V帶傳動單級直齒圓柱齒輪減速器

1、工程技術(shù)學(xué)院課程設(shè)計題 目： V 帶傳動單級直齒圓柱齒輪減速器專 業(yè)： 機械設(shè)計制造及其自動化年 級：學(xué) 號：姓 名：指導(dǎo)教師：日 期：2010、07、07云南農(nóng)業(yè)大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院目錄一 課程設(shè)計任務(wù)書 3二 電動機的選擇 4三、確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比 5四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5五、V帶傳動的設(shè)計 6六、齒輪傳動的設(shè)計 8七、軸的設(shè)計計算 11八、滾動軸承的設(shè)計 20九、鍵聯(lián)接設(shè)計 21十、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 22十一、潤滑和密封設(shè)計 25十二、聯(lián)軸器的設(shè)計 26十三、設(shè)計小結(jié) 26十四、參考資料 27一、課程設(shè)計任務(wù)書1 電動機2 V帶傳動3 直齒圓柱齒輪減速器4 聯(lián)軸器5

2、 帶式運輸機1. 設(shè)計題目用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器傳動裝置簡圖如右圖所示。（1）帶式運輸機數(shù)據(jù)見數(shù)據(jù)表格。（2）工作條件兩班制工作，空載啟動，單向連續(xù) 運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。運輸帶速度允許速度 誤差為士 5%（3）使用期限 工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。（4）生產(chǎn)批量 小批量生產(chǎn)。2. 設(shè)計任務(wù)1）選擇電動機型號；2）確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；3）設(shè)計減速器；4）選擇聯(lián)軸器。3. 具體作業(yè)1）減速器裝配圖一張；2）零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸）3）設(shè)計說明書一份運輸帶工作拉力F/N1100115012001250130013501450150015001600運輸

3、帶工作速度v /(m/s)運輸帶滾筒直徑D/mm250260270240250260250260280300二、電動機的選擇；1、傳動裝置的總效率a ；a 1 23 3 4 5 =x 0.993 X 0.95 XX = ；其中：1為V帶的傳動效率，2為每一對軸承的效率，3為齒輪嚙合傳動的效率(齒輪為 7級精度，油脂潤滑. 因是薄壁防護(hù)罩，采用開式效率計算)。4為聯(lián)軸器的效率，5為運輸帶的效率。2、求電動機所需的工作功率P取運輸帶工作拉力 F=1500N工作速度V=s,運輸帶滾筒直徑D=280mm.貝卩 P = P/ n = 1500/1000X = ；執(zhí)行機構(gòu)的轉(zhuǎn)速為n= 1000 60v二m

4、in ,D3、確定電動機型號經(jīng)查機械設(shè)計課程設(shè)計P14頁表3-2按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比P = 24, 一級圓柱齒輪減速器傳動比k = 35,則總傳動比合理范圍為i亠=620,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n = k x n=(620)x= min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，經(jīng)查機械設(shè)計課程設(shè)計P178頁表17-7，選定型號為Y112M 4的三相異步電動機，額定功率為，滿載轉(zhuǎn)速nm 1440 r/min,同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。三、確定傳動裝置的總傳動比及各級傳動比(1) 總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速 m和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動

5、裝 置總傳動比為ia = n -/n = 1440/=(2) 分配各傳動裝置傳動比ia = i° x i =式中i%分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i。=，則減速器傳動比 為 i = ia/i° =四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1) 各軸轉(zhuǎn)速n = nm/i0 = 1440/= minn =山 /i 1 = = minn = nn = min(2) 各軸輸入功率R = Pd x 1 = x =Pn = piXX 3 = xx =Pm = RXX 4 =XX =則各軸的輸出功率：P = r x n =x =pn = Pn x n=x =

6、kWPm = Pm x n= x =(3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩Ti=Td X io X iN -m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550邑 =9550X 1440= N m nm所以：Ti = Td X io X 1 =XX = mTn = Ti X ii X 2 X 3 = XXX = N mT m = Tn X 2 X 4 = XX = m則各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：Ti = Ti x n=X = N mTn = Tn x n= x = mt m = t m x n= x = m運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機14401軸2軸3軸五、V帶傳動的設(shè)計1、確

