帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計《機械設(shè)計》課程設(shè)計說明書

1、武漢工程大學(xué)機械設(shè)計課程設(shè)計說明書課題名稱：帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計專業(yè)班級：機制中美學(xué)生學(xué)號：1403190110學(xué)生姓名：學(xué)生成績：指導(dǎo)教師：秦襄培課題工作時間：2016年12月12日至 2016年12月30日武漢工程大學(xué)教務(wù)處3目錄一、 設(shè)計任務(wù)書鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置 3二、 傳動裝置總體設(shè)計 41. 系統(tǒng)總體方案的確定 42. 電動機的選擇（ Y 系列三相交流異步電動機） 63. 傳動裝置的總傳動比及其分配 8三 、傳動零件的設(shè)計計算 91. V帶傳動的設(shè)計計算 92. 齒輪傳動的設(shè)計計算 13四、軸的設(shè)計計算 錯. 誤!未定義書簽。1. 選擇軸的材料及熱處理 222. 初估軸

2、徑 223. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 224. 減速器零件的位置尺寸 28五、潤滑方式潤滑油牌號及密封裝置的選擇 29六、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 錯. 誤!未定義書簽。七、減速器的箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 33八、總結(jié) 35附:參考文獻 36亠、設(shè)計任務(wù)書鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置1. 設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機的傳動裝置2. 帶式運輸機的工作原理電機2傳動裝置工工作臥磁4輸送芾卩斟砂輸送機的傳動示意圈I3.原始數(shù)據(jù)學(xué)號鼓輪直徑D（ mm）輸送帶速度v（m/s）輸出轉(zhuǎn)矩T（N.m）14031901013000.634004. 工作條件（已知條件）1）工作環(huán)境：一般條件，通風(fēng)良好；2）載荷特性：連續(xù)工作、近于平穩(wěn)、

3、單向運轉(zhuǎn);3）使用期限：8年，大修期3年，每日兩班制工作；4）卷筒效率：n =0.96;5）運輸帶允許速度誤差：士 5%;6）生產(chǎn)規(guī)模：成批生產(chǎn)。5. 設(shè)計內(nèi)容1）設(shè)計傳動方案；2）設(shè)計減速器部件裝配圖（A1）;3）繪制軸、齒輪零件圖各一張（高速級從動齒輪、中間軸）；4）編寫設(shè)計計算說明書一份（約 7000字）。1、傳動裝置總體設(shè)計1. 系統(tǒng)總體方案的確定1）系統(tǒng)總體方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構(gòu)2）初選的三種方案如下：I方案一：展開式兩級圓柱齒輪111XX可H方案二：同軸式兩級圓柱齒輪303) 系統(tǒng)方案的總體評價：方案一結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒

4、并列，導(dǎo)致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒 輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作 用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以 減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。總的來講，該傳動方案一滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作 可靠，此外還有結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低、傳動效率高等優(yōu)點。2. 電動機的選擇 ( Y 系列三相交流異步電動機)1) 電動機類型和結(jié)構(gòu)型式選擇最常用的的電動機是 Y 系列籠型三相異步交流電動機。其效率高、 工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、價格低，適用于不易燃、不易爆，無 腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。由于啟動性較好，也適用于某些要求

5、較高起動轉(zhuǎn)矩的機械。2) 選擇電機容量 首先估計傳動裝置的總體傳動范圍：由卷筒的圓周速度 V 可計算卷筒的 轉(zhuǎn)速nw=6OX1OO0v/ n D=6OX1OOOX).63/ (n X300) 40.11r/min從電動機到工作機主軸之間的總效率 nn= niXn XnX Xnn查表2-4知: 聯(lián)軸器的傳動效率 n=0.99, V帶傳動效率 n=0.9 6 ,滾動軸承 邛=0.99,圓柱齒輪傳動n=0.97,卷筒效率n=0.96。QQAn= nn n4n2n=.97 .0.96.0.99.0.99 .0.96=0.82卷筒軸的輸出功率 Pw = Tnw/9550=1.68kw故：Pd=Pw/ n

6、 =1.68/0.82=2.05kW 查表得：Ped 2.2kw3) 選擇電動機的轉(zhuǎn)速選擇電動機轉(zhuǎn)速時nd(ii*i2*i3*in)nw式中：nd 電動機轉(zhuǎn)速可選范圍hiin各級傳動的傳動比范圍有表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍為2-4，圓柱齒輪傳動比范圍為 3-6，其他的傳動比都等于1,則電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為:2nd =i 1i 2 nw=7866718r/min可見，同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min的電動機均符合這里選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500rpm和1000rpm兩種4) 確定電動機型號由表20-1知，電動機型號相關(guān)表格如下萬案號電動機型號額定功 率Kw電動機轉(zhuǎn)速r/

