《機械設(shè)計綜合實踐螺旋運輸機傳動裝置設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設(shè)計綜合實踐螺旋運輸機傳動裝置設(shè)計（32頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設(shè)計綜合實踐設(shè)計計算說明書題目：螺旋運輸機傳動裝置設(shè)計專 業(yè)：機械設(shè)計制造班 級：機電 BG122及其自動化姓 名：黨兵兵 范志超指導(dǎo)教師： 韓穎燁I(lǐng)目目 錄錄緒緒 論論.2一、機械傳動裝置的總體設(shè)計一、機械傳動裝置的總體設(shè)計 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.二、電動機的選擇二、電動機的選擇 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.2.1 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.2.2 選擇電動機的功率.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.2.3 電動機轉(zhuǎn)速選擇 .ERROR! BO

2、OKMARK NOT DEFINED.三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.3.1 計算總傳動比.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.3.2 分配傳動裝置各級傳動比.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.四、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩四、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.五、五、V 帶傳動計算設(shè)計帶傳動計算設(shè)計.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.六、齒輪的設(shè)計計算六、齒輪的設(shè)計計算 .ERROR

3、! BOOKMARK NOT DEFINED.6.1 齒輪傳動設(shè)計準則 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.6.2 直齒 1、2 齒輪的設(shè)計.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.6.3 直齒 3、4 齒輪的設(shè)計.ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.七、軸的設(shè)計計算七、軸的設(shè)計計算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.7.1 滾動軸承的選擇與校核計算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.7.2 軸的校核 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.八、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算八

4、、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.8.1 鍵的設(shè)計和計算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.8.2 鍵的校核計算 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.九、聯(lián)軸器的選擇九、聯(lián)軸器的選擇 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.十、減速器箱體的設(shè)計十、減速器箱體的設(shè)計 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.十一、潤滑密封設(shè)計十一、潤滑密封設(shè)計 .ERROR! BOOKMARK NOT DEFINED.十二、減速器的維護與保養(yǎng)十二、減速器的維護與保養(yǎng) .ERROR!

5、 BOOKMARK NOT DEFINED.參參 考考 文文 獻獻.302機械設(shè)計綜合實踐 第 2 頁緒緒 論論一、概述一、概述螺旋輸送機在輸送形式上分為有軸螺旋輸送機和無軸螺旋輸送機兩種，在外型上分為 U 型螺旋輸送機和管式螺旋輸送機。有軸螺旋輸送機適用于無粘性的干粉物料和小顆粒物料.（例如：水泥、粉煤灰、石灰、糧等）而無軸螺旋輸送機適合輸送機由粘性的和易纏繞的物料。 （例如：污泥、生物質(zhì)、垃圾等）螺旋輸送機的工作原理是旋轉(zhuǎn)的螺旋葉片將物料推移而進行螺旋輸送機輸送，使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉(zhuǎn)的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。螺旋輸送機旋轉(zhuǎn)軸上焊的螺旋葉片，葉片的面型根

6、據(jù)輸送物料的不同有實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應(yīng)加中間吊掛軸承。二、螺旋輸送機工作原理螺旋輸送機工作原理當螺旋軸轉(zhuǎn)動時，由于物料的重力及其與槽體壁所產(chǎn)生的摩擦力，使物料只能在葉片的推送下沿著輸送機的槽底向前移動，其情況好像不能旋轉(zhuǎn)的螺母沿著旋轉(zhuǎn)的螺桿作平移運動一樣。物料在中間軸承的運移，則是依靠后面前進著的物料的推力。所以，物料在輸送機中的運送，完全是一種滑移運動。為了使螺旋軸處于較為有利的受拉狀態(tài)，一般都將驅(qū)動裝置和卸料口安放在輸送機的同一端，而把進料口盡量放在另一端的尾部附近。 旋轉(zhuǎn)的螺旋葉片將

7、物料推移而進行輸送，使物料不與螺旋輸送機葉片一起旋轉(zhuǎn)的力是物料自身重量和螺旋輸送機機殼對物料的摩擦阻力。葉片的面型根據(jù)輸送物料的不同有實體面型、帶式面型、葉片面型等型式。螺旋輸送機的螺旋軸在物料運動方向的終端有止推軸承以隨物料給螺旋的軸向反力，在機長較長時，應(yīng)加中間吊掛軸承。三、設(shè)計要求三、設(shè)計要求1、螺旋筒軸上的功率 Pw= 0.68Kw2、螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速 n= 11r/min （允許輸送帶速度誤差為5%）機械設(shè)計綜合實踐 第 3 頁3、工作情況 三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；4、使用折舊期 10 年；5、工作環(huán)境 室外，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35；6、動力來源 電力，三相交流，電壓

8、 380/220V；7、檢修間隔期 三年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；8、制造條件及生產(chǎn)批量 一般機械廠制造，單件生產(chǎn)。四、設(shè)計方案四、設(shè)計方案1.方案構(gòu)思：根據(jù)要求，初選三種方案如下：方案一：圖 1.1 V 帶傳動和圓柱齒輪傳動方案二：機械設(shè)計綜合實踐 第 4 頁 圖 1.2 鏈傳動和圓柱齒輪傳動2.傳動方案的確定：比較上述方案，在方案一中，此方案為:結(jié)構(gòu)簡單,適用于兩軸中心距較大的傳動場合;傳動平穩(wěn)無噪聲,能緩沖、吸振;過載時帶將會在帶輪上打滑,可防止薄弱零部件損壞,起到安全保護作用;但不能保證精確的傳動比。在方案二中，此方案為: 和齒輪傳動比較,它可以在兩軸中心相距較遠的情況下傳