7、定計算功率PCa ；查課本156頁表87取工作情況系數(shù)Ka =，故Pea 二 KaP=X 二。2、 選擇V帶的帶型；小帶論轉(zhuǎn)速n1=1440r/min,根據(jù)Pca和n1查課本 157頁圖811,選擇A型。3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速V(1) 初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 ;由課本155頁表8 6和157頁表8 8,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 =90mmo(2) 驗算帶速v;dd1 n13.14 90 1440V=6.78m/s60 1000 60 1000因5m/s<v<30m/s,故帶速合適。(3)計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑；dd2=i dd1 = x 90=207mm 根據(jù)課本1

8、57頁表88,圓整為dd2=224 mm。確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度Ld因為 0.7(dd1 dd2)a0 2(dd1 dd2)，初定中心距 a0 500mm。2(dd2 dd1) 4a02 (224 90) (4 5004、(1)(2)計算帶所需的基準(zhǔn)長度；Ld0 2a0 (dd1 dd2)查課本146頁表8 2,選帶的基準(zhǔn)長度=2 500(90224)21502mmLd 1600mm。(3)計算實際中心距;aa。Ld Ld025001600 1502549mm25、驗算小帶輪上的包角11800 (dd21ddJ57旦 1800a5730(22490) 7166090°5496、

9、計算帶的根數(shù)z(1) 計算單根V帶的額定功率Pr152 頁表 84a 得 Po=.查課本 153頁表 8 4b得由 dd1 =90mm 和 n 1440r / min，查課本 根據(jù) n11440r/min , i0 =和 A 型帶，P。0.17kW。查課本146頁表8 2得Kl 0.99 , 155頁表85得K 0.96，故Pr (P0P0) K Kl (1.07 0.17) 0.96 0.99 1.17kW(2) 計算V帶的根數(shù)ZPca4.8/ dz4.1Pr1.17取V帶5根。7、計算單根V帶初拉力的最小值仃0人山由課本149頁表8 3查得A型帶的單位長度質(zhì)量q二m,故(F°)m

10、in500 也 2 qv2K zv500 囂豐才 0'1 6782 118'16N應(yīng)使帶的實際初拉力F。（F°）min。&計算壓軸力Fp壓軸力的最小值 1(Fp)min2z(Fo)min sin ?25118.16 sin 邑 N 1172.79N2六、齒輪傳動的設(shè)計1、選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)（1）2、按齒面接觸強度設(shè)計1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值;（1）（2）T1(3)試選載荷系數(shù)Kt =計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。95.5 105R95.5 1052.88“4“-Nmm 4.39210 Nmmn1626.09由課本205頁表107選取齒寬系數(shù)d 1選用

11、直齒圓柱齒輪傳動精度等級選用7級精度材料選擇；查課本191頁表10 1選小齒輪材料為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。選擇小齒輪齒數(shù)Z1 =24,大齒輪齒數(shù)z2 = X 24=,取Z2=130。由設(shè)計計算公式進(jìn)行計算，即(4)(5) 度極限- 由課本201頁表10 6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze 189.8MPa2。 由課本209頁圖1021d按齒面硬度查得小齒論的接觸疲勞強Hiim1 600MPa ;大齒論的接觸疲勞強度極限Hiim2 550MPa。(6)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60n1 jLh 60 626.

12、09 1 (2 8 300 10) 1.8 109(7)1.8 109 8N23.33 105.39由課本207頁表1019取接觸疲勞壽命系數(shù)Khn1 ，Khn2(8)取失效概率為計算接觸疲勞許用應(yīng)力。安全系數(shù)S=1，則1%Khn1 lim1 0.9 600MPa 540MPa SK HN 2 LIM 2S0.95 550MPa 522.5MPa2)計算(1)試算小齒論分度圓直徑d1t，代入h中較小的值。d1t 2.323 KtT1 U .Ze、2V d uh)2.32 33 4.392 104 5.39 1(189.8)2mm5.39522.551.272mm(2) 計算圓周速度V。d1g5

13、1.272 626.091.68m/s 60 1000 60 1000(3) 計算齒寬b。b= dd1t =1 x 51.272mm=51.272mm(4) 計算齒寬與齒高之比bh模數(shù) mt 二也 51.2722.136mmZ124齒高 h= X mt = X = mmb 51.272h 4.80610.66(5) 計算載荷系數(shù)K查課本194頁表108得動載系數(shù)Kv ;直齒輪KhKf 1 ；查課本193頁表102得使用系數(shù)Ka 1;查課本197頁表104得Kh;故載荷系數(shù)查課本198頁圖10 13得齒向載荷分布系數(shù)KfKKAKvKh Kh1 1.05 1 1.417 1.487(6) 按實際的

