《機械設(shè)計課程設(shè)計-三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=300 D=300 V=0.9》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設(shè)計課程設(shè)計-三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=300 D=300 V=0.9（37頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、設(shè)計計算過程及方案說明 重要結(jié)果 一、 課程設(shè)計任務(wù) 全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411 1. 傳動裝置簡圖 帶式運輸機的傳動裝置總體布置簡圖如圖所示 圖1 2. 工作情況 載荷平穩(wěn)，單向旋轉(zhuǎn)。 三軸線雙級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計T=300N.m，D=300mm，V=0.9m/s 3. 原始數(shù)據(jù)（1號題） 項目： 數(shù)值： 鼓輪的轉(zhuǎn)矩T (N?m) 300 鼓輪的直徑D (mm) 300 運輸帶帶速V （m/s） 0.9 帶速允許偏差 （%） 5 使用期限 （年） 5 工作制度（班/日） 2 二、

2、選擇電動機 1. 電動機類型和結(jié)構(gòu)形式選擇 按工作要求和工作條件，選擇Y系列籠型三相異步交流電動機，結(jié)構(gòu)形式為臥式封閉型電動機。 2. 電動機容量 1) 卷筒主軸的么輸出功率Pw Pw=Tnw9550=300×57.309550 kw=1.80kW 2) 電動機的輸出功率 Pd Pd=Pwη 式中，為從電動機至卷筒之間的總效率 η1為滾動軸承效率、為圓柱齒輪效率、為彈性聯(lián)軸器效率、η4為卷筒軸效率。 根據(jù)文獻【1】表2-4得：=0.99 =0.97 =0.99 =0.96。 于是 η=0.86 Pd=Pwη=1.800.86kw=2.09 kw

3、3）確定電動機額定功率 應(yīng)等于或稍大于輸出功率，根據(jù)文獻【1】表20-1得,應(yīng)選擇額定功率為2.2kW的電動機。 3. 選擇電動機轉(zhuǎn)速 由文獻【１】表2-2得：展開式兩級圓柱齒輪減速器傳動比為8~60，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為nd'=nw?i1'?i2'=458.4~3438 r/min，根據(jù)文獻【１】中表20-1，初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000 r/min和1500 r/min的兩種電動機進行比較，如表1 方案 電動機型號 額定功率（KW） 電動機轉(zhuǎn)速（r/min） 各自特點 同步 滿載 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 價格相對較低，結(jié)構(gòu)尺寸相

4、對較大更復(fù)雜 2 Y112M-6 2.2 1000 940 價格相對較高，但結(jié)構(gòu)緊湊，裝置相對簡單 表1 權(quán)衡利弊，希望能得到相對緊湊的結(jié)構(gòu)，選擇方案2：Y112M-6型電動機。 電動機相關(guān)參數(shù)如表2 電動機型號 額定功率KW 電動機轉(zhuǎn)速r/min 電動機質(zhì)量kg 外形及安裝尺寸mm 同步 滿載 中心高 H 外伸軸長（E×D） 鍵槽尺寸 （F×GD） Y112M-6 2.2 1000 940 45 112 60×28 8×7 表2 三、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1. 計算總傳動

5、比 由電動機的滿載轉(zhuǎn)速和工作機軸的轉(zhuǎn)速可確定傳動裝置應(yīng)有的總傳動比為: i=nmnw=94057.30≈16.40 r/min 。 2. 分配各級傳動比 展開式兩級圓柱齒輪減速器應(yīng)有，由文獻【１】表2-1得單級圓柱齒輪的傳動比推薦值為3~6， 故選擇 =4.3，=3.8。 四、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 記電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，中間軸為Ⅱ軸，低速軸為Ⅲ軸 1. 各軸轉(zhuǎn)速計算 nⅠ=n0=940r/min nⅡ=nⅠi1=9404.3=218.60r/min nw=nⅢ=nⅡi2=218.603.8=57.53r/min 2. 各軸的輸入功率P的

6、計算 Pd=2.09kW PⅠ=Pd?η3=2.09×0.99=2.069kW PⅡ=PⅠ?η1?η2=2.069×0.99×0.97=1.99kW PⅢ=PⅡ?η1?η2=1.99×0.99×0.97=1.91kW Pw=PⅢ?η3=1.91×0.99=1.89kW 3. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T T0=9550P0n0=9550×2.2940=22.35N?m TⅠ=9550PⅠnⅠ=9550×2.069940=21.02N?m TⅡ=9550PⅡ nⅡ=9550×1.99218.60=86.94N?m TⅢ=9550PⅢ nⅢ=9550×1.9157.53=317.06N?m

7、 Tw=9550Pw nw=9550×1.8957.53=313.74N?m 4. 計算結(jié)果整理如表3 項目 電動機軸 高速軸Ⅰ 中間軸Ⅱ 低速軸Ⅲ 輸出軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 940 940 218.60 57.53 57.53 功率（kW） 2.2 2.069 1.99 1.91 1.89 轉(zhuǎn)矩（） 22.35 21.02 86.94 317.06 313.74 傳動比 1 4.3 3.8 1 效率 0.99 0.96 0.96 0.99 表3 五、 斜齒輪傳動設(shè)計校核與計算 A. 高速級減速齒輪設(shè)計 1