7、min電動機質(zhì)量Kg總傳動 比參考比價同步、卄 +、， 滿載1Y122M-62.2100096045243.092Y100L1-42.2150014303435.51.87兩個方案均可行，方案2電動機成本低，對選定的傳動方案傳動比也適 中，故選方案2.選定電動機型號為Y100L1-4，其它主要參數(shù)列于下表電動機型號額定功率Kw電動機轉(zhuǎn)速中心高mm外伸軸徑mm軸外伸長度mm同步、卄 +、， 滿載Y100L1-42.21500143010028603. 傳動裝置的總傳動比及其分配1）計算總傳動比：i 總二nm/nw=1430/40.11=35.652）各級傳動比的分配傳動比選取見表2-1，V帶傳動

8、常用傳動比范圍為2-4，圓柱齒輪傳動比 范圍為3-6，對于展開式兩級圓柱齒輪減速器，為了使兩級的大齒輪有相 似的浸油深度，高速級傳動比 i2和低速級傳動比i3可按照下列方法分配i2（1-1佔爪取V帶傳動比i1=3,i2=1.3*i則減速器的總傳動比為i=i總/i 1=35.653=11.88雙級圓柱齒輪高速級傳動比i12= 1.3i = 1.3 11.88 =3.92雙級圓柱齒輪低速級傳動比i34二i/i 12=11.88/3.92=3.033）各軸的轉(zhuǎn)速n電動機轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速：n二nm =1430r/min高速軸I: n 1二no/i 1=1430/3=476.67 r/mi n中間軸n2=n 1

9、/i12=476.67/3.92=121.6 r/min低速軸皿：n3=n2/n34=121.6/3.03=40.13 r/min卷筒軸W: n 4=n3 =40.13 r/mi n4）各軸輸入功率P電動機：Ped=2.2kW高速軸 I : Pi=F0 n 2=2.2x0.96=2.11kW中間軸 H : P2=P n 3 n 4=2.11x0.99x0.97=2.03kW低速軸皿:P3=P n 3 n 4=2.03x0.99x0.97=1.95kW5) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T電動機轉(zhuǎn)軸：T=9950F0/no=14.69N.m 高速軸:Ti=9550R/ni=42.31N.m中間軸:T2=9550F

10、2/n2=159.27N.m 低速軸:T3=9550P3/n3=463.34N.m將以上計算結(jié)果整理后列于下表：電動機軸軸I軸H軸皿滾筒軸W功率P/kw2.22.112.031.951.93轉(zhuǎn)矩T/(N M)14.6942.31159.27463.34458.70轉(zhuǎn)速 n/(r/min)1430476.67121.6040.1340.13傳動比i33.923.031效率n0.960.960.960.99三、傳動零件的設(shè)計計算1. V帶傳動的設(shè)計計算1）已知條件設(shè)計此V帶傳動h時，已知條件有一一帶傳動的工作條件；傳遞的額定功率；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪轉(zhuǎn)速。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號；確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)

11、、中心距、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸；初拉力和壓軸 力。2）設(shè)計步驟傳動帶初選為普通V帶傳動500040003IS020006001250109080063050040031S2SQ200160125,0Q2523.155812.52031J5080 IZ5 200I M 2.546.3101625402 I0Q 160550設(shè)計功率ft/kW確定計算功率卩的KA PP為所需傳遞的額定功率就是電動機額定功率，此輸送機每日兩 班制就是工作16小時，且工作載荷平穩(wěn)。由課本 P156表8-8查得, 工作情況系數(shù)Ka = 12貝U pca KA P=1.2*2.2=2.64kw 選擇V帶型號小帶輪轉(zhuǎn)速即電動

12、機滿載轉(zhuǎn)速n =1430r/min根據(jù) pca KA P=1.2*2.2=2.64kw 和 門0 =1430r/min 查圖 8-9,選取帶 型為A型。 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd，并驗算帶速度v根據(jù)V帶的帶型和電動機的中心高100mm,查表8-9選取小帶輪 的基準(zhǔn)直徑dd1 =90mm驗算帶速 V1竺0=3.141430吒0000=6.74m/sV160*1000因為帶速不宜過高，一般在5m/sv120 計算帶的根數(shù)z查表8-4插值得Po=1.O7kw，查表8-5插值得 R=0.17kw，查表8-6 得 K 7929，查表 8-2 得 KL=0.93。則 z Pca=2.47(PoPo)K Kl