14、載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑'k1 487d1 d1t 351.272 3 53.6mm:Kt, 1.3(7) 計算模數(shù)m。m536 mm 2.23mmz-i243、按齒根彎曲強度設(shè)計3m>2KT1 YFaYsadZ12 f(1) 由課本208頁圖1020得小齒輪的彎曲疲勞極限大齒輪的彎曲疲勞極限fe2 380MPa ;(2) 由課本206頁圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)FE1 500MPa ;K fn1 0.85 ，3K FN2 °.91 ；(3) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=,則(6)計算大小齒輪的 嚴(yán)并加以比較fYFa1F Sal2.65 1.58

15、f1303.570.01379YFa2 F Sa22.16 1.81345.80.01130f1K FN1FE10.85 500MPa1.4303.57MPaSF 2K FN 2FE20.91 380 345.8MPaSiviPa1.4(4)計算載荷系數(shù)K。KKaSk1 1.05 1 1.351.417(5)查課本200頁表10 5 得 YFa12.65 ； YFa22.16 ； Ysa11.58 ；1.81 ;YSa2小齒輪的數(shù)值大，選用小齒輪的尺寸設(shè)計計算;m>32KT1YFaYsa dZ12f2 1417 必92 1040.01379mm1.43mm1 242對比計算結(jié)果，由齒面接

16、觸疲勞強度計算的法面模數(shù) m大于由齒根彎 曲疲勞強度計算的模數(shù)，取彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m二，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 di = mm來計算應(yīng)有的齒數(shù).d1 53.6m 1.535.7336z236 5.39194.04,取 z2195。4、幾何尺寸計算(1)計算分度圓直徑d1 z1 m 24 1.5mm 36mmd2 z2 m 195 1.5mm292.5mm(2)計算中心距d1 d22362925mm 164.25mm2(3) 計算齒輪寬度b d d11 36mm 36mm取 d=45mm, b? 40mm。七軸的設(shè)計計算1、主動軸的設(shè)計(1) 確定軸上零件的定位和固

17、定方式(如圖)3齒輪軸的輪齒段4套筒1, 5滾動軸承2軸6密圭寸蓋 7軸端擋圈軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2) 、初步確定軸的最小直徑1)、求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速n，轉(zhuǎn)矩T ；P =n 二minT 二.m選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS,根據(jù)課本370 頁表15 3取Ao 120，則初步估算軸的最小直徑dminAo 普 12019-957mm軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 dm(3)、確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該 增加5%, D1 = x 5%=20.954mm查機械基礎(chǔ)458頁附錄1取D1 = 25mm,查機械基礎(chǔ)

18、475頁附錄23取第一段軸伸長度L1=60mm。 右起第二段，取軸肩高h(yuǎn)=1.5mm直徑d2 = D1+2h=O 28mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為25mm,則取第二段的長度 L2=60mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑 向力，而軸向力為零，查現(xiàn)代機械設(shè)計手冊第 2卷7-110頁選用 6306型軸承，其尺寸為dx Dx B=30X 72x 19,那么該段的直徑為Da =30mm,長度為L3=18mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取軸肩高 h=2mm, D4 =

19、 D3+2h二34mm取D4=34mm, 長度取L4= 10mm(55右起第五段，該段為齒輪軸段，由于分度圓直徑為d1 36 mm,齒輪的寬度為d=45mm,貝卩，此段的直徑為D5=45mm，長度為L5=45mm5右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6= D4 =34mm,長度取L6= 10mm右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7二30mm, 長度 L7=17mm。(4) 、求齒輪上作用力的大小、方向已知齒輪的分度圓直徑為d1 =32mm ,轉(zhuǎn)矩 T=. m2T 2 43.96 103而 Ft=2747.5Nd132Fr= Fttan2747.5

