數?d=1 ； Ze=189.8MPa；u=4 </p><p>　　(②由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa , </p><p>　　大齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim2=550MPa 。 </p><

30、p>　　(③由式10-13計算應力循環(huán)次數：</p><p>　　N1=60· n1· j·Lh=60×320×1×(2×8×300×10)=9.216×</p><p>　　N2=N1 / I齒=9.216×÷4.35=2.1186×</p>

31、<p>　?、苡嬎憬佑|疲勞許用應力：</p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.90，KHN2=0.95 ; </p><p>　　取失效概率1%，安全系數S=1 ，由式（10-12）得 </p><p>　　[σH]1=KHN1 · σHlim1 / S=540MPa

32、 </p><p>　　[σH]2=KHN2 · σHlim2 / S=522.5MPa </p><p><b>　?。?） 計算：</b></p><p>　　計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入[σH]中較小的值。 </p><p>　　d1t

33、≥2.32×｛1.3×70431.25×5×189.8²÷1÷4÷522.5²}= 57.036mm </p><p>　　許用接觸應力σH=（540+522.5）/2=531.25MPa </p><p>　　計算圓周速度V。 &l

34、t;/p><p>　　V= π·d1t·n1/600×1000 = 0.955m/s</p><p>　　④計算齒寬b及齒寬與齒高之比b/h 。 </p><p>　　b = ?d · d1t = 1×57.036mm =57.036mm </p><p>　　模數m1=d1t /Z

35、1=57.036÷20=2.85mm </p><p>　　齒高h =2.25m1=2.25×2085=6.41 </p><p>　　b／h = 57.036 ÷ 6.41 = 8.90 </p><p><b>　　⑤計算載荷系數。</b></p>&l

36、t;p>　　根據V= 0.955m/s，8級精度。由圖10-8查得動載系數KV=1.1， </p><p>　　查表10-3可知斜齒輪KHα =KFα=1 ；由表10-2查得使用系數KA=1； 用插值法查得8級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，由表10-4 KHβ =1.348 ，由圖10-13查的 KFβ=1.42 </p><p>　　故載荷系數K=KAKVKHαKHβ=1

37、15;1.1×1×1.348=1.483</p><p>　?、薨磳嶋H的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)</p><p>　　d1=d1t(K/Kt）=57.036×(1.438÷1.3)=59.60mm </p><p><b>　?、哂嬎隳怠?lt;/b></p>&l

38、t;p>　　m=d1/Z1=59.60÷20=2.98mm </p><p>　?。ㄋ模┌磸澢鷱姸刃：溯嘄X。</p><p>　　齒根彎曲強度的設計公式m≥｛2KT1/?dZ1²（YFaYsa/[σf]）}</p><p>　　①確定公式內的各計算數值：

39、 </p><p>　　由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE1=500MPa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE2=380MPa 。 ,</p><p>　　由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.84，KFN2=0.845。 </p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力：

40、 </p><p>　　[σF]1取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式10-12得 </p><p>　　[σF]1=KFN1σFE1/S=0.84×500÷1.4=300MPa</p><p>　　[σF]2=KFN2σFE2/S=0.845×380÷1.4=229.36MPa

41、 </p><p><b>　　計算載荷系數</b></p><p>　　K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1.42=1.562</p><p>　　由表10-5查得齒形系數YFa1=2.80,YFa2=2.206。</p><p>　　由表10-5查得應力校正系數Ysa1=1.5

42、5,Ysa2=1.777。</p><p>　　計算大小齒輪的YFaYsa/ [σF]并加以比較：</p><p>　　YFa1Ysa1 / [σF]1 =2.80×1.55÷300 =0.01447 </p><p>　　YFa2Ysa2 / [σF]2 =2.206×1.777÷229.36 =0.01709</p

43、><p>　?、谠O計計算m≥｛2×1.562×70431.25×0.01709÷20²} =2.11mm</p><p>　　可取由彎曲強度算得的模數2.11 </p><p>　　并就近圓整為標準值 m=2.5mm</p><p>　　按接觸強度算得的分度圓直徑d1=59.60mm,計算應

44、有的齒數。 </p><p>　　算出小齒輪齒數Z1=d1/m=59.60÷2.5≈24 取 Z1=24</p><p>　　大齒輪齒數Z2=4.35Z1=4.35×24=105 取 Z2=105</p><p><b>　?、蹘缀纬叽缬嬎悖?lt;/b></p><p>　　1.計算分