9、遞運動和動力;能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚的不良環(huán)境中工作;和帶傳動比較,它能保證準確的平均傳動比,傳遞功率較大,且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高,一般可達 0.950.97;鏈條的鉸鏈磨損后,使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象;安裝和維修要求較高.鏈輪材料一般是結(jié)構(gòu)鋼等.在方案一中，此方案為:整體布局較小，結(jié)構(gòu)緊湊、簡單，傳動平穩(wěn)，而且傳動效率高，維護成本較低，壽命可以很長，在設(shè)計上易于作圖和計算，所以最終選用方案一。機械設(shè)計綜合實踐 第 5 頁 一、機械傳動裝置的總體設(shè)計一、機械傳動裝置的總體設(shè)計1）螺旋輸送機傳動裝置簡圖圖 1.1 螺旋輸送機傳動裝置簡圖2）原始數(shù)據(jù)螺旋軸上的功率

10、P = 0.68kW螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速 n=11 r/min3）工作條件與技術(shù)要求1、螺旋筒軸上的功率 Pw= 0.68Kw2、螺旋筒軸上的轉(zhuǎn)速 n= 11r/min （允許輸送帶速度誤差為5%）3、工作情況 三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；4、使用折舊期 10 年；5、工作環(huán)境 室外，灰塵較大，環(huán)境最高溫度 35；6、動力來源 電力，三相交流，電壓 380/220V；7、檢修間隔期 三年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；8、制造條件及生產(chǎn)批量 一般機械廠制造，單件生產(chǎn)。 二、電動機的選擇二、電動機的選擇機械設(shè)計綜合實踐 第 6 頁2.1 選擇電動機的功率選擇電動機的功率運輸機主軸上所需要

11、的功率 Pw= 0.68Kw 彈性聯(lián)軸器的傳動效率0.99聯(lián)軸器圓柱齒輪的傳動效率0.97齒輪滾動軸承的傳動效率99. 0滾動軸承V 帶的傳動效率96. 0V帶螺旋筒的傳動效率96. 0螺旋筒 =23V總聯(lián)軸器齒輪帶螺旋筒 滾動軸承電動機至運輸帶之間總效率 230.99 0.970.990.96 0.960.833 kw84. 0833. 07 . 0總工作輸出電動機輸入PP根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計表 16-1，取電動機的額定功率 1.1kW2.2 電動機轉(zhuǎn)速選擇電動機轉(zhuǎn)速選擇已知工作機的轉(zhuǎn)速：，根據(jù)課程設(shè)計第 6 頁表 2-2min/11rnwV 帶傳動比范圍 241i單級圓柱齒輪傳動比35，2

12、i電動機轉(zhuǎn)速范圍：，選擇電動機滿載轉(zhuǎn)21 211 (2 4) (3 5) (3 5)198 1100 / mindwnn iir速為 910r/min；根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表 16-1，選擇電動機型號為 Y90L-6,其額定功率為 1.1kw，滿載轉(zhuǎn)數(shù)為 910r/min; 即 ：，kW1 . 1電動機額定Pr/min910n電動機額定833. 0總KW84. 0P電動機輸入kW1 . 1電動機額定Pr/min910n電動機額定機械設(shè)計綜合實踐 第 7 頁 三、傳送比計算及分配三、傳送比計算及分配3.1 計算總傳動比計算總傳動比總傳動比n91079.1n11i電動額定總工作機3.2 分配傳

13、動裝置各級傳動比分配傳動裝置各級傳動比考慮兩級齒輪潤油問題，兩級齒輪應(yīng)有相近的浸油深度，所以高速級齒輪傳動比i12與低速級齒輪傳動比 i34的比值取 1.2，即 i12=1.2 i34，； =/=3.9Vi fi1 .799 . 3;=；2 .20 i 2 . 1f2 . 1i9 . 4；1 . 4/2 . 14 . 3iiif 四、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩四、計算各軸的功率，轉(zhuǎn)數(shù)及轉(zhuǎn)矩1） 已知條件，kW1 . 1電動機額定Pr/min910n電動機額定2）電動機軸的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩PnTkw1 . 10電動機額定PPr/min910nn0電動機額定Nmm11544n1055. 90060

14、PT3） 軸的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩PnT kw056. 196. 01 . 10VPP r/min3 .233/nn0ViNmm43227n1055. 96PT4） 軸的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩PnT kw1.056 0.97 0.991.014PP齒輪12軸承min/6 .479 . 43 .233inn2 . 1r 1 .79i總9 . 3i帶V9 . 42 . 1i1 . 44 . 3ikW1 . 1電動機額定P910r/min電動機額定nKW1 . 10Pmin/910n0rmmNT115440W056. 1Kp min/3 .233nrmmNT 432271KWP014. 1min/6 .47