20、 tan 20° 1000NFt, Fr的方向如下圖所示(5) 、軸支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA'RB'二FrX 62/124=500N(6) 畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MC= RA X 62= Nm垂直面的彎矩：MC1 ' MC2 'RA'X 62=31 Nm合成彎矩：M C1M C2 . M C 2 MC1285.172 31290.63Nm(7)畫轉(zhuǎn)矩圖：T= Ft X d1

21、/2=44 Nm(8) 畫當(dāng)量彎矩圖因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，a = 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩：Mec2 、MC22(a T)294.39Nm(9) 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差 不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=，由課本362頁表15-1有:許用彎曲應(yīng)力(T -1=60Mpa貝心 o e= MeC2/W= MeC2/ D43)=x 1000/x 483)=v o -1匚1jF'11114七4I|R1 E強Nm - r .i111111 Il.Nm FM1.-ill1Id11.3r 叫i f.i11?6.4n；L.il

22、n in n ii . J U u90.6' 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：Md (a T)20.6 44 26.4Nm(re= MD/W= MD/ - D13)=x 1000/x 253)= Nm< o -1所以確定的尺寸是安全的，滿足強度要求。受力圖如上:2、輸出軸的設(shè)計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式(如圖)1, 5滾動軸承2軸3齒輪4套筒6密封蓋7鍵8軸承端蓋9軸端擋圈10半聯(lián)軸器(2) 按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為P =轉(zhuǎn)速為n二r/min根據(jù)課本370頁表153取Ao 120dmin &

23、gt; A0 P 120 3 2.7034.24mmn116.15輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d】n ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合，故需同時選取聯(lián)軸器的型號；(3) 確定軸各段直徑和長度查課本351頁表14 1,選取Ka 1.5，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tea KAT1.5 222.84 334.26N m因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，所以查機械設(shè)計課程設(shè)計173頁表174,選取LT7型彈性套柱銷聯(lián) 軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑d1=40mim故取d1 40mm, 半聯(lián)軸器的長度 L 65mm, 半聯(lián)軸器與 軸配合的轂孔長度 L1 65mm。 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向

24、定位要求，該段的直徑取D2 47mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋 的外端面與半聯(lián)軸器端面的距離為 25mm,故取該段長為L2=60mm。 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑 向力,而軸向力為零,查機械設(shè)計課程設(shè)計 151 頁選用 6210 型 軸承，其尺寸為dx D x B=50 X90x20,考慮到此段要加軸套，那么 該段的直徑為D3二50mm,取長度為Lg=40mm 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增 加5%,大齒輪的分度圓直徑為d2 292.5mm,則第四段的直徑取D4 60mm齒輪寬為b=40mm,為了保證定位的可

25、靠性，取軸段長度為 L4=38mm。 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，取軸肩的直徑為D5= 66mm 長度取 L5=10mm。右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應(yīng)小于滾動的內(nèi)圈外徑，取 D6=56mm,長度取L6= 10mm。右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 D?二50mm, 長度 L7=18mm。(4) 、求齒輪上作用力的大小、方向已知齒輪的分度圓直徑為：d2 = mm，轉(zhuǎn)矩 T =. m而 Ft=2T2 222.84 103229.51941.96NFr= Ftta n1941.96 tan 200 706.81NFt, Fr的方向如下圖所示(5) 軸長支反力根據(jù)軸承支反

26、力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置,立力學(xué)模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么 RA'RB'二FrX 62/124= N(6) 畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MC=RA X 62= Nm垂直面的彎矩：MC1 ' MC2 'RA'X 62= Nm合成彎矩： MC1 M C2 MC2 MC12. 60.20221.91264.06Nm(7) 畫轉(zhuǎn)矩圖：T= Ftx d2/2=x 2=8)畫當(dāng)量彎矩圖：因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，a =可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩Me

27、C2MC22 (a T)221.912 (0.6 222.83)2 135.48Nm(9)判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當(dāng)量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=,由課本362頁表15-1許用彎曲應(yīng)力(T-1=60Mpa貝 Ze e= MeC2/W二 MeC2/ D43)=x 1000/x 603)= Nm-1 右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：Md (a T)20.6 222.83 133.69Nm(T e= MD/W= MD/ D13)=x 1000/x 403)= Nm-1所以確定的尺寸是安全，滿足要求。八、滾動軸承的設(shè)

