課程設(shè)計---卷揚機

1、 課 程 設(shè) 計 說 明 書課程設(shè)計名稱： 機械課程綜合設(shè)計 題 目： 卷揚機傳動裝置的設(shè)計 學(xué) 生 姓 名： 專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化 指 導(dǎo) 教 師： 日期：2014 年 12 月 30 日設(shè)計題目：卷揚機傳動裝置的設(shè)計1. 前言 卷揚機（又叫絞車）是由人力或機械動力驅(qū)動卷筒、卷繞繩索來完成牽引工作的裝置。可以垂直提升、水平或傾斜拽引重物。卷揚機分為手動卷揚機和電動卷揚機兩種?，F(xiàn)在以電動卷揚機為主。電動卷揚機由電動機、聯(lián)軸節(jié)、制動器、齒輪箱和卷筒組成，共同安裝在機架上。對于起升高度和裝卸量大工作頻繁的情況，調(diào)速性能好，能令空鉤快速下降。對安裝就位或敏感的物料，能用較小速度。2. 設(shè)

2、計題目概述 21設(shè)計要求2.1.1工作條件 用于建筑工地提升物料，空載啟動，連續(xù)運轉(zhuǎn)，三班制工作，工作平穩(wěn)。2.1.2使用期限 工作期限為十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4小時，檢修期間隔為三年2.1.3產(chǎn)批量及加工條件 小批量生產(chǎn)，無鑄鋼設(shè)備。2.1.4 動力源為三相交流380/220V，電動機單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)21.5該裝置的參考圖如下：2.1.6設(shè)計數(shù)據(jù)牽引力F/KN12牽引速度v/(m/s)0.3卷筒直徑D/mm4702.2 設(shè)計任務(wù)1）確定傳動方案；2）選擇電動機型號；3）設(shè)計傳動裝置；4）選擇聯(lián)軸器；2.3成果要求 1)減速器裝配圖一張 2）零件工作圖二張（大齒輪、輸

3、出軸） 3）設(shè)計說明書一份3 確定傳動方案3.1 傳動方案 傳動方案一般用機構(gòu)簡圖表示。它反映運動和動力傳遞路線和各部件的組成和連接關(guān)系。合理的窗洞方案首先要滿足機器的功能要求，例如傳遞功率的大小，轉(zhuǎn)速和運動形式。此外還要適應(yīng)工作條件（工作環(huán)境、場地、工作制度等），滿足工作可靠。結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、傳動效率高、使用維護便利、經(jīng)濟性合理等要求、要同時滿足這些要求是很困難的，因此要通過分析比較多種方案，來選擇能保證重點要求的傳動方案。（參考機械設(shè)計課程設(shè)計手冊）3.1.3確定傳動方案：傳動方案的選擇主要考慮： 1）在電動機與減速器是用聯(lián)軸器連接還是用帶連接；2）減速器是選擇一級還是二級。電動機與減

4、速器是用聯(lián)軸器連接還是用帶連接主要取決是傳動裝置的總的傳動比，若總的傳動比大于等于40，則選擇帶連接，小于40，則選擇聯(lián)軸器。減速器是選擇一級還是二級這主要取決于減速器的傳動比，若減速器的傳動比大于等于8，則選用二級減速器；小于8，則選擇一級減速器。傳動方案如下圖1所示：圖14. 確定電機型號4.1 電動機的選擇4.1.1 電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機選擇Y系列三相交流異步電動機，電動機的結(jié)構(gòu)形式為封閉式。4.1.2 確定電動機的轉(zhuǎn)速 由于電動機同步轉(zhuǎn)速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機同步轉(zhuǎn)速不會太低。在一般械中，用的最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500或1000的電動機。這里1500的電動機。4.1