15、rn機械設(shè)計綜合實踐 第 8 頁mmNPT203439n1055. 965） 軸的功率，轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩PnT 1.014 0.97 0.990.973PPKW齒輪34軸承min/6 .111 . 46 .47inn4 . 3r mmNPT801047n1055. 96五、五、V 帶傳動計算設(shè)計帶傳動計算設(shè)計 已知電動機功率 1.1KW,轉(zhuǎn)速，傳動比選擇，每天三班制；min910rn 9 . 3i1.確定計算功率caP查表 88 得工作情況系數(shù),故 ：2 . 1AKKWKWPKPAca32. 11 . 12 . 12.選擇 V 帶的型號根據(jù)、由圖 811 選用 Z 型。caPn3.確定帶輪的基準直徑

16、并驗算帶速dd1) 初選小帶輪的基準直徑1dd查表 87 和表 89 取小帶輪的基準直徑。1100ddmm2) 驗算帶速 在 5m/s25m/s 之間,基本滿足要求;1100 9105.13/60 100060 1000dnm s3）計算大帶輪的基準直徑 213.9 100390ddidmmmm 查表 89 取標準為.mmdd40024 確定 V 帶的中心距和基準長度1）初選0a根據(jù)，初取)(2)(7 . 021021ddddddaddmma50002) 計算帶所需基準長度tK 221001202()2()24(40095)2 500(95400)1538.424 700dddddddLadd

17、amm查表 82 得基準長度；1540dLmmmmNT203439KWP9973. 0min/6 .11nrmmNT8010472 . 1AKKWCA32. 1P1100ddmmmmdd4002mma50001540dLmm機械設(shè)計綜合實踐 第 9 頁3) 計算實際中心距001540 1538.4(500)51022ddLLaamm；，中心距變化范圍為 478mm547mm；dLaa015. 0mindLaa03. 0max5） 驗算小帶輪上的包角 00121000057.3180()57.3180(400 100)145120499dddda6 計算帶的根數(shù)Z1) 計算單根 V 帶的額定功率

18、rP 由和查表 84 得。1100ddmmmin910nr00.28PKW根據(jù)和 v 型帶查表 85 得min910rn 9 . 31i00.02PKW查表 8-6、表 82 得于是0.91,1.54LKKKWKKPPPLr81. 002. 191. 0)11. 077. 0()(002) 計算 V 帶的根數(shù)z ,取 z=2 根;63. 181. 032. 1rcaPPz3)計算單根 V 帶的初拉力0F查表 83 得 V 型帶的單位長度質(zhì)量，所以0.060kg /qm202(2.5)500(2.50.91) 1.325000.105 5.530.91 2 4.53129.4caKPFqvK z

19、vN 4）計算壓軸力pF NzFFp6 .4932145sin4 .129222sin2105）主要設(shè)計結(jié)論選用 V 型普通帶根，帶基準長度。帶輪基準直徑,21540mm1100ddmm,中心距控制在，單根帶初拉力。mmdd4002478 547ammNF4 .1290 六、齒輪的設(shè)計計算六、齒輪的設(shè)計計算2z NF4 .12906 .493pF機械設(shè)計綜合實踐 第 10 頁6.1 齒輪傳動設(shè)計準則齒輪傳動設(shè)計準則設(shè)計齒輪傳動時應(yīng)根據(jù)齒輪傳動的工作條件、失效情況等，合理地確定設(shè)計準則，以保證齒輪傳動有足夠的承載能力。工作條件、齒輪的材料不同，輪齒的失效形式就不同，設(shè)計準則、設(shè)計方法也不同。對于

20、閉式軟齒面齒輪傳動，齒面點蝕是主要的失效形式，應(yīng)先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。 閉式硬齒面齒輪傳動常因齒根折斷而失效，故通常先按齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的模數(shù)和其他尺寸，然后再按接觸疲勞強度校核齒面的接觸強度。對于開式齒輪傳動中的齒輪，齒面磨損為其主要失效形式，故通常按照齒根彎曲疲勞強度進行設(shè)計計算，確定齒輪的模數(shù)，考慮齒輪的模數(shù)，考慮磨損因素，再將模數(shù)增大 10%20%，而無需校核接觸強度。6.2 直齒直齒 1、2 齒輪的設(shè)計齒輪的設(shè)計小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，硬度 HB1=250HBS大齒輪選用 45 鋼正

21、火，硬度 HB1=210HBS 精度等級：精度等級：7 級 齒面粗超度 Ra3.26.3m轉(zhuǎn)矩 ，mmNTT432271mmNTT2034392（四）載荷系數(shù)和材料彈性影響系數(shù)，由下表 4-1 試選載荷系數(shù)=1.2 tKEZtK，查機械設(shè)計表 10-5 得材料的彈性影響系數(shù)。2/18 .189 MPaZE（五）齒寬系數(shù)d 1071.0d小齒輪作不對稱布置，查表，選取 (六)許用接觸疲勞許用應(yīng)力H由機械設(shè)計圖 10-21 查得， ，計lim1540HMPalim2380HMPa2/18 .189 MPaZE1d機械設(shè)計綜合實踐 第 11 頁算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：916060 910 1 (10 365

22、 24)1.57 10hNnjL 892 . 1121033. 378. 41057. 1iNN查課本機械設(shè)計圖 10-23 得， ，10.92HNK20.96HNK取失效概率為 1%，安全系數(shù)；1HS1lim110.92 540496.81HNHHHKMPaS2lim220.96 380364.81HNHHHKMPaS取較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 2364.8HHMPa（七）初選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) Z2=254.9=122.5 251Z取大齒輪齒數(shù)為 123；1.試算小齒輪分度圓直徑，代入其中取較小值； td1H221331(1)1.4 43227 (4.9 1) 189