8、. 選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 由文獻【2】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。設(shè)計的齒輪硬度小于350HBS,屬于軟齒面。 2) 精度等級選擇7級精度。 3) 初選齒數(shù) 由于減速箱屬于閉式結(jié)構(gòu)，所以齒數(shù)應(yīng)在（20,40）范圍內(nèi)。 取小齒輪齒數(shù)Z1=23 ，Z2=99 4) 取螺旋角。 初選螺旋角β=14°。 2. 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式文獻【2】式（10-21）進行試算，即 d1t≥32KtT1?dεαu±1uZHZEσH2 （外嚙合去加號） 1) 確定公

9、式的各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6 b) 已知高速級斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩 TⅠ=21.02N?m=2.102×104N?mm； c) 由文獻【2】表10-7取齒輪的齒寬系數(shù)?d=1.0； d) 查文獻【2】圖10-26得端面重合度為 εα1=0.765，εα2=0.87， 所以，εα=εα1+εα2=0.765+0.87=1.635 e) 齒數(shù)比 U=z2z1=9923=4.3 f) 由文獻【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa12； g) 由文獻【2】圖10-30得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 h) 由文獻【2】圖10－21d按齒面硬度

10、查小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限σHlim2=550MPa； i) 由文獻【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLk=60×940×1×2×18×300×5=1.3536×109 N2=N1i1=1.3536×109÷4.3=3.14791×108 j) 由文獻【2】圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.90，KHN2=0.95； k) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=SH＝1，由文獻【2】式（10-12）得 σH1=KHN1?σHlim1S=0.90×6001=540MPa， σH2=KH

11、N2?σHlim2S=0.95×5501=522.5MPa， σH=σH1+σH22=540+522.52=531.25MPa<1.23σH2 所以，σH=531.25MPa 2) 計算 a) 計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式得 d1t≥32KtTⅠ?dεαu±1uZHZEσH2= 32×1.6×2.102×1041×1.635×5.34.3×2.433×189.8531.252mm=33.71mm； 取 d1t=39mm,滿足齒面接觸疲勞強度 b) 計算圓周速度 v=πd1tn160×1000=π×39×940

12、60×1000=1.92ms c) 計算齒寬b及模數(shù)m b=?d?d1t=1×39=39mm， mnt=d1tcosβz1=39×cos14°23=1.65mm， h=2.25mnt=2.25×1.65=3.71， bh=393.71=10.51； d) 計算縱向重合度εβ εβ=0.318?dz1tanβ=0.318×1×23×tan14°=1.824； e) 計算載荷系數(shù)K 由文獻【2】表10-2查得使用系數(shù)KA=1， 根據(jù)v=1.92m/s，7級精度，由文獻【2】圖10-8,得KV=1.07， 由文獻【2】表10-3，根據(jù)KAFt/b<100N/mm，查得齒間載荷分

13、配系數(shù)KHα=KFα=1.4， 由文獻【2】表10-4通過插值法獲查齒向載荷分配系數(shù)KHβ=1.4168， 由bh=10.51，KHβ=1.4168，查文獻【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)KFβ=1.34 故有載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.07×1.4×1.4168=2.122； f) 按實際的載荷系數(shù)K校正初算的分度圓直徑，由文獻【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=39×32.1221.6mm=42.85mm； g) 計算法面模數(shù) mn=d1cosβz1=42.85×cos14°23mm=1.81mm 3. 按齒根彎曲強度設(shè)計 由文獻【2】

14、式（10-17） mn≥32KT1Yβcos2β?dz12εα?YFaYSaσF 1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a) 由文獻【2】圖10-20c,根據(jù)所選材料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； b) 查文獻【2】圖10-18得KFN1=0.85，KFN2=0.88 c) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4,由文獻【2】式（10-12）得 σF1=KFN1?σFE1S=0.85×5001.4=303.57MPa， σF2=KFN2?σFE2S=0.88×3801.4=238.86MPa d) 計算載

15、荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1×1.07×1.4×1.34=2.007； e) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.824，查文獻【2】圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88； f) 計算當(dāng)量齒數(shù) zv1=z1cos3β=23cos314°=25.18， zv2=z2cos3β=99cos314°=108.37； g) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)，通過插值法查取文獻【2】表10-5 齒形系數(shù) 查得YFa1=2.616，YFa2=2.173； 應(yīng)力校正系數(shù) 查得YSa1=1.591，YSa2=1.797； h) 計算大、小齒輪的YFaYSaσF,并加以比較 YFa1YSa1σF1=2.

