單級帶傳動減速器

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1、 23 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第一組：設(shè)計V帶一一單級圓柱減速器 （1） 工作條件：1、使用年限8年，工作為二班工作制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán) 境清潔。 2、檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。 3、動力來源：電力三相交流： V=380/220V。 4、 ’運輸帶速度允許誤差：5% 5、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 （2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1700N帶速V=s； 滾筒直徑D=350mm F=1700N V=s D=350mm （3） 帶式傳動方案示意圖 III m 乂 X

2、 f 1 二、電動機選擇 1、 電動機類型的選擇：丫系列三相異步電動機 2、 電動機功率選擇： 1＞工作機所需要的有效功率為 Pw=FV/1000=1700X 1000= FW = 2＞為了計算電動機的所需要功率 P，先要確定從電動機到工作機之間的總功率n。 設(shè)n 1、n 2、n 3、n 4、n 5、n 6分別為帶輪、齒輪傳動軸承、圓柱齒輪傳動（設(shè)齒輪精 度為8級）、彈性聯(lián)軸器、滾動軸承、滾筒。由資料書表 2-2查得n 1 =、n 2 =、n 3=、 n 4=，n 5=、n 6=。 傳動裝置的總功率： 2 Fd =

3、 葉總=n 1 Xn 4Xn 2Xn 3Xn 5Xn 6 = xxxxx = 3＞電動機所需要功率為Pd = Pw / n == 由文獻［2］選取電動機的額定功率為4kw。 3、 確定電動機轉(zhuǎn)速： n 筒=r/min 選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min和1000 r/min兩種。 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n 筒=60X 1000V/ n D=6CX 1000XnX 350=min 4、確定電動機型號 根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查文獻［2］可知，電動機型號為丫112M-4、丫160M1-8 和Y132M1-6根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和 2滾筒轉(zhuǎn)速N/可算出總傳動比。將這兩

4、種電動的 數(shù)據(jù)和總傳動比列于下表： n總= FW= Fd = 方 案號 電動 機型號 額 定功率 同 步轉(zhuǎn)速 滿 載轉(zhuǎn)速 總 傳動比 堵轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩 最 大轉(zhuǎn)矩 1 Y112 M-4 4K W 15 00r/ri n 14 40 r/rin 2 Y132 M1-6 4K W 10 00r/ri n 96 0 r/rin 3 Y160 M1-8 4K W 75 0r/rin 71 5r/rin i總= i 1=3 電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比 n

5、電機=960 r/mi n i =320r/min nH = r/min n iii = r/min P=(KW) 根據(jù)以上選用的電動機類型，雖然方案 1電動機轉(zhuǎn)速高價格低，但總傳動比比較大， 為了能合理的分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案 2,即型號為丫132M1-6 的電動機。 三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、 總傳動比：i總=n電機/n筒=960/= 2、 分配各級偉動比 Pi =(KW) （1） 據(jù)文獻［2］P7表1,取帶輪i 1=3 （單級減速器i=3~5合理） Piii = (KW （2） 減速器的總傳動比為i 2=i總/i 1=3= 四

6、、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min ） n i = n 電機/i 1=960/3=320 （ r/min ） m =n/i 2=320/= （ r/min ） niii =nn = （ r/min ） 2、 計算各軸的功率（KVy P=Pd n 1=X =（KW） Pi =P Xn aXn 2= XX =（KW） Pii =Pi Xn 4 Xn 2= xx = （KW 3、 計算各軸扭矩（n ? m Td=9550 Pd/ n m=9550X 960= （ N ? m） Ka= P=4 KW T I =9550 Pi/ n I =9550 X 32

7、0= （ N ? m） Ti =9550 Pii / n ii =9550X =（n - m Tii =9550 Piii / n iii =9550X =(N - m) 五、傳動零件的設(shè)計計算 n 電機=960 r/mi dd1=100mm i 1=3 d2 =300mm ao=610mm A、皮帶輪傳動的設(shè)計計算 (1)確定計算功率Pea 由文獻［1］表8-7查得工作情況系數(shù) K= 故 Pea = KP = X 4 = (2) 選擇普通V帶截型 根據(jù)Pc和ni,由文獻［1］圖8-10得：選用A型V帶 (3) 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 1)初選小帶輪的

8、基準直徑dd1。由課本表13-9，取小帶輪基準直徑dd1=100mm 2) 驗算帶速V d1n v w 3.14x100x960/60x1000 5.024m/s 60x1000 因為5m