23、.82.32()2.32()1 4.9364.849.68tEtdHK T uZdumm2.計算圓周速度 圓周速度 smndt/61. 01000060v11 齒寬11 49.6849.68dtbdmm 3.查課本機械設(shè)計圖 10-8 得動載系數(shù)=1.04，直齒輪，查VK1FHKK課本表 10-2 得使用系數(shù).00，查課本表 10-4 得小齒輪相對于軸承非對稱布1AK置時，；得載荷系數(shù) K=；1.417HKVK65. 1HHAKKK4.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 48.524 . 165. 168.493311ttKKdd4.計算模數(shù)1152.48m2.125dz(八)按齒根彎曲疲勞

24、強度校核設(shè)計由式： 311(22FSaFadFttYYZTKm(九)確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)911059. 1N821025. 3NMPaH5401MPaH5172mmdt68.4910.61m/sv 65. 1K 8 .521d2m 1.2FtK機械設(shè)計綜合實踐 第 12 頁1.試選，查機械設(shè)計圖 10-24c 得，小齒輪彎曲疲勞強度極限1.2FtK；大齒輪彎曲疲勞強度極限4403limFlim4320F2.查機械設(shè)計圖 10-22 得，彎曲疲勞壽命系數(shù)；10.90FNK20.92FNK3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，得 MPaSKFFNF6 .3034 . 150085

25、. 01lim11MPaSKFFNF2 .3384 . 138089. 02lim225.查齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) 查機械設(shè)計圖 10-17 得， ；12.65FaY11.57saY22.18FaY21.82saY6.計算齒輪的FSaFaYY ，因為大齒輪01425. 029.29259. 162. 2111FSaFaYY01461. 026779. 118. 2222FSaFaYY的較大，所以取=；FSaFaYYFSaFaYY2220.01461FaSaFYY7.設(shè)計計算1） 32121232 1.3 432270.014611.381 25()Fa SadFYYKTzm2) 計算圓周速度v

26、 11m1.38 2534.5tdzmm 1 10.4260 1000d nmvs齒寬 b：11 34.534.5dbdmm 寬高比 b/h *(2)2.25 1.383.10534.5/11.113.105athhcmmmb h3)計算實際載荷系數(shù)FK 根據(jù) v=0.42m/s,7 級精度，查圖 10-8 得1.01vK 由下式85. 01FNK89. 02FNKMPaF6 .3031MPa2 .3382F機械設(shè)計綜合實踐 第 13 頁 31112/2 126450/ 485.27 10tFTdN 31/1.1 5.27 10 / 45.84126.5/100N/AtKFbN mm查表 10

27、-3 得計算結(jié)果，查表 10-4 用插值法得,結(jié)1.0FK1.417HK合 b/h=12.28 查圖 10-13 得,42. 1FK則載荷系數(shù)為1.00 1.01 1.0 1.421.44FAvFFKK K KK ；331.441.381.61mm1.2FtFtKmmK對比計算結(jié)果，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關(guān)，所以取由彎曲疲勞強度算得的 m=1.61，并取圓整為標準值 m=2，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑=52.48mm,得小齒輪的齒數(shù)1d取為 =26，則大齒輪齒數(shù).41152.4826.242dZm1Z127269

28、 . 42z取。2127z （九）幾何尺寸計算分度圓直徑：mmmzd5226211 mmmzd254127222齒頂圓直徑： mmhddaa341232211 mmhddaa15512153222齒根圓直徑：mmhddff475 . 2252211 mmhddff2495 . 22254222標準中心距：mmdda153)25452(21)(2121齒寬：，考慮不可避免的誤差，為了保證設(shè)計齒寬 b 和節(jié)mmdb525211省材料，一般將小齒輪略微加寬（510）mm即，取，。mmmmb62571mmb601mmbb5226.3 直齒直齒 3、4 齒輪的設(shè)計齒輪的設(shè)計(一)根據(jù)已知條件選擇材料 m

29、=2261Z1272Zmm52d1mmd2542mma153mmb601mmbb522機械設(shè)計綜合實踐 第 14 頁 1，KWPP06. 1 2， min/6 .473rnn411 / minnnr 3，工作條件：使用壽命 10 年，三班制，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷較為平穩(wěn)。（二） 齒輪材料及精度等級。小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì) 硬度 HB1=250HBS大齒輪選用 45 鋼正火 硬度 HB1=210HBS 精度等級：精度等級：7 級 (三)按齒輪接觸疲勞強度設(shè)計已知轉(zhuǎn)矩 ； mmNTT2034393mmNTT8010474（四）載荷系數(shù)和材料彈性影響系數(shù)tKEZ選載荷系數(shù)=1.2，查機械設(shè)計表 10

30、-6 得材料的彈性影響系數(shù)tK；2/18 .189 MPZE(五)齒寬系數(shù)d因二級齒輪傳動為非對稱布置 107查表，選取1d(六)許用接觸應(yīng)力H由機械設(shè)計圖 10-21 查得， ，因lim3540HMPalim4380HMPa此： 736060 47.6 1 (10 365 24)8.3 10hNnjL ；查機械設(shè)計圖 10-23 得，774 . 33410024. 21 . 4103 . 8iNN ，取失效概率為 1%，安全系數(shù)，則有：30.96HNK40.98HNK1HS3lim330.96 5405181HNHHHKMPaS 4lim440.98 3803721HNHHHKMPaS（七）