16、616×1.591303.57=0.01371， YFa2YSa2σF2=2.173×1.797238.86=0.01635； 大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計算,以獲得較大mn 2) 設(shè)計計算 mn≥32KT1Yβcos2β?dz12εα?YFaYSaσF=32×2.007×2.102×104×0.88×cos214°1×232×1.635?0.01635mm=1.10mm 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn=1.81mm，大于由齒根疲勞強度計算的法面模數(shù) mn=1.10mm，當(dāng)模數(shù)大于1.10就能夠保證齒根彎曲疲勞強度，齒面接觸疲勞

17、強度通過D1保證。 取法面模數(shù)mn=2.0mm，按接觸疲勞強度算得的直徑 d1=42.85mm來計算的齒數(shù)： z1=d1cosβmn=42.85×cos14°2.0=20.79 取z1=21，則z2=Uz1=4.3×21=90.3，取z2=90； 4. 計算幾何尺寸 1) 計算中心距 a=z1+z2mn2cosβ=21+90×22×cos14°mm=114.40mm 5. 將中心距圓整為115mm 6. 按圓整后的中心距修正螺旋角β β=arccosz1+z2mn2a=arccos21+90×22×115=15°9'22'' 7. 因為螺旋角值β改變不多，故參

18、數(shù)εα、Kβ、ZH等不必修正 8. 計算大、小齒輪分度圓直徑 d1=mnz1cosβ=2×21cos15°9'22''=43.51mm， d2=mnz2cosβ=2×90cos15°9'22''=186.49mm； 2) 計算齒輪寬度 b=?d?d1=1×43.51=43.51mm 圓整后，取大齒輪B2=45mm，小齒輪B1=50mm； 9. 計算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用 名稱 符號 小齒輪 大齒輪 螺旋角 β 15°9'22'' 端面模數(shù) mt 2.07mm 法面模數(shù) mn 2.0mm 法面壓力角 αn 20° 分度圓直徑 d d1=43

19、.51mm d2=186.49mm 齒頂高 ha ha=haf*?mn=2.0mm 齒根高 hf hf=（haf*+cn*）?mn=2.5mm 齒頂圓直徑 da da1=47.51mm da2=190.49mm 齒根圓直徑 df df1=38.51mm df2=181.49mm 齒寬 B 50mm 45mm 表4 B. 低速級減速齒輪設(shè)計 1. 選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 由文獻【2】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，屬于軟齒面。 2)

20、 精度等級選7級精度。 3) 初選齒數(shù) 小齒輪齒數(shù)Z3=24，Z4=91 4) 取螺旋角。 初選螺旋角β=14°。 2. 按齒面接觸強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式文獻【2】式（10-21）進行試算，即 d3t≥32KtTⅡ?dεαu±1uZHZEσH2 1) 確定公式的各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù)Kt=1.6 b) 已知高速級斜齒圓柱齒輪轉(zhuǎn)矩TⅡ=86.94N?m=8.694×104N?mm； c) 根據(jù)軟齒面性質(zhì)，由文獻【2】表10-7取齒輪的齒寬系數(shù)?d=1.0； d) 查文獻【2】圖10-26得端面重合度為 εα3=0.780，εα4=0.883， 所以，εα=

21、εα3+εα4=0.780+0.883=1.663 e) 齒數(shù)比 U=z4z3=9124=3.8 f) 根據(jù)所選材料性質(zhì)，由文獻【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) ZE=189.8MPa12； g) 由文獻【2】圖10-30得區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 h) 由文獻【2】圖10－21d按齒面硬度查小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim3=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限σHlim4=550MPa； i) 由文獻【2】式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N3=60nⅡjLk=60×218.60×1×2×8×300×5=3.148×108 N4=N3i2=3.148×108÷3.8=8

22、.284×107 j) 由文獻【2】圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN3=0.94，KHN4=0.98； k) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S= SH＝1，由文獻【2】式（10-12）得 σH3=KHN3?σHlim3S=0.94×6001=564MPa， σH4=KHN4?σHlim4S=0.98×5501=539MPa， σH=σH3+σH42=564+5392=551.5MPa<1.23σH4 所以，σH=551.5MPa 2) 計算 a) 計算小齒輪的分度圓直徑d3t，由計算公式得 d3t≥32KtTⅡ?dεαu±1u

23、ZHZEσH2=32×1.6×8.694×1041×1.663×4.83.8×2.433×189.8551.52mm=52.91mm； b) 計算圓周速度 v=πd3tnⅡ60×1000=π×52.91×218.6060×1000=0.61ms c) 計算齒寬b及模數(shù)m b=?d?d3t=1×52.91=52.91mm， mnt=d3tcosβz3=52.91×cos14°24=2.14mm， h=2.25mnt=2.25×2.14=4.81， bh=52.914.81=10.99； d) 計算縱向重合度εβ εβ=0.318?dz3tanβ=0.318×1×24×tan14

24、°=1.903； e) 計算載荷系數(shù)K 由于工作平穩(wěn)，輸入為電動機，由文獻【2】表10-2查得使用系數(shù)KA=1， 根據(jù)v=0.61ms，7級精度，由文獻【2】圖10-8得KV=1.03， 由文獻【2】表10-3 ，根據(jù)KAFt/b<100N/mm，查得齒間載荷分配系數(shù)KHα=KFα=1.4， 由文獻【2】表10-4，通過插值法，查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ=1.420， 由bh=10.99，KHβ=1.420，查文獻【2】圖10-13查得齒向載荷分配系數(shù)KFβ=1.375 故有載荷系數(shù)K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.420=2.048； f) 按實際的載荷系數(shù)

25、K校正初算的分度圓直徑，由文獻【2】式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=52.91×32.0481.6mm=57.44mm； g) 計算法面模數(shù) mn=d3cosβz3=57.44×cos14°24mm=2.32mm 3. 按齒根彎曲強度設(shè)計 由文獻【2】式（10-17） mn≥32KTⅡYβcos2β?dz32εα?YFaYSaσF 1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 a) 由文獻【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE3=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限σFE4=380Mpa； b) 查文獻【2】圖10-18得KFN3=0.88，KFN4=0.93