45、度圓直徑 d1=Z1m=24×2.5=60mm </p><p>　　d2=Z2m=105×2.5=262.5mm </p><p>　　2.計算中心距 a=（d1+d2）/2=（262.5+60）÷2=161.25mm 。</p><p>　　按圓取整后的中心距修正螺旋角

46、</p><p>　　β=arccos（Z1+Z2)m/2a=arccos0.969=14°18'</p><p>　　由于角度相差不大，故參數不必修正</p><p>　　計算齒輪寬度 b=?d·d1=1×60=60mm </p><p>　　圓整后取B2=60

47、mm，B1=65mm </p><p>　　㈤齒輪幾何尺寸的確定 ;</p><p>　　齒頂圓直徑 由《機械零件設計手冊》得 ha =1 c= 0.25</p><p>　　齒距 P = 2×3.14=6.28(mm)</p><p>　　齒根高 </p><p&g

48、t;　　齒頂高 </p><p><b>　　齒根圓直徑</b></p><p>　　㈥齒輪的結構設計 ：</p><p>　　小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：</p><p>　　軸孔直徑 ＝d1 =60</p><p>　

49、　輪轂直徑 D=1.6=1.6×60=96</p><p>　　輪轂長度 </p><p>　　輪緣厚度 δ0 = (3～4)m =7.5～10(mm) 取 =10</p><p>　　輪緣內徑 =-2h-2=267.5-2×5.425-2×10＝236.65mm </p>

50、;<p><b>　　取=237mm</b></p><p>　　腹板厚度 c=0.3=0.3×60=18 取c=20(mm)</p><p>　　腹板中心孔直徑 =0.5(+)=0.5(237+96)=166.5(mm)</p><p>　　腹板孔直徑 =0.25（-）=0.25（237

51、-96）=35.25(mm) 取40mm</p><p>　　齒輪倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25 取2</p><p>　　齒輪工作如圖2所示：</p><p>　　第五章 軸的設計計算</p><p>　　5.1 軸的材料和熱處理的選擇</p><p>　　由《機械零件設計手冊》中的圖表查得

52、</p><p>　　低速軸的材料選40號鋼，調質處理，HB217～255</p><p>　　=650MPa =360MPa =280MPa</p><p>　　5.2 軸幾何尺寸的設計計算</p><p><b>　　初始數據</b></p><p>　　轉速：N0=960r/min

53、 N1=320r/min</p><p>　　N2=73.56r/min N3=73.56r/min</p><p>　　功率：P0=2.51kw P1=2.36kw</p><p>　　P2=2.43kw P3=2.46kw</p><p>　　轉速:T0=24969.27N.mm

54、 T1=70431.25N.mm </p><p>　　T2=315477.16N.mm T3=319371.94N.mm </p><p>　　5.3 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑 </p><p>　　主動軸=c=110=21.41 mm

55、 </p><p>　　從動軸=c=112=35.94 mm</p><p>　　考慮鍵槽=21.41×1.05= 22.48mm </p><p>　　考慮鍵槽=35.94×1.05= 37.74mm </p><p><b>　　選取標準直徑=24</b></p>&l

56、t;p>　　選取標準直徑=40 </p><p>　?、甯咚佥SⅠ的工作簡圖如下：</p><p><b>　　首先確定各段直徑：</b></p><p>　　A段：d1＝24mm，由最小直徑算出 。</p><p>　　B段：d2＝35mm，根據氈圈油封標準，選擇軸徑長度35mm 。</p><

57、;p>　　C段：d3＝40mm，與軸承（深溝球軸承6008）配合，取軸承內徑 。</p><p>　　D段：d4＝44mm，設計非定位軸肩取軸肩高度h＝2mm，高速軸內徑為44mm。</p><p>　　E段：d5＝56mm,設計定位軸肩高度為h＝6mm 。</p><p>　　F段：d6＝40mm，與軸承（深溝球軸承6008）配合，取軸承內徑 。</p

58、><p><b>　　確定各段軸的長度：</b></p><p>　　A段：L1＝1.8×24＝43.2mm，圓整取45mm 。</p><p>　　B段：L2＝58mm，考慮軸承蓋與其螺栓長度后圓整取58mm ，</p><p>　　C段：L3＝65.5mm，與軸承（深溝球軸承6008）（倆個）配合，加上甩油