31、初選小齒輪齒數(shù) Z3=25，則大齒輪齒數(shù) Z4=254.1=102.5，取 Z4=103；1.試算小齒輪分度圓的直徑，代入其中取較小者；td3H223333(1)1.2 203439(4.1 1) 189.82.32()2.32()61.21 4.1372EtdHKT uZdmmu2.計算圓周速度 v2/18 .189 MPZE1d73103 . 8N74102N3518HMPa4372HMPam/s15. 0V 機械設(shè)計綜合實踐 第 15 頁，smndVt/15. 0600006 .472 .611000603331 61.261.2dtbdmm 3.計算載荷系數(shù) 根據(jù) v=0.15m/s，

32、7 級精度，由課本機械設(shè)計圖 10-8 查得動載荷系，查課本表 10-2 得使用系數(shù)，查表課本 10-4 得1.01vK 1FHKK1AK小齒輪相對于軸承非對稱布置時，得載荷系數(shù) K=1.426HKVK；477. 1HHAKKK4.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，相應(yīng)33331.477d6162.31.4ttKdK的齒輪模數(shù)；492. 233Zdm（八）按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 由公式： 311(22FSaFadFttYYZTKm（1）確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)）確定有關(guān)系數(shù)與參數(shù)1.試選，查機械設(shè)計圖 10-20c 得，小齒輪彎曲疲勞強度極限1.2FtK；大齒輪彎曲疲勞強度極限4403limF

33、lim4320F2.查機械設(shè)計圖 10-18 得，彎曲疲勞壽命系數(shù)；30.95FNK40.98FNK3.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查表 4-6 得彎曲疲勞安全系數(shù)，4 . 1FS MPaSKFFHNF4 .3214 . 15009 . 03lim33 MPaSKFFHNF86.2574 . 138095. 04lim444.查取齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù) ,，,；32.65FaY18. 24FaY31.57SaY41.82SaY5.計算兩齒輪的 FFaFaYY，01296. 04 .32159. 162. 2333FSaFaYY01513. 086.25779. 118. 2444FSaFaYY1.0

34、1vK 477. 1K492. 2m30.95FNK40.98FNKMPaF4 .3213MPaF86.257機械設(shè)計綜合實踐 第 16 頁因為大齒輪的較大，所以取=FSaFaYYFSaFaYY2220.01513FaSaFYY(2)設(shè)計計算設(shè)計計算4 . 201513. 0251203439407. 12m32計算圓周速度v，11m2.4 2560tdzmm120.14960 1000d nmvs齒寬 b 11 6060dbdmm 寬高比 b/h*60(2)2.25 2.45.4/11.115.4athhcmmmb h因此：（3)計算實際載荷系數(shù)計算實際載荷系數(shù)FK1.根據(jù) v=0.149m

35、/s,7 級精度，查圖 10-8 得由下式1.01vK 3111312/2 126450/ 485.27 10/1.1 5.27 10 / 45.84126.5/100N/tAtFTdNKFbN mm查表 10-3 得，查表 10-4 用插值法得,結(jié)合1.0FK1.417 1.4261.4232HKb/h=11.11 查圖 10-13 得，則42. 1FK1.00 1.01 1.0 1.4231.437FAvFFKK K KK2.；331.4372.42.481mm1.2FtFtKmmK對比計算結(jié)果，由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒

36、輪直徑有關(guān)，所以取由彎曲疲勞強度算得的 m=2.481，并取圓整為標準值 m=2.5，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑,得小齒輪的齒數(shù)，取為 =25，則大齒輪齒mmd3 .62333d62.3Z24.922.5m3Z數(shù)，??；4342525 4.1102.5zi1024Z（九）幾何尺寸計算分度圓直徑：mmmzd5 .62255 . 2331.437K 5 . 2m253Z1024Zmm5 .62d3mmd2554機械設(shè)計綜合實踐 第 17 頁 mmmzd2551025 . 244齒頂圓直徑： mmhddaa5 .675 . 225 .62233 mmhddaa2305 . 22255244齒根圓直徑

37、：mmhddff75.48875. 125 .52233 mmhddff25.188875. 12192244標準中心距：mmdda75.158)2555 .62(21)(2143齒輪寬度：，一般小齒輪略寬（510）mm，取mmdbd5 .625 .6213；436370bmmbmm，七、軸的設(shè)計計算七、軸的設(shè)計計算7.1 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.低速軸的設(shè)計及計算低速軸的設(shè)計及計算1）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，取低速軸 A03=112，于是得，考慮與聯(lián)軸器連接303min42.02mmPdAn的軸的剛度,

38、故，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)mmddd121.44%5minmin軸器處理的直徑 d(圖 3)。為了使所選的軸直徑 d 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表 14-11，考慮轉(zhuǎn)矩2TKTAca變化很小，故取，則：，3 . 1AKmmNmmNTKTAca754.052580.043 . 12按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準 GB/T5014-2003 或手冊，caT選用 LX4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑 mN 1250d=45mm,故 =45mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 L=84mm。d2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計75.158amm

39、b703mmb634 =45mmd機械設(shè)計綜合實踐 第 18 頁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)軸器的軸向定位要求，-軸段左端需制出一軸肩，故取段的直徑= 53mm；左端用軸端擋圈定位。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器d上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比 L 略短一些，現(xiàn)取=82mm；l2.初步選擇深溝球軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求 ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取軸承 6011，其尺寸為 ，故=55mm；取擋油換的厚度為 12mm，mmmmmmBDd819055dd則=30mm。左端軸承采用擋油環(huán)定位，齒輪