26、 c) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S＝1.4,由文獻【2】式（10-12）得 σF3=KFN3?σFE3S=0.88×5001.4=314.29MPa， σF4=KFN4?σFE4S=0.93×3801.4=252.43MPa d) 計算載荷系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.375=1.983； e) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.903，查文獻【2】中圖10-28得螺旋角影響系數(shù)Yβ=0.88； f) 計算當(dāng)量齒數(shù) zv3=z3cos3β=24cos314°=26.27， zv4=z4cos3β=91c

27、os314°=99.62； g) 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)，通過插值法 查取齒形系數(shù) 由文獻【2】表10-5，查得YFa3=2.592，YFa4=2.181； 查取應(yīng)力校正系數(shù) 由文獻【2】表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.790； h) 計算大、小齒輪的YFaYSaσF,并加以比較 YFa3YSa3σF3=2.592×1.596314.29=0.01316， YFa4YSa4σF4=2.181×1.790252.43=0.01547； 大齒輪數(shù)值較大，應(yīng)將大齒輪的數(shù)值代入計算，以獲得較大模數(shù) 2) 設(shè)計計算 mn≥32KTⅡYβcos2β?dz32εα?YFaYSa

28、σF=32×1.983×8.694×104×0.88×cos214°1×242×1.663?0.01547mm=1.66mm 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn=2.32mm，大于由齒根疲勞強度計算的法面模數(shù) mn=1.66mm， 取法面模數(shù)mn=2.0mm，這時已能夠保證齒根彎曲疲勞強度，接觸疲勞強度由d3保證。按接觸疲勞強度算得的直徑d3=57.44mm來計算齒數(shù)： z3=d3cosβmn=57.44×cos14°2.0=27.87 取z3=28，則z4=Uz3=3.8×28=106.4，取z4=107 4. 計算幾何尺寸 1) 計算中心距 a=z3+z4mn2cosβ=2

29、8+107×22×cos14°mm=139.13mm 將中心距圓整為139mm 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角β β=arccosz3+z4mn2a=arccos28+107×22×139=13°46'43'' 因為螺旋角值β改變不多，故參數(shù)εα、Kβ、ZH等不必修正 3) 計算大、小齒輪分度圓直徑 d3=mnz3cosβ=2×28cos13°46'43''=57.66mm， d4=mnz4cosβ=2×107cos13°46'43''=220.34mm； 4) 計算齒輪寬度 b=?d?d3=1×57.66=57.66mm 圓整后，取大齒輪B4=60mm，小齒輪B3=

30、65mm； 5. 計算所得結(jié)果匯總?cè)绫?備用。 名稱 符號 小齒輪 大齒輪 螺旋角 β 13°46'43'' 端面模數(shù) mt 2.06mm 法面模數(shù) mn 2.0mm 法面壓力角 αn 20° 分度圓直徑 d d3=57.66mm d4=220.34mm 齒頂高 ha ha=haf*?mn=2.0mm 齒根高 hf hf=（haf*+cn*）?mn=2.5mm 齒頂圓直徑 da da3=61.66mm da4=224.34mm 齒根圓直徑 df df3=52.66mm df4=215.34mm 齒寬 B 6

31、5mm 60mm 表5 兩齒輪浸油潤滑校核： 根據(jù)文獻【1】表3-3可知，高速級大齒輪理論浸油深度為10mm,低速級大齒輪速度V=0.61介于0.5~0.8之間，ha=18.9~36.39mm，所以，兩個大齒輪的理論半徑差應(yīng)在8.19~26.39mm之間。現(xiàn)在，D2=186.49mm，D4=220.34mm,半徑差為16.925mm,在允許范圍內(nèi)，所以齒輪設(shè)計滿足要求。 六、 輸入軸及附件設(shè)計 1. 輸入軸Ⅰ的功率PⅠ、轉(zhuǎn)速nⅠ和轉(zhuǎn)矩TⅠ 功率 PⅠ=2.069kW 轉(zhuǎn)速nⅠ=940rmin 轉(zhuǎn)矩TⅠ=21.02N?m 2. 求作用在

32、齒輪上的力 根據(jù)之前設(shè)計，已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=43.51mm 圓周力 Ft1=2TⅠd1=2×2102043.51N=966N 徑向力Fr1=Ft1tanαncosβ=966×tan20°cos15°9'22''N=364N， 軸向力Fa1=Ft1tanβ=966×tan15°9'22''=262N 3. 初步確定軸的最小直徑 先按文獻【2】式（15－2）初步估算周的最小直徑，根據(jù)后面計算可知，由于e<2 mt=4.14,齒輪較小，因此須做成齒輪軸，故選取軸的材料為40Cr鋼（調(diào)質(zhì)）處理。根據(jù)表15-3，取A0=105，于是得

33、 dⅠmin=A03PⅠnⅠ=105×32.069940=13.66mm； 軸端開有鍵槽，軸的直徑擴大5%，故dⅠmin=13.66×1.05=14.34mm 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮為輸送機，轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則： Tca=1.5×21.02=31.53N?m 相應(yīng)的電動機外伸周徑28mm，所以應(yīng)調(diào)整dⅠmin來配合選用聯(lián)軸器。 按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩Tn的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB5014-85，選用HL1(J)型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑dⅠ=20mm，故取dⅠ-Ⅱ=20mm；半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm。 4.