13、故取z=3根帶型計算功率Pca/kW帶速v/(m/s)中心距a/mm基準(zhǔn)長 度Ld/mm小帶輪包角a根數(shù)z小帶輪直徑ddJmm小帶輪直徑dd2/mmA2.6416.743321386148.9390280 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由電動機的外形和安裝尺寸知，大帶輪采用孔板式、小帶輪采用實心式的鑄造帶輪。 因為選用普通 A 型 V 帶輪，查表 9-1 知輪槽截面尺寸：e=12 0.3mm, f =7mm,bd =8.5mm,ha =2.0mm,h f min =7.0mm, =6mm則帶輪輪緣寬度 B=(z-1)*e+2f=791.2mm,取 B=81mm對小帶輪 :小帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd1 =90mm,

14、則 da1 dd1 2ha =90+2X2.0=94mm初選孔徑 d=25mm則 d1=(1.82)d=53mm,L=(1.52)d=49mm對大帶輪：大帶輪的基準(zhǔn)直徑 dd2=280mm，則 da2 dd2 2ha=280+2 疋.0=284mm也初選孔徑d=24mm,則d仁(1.82)d=46mmDi d a2 2(ha ) =280-2X ( 2.0+6) =264mmD0 0.5(D1 d1)=168.53mmd0 0.25(D1 d1)=59.765mmS=C =(1/71/4)B=81/5=16.2mm2. 齒輪傳動的設(shè)計計算1) 材料及熱處理：選擇大齒輪材料為45鋼(正火處理)硬

15、度為280HBS,小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)處理)硬度為 240HBS。帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 7 級精度2）初選高速級小齒輪齒數(shù)Zi=21,則高速級大齒輪齒數(shù)Z2二ii2*zi=3.92疋仁83所以取 Z2=83，則齒數(shù)比 ui=3.923）初選低速級小齒輪齒數(shù)zi=25,則低速級大齒輪齒數(shù)Z2=i34*Zi=3.03疋5=76所以取 Z2=76則齒數(shù)比 比=3.03按齒面接觸強度設(shè)計確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a. 試選 Kt = 1.3b. 查表選取尺寬系數(shù) = 11/ 2C.查表得材料的彈性影響系數(shù) Ze =189.8 Mpd. 按齒面硬度查表10-25d得小齒輪的接觸疲勞強

16、度極限 Hlim仁600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限 Hlim2= 550MPae. 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)高速軸：N1 60n 1j Lh 60x 476.67X 1X( 2X 8X 300x 8) =1.6X109N1 Ni12=1.6x109 .92=1.25X08低速軸：N2 60n2 j Lh 60X121.6X 1X(2X8X300x8)= 2.8X08N 2 = N2/i 34= 2.8x108 .O3=9.2X1O7式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Lh為齒輪的工作壽命，單位小時/h。f. 查表得接觸疲勞壽命系數(shù)咼速軸：Khni = 0.91; Khn2 = 0.94低速軸：Kh

17、ni = 0.94; Khn2 = 0.97g. 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,高速軸：=546Mpa=564Mpa1- ft許一定點抉時的循構(gòu)Sh調(diào)魘鋼.埒厲鑄軼（殊托依.S1氏體人竦光詐可鍛錯鐵*灌報淬火妁 豫疲鋼2 培構(gòu)tfU調(diào)質(zhì)鋼;擦碳淬火制？火焰履感屁脾火的鋼、球墨鶴鐵2蠅墨謠鐵（珠抵肚、眼氏體）；舉 一陀林可嚴詳蛻和一宣鑄検*球爛鑄疾（鐵隸體；塗氮的澹徂鋼；調(diào)咸鋼、律礦鋼4氮碳其滲創(chuàng)詢辰期、鬱碳撇低速軸：b j_ Kg丐曲=517Mpa% =533.5Mpa4）計算 計算兩級小齒輪分度圓直徑=61.65mmd?t計算圓周速度Vi=n *dit*ni/(60

