廣東工業(yè)大學傳動裝置的總體設計說明書

1、廣東工業(yè)大學課程設計任務書題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級姓 名學 號一、課程設計的內(nèi)容設計一帶式運輸機傳動裝置（見圖1）。設計內(nèi)容應包括：傳動裝置的總體設計; 傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件：1. 運輸帶工作拉力：f二1.6kn；2. 運輸帶工作速度：卩二2.4 m/s；3. 卷筒直徑：d = 410 nun；4. 使用壽命：15年；5. 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn);6. 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。三、課程設計應完成的工作1. 減速器裝配圖1張；2. 零件工作圖2張（軸、齒輪

2、各1張）3. 設計說明書1份。四、課程設計進程安排序號設計各階段內(nèi)容地點起止h期'設計準備：明確設計任務；準備設計資料和繪圖用 具教 1-316第19周一二傳動裝置的總體設計：擬定傳動方案；選擇電動 機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)傳動零件設計計算：帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算教 1-202第19周周一至周二三減速器裝配草圖設計：初繪減速器裝配草圖：軸系 部件的結(jié)構設計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計 算;減速器箱體及附件的設計教 1-202第19周周二至周四四完成減速器裝配圖教 1-202第19周五至第20周二五零件工作圖設計教 1-202第20周周三六整理和編寫設計計算說明書教 1

3、-202第20周四七課程設計答辯教 1-202第20周五五、應收集的資料及主要參考文獻1. 楊可楨、程光蘊主編.機械設計基礎m.北京：高等教育出版社，2006年5月第5版2. 林怡青、謝宋良、王文濤編.機械設計基礎課程設計指導書ivi.北京：清華大學出版社，2008 年11月第1版3. 機械制圖、機械設計手冊等。發(fā)出任務書口期：2014年6月30 口 指導教師簽名:計劃完成日期：2014年7月11日基層教學單位責任人簽章:主管院長簽章：第一章課題題目及主要技術參數(shù)說明計算及說明1. 1課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及v帶傳動。1.2主要技術參數(shù)說明輸

4、送帶的最大有效拉力f二1.6kn,輸送帶的工作速度 v=2.4m/s,輸送機滾筒直徑d=4100 mm。1. 3傳動系統(tǒng)工作條件帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作 載荷較平穩(wěn)；兩班制（每班工作8小吋），要求減速器設計壽命為 15年，大修期為3年，屮批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為 380/220vo結(jié)果f=1.6knv=2.4 m/sd=410 mm1. 4傳動系統(tǒng)方案的選擇f vif 動力及傳動裝置|圖2參考傳動方案圖1帶式運輸機傳動裝置結(jié)果第二章減速器結(jié)構選擇及相關性能參數(shù)計算計算及說明2.1減速器結(jié)構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構。2.2電動機選擇（-）電動機類型y

5、系列籠型三相界步交流電動機，臥式封閉性（-）工作機的功率pwpw =fv/1000=1.6 x 2.4=3.84 kw（三）總效率總總=卩帶"2滾齒葉聯(lián)滑=95% 99% 99% 97% 99% 96%=86%（四）所需電動機功率匕pd=pw/ h 總=3.84/0.86=4.47kw（五）工作機的傳速卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為：nw=60x1000v/ （d） =60x1000x2.4/（3.14x410） r/min=112r/min因i帶=24 , i齒=36故總傳動比i總=i帶 2齒=624電動機轉(zhuǎn)速范圍 dd=（624）x 112r/min=6722688r/min在這范圉內(nèi)的同步

6、轉(zhuǎn)速有1000r/min , 1500r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min, 1000r/min, 1500r/mino根據(jù)以上數(shù)據(jù)，故選用電機型號為y132m2-6,額定功率5.5kw,pw = 3mkw總=86%pd=4.47kwn=112r/min電動機型號y132m2-6n=960r/min同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min2.3傳動比分配(1)工作機的傳魁比(2)總的傳動比60x1000vh.=112r/min=960/112=8.6，總=86i 帶=2.4：i 齒=3.4；(3)分配各級傳動比i 帶二2.48, i 齒=34：2. 4動力運動參數(shù)計