34、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1) 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 i. Ⅰ-Ⅱ軸段右端做出軸肩以滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，，故?、?Ⅲ段的直徑dII-III=28mm，左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取。 ii. 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，且轉(zhuǎn)速高軸向力不大，故初步選用接觸角為15°的角接觸球軸承，型號7206C，其尺寸為,故,dⅦ-Ⅷ=30mm。 iii. 由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數(shù)），所以把齒輪做成齒輪軸。參照工作要

35、求并根據(jù)，左端滾動軸承與軸之間采用擋油盤定位，故選。同理右端滾動軸承與軸之間也采用擋油盤定位，因此，取。 iv. 軸承端蓋的總寬度為31mm，（由減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計中的B而定下）。為了滿足軸承端蓋的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取。 v. 已知高速級齒輪輪轂長b=50mm,做成齒輪軸， 則。 vi. 取齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離a=14mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪（兩個大齒輪）端面之間的距離為c=14mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離是s,取s=10mm。已知滾動軸承寬度B=16mm，低速級大齒輪輪轂長L=60mm，左擋油盤，右

36、擋油盤長。 則 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 vii. 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按由參考文獻[2]表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm；同時選擇半聯(lián)軸器與軸配合為。 viii. 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻[2]表15-2，取軸端倒角為，各軸肩與配合處的圓角參數(shù)參考文獻[1]表11-5 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算模型（如下），在確定軸承的支點位置時，應(yīng)從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由參考文獻[1]中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)

37、軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。如圖所示 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出齒輪所在的截面是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的該處處的，的值列于下表（參看圖示） 計算結(jié)果如表6 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F ， ， 彎距M 總彎距 扭距T 表6 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（的強度，根據(jù)機械設(shè)計（15-1）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 前已選定軸的材料為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，由參考

38、文獻[2]表15-1得。因此，所以，設(shè)計的軸安全。 7. 滾動軸承壽命校核 1) 由軸的設(shè)計計算可知輸入軸滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承，,Y=1.45 2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2 由軸的校核過程中可知： ， ， 3) 計算兩軸承的計算軸向力和 7206C型角接觸球軸承，按文獻【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.39 Fd1=eFr1=0.39×314N=122N Fd2=eFr2=0.39×720N=281N ，所以左軸承壓緊，右軸承放松 4) 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻

39、【2】表13-6，，取，則 5) 驗算軸承壽命 因為，所以代入驗算 所以所選的軸承可滿足壽命要求。 8. 鍵的校核 由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵為 強度滿足要求 七、 輸出軸及其附件設(shè)計 1. 輸出軸Ⅲ的功率PⅢ、轉(zhuǎn)速nⅢ和轉(zhuǎn)矩TⅢ 功率PⅢ=1.91kW 轉(zhuǎn)速nⅢ=57.53rmin 轉(zhuǎn)矩TⅢ=317.06N?m 2. 求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4=220.34mm 圓周力 Ft4=2TⅢd4=2878N 徑向力Fr4=Ft4tanαncosβ

40、=2878×tan20°cos13°46'43''N=1079N， 軸向力Fa4=Ft4tanβ=2878×tan13°46'43''=706N 3. 初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻【2】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)參考文獻[2]表15-3，A0=103~126，取A0=112，于是得 軸端處開有鍵槽，故dmin=1.05×30.74=32.27mm 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tca=TⅢ?KA，查參考文獻[2]表14-1，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA=1.3，則 輸出軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器。為了使所選的軸段處與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)

41、，需同時選取聯(lián)軸器型號。 按照計算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距條件查參考文獻[1]，選用HL3（J）型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距=630N?m>。半聯(lián)軸器的孔徑d1=35mm，故取dI-II=35mm，半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1) 擬定軸上零件的裝配方案 2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 i. I-II軸段右端制出一軸肩以滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，并根據(jù)氈圈密封標(biāo)準(zhǔn)，故取 II-III段的直徑dII-III=42mm，左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器

42、上，故Ⅰ-Ⅱ段長度應(yīng)比半聯(lián)軸器略短一些，現(xiàn)取 lI-II=59mm ii. 軸承端蓋的總寬度為30mm，（由減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計中的B而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于檢修的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故取lII-III=61mm。 ix. 初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力和軸向力，轉(zhuǎn)速不高，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)dII-III=42mm，由軸承產(chǎn)品目錄,初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7209C，其尺寸為的,所以,dⅦ-Ⅷ=45mm。 iii. 左端滾動軸承右邊采用擋油盤進行軸向定位，故?。ㄔ摂?shù)據(jù)由軸承外圈而定） iv. 取安裝齒輪處的軸段

43、直徑dVI-VII=50mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤軸向定位。已知齒輪輪轂寬度為60mm，為了使擋油盤端面壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取lVI-VII=56mm。齒輪左端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=5mm, 則軸環(huán)處的直徑dV-VI=60mm，軸環(huán)寬度b>1.4h=7mm，取lV-VI=10mm。 v. 類同于輸入軸的方法可得其余長度 lIII-IV=35mm lⅣ-Ⅴ=58.5mm lVII-VIII=49.5mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 vi. 軸上零件的周向定位 半聯(lián)軸器的周向定位采用平鍵聯(lián)接，按dI-II=35mm，由參