18、*1000)=n 61.65 476.67 W0000=1.53m/sV2=n *d2t*n2/(60*1000)=n X77.78 21.6 W0000=0.49m/s 計算齒寬b及模數(shù)齒高hbiddit=1 X51.65=61.65mmb2d d2t =i X77.78=77.78mmmidit=61.65/2 仁 2.94mmd2tm2=77.78/25=3.iimmH i=2.25*mi=6.62mmhZ22=2.25*m2=7.0mm2/h 2=77.78/7.0=ii.Ib i/h i=6i.65/6.62=9.3i b計算載荷系數(shù)Kh二Ka*Kv*Kha*Khb已知載荷平穩(wěn)，取K

19、a=1,根據(jù)Vi=1.53m/s , 7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) = 1.07。同理有V2=0.49m/s，得Kv2=1.02，直齒輪有Kha=KFa=1 查表 10-4 插值得到 Khb1=1.2，Khb2=1.424。由圖 10-13 知 KFb 1 = 1.2,KFb2=1故載荷系數(shù)：Kh仁Ka*Kv1*Kha*Khb1=1 X1.07 X1.37 X1.2=1.759Kh2二Ka*Kv2*Kha*Khb2=1 X1.03 X1 X1.424=1.452 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，得di=dit3V Kn/Kt=68.188mmd2=d2t3V Kh2/Kt=80.7

20、00mm 計算模數(shù)mdim1=3.41mmzim2d2=3.23mmZ25）按齒根彎曲強度設(shè)計MLH.屮中曲Q F齊V 啊bTT 確定計算參數(shù)由圖10-24C查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限（T F1=500Mpa 大齒輪得彎曲疲勞極限強度 t F2=380MPa由圖10.22知彎曲疲勞壽命系數(shù)：Kfn1=0.87, Kfn10.89 ,Kfn2=0.88, Kfn2=0.9 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.4F1K FN1F1=500X0.87/1.4= 310.71MPaFl經(jīng) 蘭=500X).88/1.4=314.29MpaSF2K FN 2 F1=0.88X380/1.4=241.5

21、7MpaF2皆=0.9 癥0/1.4=244.29 Mpa 計算載荷系數(shù)K1=Ka*Kv1*Kfa*Kfb 仁1 X1.07X1 X1.4=1.498K2=Ka*Kv2*Kfa*Kfb2=1 X.03X X.4=1.442查圖10-17取齒形系數(shù):咼速級 YFa1 =2.8, YFa1 =2.22低速級 YFa2=2.62, YFa2=2.23計算大、小齒輪的并加以比較YFa1Ysa1 =2.79 X1.56/310.7 仁0.01401,F1IIYFa1,Ysa1 =2.23 X.77/241.57=0.01634YFa2 丫 sa2F2IIYFa2 Y sa2F2F1=2.62X1.59/

22、314.29=0.01325=2.23X1.76/244.29=0.01607都是小齒輪的數(shù)值大，所以取較大者,高速級取0.01634,低速級取0.01607, 設(shè)計計算葉 2 1.795 47600/ (21 21) =.898m2 V2 1.452 16155/ (25 25) =2.29而齒由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，面接觸疲勞強度決定的承載能力僅與直徑有關(guān)，綜合結(jié)果取高速級mi=2mm,低速級 m2=2.5mm 幾何尺寸計算a. 高速級小齒輪齒數(shù) zi d1 =68.186/2=34,mi大齒輪齒數(shù) z1 Z1U1=3.93 X34=133,計算分度圓直徑d

23、1 m1Z1=2 X34=68mmd 1 Z1m1 =2 x133=266mmI計算中心距 a1二(68+266) /2=167mm大齒輪齒寬b1dd1=1 X58=68mm為了保證設(shè)計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略加寬(5-10) mm所以b=75mmb. 低速級小齒輪齒數(shù)Z2 生=81.7/2.5=33m2大齒輪齒數(shù) Z2 Z2U2=33X3.02=100計算分度圓直徑d2 m2Z2 =2.5X33=83mmd 2 Z2 m2=100 2.5=250mmI計算中心距 a2 dd2= (83+250) /2=166mm大齒輪齒寬b2dd2=1刈5=83mm為了保證設(shè)計齒寬和節(jié)省材料，一般將小