9、w aoW 2(dd1+dd2) 0. 7(100+315) w aw2X (100+315) 所以初定中心距為a=610mm 2) 由文獻［1］式(8-22 )得： 2 Ldo=2a+ / 2(d d1+dd2)+(d d2-d d1)/4a 0 2 =2 X 610+(100+300)+(300-100) /4 X 6100 1864mm 根據(jù)課本表13-2取Ld=2000mm 3) 根據(jù)課本式(13-6)計算實際中心距： a~ ao+ ( Ld-L d)/2=610+(2000-1864)/2 F0= Ka= K.= △ Po= PCa = 678mm

10、 (5) 驗算小帶輪包角 a 1=180 - (dd2-d d1) /a X =180 0- (300-100) /678 X "(適用) (6) 確定帶的根數(shù) 1)計算單根V帶的額定功率Poo 由dd1=100mm和n電機=960r/min,查文課本表13-3得R= 根據(jù)n電機=960r/min, i 1=3和A型帶，查課本表13-5得 △ Po=o 查課本表13-7得Ka=,查課本表13-2得心=。故 Pr = ( P 0+ Po) ? ka ? kL=+XX = 2) 計算V帶的根數(shù)乙 Z=pta* p「=* =故取 5 根。 (7) 計算單根V帶的初拉力的最小

11、值(Fo) min 由文獻[1]表8-3的A帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以 2 (F) min =500 x p ca/k zv+qv =500X()xx 5x +x 應該使帶的實際初拉力F>(F)min。 (8) 壓軸力的最小值為 (Fp) min=2Z (F )min sin( 1/2) =2x5xx sin(163 0/2) =1540N (9) 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 L=~2)d s 鑄鐵帶輪HT150 D> 300mm采用輪輻式帶輪 B減速器內(nèi)部傳動零件的設(shè)計(齒輪設(shè)計) 1、 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) (1) 選用斜齒圓柱齒輪 (2)

12、運輸機為一般工作機器，速度并不高，故選級精度 (3) 材料選擇，齒輪屬于閉式齒輪，減速器功率不大，所以選擇軟齒面。選小齒輪 材料為40Cr (調(diào)質(zhì))，硬度位260HBS大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為230HBS二者 的硬度差為30HBS (4) 選小齒輪齒數(shù) 乙=18，大齒輪齒數(shù) 乙==取乙=82。 2、 按齒面接觸強度計算 d 1t > [2KE(u 1) ( Z hZe)2/ d a u ( H )2]1/3 (1)確定公式內(nèi)的各計算值 1) 試選載荷系數(shù)K=。課本表11-3 2) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 T1=x 105x P1/n 1=x 105x 320 =x

13、104N ? mm 3) 由課本表11-6選取尺寬系數(shù) d=。 4) 由課本表11-4查知材料的彈性影響系數(shù)Ze=1/2 5) 由課本圖可選取區(qū)域系數(shù)ZH=。 6) 由課本表11-1按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 v 5.024m/s Z=5 P1 = N =320r/mi I 2 = T1=x 104N ? mi Hlim1=720MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim2=620MPa由課本表11-1查得 小齒輪的彎曲疲勞極限 FE1 =600Mpa大齒輪的彎曲疲勞極限 FE2 =460Mpa ③?計算彎曲疲勞許用應力。 ZH= d= [H ]

14、1= h limi/ S h =720/=650MPa 1/2 ZE= Kt = 取彎曲疲勞安全系數(shù)&=, 5=由課本表11-5得 [h ] 2= h lim2 / S h =620/=564MPa f] 1 = FE1 / S f =600/=480Mpa d1t = [ f ] 2 = fe 2 / S f =460/=368 Mpa ⑵計算。 1)試算小齒輪分度圓直徑dh,由計算公式得 m= Z1=30 乙=111 b2=70mm b1=75mm d1=75mm d2=228mm a=152mm d1t>[2KtT1(u+1) ( Z hZ

15、e)2/ d a u ( H)]1/3 =[2 x(x 105)x +1/ X 564)2] 1/3 2) 計算齒寬b齒數(shù)Z中心距a及模數(shù)m 小齒輪齒數(shù)取 乙=30, 課本要求 乙>17.則Z=x 30=111 模數(shù) m=d/ Z 1=30= 齒寬 b= d d 1=x =貝U b2=70mm, b=75mm 按表 4-1 取 m=實際 d1= Z1m=3x =75mm d2= Z2m=x 111=228mm 中心距 a= (d1 +d2)/2= (75+228) /2=152mm 3) 驗算輪齒的彎曲強度 由課本圖得 YFa1= , Y Fa2 = 丫 Sa1=,Y S