44、考文獻[2]表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，滾動軸承的周向定位是通過過渡配合來保證的，此處軸的直徑尺寸公差為k6； 低速級大斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵，按dVI-VII=50mm，由手冊查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，齒輪輪轂與軸的配合為， vii. 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考參考文獻【2】表15-2，取軸端倒角為（具體參考輸出軸零件圖上的標(biāo)注），各軸肩處的圓角參照機械設(shè)計表15-2。 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算模型（如下）。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7209C型角接觸球軸承，由手

45、冊中查得a=16.4mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距為， 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齒輪所在軸段是軸的危險截面。先計算出該處的MH、MV及M的值列于表7。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩 表7 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險截面處的強度，根據(jù)文獻【2】式（15-5）及上表中的數(shù)值，軸所受到的為脈動循環(huán)的變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力 所選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻【2】表1

46、5-1 查得。因此，故安全。 7. 精確校核輸出軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 截面VII過盈配合引起的應(yīng)力集中嚴(yán)重，同時受彎矩和扭矩作用，所以只校核截面VII （2）截面VII右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面VII右側(cè)的彎矩 截面VII上的扭矩T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45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻【2】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)及按文獻【2】附表3-2查取。因，得 又由文獻【2】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： 由文獻【2】附圖3-2得尺寸系數(shù)； 由文獻【

47、2】附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù) 軸按磨削加工，由文獻【2】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，則按文獻【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為 又由及得碳鋼的特性系數(shù) ，取， ，取 于是計算安全系數(shù)值，按文獻【2】式（15-6）~（15-8）則得 故可知其安全。 （2）截面VII左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面VII左側(cè)的彎矩 截面VII上的扭矩T為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 過盈配合處的值，由文獻【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得 ； 軸按磨削加工，由附表3-4的表面質(zhì)量系數(shù)

48、為 則按文獻【2】式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)為 所以軸在截面II右側(cè)的安全系數(shù)為 故可知其安全。 8. 軸承校核 1) 由軸的設(shè)計計算可知輸出軸滾動軸承選用7209C型角接觸球軸承， 2) 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2 由軸的校核過程中可知： 3) 計算兩軸承的計算軸向力和 對于7209C型角接觸球軸承，按文獻【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.4 Fd1=eFr1=0.4×1249N=500N Fd2=eFr2=0.4×1938N=775N ，故軸左移，右軸承放松，左軸承壓緊 4)

49、 軸承當(dāng)量動載荷P1和P2 因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按文獻【2】表13-6，，取，則 5) 驗算軸承壽命Lh 因為，所以代入驗算軸承壽命 9. 鍵的校核 由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為 聯(lián)軸器鍵， σp1=2TⅢ×103kdl=2×317.06×1030.5×8×35×(56-10)=98.47MPa<σp 齒輪鍵 σp2=2TⅢ×103kdl=2×317.06×1030.5×9×50×(45-14)=90.91MPa<σp 其中σp=110MPa 八、 中間軸及其附件設(shè)計 1. 中間軸II的

50、功率PII、轉(zhuǎn)速nII和轉(zhuǎn)矩T⒈II 功率PⅡ=1.99kW 轉(zhuǎn)速nⅡ=218.60rmin 轉(zhuǎn)矩TⅡ=86.94N?m 2. 求作用在齒輪上的力 1) 已知中間軸小齒輪的分度圓直徑為d3=57.66mm 圓周力 Ft3=2TⅡd3=2×8694057.66N=3016N 徑向力Fr3=Ft3tanαncosβ=3016×tan20°cos13°46'43''N=1130N， 軸向力Fa3=Ft3tanβ=3016×tan13°46'43''=740N 2) 對于中間軸上大齒輪2 Ft2= Ft1=966N Fr2= Fr1

51、=364N Fa2=Fa1=262N 3. 初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻[2]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)參考文獻[2]表15-3，取，于是得 dmin=A03PⅡnⅡ=112×31.99218.60mm=23.39mm 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1) 擬定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 i. 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，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據(jù)軸的最小直徑，選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7206C，其尺寸為的,故。 ii. 取安裝小

52、齒輪處的軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑因為d+t1=38.8mm,且e=（52.66-38.8）/2=6.93mm>2mt,所以小齒輪處不應(yīng)該做成齒輪軸。齒輪的左端與左軸承之間采用擋油盤進行軸向定位。已知齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使擋油盤壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸環(huán)定位，軸肩高度h>0.07d=2.49mm,故取h=5mm，則軸直徑。 iii. 取安裝大齒輪處的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑dⅣ-Ⅴ=35.5mm，齒輪的右端與右軸承之間采用擋油盤定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使擋油盤壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸環(huán)定位，取h=5mm，與小齒輪右端定位高度

53、一樣。 iv. 類同于輸入軸端的計算方法，可算得剩余軸段的長度分別為： 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。 v. 軸上零件的周向定位 齒輪與軸采用平鍵連接進行周向定位。按,由參數(shù)文獻[2]表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按lⅡ-Ⅲ=62mm，取鍵長為45mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理按dⅣ-Ⅴ=35.5mm，由參數(shù)文獻[2]表14-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，按lⅣ-Ⅴ=42mm，取鍵長為28mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位通過過渡配合來保證的，此處選軸的直

