同軸式二級圓柱齒輪減速器

1、機械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：學(xué) 院： 機械工程學(xué)院 專業(yè)年級： 姓 名： 班級學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 楊秋曉 二 年 月 日目 錄一、 課程設(shè)計任務(wù)書-1二、 傳動方案的擬定與分析-2三、 電動機的選擇-3四、 計算總傳動比及分配各級傳動比-4五、 動力學(xué)參數(shù)計算- 5六、 傳動零件的設(shè)計計算-6七、 軸的設(shè)計計算-9八、 滾動軸承的選擇及校核計算-12九、 鍵連接的選擇及校核計算-14十、 聯(lián)軸器的選擇及校核計算-15十一、減速器的潤滑與密封-16十二、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計-17設(shè)計小結(jié)-18參考文獻-19一、 課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 布總體置簡

2、圖2. 工作情況工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)3. 原始數(shù)據(jù)運輸機卷筒扭矩（Nm）運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）12501.4542051014. 設(shè)計內(nèi)容(1) 電動機的選擇與參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設(shè)計計算(3) 軸的設(shè)計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設(shè)計計算說明書的編寫5. 設(shè)計任務(wù)(1) 減速器總裝配圖1張（1號圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（3號圖紙）(3) 設(shè)計計算說明書一份(4) 裝配草圖一張三、電動機的選擇1.1 電動機類型的選擇電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件,選用Y系

3、列三相異步電動機。1.1 電動機功率的選擇根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為：0/(220X3.14159)=86.8112 r/min工作機所需要的有效功率為:為了計算電動機的所需功率，先要確定從電動機到工作機之間的總效率。設(shè)為彈性聯(lián)軸器效率為0.99，為齒輪傳動（8級）的效率為0.97，為滾動軸承傳動效率為0.98，為鼓輪的效率為0.97。則傳動裝置的總效率為:電動機所需的功率為:2.6/0.8419 = 3.0883 kW二級齒輪傳動比840，則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和300r/min。由機械設(shè)計手冊與實際經(jīng)驗選出電機型號Y112M-4

4、表11電動機技術(shù)數(shù)據(jù)及計算總傳動比方 案型 號額定功率(kW)轉(zhuǎn)速 (r/min)質(zhì)量Kg參考價格(元)總傳動比同步滿載12把這兩種方案進行比較，方案1電動機質(zhì)量最小，價格便宜，但是總傳動比大，傳動裝置外廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊故不可取，為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，綜合考慮兩種可選方案后，選擇方案2比較合適。選用方案2電動機型號Y112M-4，根據(jù)機械設(shè)計手冊查得電動機的主要參數(shù)如表12所示。表12 Y132S-6電動機主要參數(shù)型 號中心高Hmm軸伸mm總長Lmm1. 裝置運動及動力參數(shù)計算2.1傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比根據(jù)電動機的滿載轉(zhuǎn)速和鼓輪轉(zhuǎn)速可算出傳動裝

5、置總傳動比為：1440/86.8112=16.59 雙級圓柱齒輪減速器分配到各級傳動比為： 速級的傳動比為：=4.8193低速級的傳動比為：=/=16.59/4.8193=3.44242.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：a) 各軸的轉(zhuǎn)速計算：= =1440r/min= /=1440/4.8193=298.7986r/min=/=298.7986/3.4424=86.7995r/min=86.7995r/minb) 各軸的輸入功率計算：=3.08830.99=3.0574kW=3.05740.99X0.97=2.9360kW=2.9360 0.990.97=2.8218kW=2.82180.99

6、X0.99=2.7656kWc) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算： =955095503.0574/1440=20.2765N·m =955095502.9360/298.7986=93.8386N·m =955095502.8218/86.7995=311.1249N·m =955095502.7656/86.7995=304.2815N·m由以上數(shù)據(jù)得各軸運動及動力參數(shù)見表13。13各軸運動及動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/N.mm傳動比114403.057420.27654.81932298.79862.936093.83863.4424

7、386.79952.8218311.12491.0000486.79952.7656304.2815 六、傳動零件的設(shè)計計Ø 直齒輪傳動設(shè)計計算按低速級齒輪設(shè)計：小齒輪轉(zhuǎn)矩，小齒輪轉(zhuǎn)速，傳動比。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選8級精度（GB10095-88）由機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)則齒數(shù)比（2） 按齒面接觸強度設(shè)計按式(10-11）試算，即確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b

8、) 由圖10-20選取區(qū)域系數(shù)c) 查得，d) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩e) 由表10-7選取齒寬系數(shù)f) 由表10-5查得材料彈性影響系數(shù)g) 由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限h) 由式10-15計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：i) 由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)j) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-14)得k) 許用接觸應(yīng)力計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計算縱向重合度e) 計算載荷系數(shù)K由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù) ，8級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) ；由表1

9、0-4查得的值與直齒輪的相同，故 ；表10-3查得 ；圖10-13查得 故載荷系數(shù)： f) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計算模數(shù)（3） 按齒根彎曲強度設(shè)計由式(10-17)確定計算參數(shù)a) 計算載荷系數(shù)b) 根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) c) 計算當(dāng)量齒數(shù) d) 查取齒形系數(shù)由圖10-17查得e) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由圖10-18查得f) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 ；大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-14)得g) 計算大、小齒輪

10、的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算對比計算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取 ，則 （4） 幾何尺寸計算計算中心距 將中心距圓整為222mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度圓整后取由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪

11、的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比模數(shù)(mm)螺旋角中心距(mm)齒數(shù)齒寬(mm)直徑(mm)分度圓.齒根圓.齒頂圓旋向七、軸的設(shè)計計算Ø 軸的設(shè)計計算1. 高速軸的設(shè)計(1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）高速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）58410.56207.22(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=98.75 (3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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)表15-3，取,于是得(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬訂軸