24、齒輪略加寬（5-10） mm所以 b2=90mm綜上，齒輪傳動的參數(shù)如下：名稱 參數(shù)傳動高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒數(shù)z3413333100模數(shù)m222.52.5分度圓直徑d6826683250齒寬b75689083中心距a167166圓周速度V1.530.49四、軸的設(shè)計計算1. 選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特 殊要求， 故高速軸、低速軸和中間軸都選擇 40Cr 鋼, 調(diào)質(zhì)處理。2. 初估軸徑1) 高速軸查表 15-3，取 A=110 ,d A。3 V P1/n 1=110*3V2.11/473=18.11mm高速軸最小直徑處安裝大帶輪，中間安裝

25、齒輪，軸上設(shè)有兩個鍵 槽。取 d1min =20mm。2) 中間軸查表 15-3，取 A0=124 ，d A03 V P2/n2=1243 V2.03/120=31.83mm中間軸安裝齒輪，軸上設(shè)有兩個鍵槽。取 d2min =35mm3) 低速軸查表 15-3,取 Ao=12O, dAo3V巳伯3=1203 1.95/40=43.8mm,低速軸安裝有聯(lián)軸器和齒輪，軸上設(shè)有兩個鍵槽。取 d3min =5omm.3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1) 高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 各軸段直徑的確定a. dii最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，dii = dimin =25mmb. di2密封處軸段，根據(jù)大帶輪的軸向定位要求，得

26、知第二段軸的定位咼度 h=(0.07-0.i)dii，選取 di2 =30mmc. di3為滾動軸承處軸段直徑，di3=32mm,所以選取軸承為6206,其尺寸 d*D*B=30mm X62mmxi6mmd. di4為過渡軸承，由于各級齒輪傳動的線速度均小于2m/s，滾動軸承采用脂潤滑,因此需要考慮擋油盤的軸向定位,取di4=35mm。e. di5齒輪處軸段，齒輪孔徑d的關(guān)系有di=i.6d, di5=40mm。f. 齒輪軸肩 di6 =37mmg. 滾動軸承處軸段 di7 =32mm 各軸段長度的確定a. 由大帶輪的輪轂孔寬度 B=8imm 確定 Lii=90mmb. 由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、

27、裝配關(guān)系確定,選取軸承端蓋螺釘直徑d3=8mm,那么e=i.2d=9.6mm,m=3imm螺釘數(shù)為4.由裝配關(guān)系取帶輪與箱體距離為 60mm ,軸承處軸段縮進2mm,則L12 =9.6+31+2+60=100mm.c. 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關(guān)系確定Li3 = 16+12=28mm。d. 根據(jù)高速級小齒輪寬度 B仁75mm,確定L“=75mm.e. Li5=8mm為小齒輪軸肩長度。f. 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關(guān)系確定Li6 = 16+10=26mm. 鍵的尺寸設(shè)計齒輪選用普通平鍵，尺寸為 b*h*L=8 XZMOmm大帶輪選用普通平鍵，尺寸為 b*h*L=8 X7X32mm. 齒輪與軸

28、配合為 H7/n6,軸承與軸過渡配合，軸的尺寸公差為m6.2）低速軸的設(shè)計 各軸段的直徑確定：a. d31最小直徑，安裝聯(lián)軸器的外伸軸段。d31= 50mmb. d33為滾動軸承處軸段d33=55mm，故選軸承為6211,其尺寸為dXDXB=55mrH 100mm 21mm。c. d32 為密封處軸段,根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求,以及密封圈的標(biāo)準(zhǔn), d32=54mm。d. d34 過渡段,需要考慮擋油盤的軸向定位,取d34=65mm。e. d35 軸環(huán),根據(jù)齒輪的軸向定位要求 d35=75mm。f. d36 低速級大齒輪軸段 d36=60mm。g. d37為滾動軸承與套筒軸段，d37=d33=5

29、5mm. 各軸段長度的確定。a. L31由d3i=40mm。選取TL8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，則聯(lián)軸器的轂孔寬Li=112mm,取 L3i=8=112mm。b. L32由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系確定，軸承蓋總寬度46mm,端蓋外端面與半聯(lián)軸器的右端面間距為 30mm,取L32=80mm。c. L33 由滾動軸承寬度 B=21mm。d. L34過渡段長度L34=50mm。e. L35由軸環(huán)寬度取L35=10mm。f. L36由低速軸大齒輪的轂孔寬 B2=83mm,取L36=83mm。g. L37由滾動軸承，擋油盤以及裝配關(guān)系等確定L37=21mm+20mm=41mm. 鍵的設(shè)計：L31段需與外部