54、徑尺寸公差為k6。 5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算模型（如圖）。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支撐跨距L=178.2mm，L1=59.6mm，L2=66.5mm,L3=52.1mm，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，小齒輪所在的截面處是軸的危險截面。計算該處的MH、MV及M的值列于表8。 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩

55、扭矩 表8 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即小齒輪所在截面）的強度，根據(jù)文獻【2】式（15-5）及上表中的數(shù)值，并取，軸的計算應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻【2】表15-1 查得。因此，故安全。 7. 中間軸軸承校核 1） 由軸的設(shè)計計算可知滾動軸承選用7206C型角接觸球軸承， 2） 計算兩軸承所受的徑向載荷Fr1和Fr2 由軸的校核過程中可知： 3） 計算兩軸承的計算軸向力和 7206C型角接觸球軸承，按文獻【2】表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e=0.41 Fd1

56、=eFr1=0.41×2461N=1009N Fd2=eFr2=0.41×1697N=696N ，所以左軸承壓緊，右軸承放松 4） 軸承當(dāng)量動載荷和 因為軸承運轉(zhuǎn)中載荷平穩(wěn)，按《機械設(shè)計》表13-6，，取，則 5） 驗算軸承壽命 因為，所以代入驗算軸承壽命 根據(jù)軸承壽命的計算結(jié)果得出結(jié)論：必須每3.5年對減速器進行檢修，以保證軸承的 正常工作。 8. 鍵的校核 由軸的設(shè)計計算可知所選平鍵分別為 小齒輪鍵， 大齒輪鍵 靜連接，輕微沖擊，取=110MPa 九． 箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計

57、 箱體通過鑄造而成，起著支承軸系、保證傳動件和軸系正常運轉(zhuǎn)的重要作用。結(jié)構(gòu)設(shè)計時要保證箱體有足夠的剛度、可靠的密封和良好的工藝性。 1. 基本尺寸的確定 通過參考文獻【1】表3-1的各項計算獲得尺寸結(jié)果列表如下： 名稱 取值 箱座壁厚 δ=9mm 箱蓋壁厚 δ1=9mm 箱體凸緣厚度 箱座b= 14mm 箱蓋b1=14mm 箱底座b2=23mm 加強肋厚度 箱座m=7.65mm 箱蓋m1=7.65mm 地腳螺釘直徑 df=16mm 地腳螺釘數(shù)數(shù) 4個 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=12mm 箱蓋、箱座聯(lián)接 直徑 d2=10mm 軸承蓋螺釘直徑和

58、數(shù)目 高中速軸d3=6mm，n=4 低速軸d3=8mm,n=4 軸承蓋外徑 高中速軸D2=92mm 低速軸D2=125mm 觀察孔蓋螺釘直徑 d4=6mm 表9 由文獻【1】表3-1查得c1、c2的值，現(xiàn)列如下： 螺栓直徑 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M27 C1min 13 16 18 22 26 34 34 C2min 11 14 16 20 24 28 32 2. 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1) 箱座高度 減速器內(nèi)傳動件采用浸油潤滑的方式，箱座高度應(yīng)保證箱體內(nèi)儲存有足量的潤滑油。 H≥da42+20+

59、?7=224.342+20+20=152.17mm， 圓整為H=160mm. 其中，大齒輪到箱底內(nèi)壁的距離為20mm，小于30~50mm的范圍內(nèi)，是為了保證油量不至于超過理論油量范圍太多。 油量估計：V油=(hs+20) b l=(27+20) 152 567=4050648>2800000。 3. 箱體要有足夠的剛度 1) 箱體、箱座、箱蓋、軸承座、底座凸緣等的壁厚可根據(jù)上表9的計算結(jié)果而定。 2) 軸承座螺栓凸臺的設(shè)計 軸承座旁螺栓凸臺的螺栓孔間距S≈D2（其中D2為軸承蓋外徑） 螺栓凸臺高度h與扳手空間的尺寸c1、c2有關(guān)，通過作圖法確定凸臺高度h。這里，為了保證所有

60、軸承座都比螺栓凸臺高，以中高速級所在的軸承座為基準(zhǔn)作圖獲得螺栓凸臺的高度h。 3) 箱體凸緣尺寸 軸承座外端面應(yīng)向外凸出5~10mm，以便切削加工。箱體內(nèi)壁至軸承座孔外端面的距離L1為 B=δ+C1+C2+6=9+18+16+6=49mm B是一個極其重要的參數(shù)，所有軸的設(shè)計中都根據(jù)B以保證各軸上軸承正面與正面（正安裝）之間的距離為一個定值并保證齒輪與齒輪的正確嚙合位置。（本人的設(shè)計中始終保證這段距離為172mm） 十． 減速器附件的選擇與設(shè)計 1. 窺視孔和視孔蓋 為了便于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點和嚙合間隙，并為了向箱體內(nèi)注入潤滑油，在傳動件嚙合區(qū)的上方設(shè)置