12、上零件的裝配方案（如圖） VII2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足V帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=37mm。V帶輪與軸配合的長度L1=99mm，為了保證軸端檔圈只壓在V帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=95mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=37mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為d×D×T=40mm×90mm×25.25mm，故d-=d-=40mm

13、；而L-=24+24=48mm，L-=15mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，套筒左端高度為5mm，d-=50mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=45mm，取L-=115mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為36mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與V帶輪右端面間的距離L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位V帶輪與軸的周向定位選用平鍵10mm×8mm×80mm，V帶輪與軸的配合為H7/r6；齒輪

14、與軸的周向定位選用平鍵14mm×9mm×90mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-9535與V帶輪鍵聯(lián)接配合-6037定位軸肩-4840與滾動軸承30307配合，套筒定位-11545與小齒輪鍵聯(lián)接配合-1550定位軸環(huán)-2640與滾動軸承30307配合總長度359mm（5） 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。在確定軸承支點位置時，從手冊中查

15、取a值。對于30307型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=19.5mm。因此，軸的支撐跨距為L1=129mm， L2+L3=83.5+76.5=160mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。83.512976.5載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)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(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。Ø 中速軸的設(shè)計(1) 中速軸上的功率、

16、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）195.9710.14494.14(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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)表15-3，取,于是得(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=d-=50mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為d×

17、D×T=50mm×110mm×29.25mm，故L-=L-=29+20=49mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得30310型軸承的定位軸肩高度h=5mm，因此，左邊套筒左側(cè)和右邊套筒右側(cè)的高度為5mm。取安裝大齒輪出的軸段-的直徑d-=50mm；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=66mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取L-=110mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵18mm×11mm×90mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，

18、故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-5450與滾動軸承30309配合，套筒定位-11060與大齒輪鍵聯(lián)接配合-11065定位軸環(huán)-11560與小齒輪鍵聯(lián)接配合-5450與滾動軸承30309配合總長度433mm（5） 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。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=23mm。因此，軸的支撐跨距為L1=78.5mm， L2=217.

19、5，L3=81mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩83.5-=74.5-=227.5=（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)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(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。Ø 低速軸的設(shè)計(1) 低速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）65.769.741414.49(2) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直

20、徑為，根據(jù)式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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)表15-3，取，于是得 (4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=75mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=107mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L-=105mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=75m

21、m，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30317，其尺寸為d×D×T=85mm×180mm×44.5mm，故 d-=d-=80mm；而L-=45mm，L-=45+20=65mm。左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得30317型軸承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=97mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=95mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為115mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l-=110mm。軸

22、承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm×12mm×85mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6。齒輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為25mm×14mm×95mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-455與滾動軸

23、承30314配合-1597軸環(huán)-11090與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-6585與滾動軸承30314配合-6079與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-10574與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度400mm81.566.5（5） 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。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30314型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=36mm。因此，軸的支撐跨距為根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核

24、軸的強度根據(jù)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(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中

25、均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設(shè)計第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? ?。?/p>

26、于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由§3-1和§3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? 取；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)

27、則得故可知其安全。八、滾動軸承的選擇及校核計算Ø 軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承選用30308型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表15-7，得 ， ，（1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設(shè)計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當(dāng)量動載荷和 由機械設(shè)計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。Ø 中速軸的軸承選用30310型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械

28、設(shè)計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當(dāng)量動載荷和 由機械設(shè)計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。Ø 低速軸的軸承選用30317型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設(shè)計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當(dāng)量動載荷和 由機械設(shè)計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。九、鍵連接的選擇及校核計算由機械設(shè)計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設(shè)計

29、表6-2，?。?） V帶輪處的鍵取普通平鍵10×80GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵14×90GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵18×90GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（4） 中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵18×90GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵225×95GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵20&#

30、215;85GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度聯(lián)接擠壓強度不夠，而且相差甚遠，因此考慮采用雙鍵，相隔180°布置。則該雙鍵的工作長度為十、聯(lián)軸器的選擇及校核計算根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，查課程設(shè)計表17-4選用HL6聯(lián)軸器60×142GB5014-85，其公稱扭矩為符合要求。十一、減速器的潤滑與密封1. 窺視孔和視孔蓋查課程設(shè)計（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋， 。2. 通氣器查表9-7，選用經(jīng)一次過濾裝置的通氣冒。3. 油面指示器查表9-14，選用油標(biāo)尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。5. 起吊裝置查表

31、9-20，選用箱蓋吊耳， 箱座吊耳，6. 定位銷查表14-3，選用圓錐銷GB 117-86 A12407. 起蓋螺釘查表13-7，選用GB5782-86 M8358. 箱體的設(shè)計名稱符號尺寸箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱體凸緣厚度b、b1、b2b=15;b1=15;b2=25加強筋厚m、m1m=9;m1=9地腳螺釘直徑df21地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d116箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d211十二、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封?.檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑狀態(tài)、接觸斑點及齒側(cè)間隙，

32、還可用來注入潤滑油，故檢查孔應(yīng)開在便于觀察傳動件嚙合區(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2圖16-64所示。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M10×1.5的外六角螺塞（2

33、表7-11）。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)。4通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以免由于運轉(zhuǎn)時，箱內(nèi)油溫升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡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，可減少灰塵進入。5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。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。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)接凸緣上相距較遠處安置兩個圓柱銷，并盡量不放在對稱位置，以使箱座與箱蓋能正確定位。選擇銷 GB/T 11986 A4×30。 安全 安全安全安全