16、a2= [F] 1=2KT YFa1 Ysai/bm2 Zp2xxx 104xx (70 x 30 x =88MPa < 480 Mpa [F] 2=[ F] 1YFa2 Ysa2 “Fa1 Ysa1=88xxx =84MP系368MPa 4) 計算圓周速度。 V= n dit m/60 x 1000= nx 75 x 320/60 x 1000m/s=s V=s 對照表11-2可知選用9級精度是合理的。 5) 齒輪的主要集合尺寸 分度圓直徑 d 1=75mm d 2=228mm 基圓直徑 d b1= d 1COS a =75x COS20= db2= d 2COS a =

17、228x cos20= 齒距 p 1 =p 2= m=x = 中心距 a=152mm * 1齒頂咼 h a1= h a2= h a m= X = 齒根高 h f1 = h 12= (ha +c ) m =x = 六、軸的設(shè)計計算 A輸入軸的設(shè)計計算 1.已知傳遞的功率 p1 =,轉(zhuǎn)速n1 =320r/min , 轉(zhuǎn)矩T| = ? m標準直齒輪的法向壓力角 n=200。 3. 求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑為d〔=75mm 而 Ft 2Tl =2X 75N= di F r= Ft X tan a = X tan20 0 = 圓周力Ft，徑向力Fr及軸向

18、力Fa的方向如圖（6-1）所示 Mh Fr Fnye Ms M T T Mh —■nrnTTlTrn z1 =21 Z2 =95 a =180mm 圖（6-1）小軸的載荷分析圖 B =14 50 6 4. 初步確定軸的最小直徑。 mn =3 先按課本表（14-1 ）選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為241~286HBS根 據(jù)課本表14-2，取C=102于是得 102 3 3.04kw 320 mm= d1 =68.17mm d2=294.82m『 考慮有鍵槽，因該增大直徑。d=x (1+= 輸入軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪處的直

19、徑 帶輪的轂長取L1=50mrn di-“，圓整取di-n =25mm根據(jù)資料皮 圖(6-2 )小軸的結(jié)構(gòu)分析圖 5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1)擬定軸上零件的裝配方案 由于是單級減速器，將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，因為齒輪的齒根 圓到鍵槽底部的距離ev 2mt,因此采用齒輪軸。兩軸承都以軸肩和擋油盤定位。擋油盤、 右軸承、軸承端蓋依次從右面裝入，左端依次裝擋油盤、軸承、左端蓋、皮帶輪。 (2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1 ).為了滿足皮帶輪的軸向定位要求，i -n需制出一軸肩，故取n -川段的直徑 dn-皿=35mm右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋

20、圈直徑 D=32mm皮帶輪與軸配 合的轂孔長度L1=50mm為了保證軸端擋圈只壓在皮帶輪上而不壓在軸的端面上，故I - n軸段的長度應比L1略短一些，先取Li - n =48mm 2).初步選擇滾動軸承。因軸向力不大，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) dn-皿=35mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度等級的單列深溝球軸承 6208，其尺寸為dx DX B=40mm 80mrK 18mm故-皿=dm-iv =40mm又因用擋油盤(根據(jù)需 要取尺寸)定位，所以 Lv-皿=(18+9) mm=27mmL v-皿=27mm, Lm- v =41。 左端滾動軸承采用擋油盤進

21、行軸向定位。由資料查得 6208型軸承的定位擋油盤厚度 S=(da-d)/2=(52-45)/2mm=,又取 D擋油盤=20mm 3 ).這是齒輪軸，齒輪的分度圓直徑為d[=75mm齒輪輪轂的寬度b1=75mm因為齒 輪的寬度比軸長 3mm所以L v- v =72mm dv - v =45取齒輪的右軸段即V - W的直徑Dv - w =55mn和長度 Lv- w =14mm B1 =70mm B2 =65mm p1 = n1=320r/min T1 = ? m n=200

22、 4 ).軸承端蓋的總寬度為38mm根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的 要求，取端蓋的外面與皮帶輪的右端面間的距離 l=27mm故Ln-山=65mm 5 ).取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 a=15mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承 位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=9mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3)軸上零件的周向定位 皮帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 d 由資料查得平鍵截面 bx h=8mm x 7mm鍵槽