40、左端采用軸環(huán)定位，l=d1+（510）=65mm，軸環(huán)寬度,取=8mm。dhb4 . 1l3.取安裝齒輪處的軸端的直徑=60mm；齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤定d位。已知齒輪輪轂的寬度 63mm，為了使擋油盤端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=61 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸身高度 h=（2-l3）R，由軸徑 d=60mm 查機械設(shè)計表 15-2，得 R=2mm，故取 h=5mm，則軸環(huán)處的直徑 d =70mm。4.軸承端蓋的總寬度為 25mm（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定） 。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離

41、l=15mm（參見圖 3） ，故取=40mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 l=10mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=10mm，已知滾動軸承的寬度 B=18mm；=B+s+(12)l=18+10+10+2=40mm。5.軸上零件的周向定位= 53mmd=82mml=55mmdd=30mml=65mmd=60mmd=61 mml=8mml=40mm l=40mml機械設(shè)計綜合實踐 第 19 頁齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用普通平鍵連接。按=45 由表 6-11查d得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 56mm，同時為了保證mmmmhb914齒輪與軸

42、配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸的配合為；同樣根據(jù)67kH=60mm，齒輪與軸的連接選用平鍵為，齒輪輪轂與軸配合dmmmmmm451118為， 。球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67nH公差為6k6.確定軸上圓角和倒角尺寸參考表 15-21，取軸端倒角為 C2，取各軸肩處的圓角半徑 R2；至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度，如下圖所示：7.求軸上的載荷；首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖 3）做出軸的計算簡圖（圖 4） 。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距 L=162mm。根據(jù)軸的計算簡圖做出計算做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖 4） 。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出截面 C

43、是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 MH、MV 及 M 的值列于下表（參見圖 4） 。 圖 4 低速軸的受力和彎矩圖 垂直面彎矩圖如下所示（1）垂直面受力分析及彎矩圖軸承支反力：機械設(shè)計綜合實踐 第 20 頁又得：0BMNllFFBDBCrNV9 .5791627712202同理：得0DMNllFFBDCDrNV1 .6401628512201故：mmNlFMBCNVVC49290771 .64011 mmNlFMCDNVVC49290859 .57922（2）水平面受力及彎矩圖： ，NlllFFCDBCBCtNH15971627733602NlllFFtNH1763162853360

44、3231；mmNLFMMBCNHHCHC135748771763121 （3）合成彎矩mmNMMMNVHCc1444202121（4）扭矩由動力參數(shù)的計算知 得扭矩圖如下：mNT04.5802 由低速軸的受力，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取 =0.6，由以上的數(shù)據(jù)計算可得當量彎矩圖mmNT33210024.3481004.5806 . 0機械設(shè)計綜合實踐 第 21 頁如下：（5）當量彎矩圖如上圖所示：，校核危險截mmNTMMcca522222108 . 3348024144420面 C 的強度，軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的 C 處，又由實心軸的抗彎截面系數(shù)，前已選定軸的材料30.

45、1dW MPaWMcaca6 .17601 . 03800003為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表 15-1 查得。由于MPa601，故安全。1ca所載荷水平面 H垂直面 V支反力 F NFNH17631NFNH15972 NFNV1 .6401NFNV9 .5792彎矩 MmmNMMHH13574821mmNMv 49290總彎矩 mmNMc144420扭矩 T mmNT58004022.中間軸的設(shè)計及計算中間軸的設(shè)計及計算1）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，取中間軸 A02=120，于是得，考慮與齒輪連302

46、min35.26PdAmmn接的軸的剛度,故minmin5%37.99dddmm2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 1）輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承的那段，初步選擇深溝球軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取軸承 6008 其尺寸為 ，故 d1=d5=40mm； 406815dDBmmmmmmd1=d5=40mmL5=30mmd4=47mm機械設(shè)計綜合實踐 第 22 頁2）從而 的長度為軸承的寬度加上擋油盤的厚度，因此 L5=15+15=30mm；3）為了使齒輪與軸承不發(fā)生相互沖撞以及加工方便，齒輪與軸承之間要有一定距離，取軸肩

47、高度為 3.5mm，則 d4=47mm，表 6-1 得鍵為，149b hmmmm，齒的模數(shù)為 2.5，宜選用齒輪軸，因此此段長度取齒寬為348.75fdmmL4=70mm；4）取安裝齒輪處的軸端的直徑 d2=45mm，的左端與左軸承之間采用擋油盤定位。已知齒輪輪轂的寬度 63mm，為了使擋油盤端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，因此去取 L2=60 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸身高度h=（2-3）R，由軸徑 d=60mm 查機械設(shè)計表 15-2，得 R=2mm，故取 h=5mm，則處的直徑 d3 =70mm。軸環(huán)寬度,取 L3=18mm。hb4 . 15）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 =

48、15mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8mm，已知滾動軸承的寬度B=15mm； 故取 L1=B+s+(63-60)=44mm6）軸上零件的周向定位齒輪、與軸的周向定位采用普通平鍵連接。按 d2=45mm 由表 6-11查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 32mm，同時取齒輪輪轂與軸配合mmmmhb914為， 。球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67nH公差為；6m7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表 15-21，取軸端倒角為 C2，取各軸肩處的圓角半徑 R2；至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度，如下圖所示：8）求軸上