7、算(1)轉(zhuǎn)速n=960 r/minn2 =387.1r/minh3 =111.2r/mi n"1 = nm =960 r/minn2 二 ®/i 帶二960/2.48=387.1 r/minn3 = n2/ 齒二387.1/3.48=l：l：l.2r7min吒=p(i = 4.47kw(2) 珥率氐=4.47 x 0.95 = 4.25kwpn =葉軸承“齒輪=4.25x0.96x0.97 = 4.08kw(3)轉(zhuǎn)矩tt、= 9550r / q = 4.4x 10£二 jt ddlnl/60000=5.63m/s n mm £三躡孟童皺僻 眈m運動和動力

8、參數(shù)結(jié)果如下表:項目電動機軸高速軸i低速軸ii功率kw4.474.254.08轉(zhuǎn)速r/min960387.1111.2轉(zhuǎn)矩nmm44.4x101.05x1041傳動零件的設計計算4.1.1傳送帶的結(jié)構與計算設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中為普通v帶傳動。原動機型號為y132m2-6,額定功率5.5kw,同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/mino小帶輪安裝在電機軸上，帶的傳動比i=2.48一天工作12h 選擇v帶型號查表，得工作情況系數(shù)ka=1.3,求得所需傳遞功率pc=kaxp=1.3x4.47=5.81kw由小帶輪轉(zhuǎn)速nl及功率功率pc選擇小帶輪型號為a型。 確定帶輪直徑取 ddl=11

9、2mm,dd2二ixddl=：u2*2.48=277.76mm,取 dd2=280mm 核算帶輪速度 * 5m/s<vi<25m/s, v 符合要求。3.5x105傳動比i2.483.48效率0.950.97第四章傳動零件的設計計算結(jié)果ka =1.3pca=5.81kwdd1=112mmdd2=280mmvl=5.63m/s計算及說明(4) 初步確定中心距o.7(ddl+dd2)<ao<2(ddl+dd2),則 273mm<ao<78ommz取 ao=5oomm.(5) 確定v帶的長度及實際中心距l(xiāng)d0=2a0+ n (ddl+dd2)/2+(ddl-dd2

10、)7(4a0)=1629.6mm,根據(jù)表8-2選取帶的基準長度ld二1600mm。a=485.2mm實際中心距 a=a0+(ld-l0)/2=485.2mm變化范圍為(461.2533.2)mm(6) 校核v帶的包角a 1=180° - (dd2-ddl) 57.3° /a=160°>90°(7) 確定帶的根數(shù)zz=5 計算單根v帶的額定功率pr已知 ddl=112mm 和 nx=960r/min,查表 8-4a 得 p0=1.15kwo根據(jù) ni=960r/min, i=2.48 和 a 型帶,查表 8-4b 得 po=o.llkw 查表 8-5

11、 的 k a =0.95,表 8-2 得 kl=0.99,于是pr= (po+ap°) ka kl= (1.15+0.11) *0.95*0.99=1.185kw 計算v帶的根數(shù)zz=pc/pr=5.81/1.194=4.9,故取 5 根(8) 確定單根v帶的拉力fo有表83得a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m,所以(fo)min=500pc (2.5-ka ) / (kazvq +qvi2=171.5n應使帶的實際初拉力f°> (fo) minfp=1689n(9) 計算壓軸力fp(fp) mjn=2zf0sin ( a 】/2) =2x5x180.4sin80