23、用鍵槽銑刀加工，長為40mm同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性， 故 選擇帶輪輪轂與軸的配合為 H7。齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按 dw- v由資料 n6 H 7 n6 查得平鍵截面bx h=14mrX 9mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為66mm同時為了保證齒輪與軸 配合有良好的對中性，故選擇帶輪輪轂與軸的配合為 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考文獻得，取軸的左端倒角為，軸的右端倒角為1.6mm軸肩的圓角半徑均取。 6. 求軸上的載荷 d =28mm 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊 中查取圖示中的a值。對于6208型深溝球軸

24、承。由手冊中查得 a=8.5mm因此，作為簡支 梁的軸的支承跨距L=136mmJ_i=98mm根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩、扭矩圖和計算彎 矩圖。 L1=50mm 從軸的結(jié)構(gòu)圖(6-2 )和計算彎矩圖(6-1 )中可以看出截面C處的計算彎矩最大, 是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面 C處的MH、MV、M及Mca的值列于表中。 垂直支座反力F 1V=Fr/2= 1/3 1/3 > c(P3/n 3) =115 = 載 荷 水平面H 垂直面 V 支 F NH1 = F NH 2 = Fnv1 = 反力F FNV2 = 彎 M h =? mm M V1

25、= 109859N ? mm 矩M M V2 = ? mm  總 彎矩M M1 =MV1= 95869N ? mm t 2 2 M2 = M H MV2 = ? mm 扭矩 T=84398N? mm T 7. 按彎矩合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面 C）的強度。根據(jù) 文獻［1］式（15-5 ）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力， 取a =，軸的計算應力 ca MPa= Jm； ( T2)2 = ~~(0.6 84398)2 W 0.1 65.173 前已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，

26、調(diào)質(zhì)處理，由文獻［1］表15-1查得［1］=60 Mpa 因此ca V ［ 1］，故安全。 B.輸出軸的設(shè)計計算 1.已知傳遞的功率p =,轉(zhuǎn)速n =min，轉(zhuǎn)矩T = ? m,標準直齒輪的法向壓力角 n =200。 3.求作用在齒輪上的力 因已知小齒輪的分度圓直徑為d2=228mm 而 Ft 匚=2X 228N= d； Fr=F ttan n =x tan20 0 N= 圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖6-4所示 4. 初步確定軸的最小直徑。 先按課本初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本 3 d min C :n 3

27、 P 112 —2929 mm= 86.5r /min dn - m =32mm Li - n =48mm dn - m =32mm d皿-呱=32mm S=3.5mm D擋油盤=32mm l=27mm Ln - m =65mm a=15mm s=9mm 表14-2，取C=112于是得 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 d 。為了使所選的軸直徑d 與聯(lián)軸 器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT，根據(jù)工作機為運輸機和原動機為電動機，查課本表 13-8，故取 KA=，則: Tca = KAT =X N ? m=- m

28、 L1=97.5mm L2+L3=+ =133mm 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查文獻［2］表13-7( GB/T5014-1995)， 選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 630N - m半聯(lián)軸器的孔徑d! =40mm故取 d =40mm半聯(lián)軸器長度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L! =84mm a? 4)5『 =Q 48.5 4 ? 7,5 O LO 0 LO LD 0 IT I 99 5 圖6-3大軸的結(jié)構(gòu)與裝配圖 5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 擬定軸上零件的裝配方案 這是單級減速器，將齒輪安排在箱體

29、中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸 肩定位，右面用擋油盤軸向定位。齒輪、擋油盤、右端軸承、軸承端蓋、半聯(lián)軸器依次從 右端裝入，左端只裝擋油盤、軸承及其端蓋。 (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1 ).為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，右端需制出一軸肩，故取I -U段的直 徑 d n -皿=50mm左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取軸端擋圈直徑 D=50mm半聯(lián)軸 器與軸配合的轂孔長度L1 =84mm為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面 上，故I - U軸段的長度應比 ^略短一些，先取 Li - n =82mm T = ? m n =min 2).初步選擇

30、滾動軸承。因軸向力不大，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù) dn-皿=50mm由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取 0基本游隙組、標準精度等級的單列深溝球軸承 6211，其尺寸為dx DX B=55mm 100mrK 21mm故d皿-呱=d皿-iv =55mm又因用擋油盤(根據(jù) 需要取尺寸)定位，所以 Lm- v = (+21) mm= L vn-別=30mm 右端滾動軸承采用擋油盤進行軸向定位。由文獻查得 6211型軸承的定位擋油盤厚度 =20 S=(d a-d)/2=(64-55)/2mm=,又取 D擋油盤=50mm 3 ).取安裝齒輪處的軸段V - V的直徑dv- v =59mm齒輪的左端