5、.3 確定電動機的功率和型號 1.計算工作機所需輸入功率 由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得 2.計算電動機所需的功率 式中，為傳動裝置的總效率 式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。 帶傳動效率 一對軸承效率齒輪傳動效率聯(lián)軸器傳動效率 滾筒的效率 總效率 取運輸帶轉(zhuǎn)速由推薦的傳動比合理范圍，v帶的傳動范圍一般取24，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍840.則總的傳動比范圍，i=16160故電機的可選轉(zhuǎn)速為：由于電動機同步轉(zhuǎn)速越高，價格越貴，所以選取的電動機同步轉(zhuǎn)速不會太高。在一般機械中，用的最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500或1000r/min的電動機。這里選1000r/min的Y132M2-6三相

6、交流異步電動機，滿載960r/min，額定功率5.5KW,質(zhì)量84kg.5.設(shè)計傳動裝置5.1計算總傳動比和分配各級傳動比5.1.1確定總傳動比電動機滿載速率，工作機所需轉(zhuǎn)速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即5.1.2分配各級傳動比總傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=5.2，低速級齒輪傳動比=3.695.2計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 5.2.1計算各軸的轉(zhuǎn)速 傳動裝置從電動機到工作機有三個軸，依次為I,II,III軸。 5.2.2計算各軸的輸入功率 5.2.3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 6帶傳動 6.1.確定計算功率并選擇V帶

7、的帶型 1.確定計算功率 由表查的工作情況系數(shù)，故 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)， 查圖選用A型。6.2確定帶輪的基準直徑并驗算帶速1.初選小帶輪的基準直徑。查表，取小帶輪的基 。2.驗算帶速。驗算帶的速度 因為，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準直徑,計算大帶輪的基準直徑 圓整為mm。6.3確定V帶的中心距和基準長度 1.根據(jù): 初定中心距為。 2計算所需基準長度 選帶輪基準長度。3.計算實際中心距。 中心距的變化范圍為。 6.4驗算帶輪包角: 6.5計算帶的根數(shù) 1.計算單根V帶的額定功率 由和，查表得 根據(jù)，和A型帶查表得 查表得，表82得，于是得： 2.計算V帶的根數(shù)Z，得： 取5根 6.6

8、確定帶的初拉力和壓軸力由表得A型帶單位長度質(zhì)量，所以得： 應(yīng)使帶的實際初拉力 壓軸力最小值，：6.7.校核 6.8帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實心式，大帶輪選用孔板式（6孔）.7.齒輪傳動7.1高速級齒輪傳動7.1.1選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.卷揚機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。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，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 7.1.2齒輪強度設(shè)計 1.按齒面接觸強度設(shè)計試算，即（1）確定公式內(nèi)的各

9、計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由表選取齒寬系數(shù) 4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)。 5）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。 6）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）取接觸疲勞強度壽命系數(shù)， 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力：（取安全系數(shù)S=1）取1和2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即=599.5MPa 9）選取區(qū)域系數(shù)10）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算載荷系數(shù)K查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.17m/s.,7級精度，查得動載系數(shù)齒輪的圓周力。查表得齒

10、間載荷分配系數(shù)=1.2由表用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.421 5）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，得 6）計算模數(shù)2.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計1) 確定公式中各參數(shù)試選計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。計算由查得齒形系數(shù)，由查得應(yīng)力修正系數(shù)，由查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3得因為大齒輪大于小齒輪，所以取=2）試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v. 齒寬b 寬高比b/h 2) 計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.8708m/s,7精度，由圖查得動載系數(shù)=1

11、.01 由查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.0 由表用插值法查得=1.418，結(jié)合圖，得=1.38.則載荷系數(shù)為 3） 由式，可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.208mm，圓整為m=2.5mm，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計算齒數(shù)。 取，則 取7.1.3幾何尺寸計算1.計算大小齒輪分度圓直徑 2.計算中心距將中心距圓整為=260mm。3.計算齒輪寬度一般小齒輪略寬(510