30、的聯(lián)軸器連接，故選用 C型普通單圓頭平鍵，尺寸為bXhXl=14mmX9mmX80mm.L36 段 為 大 齒 輪 軸 段 , 故 選 用 A 型 普 通 平 鍵 , 尺 寸 為bXhXl=18mmX11mmX45mm. 齒輪與軸的配合為H7/h6,半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，軸承 與軸過渡配合，軸的尺寸公差為 m6.33）中間軸的設(shè)計。 各軸段直徑的確定。a. d2i最小直徑，滾動軸承處軸段，d2i=d2min=35mm滾動軸承選取6207,其尺寸 dXDXB=35X72xl7mm.b. d22低速級小齒輪軸段，選取d22=40mm.c. d23軸環(huán)，根據(jù)齒輪的軸向定位要求 d23=48

31、mm.d. d24高速級大齒輪軸段，d24=42mm.e. d25段為套筒與軸承處，d25=35mm. 各軸段長度的確定。a. L21由滾動軸承，擋油盤確定，滾動軸承B=17mm,所以L2i=17+12=29mm.b. L22由低速級小齒輪的轂孔寬度 B2=88mm,故L22=88mm.c. L23 軸環(huán)寬度 L23=5mm.d. L24由高速級的大齒輪的轂孔寬度 Bi=52mm,故L24=52mm.e. L25由滾動軸承，擋油盤以及裝配關(guān)系等確定L25=17+20=37mm. 鍵的尺寸設(shè)計。選 2 個普通平鍵：低速級小齒輪上：biXL=12X8 X56mm高速級大齒輪上：biXL=12X8X

32、32mm 齒輪與軸配合為H7/n6,半聯(lián)軸器與軸配合為H7/k6，軸承與軸過 渡配合，軸的尺寸工差為 m6.23減速器零件的位置尺寸代號名稱取值mm代號名稱取值mm 1齒頂圓至箱體內(nèi)壁的距離7 7箱底至箱底內(nèi)壁距離20 2齒輪頂端面至箱體內(nèi)壁距離10H減速器中心高174 3軸承端面至箱體內(nèi)壁距離12L1箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面間的距離10 4旋轉(zhuǎn)零件間軸的距離15e軸承端蓋凸緣厚度10 5齒頂圓至軸表面距離10L2箱體內(nèi)壁軸向距離180 6大齒輪齒 頂圓至箱 底內(nèi)壁的 距離30L3箱體軸承座孔端面間的距離350五、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇1. 齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度v8mm （

33、T為低速軸轉(zhuǎn)矩，N.m）可取 =8mm。為了保證接合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部 分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設(shè)計的更厚些。2）合理設(shè)計肋板在軸承座孔與箱底結(jié)合面處設(shè)置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。加厚肋厚計算為：箱座 m=0.85，=6.8，箱蓋 m1=0.85，=6.8,3）箱體上徑孔的計算地腳螺釘?shù)闹睆絛f=0.036aX 12=20mm,地腳螺釘有四個軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 di=0.75cf=0.75 x 20=15mm 箱蓋箱座聯(lián)接直徑d2=12mm軸承蓋螺釘直徑d31=10mm， 6 個， d32=8mm， 4 個，d33=6mm， 4 個軸承蓋外徑，由輸

34、入軸到輸出軸分別為 92mm， 112mm， 160mm觀察孔蓋螺釘直徑為 d4=（0.30.4） df=8mm至箱體外壁距離分別為 24mm 和 16mm箱體外壁至軸承座端面距離 l1=C1+ C2+（510）=58mm4）合理選擇材料 因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的 受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2. 減速器附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、 潤滑情況、接觸斑點及齒側(cè)間隙， 還可用來注入潤滑油，檢查孔要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。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。2）放油螺塞放油孔設(shè)在箱座底

35、面最低處， 其附近留有足夠的空間， 以便于放容器， 箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便與油污的 匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面 處加封油圈密封。3）油標(biāo)油標(biāo)用來指示油面高度，將它設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉(zhuǎn)使箱內(nèi)溫度升 高，內(nèi)壓增大而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設(shè)置在檢查孔上， 其里面還有過濾網(wǎng)可以減少灰塵進入。5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設(shè)有吊孔，箱座凸緣 下面設(shè)有吊耳，它們就組成了起吊裝置。6）起蓋螺釘 為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設(shè) 2 個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰 動此螺釘頂起箱蓋。7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加 工精度與裝配精度。七、減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號計算公式