59、環(huán)長度以及內箱壁至軸承端面距離 。</p><p>　　D段：L4＝58mm，由高速軸齒輪齒寬B1＝60mm及其間隙距離4mm確定 。</p><p>　　E段：L5＝9.5mm，由齒輪端面距箱體內壁的距離以及甩油環(huán)超出內壁的距離確定 。</p><p>　　F段：L6＝45mm，由甩油環(huán)的寬度和深溝球軸承的長度確定 。</p><p>　

60、　軸的總長度L＝281mm 。</p><p>　?。ǘ┑退佥S的工作簡圖如下：</p><p>　　聯軸器的計算轉矩Tca＝1.3×315477.16n·mm＝4310120.31N·mm，按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊選用HL4型彈性柱銷聯軸器，其工程師轉矩為1.25×10N·mm，選擇聯軸器的軸孔直徑d＝48mm，軸孔

61、長度Y型112mm。</p><p>　　確定各段軸的直徑 ：</p><p>　　A段：d1＝40mm，與彈性柱銷聯軸器配合 。</p><p>　　B段：d2＝55mm，設定定位軸肩高度h＝3.5mm，根據油封標準，選擇軸徑為55mm 。</p><p>　　C段：d3＝60mm，與軸承（深溝球軸承6012）配合，取軸承內徑 。</

62、p><p>　　D段：d4＝66mm，設定定位軸肩高度3mm，低速軸內徑為66mm。</p><p>　　E段：d5＝78mm，設定定位軸肩高度6mm 。</p><p>　　F段：d6＝60mm，與軸承（深溝球軸承6012）配合，取軸承內徑 。</p><p><b>　　確定各段軸的長度：</b></p>

63、<p>　　A段：L1＝112mm，根據彈性柱銷聯軸器HL4的軸孔長度Y型112mm.</p><p>　　B段：L2＝58mm，考慮軸承端蓋螺栓與聯軸器不發(fā)生干涉 。</p><p>　　C段：L3＝46mm，與軸承（深溝球軸承6012）配合，考慮甩油環(huán)長度，</p><p>　　以及內箱壁至軸承座端面距離。</p><p>　　

64、D段：L4＝58mm，根據齒輪軸上齒輪的寬度B2＝60mm以及間隙距離4mm 。</p><p>　　E段：L5＝12mm，由齒輪端面距箱體內壁的距離以及甩油環(huán)超出內壁的距離確定 。</p><p>　　F段：L6＝30mm，考慮軸承長度18mm與甩油環(huán)的高度 。</p><p>　　5.4 軸的校核計算 ：</p><p>　?、俑咚佥S的受

65、力如下圖</p><p><b>　　齒輪上的分力</b></p><p>　　Ft1＝2T1／d1＝2×70431.25÷60＝2347.71N</p><p>　　Fτ1＝Ft1·tan20°＝2347.71×0.364＝854.56N</p><p>　　V帶上的壓

66、軸力Fp＝915N</p><p>　　經分析該結構為超靜定問題，為了便于分析，先取內側的軸承對分析，如果其符合要求，則再加上外側的軸承對，軸一定滿足要求 。</p><p>　　L1＝105.5mm ， L2＝67.5mm， L3＝67.5mm</p><p><b>　　由材料力學知識得</b></p><p

67、>　　在水平面上 由ΣFH＝0得 ，FNH1＋FNH2＝FP＋Fτ1</p><p>　　對C點求矩 FP（L1＋L2）－FNH1L2＋FNH2L3＝0</p><p>　　彎矩 MH1＝FPL1 ，MH2＝FNH2L3 </p><p>　　在垂直方向上（V面) </p><p>　　由ΣFv＝0得 ，FNv

68、1＋FNv2＝Fτ1</p><p>　　對C點求矩 －FNV1L2＋FNV2L3＝0</p><p>　　彎矩 Mv1＝Mv2＝FNV1L3</p><p>　　在垂直方向上（V面) </p><p>　　由ΣFv＝0得 ，FNv1＋FNv2＝Fτ1</p><p>　　對C點求矩 －

69、FNV1L2＋FNV2L3＝0</p><p>　　彎矩 Mv1＝Mv2＝FNV1L3</p><p>　　解得： 水平支反力</p><p>　　FNH1＝2846.7N ， FNH2＝－269.9N</p><p>　　MH1＝128288N·mm , MH2＝18218N·mm</p&