12、)mm,，故取，2.齒面接觸疲勞強度校核已知：3.齒根彎曲疲勞強度校核已知 帶入得 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖5.主要涉及結(jié)論，齒數(shù)，模數(shù)mm,壓力角中心距mm,齒寬。小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按7級精度設(shè)計。7.2低速級齒輪傳動7.2.1選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.卷揚機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)7.2.2齒輪強度設(shè)計 1.按齒面接觸強度設(shè)計 試算，即（1）確定公式內(nèi)的各

13、計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由表選取齒寬系數(shù) 4）由表查得材料的彈性影響系數(shù)。 5）由圖選取區(qū)域系數(shù)6）由圖計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)7）按表面接觸疲勞計算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖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。由式計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖取接觸疲勞強度壽命系數(shù)， 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，由式：（取安全系數(shù)S=1）取1和2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即=649MPa 2）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 （2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備計算圓周速度 計算齒寬b 2）計算載荷系數(shù)K由表查得使用系

14、數(shù)根據(jù)v=0.313m/s.,7級精度，由圖查得動載系數(shù)齒輪的圓周力。由式查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2由表用插值法查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)=1.425 5）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由式得 6）計算模數(shù)2.按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計(1)由式1)確定公式中各參數(shù)試選由式計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)。由式，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。 計算由當(dāng)量齒數(shù)，查圖查得齒形系數(shù)， 由圖查得應(yīng)力修正系數(shù)， 由圖查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，查圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.3，由得因為大齒輪大于小齒輪，所以取=2）試算模

15、數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v. 齒寬b 寬高比b/h 3) 計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.277m/s,7精度，由圖查得動載系數(shù)=1.01 由查表得齒間載荷分配系數(shù)=1.2 由表用插值法查得=1.423，結(jié)合，查圖，得=1.43則載荷系數(shù)為 3） 可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.95mm，圓整為m=3mm，同時滿足接觸疲勞強度需按接觸疲勞強度算得的分度圓

16、直徑計算齒數(shù)。 取，則 7.2.3幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為2472.按圓整后的中心距修正螺旋角3.計算大小齒輪分度圓直徑 4.計算齒輪寬度一般小齒輪略寬(510)mm,，故取， 7.2.4圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距圓整之后，等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。1. 齒面接觸疲勞強度校核 按前面類似做法，計算各參數(shù)將他們帶入，得到 滿足齒面接觸疲勞強度條件2. 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算各參數(shù)，步驟不一一列出， 帶入式得 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪3.結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖4.主要涉及結(jié)論

17、，齒數(shù)，模數(shù)mm,壓力角,中心距mm,齒寬。小齒輪選用40Cr(調(diào)質(zhì))，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒輪按7級精度設(shè)計。8.軸系部件設(shè)計8.1第軸設(shè)計8.1.1初算第III軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得：， 2.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3.初步確定軸的最小直徑先按式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，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查表考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查GB/T50142003，選用HL7彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為.半

18、聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。8.1.2第III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各段軸直徑的確定如下：位置直徑（mm）理由65由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑73為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩， ，故取。75根據(jù)選取0基本游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。 87左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由2上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。77取安裝齒輪處的軸段直徑。75見段理由。2.各軸段長度的確定如下：位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在

19、軸的端面上，故段長度應(yīng)比略短些，取。50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離,故取。40為聯(lián)軸器長度，故 9712軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取100已知齒輪輪轂寬度為104mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為，第II軸上大齒輪距第III軸上大齒輪?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第II軸上大齒輪輪轂長。則 3.軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由表查得平鍵截面,建長用鍵槽銑刀加工，長為56mm，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

20、與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的鏈接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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.確定軸上的圓角和倒角尺寸參考表，選軸端倒角為C2,各軸肩處的圓角半徑如圖15-26所示5.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查?。▍⒖磮D）。對于30315圓錐滾子軸承，由手冊中查得=32mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做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中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的界面處的的值如下圖：載荷 水平面H 垂直面V支反力F 彎矩M 總