49、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，從機手冊查取 a 值。對于圓錐滾子軸承，由手冊中查得 a=23mm。因此，軸的支撐跨距為L1=70mm， L2=240.5，L3=82.5mm。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L4=70mmd2=45mmL2=60 mmd3 =70mmL3=18mmL1=44mm機械設(shè)計綜合實踐 第 23 頁出截面 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FNFNH105.971NFNH831.8562NFNV487.9611NFNV897

50、.6922C 截面彎矩 MmmNLFMNHH56362732mmNMLFMaNVV418922232總彎矩mmNMMMVH7022614189225636272222max扭矩mmNT 941204 機械設(shè)計綜合實踐 第 24 頁9）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，6 . 0軸的計算應(yīng)力已選定軸材料MpaMpaWTMca65.69501 . 04941206 . 0702261)(32222為 45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表 15-1 查得。因此，故安全。70MPa1 -1 -ca3.高速軸的設(shè)計及計算高速軸的設(shè)計及計算（1）初步確定軸的

51、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d1=25mmL1=50mmd2=28mmd3=d5=30mmL5=25mm。d4=37mmL4=60mmL2=50mm機械設(shè)計綜合實踐 第 25 頁15-3，取高速軸 A01=112，于是得，考慮與帶連接的軸301min22.85mmPdAn的剛度,故minmin5%24.99dddmm (2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 1）輸出軸的最小直徑顯然是安裝 V 帶輪的直徑 d(圖 3)。取 d1=25mm 與軸配合的轂孔長度為帶輪的寬度 L1=（1.52）*33=50mm。 2）參考實際經(jīng)

52、驗，取軸肩高度 h 為 1.5mm，則 d2=28mm，初步選擇深溝球軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求 ，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取軸承 6006，其尺寸為 ，故305513dDBmmmmmmd3=d5=30mm；從而 的長度為軸承的寬度加上擋油盤的厚度，因此L5=13+12=25mm。 3）為了使齒輪與軸承不發(fā)生相互沖撞以及加工方便，齒輪與軸承之間要有一定距離，取軸肩高度為 3.5mm，則 d4=37mm，查表 6-1 得鍵為，又齒的模數(shù)為 3，df=47mm，宜選用齒輪軸，因此此段長度108b hmmmm取齒寬為 L4=60mm， 4）軸承端蓋的總寬度為 22mm（

53、由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定） ，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離 l=28mm（參見圖 3） ，故取 L2=50mm 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離 =15mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定深溝球軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s，取 s=8mm，已知滾動軸承的寬度B=13mm，因此，取 L3=B+s+=36mm2. 軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位采用普通平鍵連接。按 d1=25mm 由表 6-11查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 22mm，且選擇 V 帶輪與軸的配87b hmmmm合為；球軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的

54、，此處選軸的直徑6/7 nH尺寸公差為；6k3.確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表 15-21，取軸端倒角為 C2，取各軸肩處的圓角半徑 R2；至此，已初L3=36mm 機械設(shè)計綜合實踐 第 26 頁步確定了軸的各段直徑和長度，如下圖所示：4.按彎矩復(fù)合強度計算A、圓周力： NdTFt4 .35478014189522111B、徑向力： NFFtr129120tan4 .3547tan11）繪制軸受力簡圖(同低速軸)）繪制垂直面彎矩圖（同低速軸）軸承支反力： NFFFrNVNV5 .645212912121由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。彎矩圖同低速軸，則截面 C 在垂直面彎矩為 mmNFM

55、NVVC5260821635 .6452163）繪制水平面彎矩圖（同低速軸） mmNLFMNHCH14455621637 .17732）繪制合彎矩圖（同低速軸） mmNMMMVCCHc144558526081445562222）繪制扭轉(zhuǎn)圖（同低速軸）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取 =0.6， mmNT851371418956 . 01）繪制當量彎矩圖（同低速軸） 截面 C 處的當量彎矩： mmNTMMcec16776585137144558)(22212)校核危險截面 C 的強度 軸上合成彎矩最大的截面在位于齒輪輪緣的 C 處 30.1d4W .夠夠夠夠夠6028. 3801 . 0167

56、76513，MPaMPaWMecca七、軸承的校核七、軸承的校核（1）高速軸承的校核）高速軸承的校核 選用的軸承是 6006 深溝型球軸承，軸承的當量動負荷為)(ardYFXFfP 機械設(shè)計綜合實踐 第 27 頁由機械基礎(chǔ)P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因為 Fa1=0N，F(xiàn)r1= 614.4N，則 ，查機械基礎(chǔ)P407表 185 得，X= 1，Y= 0 P* *drfx FNP7376142 . 1，查機械基礎(chǔ)p406 表 18-3 得：ft=1.00，查機械基礎(chǔ)p405 得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為 3 ，Cr= 13.2KN；則 63101*13200()99

57、6008640060 233737X所以預(yù)期壽命足夠，軸承符合要求。（2）低速軸承的校核）低速軸承的校核 選用 6011 型深溝型球軸承。軸承的當量動負荷為)(ardYFXFfP由機械基礎(chǔ)P407表 186 查得，fd1.21.8，取 fd=1.2。因為 Fa2=0N，F(xiàn)r2=146N，則 dPf XFr，查機械基礎(chǔ)P407表 185 得，X=1 ，Y=0 ，NXP2 .1751462 . 1查機械基礎(chǔ)p406 表 18-3 得：ft=1 ，查機械基礎(chǔ)p405 得：深溝球軸承的壽命指數(shù)為3 ，Cr=30.2KN； 6310322000()6340008640060 240175.2X由公式則所