70、gt;<p><b>　　垂直支反力 ：</b></p><p>　　FNV1 ＝ FNv ＝ 1869.38N</p><p>　　Mv1 ＝ Mv2 ＝ 126183N·mm</p><p>　　合成彎矩： MB＝179944N·mm， MC＝127491N·mm</p><p

71、>　　所以B截面為危險截面</p><p>　　按彎矩合成應力校核軸的強度，取α＝0.6</p><p>　　σca＝﹛MB＋﹙αT1)﹜÷W</p><p>　?。僵x179944＋(0.6×70431.25)﹜／0.1×40＝28.88MPa</p><p>　　高速軸的材料為40Cr，由表15-1差得[

72、σ-1]＝70MPa</p><p>　　由σca＜[σ-1] 可知，該軸符合強度條件 。</p><p>　?、诘退佥S的受力如下圖</p><p><b>　　齒輪上的分力</b></p><p>　　Ft2＝2T2／d2＝2×315477.16÷262.5N＝2403.63N</p>

73、<p>　　Fτ2＝Ft2·tan20°＝2403.63×0.364N＝874.92N</p><p>　　L1＝69mm ， L2＝69mm， </p><p><b>　　由材料力學知識得</b></p><p>　　在水平面上 由ΣFH＝0得 ，FNH3＋FNH4＝Fτ2</p&

74、gt;<p>　　對C點求矩 －FNH3L1＋FNH4L2＝0</p><p>　　彎矩 MH3＝MH4＝FNH3L1 </p><p>　　在垂直方向上（V面) </p><p>　　由ΣFv＝0得 ，FNv3＋FNv4＝Ft2</p><p>　　對C點求矩 －FNV1L1＋FNV2L2＝0</

75、p><p>　　彎矩 Mv1＝Mv2＝FNV3L1</p><p>　　解得： 水平支反力</p><p>　　FNH13＝556N ， FNH4＝556N</p><p>　　MH3＝38364N·mm , MH4＝38364N·mm</p><p><b>　　垂

76、直支反力 ：</b></p><p>　　FNV3 ＝ FNv4 ＝ 1527N</p><p>　　Mv3 ＝ Mv4＝ 105363N·mm</p><p><b>　　合成彎矩：</b></p><p>　　MC＝164388N·mm</p><p>　　所以

77、C截面為危險截面</p><p>　　按彎矩合成應力校核軸的強度，取α＝0.6</p><p>　　σca＝﹛Mc＋﹙αT2)﹜÷W</p><p>　?。僵x164388＋(0.6×315477.16)﹜／0.1×66＝8.72MPa</p><p>　　低速軸的材料為45鋼，由表15-1查得[σ-1]＝60MP

78、a</p><p>　　由σca＜[σ-1] 可知，該軸符合強度條件 。</p><p><b>　　低速軸的受力如下圖</b></p><p>　　六、 軸承、鍵和聯軸器的選擇。</p><p>　　6.1 軸承的選擇及校核。</p><p>　　1. 高速軸承兩對，選擇型號為6008深溝球軸承

79、。經分析，易得靠近V帶輪的兩個軸承最先失效，為了便于計算，把FNV1，FNH1均等作用在靠近V帶的兩個軸承上。</p><p>　?、儆嬎憧拷黇帶的兩個軸承上的近似徑向載荷：</p><p>　　Fr＝﹛﹙FNH1／2﹚²＋﹙FNV1／2﹚²﹜½＝1694.45N</p><p>　?、谟嬎爿S承當量載荷，取載荷系數fF＝1.2，軸向載荷

80、理論上為0，故Fa／Fr＜e，查表13-5得x＝1,y＝0</p><p>　　則 p＝fF﹙xFr＋yFa﹚＝2033.34N</p><p>　　查參考書可知6008深溝球軸承的基本額定負載CT＝17KN﹙動載荷﹚，</p><p>　　Cσr＝11.8KN﹙靜載荷﹚</p><p>　　所以C＝CT＝1.7×10N<

81、/p><p><b>　　③校核軸承壽命 ：</b></p><p>　　Lk＝10﹙C÷P﹚÷60 ÷N1 h ＝10×﹙17000÷2033.34﹚÷60 ÷320 h</p><p>　?。?0438 h≈10.6年</p><p>　　按一年360