21、彎矩 扭矩T 1725900N.mm6按彎扭合成應(yīng)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(即危險截面C)的強度。根據(jù)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)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力（W為抗彎截面系數(shù)，由表，W=0.1，d=77mm）前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得，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A、II、III、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均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A、II、III、B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看

22、，截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核，截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核左右兩側(cè)即可。（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的扭矩 =3720700截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。由表查得，。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查取。因，,經(jīng)差值后可查得又由附圖可得軸的材

23、料的敏感系數(shù)故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為 由附圖得尺寸系數(shù)，又由附圖得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 又由得碳鋼的特性系數(shù)為： ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，則得：故可知其安全。（3）、截面VII左側(cè)抗彎截面系數(shù)按表公式計算 抗扭截面系數(shù) 截面VII右側(cè)的彎矩 截面VII的扭矩 =3720700截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 過盈配合處的，由附表用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由附圖得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)值，則得：故該軸在截面IV左側(cè)的強度也是足夠的。8.2第（II）軸設(shè)計8.2.

24、1初算第（II）軸的最小直徑1.第（II）軸上輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得， 2.分別計算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直 小齒輪上分度圓直徑為3.初步確定軸的最小直徑根據(jù)最小直徑查2GB/T2971994選取30212。軸承的規(guī)格為4. .軸上零件的周向定位 小齒輪與軸的周向定位均采用平鍵連接,按由C表6-1查得平鍵截面,建長用鍵槽銑刀加工，長為56mm，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；同樣，大齒輪與軸的鏈接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。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m6.8.2.2第（II）軸的

25、結(jié)構(gòu)設(shè)計1.確定軸的各段直徑如表4位置直徑（mm）理由50根據(jù)軸承的尺 55根據(jù)取小齒輪安裝處直徑。63小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑。 55取大齒輪安裝處直徑。50根據(jù)軸承的尺 2.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據(jù)第III軸算出的尺寸進行確定。8.3第（I）軸設(shè)計8.3.1初算第（I）軸的最小直徑1.先按初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取,， 根據(jù)最小直徑選取30308軸承，尺寸為8.3.2第（I）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸（I）端蓋的總寬度及

26、外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即IIIII段長度為50mm。再根據(jù)軸（III），（II）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內(nèi)壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定。8.3.3軸系零部件的選擇根據(jù)前面軸的設(shè)計內(nèi)容可以確定各個軸上的零部件?，F(xiàn)將各軸系零件列表如下：軸承（GB/T2971994）鍵（GB/T10962003）聯(lián)軸器（GB/T50141985）軸I30308（帶輪）(小齒輪)軸II30315(小齒輪)(大齒輪）軸III30212(聯(lián)軸器）(大齒輪)HL79.減速器裝配圖的設(shè)計9.1 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定9.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪

27、減速器，主要尺寸如下表：名稱符號齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑18地角螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑14連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8至外箱壁距離24/20/16至凸緣邊緣距離22/14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過度尺寸x,yx=5 y=25大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離8箱蓋箱座肋厚 軸承端蓋外徑201箱體的總長度L910mm箱體的總寬度D230mm10.潤滑 密封及其它10.1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸

28、油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。2.軸承的潤滑軸承采用潤滑油進行潤滑，潤滑油直接采用減速器油池內(nèi)的潤滑油通過輸油溝進行潤滑。10.2密封為保證機蓋與機座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應(yīng)進過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應(yīng)過大應(yīng)均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調(diào)整，采用密封圈實現(xiàn)密封。端蓋直徑見表。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。10.3其它（1）裝配圖圖紙選用A1的圖紙，按1：2的比例畫。（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機內(nèi)不許有任何雜物存在，內(nèi)壁圖上不被機油侵蝕的涂料兩次。（3）齒嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側(cè)隙的四倍。（4）用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。（5）應(yīng)調(diào)整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.030.008mm F45為0.060.12mm F750.080.15mm.檢查減速器剖封面，各接觸面積