28、計1、主動軸的軸承設(shè)計計算(1) 、選擇的軸承為深溝球軸承6306型軸承;(2) 、初步計算當(dāng)量動載荷 P;因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1000N(3) 、軸承的基本額定動載荷 C:查課本320頁表134取ft ;對于球軸承3，取預(yù)期計算壽命L'h 14600 h，則P 60nLh6Cft V 1010001.0060 626.°9 146008185.53N106106(4) 、驗算軸承的壽命:60 626.09（疇）j798h>Lh 14600h故所選軸承滿足壽命要求，此軸承合格。2、輸出軸的軸承設(shè)計計算(1) 、選擇的軸承為深溝球軸承

29、6210型軸承；(2) 、初步計算當(dāng)量動載荷 P;因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=(3) 、軸承的基本額定動載荷 C:查課本320頁表134取ft ;對于球軸承3，取預(yù)期計算壽命Lh 14600h，則P60nLh 106706.80 3 60 116.15 146001.00 1 1063299.67 N(4) 、驗算軸承的壽命:60n P610(3299.67)360 116.15( 703.8)14788h> Lh14600h故所選軸承滿足壽命要求，此軸承合格。九、鍵聯(lián)接設(shè)計（一）輸入軸與大帶輪鍵聯(lián)接計算1、選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪

30、有定心精度要求，應(yīng)用平鍵連 接，故選用平鍵（A型）。根據(jù)此段軸徑d=25mm查課本106頁表6 1得鍵的截面尺寸為: 寬b=8mm,高h(yuǎn)=7mm。由于此段軸長L1 =60mm，參考鍵的長度系列, 取鍵長L=45mm。2、校核鍵連接的強度由于材料都是剛，且為靜連接，從課本106頁表6 2查得p100120MPa,取其平均值p110 MPa。鍵的工作長度I L b 45mm 8mm 37mm，接觸高度 k=3.5mm,貝卩332T 102 43.96 103p27.15MPa 110MPakld3.5 37 25故鍵連接的強度滿足要求。（二）、輸出軸與大齒輪的鍵連接計算1、選擇鍵連接的類型和尺寸一

31、般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)此段軸徑d=60mm查課本106頁表6 1得鍵的截面尺寸為:寬b=18mm,高h(yuǎn)=11mm。由于此段軸長Li=38mm,參考鍵的長度系列，取鍵長L=32mm。2、校核鍵連接的強度由于材料都是剛，且為靜連接，從課本106頁表6 2查得p100120MPa,取其平均值p110 MPa。鍵的工作長度I L b 32mm 18mm 14mm，接觸高度 k=5.5mm,貝卩32T 103kld2 222.84 1035.5 14 38152.31MPa110MPa可見連接的擠壓強度不夠?？紤]到相差較

32、大，改用雙鍵，相隔108度布置。雙鍵的工作長度I 1.5 14 21mm,則32T 10kld2 222.84 1035.5 21 38101.54MPa110MPa故采用雙鍵連接滿足要求 十、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺 視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑 油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進(jìn)入機體內(nèi) 和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油注油前用螺塞賭 注。(3) 油標(biāo)油標(biāo)用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標(biāo)有各種 結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標(biāo)準(zhǔn)件。(4) 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時

33、，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓 增大，導(dǎo)致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上 安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達(dá)到集體內(nèi)外氣壓相等，提 高機體有縫隙處的密封性能。(5) 啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié) 合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋 螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安 裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個 啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6) 定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓 聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠(yuǎn)些。如機體結(jié)構(gòu)是 對的，銷孔

34、位置不應(yīng)該對稱布置。(7) 調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。 有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8) 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤， 用以搬運或拆卸機蓋。(9) 密圭寸裝置，在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密圭寸件，以防 止漏油和污物進(jìn)入機體內(nèi)。密封件多為標(biāo)準(zhǔn)件，其密封效果相差很大, 應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表:名稱符號尺寸(mm)機座壁厚58機蓋壁厚5 18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑di16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離Ci26, 22, 18df， d2至凸緣邊緣距離C224, 16軸承旁凸臺半徑R124, 16凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外機壁至軸承座端面距離1160，44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁 112距離齒輪端面與內(nèi)機壁距離 210機蓋、機座肋厚ml ,m27，7軸承端蓋外徑D290，105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準(zhǔn)，般s=D2十一、潤滑和密封設(shè)計1、潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