82、個工作日，每天單班制﹙8小時／天﹚，壽命10年，故所選軸承適用 。</p><p>　　2.低速軸軸承，選擇型號為6012深溝球軸承 。</p><p>　?、儆嬎爿S承的徑向載荷：</p><p>　　Fr3＝﹛﹙FNH3／2﹚²＋﹙FNV3／2﹚²﹜½＝812.54N</p><p>　　Fr4＝﹛﹙FNH4／

83、2﹚²＋﹙FNV4／2﹚²﹜½＝812.54N</p><p>　　②計算軸承3、4的當量載荷，取載荷系數fF＝1.2，軸向載荷理論上為0，故Fa／Fr＜e，查表13-5得x3＝1,y3＝0 ；x4＝1,y4＝0</p><p>　　則 p3＝fF﹙X3Fr3＋Y3Fa3﹚＝975.05N</p><p>　　P4＝fF﹙X4Fr4

84、＋Y4Fa4﹚＝975.05N</p><p>　　所以取P＝p3＝P4＝975.05N</p><p><b>　?、坌：溯S承壽命 ：</b></p><p>　　Lk＝10﹙C÷P﹚÷60 ÷N2 h ＝10×﹙31500÷975.05﹚÷60 ÷320 h</p&

85、gt;<p>　?。?75610h≈30年</p><p>　　按一年360個工作日，每天單班制﹙8小時／天﹚，壽命10年，故所選軸承適用 。</p><p>　　6.2 鍵鏈接的選擇及校核計算。</p><p>　　高速軸上與帶輪相連處鍵的校核 ：</p><p>　　鍵b×h×l＝8×7

86、5;40[圓頭普通平鍵]﹙A型﹚ 單鍵，鍵聯接的組成零件均為鋼，由表6-2查得許用擠壓力[σp]＝100－120MPa，取平均值</p><p>　　[σp]＝110MPa。鍵的工作長度l＝L－b＝40－8＝32mm，鍵與輪鍵槽的接觸高度K＝0.5h＝3.5mm，由式6-1可得</p><p>　　σp＝2T1／lkd＝2×134595÷3.5÷32÷

87、;28＝85.84MPa＜110MPa</p><p><b>　　滿足設計要求</b></p><p>　　高速軸上與小齒輪相連處鍵的校核 ：</p><p>　　鍵b×h×l＝14×9×65[圓頭普通平鍵]﹙A型﹚ 單鍵，鍵聯接的組成零件均為鋼，[σp]＝110MPa 。</p><

88、;p>　　σp＝2T1／lkd＝2×134595÷4.5÷51÷44＝26.66MPa＜110MPa</p><p><b>　　滿足設計要求</b></p><p>　　低速軸上與聯軸器相連處鍵的校核 ：</p><p>　　鍵b×h×l＝14×9×100[

89、圓頭普通平鍵]﹙A型﹚ 單鍵，鍵聯接的組成零件均為鋼，[σp]＝110MPa 。</p><p>　　σp＝2T2／lkd＝2×517621÷4.5÷86÷48＝55.73MPa＜110MPa</p><p><b>　　滿足設計要求</b></p><p>　　4.低速軸上與大齒輪相連處鍵的校核 ：&l

90、t;/p><p>　　鍵b×h×l＝20×12×56[圓頭普通平鍵]﹙A型﹚ 單鍵，鍵聯接的組成零件均為鋼，[σp]＝110MPa 。</p><p>　　σp＝2T2／lkd＝2×517621÷6÷56÷66＝46.68MPa＜110MPa</p><p><b>　　滿足設計要

91、求</b></p><p>　　6.3 聯軸器的選擇。</p><p>　　選擇HL4 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為1.25×10N·mm ，具體計算在低速軸的設計中已經說明， 顯然滿足要求。</p><p>　　七 、減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算。</p><p>　　7.1

92、 鑄件減速器機體結構尺寸計算表</p><p>　　7.2減速器附件的選擇，在草圖設計中選擇 。</p><p>　　包括： 軸承蓋， 窺視孔，視孔蓋，油標，吊耳，吊鉤，放油孔，螺塞，封油墊，氈圈，甩油環(huán)等 。</p><p>　　7.3潤滑與密封（潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇）。</p><p>　　減速器內傳動零件采用浸油潤滑，減