61、窺視孔。窺視孔應(yīng)設(shè)在箱蓋頂部能夠看到齒輪嚙合區(qū)的位置，大小以手 能伸入箱體進行檢查操作為宜。 視孔蓋用螺釘緊固在窺視孔上，其下墊有密封墊，以防潤滑油漏 出或污物進入箱體內(nèi)。視孔蓋材料為Q235。 查表文獻【1】表9-18取A=150mm（能看到兩對齒輪的嚙合） d4=6mm（GB 70-85 M6X10） A1=A+5d4=180mm B1=155mm B=B1-5d4=125mm A0=0.5A+A1=165mm B0=0.5B+B1=140mm h=2mm(Q235)

62、 2. 通氣器 減速器運轉(zhuǎn)時，會因摩擦發(fā)熱而導(dǎo)致箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹、壓力增大。為使受熱膨脹的氣體能自由地排出，以保證箱體內(nèi)外壓力平衡，防止?jié)櫥脱叵潴w接合面、軸外伸處及其他縫隙滲漏出來，常在視孔蓋或箱蓋上設(shè)置通氣器。 選用經(jīng)兩次過濾的通氣器，查文獻【1】表9-8，選用型號為M18X1.5。（具體參數(shù)參見參考文獻【1】表9-8） 3. 起吊裝置 為便于拆卸和搬運減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。 1) 箱蓋起吊裝置 根據(jù)文獻【1】表9-20箱蓋起吊裝置選用吊耳，具體參數(shù)為： d=18mm R=20mm

63、 e=15mm b=18mm 2) 箱座起吊裝置 箱座采用吊耳方式起吊，根據(jù)文獻【1】表9-20知所設(shè)計的吊耳結(jié)構(gòu)尺寸如下： B=C1+C2=30mm H=0.8B=24mm h=0.5H=12mm r2=0.25B=7mm b=2δ=18mm 4. 油面指示器 選用油標(biāo)尺。油標(biāo)尺用于指示減速器內(nèi)的油面高度，以保證箱體內(nèi)有適當(dāng)?shù)挠土俊? 油標(biāo)尺中心線一般與水平面成45°或大于45°，而且注意加工油標(biāo)凸臺和安裝油標(biāo)時，不要與箱體凸緣或吊鉤相干涉 查文獻【1】表9-14，選用游標(biāo)尺M16（1

64、6） 5. 油塞及封油墊 根據(jù)放油量的要求，查文獻【1】表9-16，選用外六角油塞，型號M16X1.5 6. 啟蓋螺釘 為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處漏出，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆卸時會因黏接較緊而不易分開。為此，在箱蓋或箱座上設(shè)置啟蓋螺釘，其位置宜與連接螺栓同外徑，以方便鉆孔，螺紋長度應(yīng)大于箱蓋凸緣厚度，螺釘端部制成圓柱形并光滑倒角或制成半球形。 選用GB70-85 M10X20 7. 定位銷 兩個定位銷應(yīng)設(shè)在箱體聯(lián)接凸緣上的對角線上以使箱座、箱蓋能正確定位。此外，還要考慮到定位銷裝拆時不與其他零件相干涉。定位銷選用圓錐定位銷，其長度稍大于上下箱體聯(lián)接凸緣總

65、厚度，使兩頭露出，以便裝拆。定位銷為標(biāo)準(zhǔn)件，其直徑可取凸緣聯(lián)接螺栓直徑的0.8倍。 參考文獻【1】表14-3，選用銷GB117-86 A8X40 十一． 潤滑和密封 (一) 潤滑 1. 齒輪的潤滑 1) 潤滑劑的選擇 工程上，齒輪傳動中最常用的潤滑劑有潤滑油和潤滑脂兩種。潤滑脂主要用于不易加油或低速、開式齒輪傳動的場合；一般情況均采用潤滑油進行潤滑。 高速級 v=πdn60×1000=π×186.49×94060×1000=9.18 m/s 低速級 v=πdn60×1000=π×220.34×57.5360×1000=0.66 m/s 平均速度 v=9.18+0

66、.662=4.92 m/s 查文獻【2】表15-1 材料強度極限σB=640MPa 查文獻【1】表16-2 v40℃=140 mm2/s 查文獻【1】表16-1 使用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903-86）N150 2) 潤滑方式 選用浸油潤滑。查文獻【1】表3-3高速級大齒輪浸油深度hf約為0.7齒高但不小于10mm 低速級大齒輪 hs=1個齒高至1/3個齒輪半徑 取hs=27mm （具體浸油深度已在上面齒輪設(shè)計結(jié)束部分闡述） 2. 滾動軸承的潤滑 在滾動軸承中，常采用的潤滑劑有潤滑油和潤滑脂兩種形式。當(dāng)滾動軸承的速度因數(shù)dn值(d為滾動軸承內(nèi)徑(mm),n為軸承轉(zhuǎn)速(r/min))不超過2.5×105mm·(r/min)時，一般可采用潤滑脂潤滑，超過這一范圍宜采用潤滑油潤滑。 本人設(shè)計計算獲得的dn較小，所以軸承全部選用脂潤滑。 (二) 密封 目的是防止外界的灰塵、水分等侵入軸承，并阻止?jié)櫥瑒┑穆┦А⒖嘉墨I[1]表16-8，軸承與軸之間采用氈圈密封，具體參數(shù)參見文獻[1]表16-9，由于采用脂潤滑，所以軸承內(nèi)側(cè)加擋油盤，同時擋油盤還起