58、選是軸承符合要求。八、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算八、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算8.1 鍵的設(shè)計和計算鍵的設(shè)計和計算 （1）根據(jù)與齒輪配合處軸徑，查機械設(shè)計課程設(shè)計表 12-21mmd60?。?，；mmb182mmh112mmL452 (2)校核鍵聯(lián)接的強度查機械設(shè)計表 6-3 得，工作長度MPap100，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。mmbLl271845222220.513.5khmm (3)由式（6-1）得： 因此，強度合3222 22410pTh l d4 9.55 1.014/ 47.6 100067.2(13.5 27 60)/1000p適滿足要求。 機械設(shè)計綜合實踐 第 28 頁 九、減速器箱

59、體的設(shè)計九、減速器箱體的設(shè)計1.機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度，為保證機蓋與機座連接處密封。聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，密封的表面要經(jīng)過刮研。2.考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于 12m/s，故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x H 為 40mm。3.機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為 10，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設(shè)計A.視孔蓋和窺視孔視孔蓋和窺視孔：在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作。B.油螺塞油螺塞：放油孔位于油池最底處，并

60、安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C.油標油標：油標位便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D.通氣孔通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.E.啟蓋螺釘啟蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。F.位銷位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.6.其他部分的設(shè)計 表表 10-1

61、鑄鐵主要結(jié)構(gòu)尺寸鑄鐵主要結(jié)構(gòu)尺寸機械設(shè)計綜合實踐 第 29 頁減速器形式及尺寸關(guān)系/mm名稱符號齒輪減速器箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱蓋凸緣厚度1b10箱座凸緣厚度b15箱座底凸緣厚度2b20地腳螺釘直徑fdM16地腳螺釘數(shù)目n4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑1dM16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑2dM10 軸承端蓋螺釘直徑3dM8 檢查孔蓋螺釘直徑4dM6定位銷直徑d6箱蓋、箱座肋厚1mm 、10，20箱座深度dH150箱座高度H170 十一、潤滑密封設(shè)計十一、潤滑密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用 SH0357-min/10)2

62、5 . 1 (5mm機械設(shè)計綜合實踐 第 30 頁92 中的 50 號潤滑，裝至規(guī)定高度.密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度應(yīng)為 6.3，密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,并勻均布置，保證部分面處的密封性。 十二、減速器的維護與保養(yǎng)十二、減速器的維護與保養(yǎng)對螺旋運輸機實行定期維護保養(yǎng)的目的是。減少機器的故障，延長機器使用壽命；縮短機器的停機時間；提高工作效率，降低作業(yè)成本。1.齒輪的維護齒輪的維護 （1）使用齒輪傳動時，在啟動、加載、卸載及換檔的過程中應(yīng)力求平穩(wěn)，避免產(chǎn)生沖擊載荷，以防引起斷齒等故障。 （2）經(jīng)

63、常檢查潤滑系統(tǒng)的狀況（如潤滑油的油面高度等） 。油面過底則潤滑不良，油面過高會增加攪油功率的損失。對于壓力噴油潤滑系統(tǒng)還需檢查油壓狀況，油壓過底會造成供油不足，油壓過高則可能是因為油路不暢通所致，需及時調(diào)整油壓，還應(yīng)按照使用規(guī)則定期更換或補充規(guī)定牌號的潤滑油。 （3）注意檢查齒輪傳動的工作狀況，如有無不正常的聲音或箱體過熱現(xiàn)象。潤滑不良和裝配不符合要求是齒輪失效的重要原因。聲響監(jiān)測和定期檢查是發(fā)現(xiàn)齒輪損傷的主要方法。2.軸的維護軸的維護 在工作過程中，對機械要定期檢查和維修，對于軸的維護重點注意三個方面 （1）認真檢查軸和軸上零件的完好程度，若發(fā)現(xiàn)問題應(yīng)及時維修或更換。軸的維修部位主要是軸頸及

64、軸端。對精度要求較高的軸，在磨損量較小時，可采用電鍍法或熱噴涂（或噴焊）法進行修復(fù)。軸上花鍵、鍵槽損傷，可以用氣焊或堆焊修復(fù)，然后再銑出花鍵或鍵槽。也可以將原鍵槽焊補后再銑制新鍵槽。機械設(shè)計綜合實踐 第 31 頁 （2）認真檢查軸以及軸上主要傳動零件工作位置的準確性、軸承的游隙變化并及時調(diào)整。 （3）軸上的傳動零件（如齒輪、鏈輪等）和軸承必須保證良好的潤滑，應(yīng)當根據(jù)季節(jié)和工作地點，按規(guī)定選用潤滑劑并定期加注。要對潤滑油及時檢查和補充，必須及時更換。參 考 文 獻1 侯長來.機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計M.北京：冶金工業(yè)出版社，2010.2 濮良貴.機械設(shè)計M.北京：高等教育出版社，2013.3 陳立德.機械設(shè)計基礎(chǔ)M.北京：高等教育出版社，2008.4 吳宗澤.機械設(shè)計課程設(shè)計手冊M.北京：高等教育出版社，1992.