31、與左軸承之間采 d2 用擋油盤定位。根據(jù)齒輪處的軸段V - V的直徑dv - v =59mm而齒輪輪轂的寬度L=70mm 為了使擋油盤端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 Lv - v =67mm齒輪的 右端采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度 h>，故取h=5mm則軸環(huán)處直徑dv - w =69mm軸環(huán) 寬度 b>,取 Lv- w =9mm dv-n =65mm Lv-n =。 4 ).軸承端蓋的總寬度為35mm根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的 要求，取端蓋的外面與皮帶輪的右端面間的距離 l=13.5mm,故Ln - m =48.5mm 5 ).取齒輪距箱體內(nèi)壁之

32、距離 a=15mm考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承 位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=9mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 (3) 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。 按dv- v由文獻［1］表6-1查得 平鍵截面bx h=16mX 10mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 60mm同時為了保證齒輪與軸配 合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H-7 ;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選 n6 H 7 用平鍵為12mX 8mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 70mm半聯(lián)軸器與軸的配合為 。滾 k6 動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，

33、此處選軸的直徑尺寸共查為 m6 (4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考文獻［1］表15-2，取軸端倒角為1.6mm左端的第一個和第二個軸肩的圓角半 徑為，其余均取R2 6. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖，作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊 中查取圖示中的a值。對于6211型深溝球軸承。由手冊中查得 a=10mm因此，作為簡支 梁的軸的支承跨距L=147mmK=10Q根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩、扭矩圖和計算彎矩 圖。 從軸的結(jié)構(gòu)圖和計算彎矩圖中可以看出截面 C處的計算彎矩最大，是軸的危險截 面?，F(xiàn)將計算出的截面 C處的MH、MV、M及Mca的值列于表中。

34、 圖6-4大軸的載荷分析圖 載 荷 水平面H 垂直面V 支 F NH1 =, FNV1=， FNV 2 = 反力F FnH2 = Lw -別=29mm 彎 矩M Mh =? mm M V1= ? mm M V2 = ? mm 總 彎矩 M1 =Jm H M^ = J82886.2652 79891.3042 = ? mm m2 =JM H M：2 =J82886.2652 (17480.323)2 = ? mm 扭 矩T T =367443N ? mm 7. 按彎矩合成應力校核軸的強度

35、 Lw - v =62mm Ln -山 Fa ca ~~( T2)2 = J115120.6032 (0.6 367443)2 W = 0.1 294.823 MPa= Fr 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即截面 B）的強度。根據(jù) 文獻［1］式（15-5 ）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力， 取a =，軸的計算應力 X= Y= Fr fp 1.2 X= Y= n 電幾=960 r/mi T?= K=4 mm 前已經(jīng)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻［1］表15-1查得［!］=60 M

36、pa。因 此ca ＜［ 1］，故安全。 七?減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，且有少量的灰塵環(huán)境，故采用通氣罩采用 M18X 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 采用箱蓋吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 選用外六角油塞及墊片 M16X 八.潤滑與密封 一、 齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度＜12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。采用浸油潤滑，低速級 齒輪浸入油高度約為12mm油高度約為十分之一大齒輪半徑，最高油面取為 55mm 二、 滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度 V〈 2m/s所以采用潤滑脂潤滑。在裝配時 將潤滑脂填入軸承座內(nèi)，每工作

37、 3-6月補充一次，每過一年，需拆裝清洗更換一次。 三、 潤滑油的選擇 選用鈣基潤滑脂2號（GB491-1991） 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。為了防止 箱體內(nèi)油進入軸承，使?jié)櫥♂屃鞒龌蜃冑|(zhì)，在軸承內(nèi)側(cè)用擋油盤油封，其油脂量不得 超過其軸承空間的2/3。因軸的v〈 10m/s且環(huán)境有灰時，可用J形密封。 九.主要尺寸及數(shù)據(jù) n I=320r/m T2= K=4 mm 箱體尺寸： 箱體壁厚 8mm 箱蓋壁厚1 8mm 箱座凸緣厚度b=12mm 箱蓋凸緣厚度d=12mm nn =min T=- M K

38、=4mm 箱座底凸緣厚度b2=20mm 地腳螺栓直徑df=M16 地腳螺栓數(shù)目n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d,=M12 聯(lián)接螺栓數(shù)目n=6 nH =min L3=50 m T=- M K=5mm 軸承端蓋螺釘直徑d3 =M8 n=4 軸承旁凸臺半徑 R=5mm 凸臺高度根據(jù)低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離L!=41mm 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離△ 仁10mm 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離厶2=15mm 箱蓋，箱座肋厚 m