12、° =1689n(10) 結(jié)果是5根a-2000-gb/t1154489v帶，中心距a二485.2mm,帶的基準直徑ddl=112mm,dd2=280mm,對軸的壓力fqj689n。4. 2齒輪的設計計算42材料、熱處理、精度小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度為220-250hbs；大齒輪選用45號鋼正 火，硬度為170210hbs, 7級精度。小齒輪齒數(shù)zi=24,大齒輪齒數(shù) z2=3.48*24=83.5,取 z2=84初選螺旋角3=14° ,工作壽命15年，每年工作300天。4. 2.2設計過程1、按齒面接觸強度計算按設計計算公式（1021）進行計算，即確定公式內(nèi)的各計算數(shù)

13、值1）試選匕=1.62）由圖1030選取區(qū)域系數(shù)zh =2.4333）由圖 1026 查得 ea = 0.765金 2=0.85,得 =0.765+0.85=1.6154）許用接觸應力 山表查得接觸疲勞強度極限o min"600mpa,o min2=390ivipa應力循環(huán)系數(shù) nl=60njl=60x387.1xlx （2x8x300x15） =1.67x 109, n2=4.8x108由圖10-19取khnl=0.91, khn2=0.97,取失效概率為1%,安全系數(shù)s=l, 由式10j2得h -546mpai =378.3me1462.2mpa0 hl=0.91x600=546

14、mpa, o h2=0.97 x 390=378.3mpaoh =（546+378） /2=462.2mpa5）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩7； =95.5*10計算齒寬b及模數(shù)mnt b= © 5 =ix 64.42mm mnt =64.42 xcosl4° /24二2.60h=2.25x2.60=5.86mmb/h=10.99 計算縱向重合度 =0.318*l*24*tanl4° =1.903 計算載荷系數(shù)k己知使用系數(shù)ka=1,根據(jù)v=2.13m/s,7級精度,由圖10-8查得動載系數(shù)kv二 1.05；由表 104 查得 k" = kf =1 313 由表

15、10u查得kf= kh=i.i故載荷系數(shù) k=l*1.05*l.l*1.313=1.52p1/nl=9550000*4.25/387.1=1.05xl05n mm6）由表10-7選取齒寬系數(shù)0 =1丄7）由表10-6査得材料的彈性影響系數(shù)z=189.8mpa2把己知代入公式算得小齒輪分度圓直徑2x1.6x1.05x10' x4.48x2.43于 xl 89*64.42mm1x1.615x3.48x462.22（3）計算圓周速度 t =64.42x3.14x387.1/60000=1.305m/s（7）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，山式10-loa得dl= =63.33（8）計

16、算模數(shù) m=63.33xcosl4° /24=2.56mm2、按齒根彎曲強度設計1）確定計算參數(shù) k=kakvkfa kfp=1 x 1.05x 1.1 x 1.313=1.522）根據(jù)縱向重合度£卩=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)yp=0.883）計算當量齒數(shù)zvi=z14-cos314° =26.27, zv2=z24-cos314a =91.414）查取齒形系數(shù),由表105查得yfal=2.592, yfa2=2.2155）查取應力校正系數(shù) 由表105查得ysal=1.596, ysa2=1.777由圖查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限分別是ofe

17、2=250mpa,。fei=380m pa,彎曲疲勞壽命系數(shù)分別是kfn2二0.89, kfni=0.85»取彎曲疲勞許用應力s=1.4o fl=0.85 x380-r 1.4=230.71mpa,o f2=0.88x 2504-1.4=157.14mpayfalysalh- o fl=0.0179,yfa2ysa24- of2=0.025,所以大齒輪的數(shù)值大山=63.33mmmn=26）設計計算對比結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強 度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足 接觸疲勞強度，需要按照接觸疲勞強度算得分度圓直徑dl=63

18、.33mm來q = 143mmd、= 64mm= 222.4mmb2 = 65mmb、- 72 mm計算應有的齒數(shù)。于是由zl=dlcos p /mn=63.33cosl4° /2.0=30.72,取 zl=31,則 z2=uzl=3.48x31=107.887) 計算中心距a= (z1+z2) m/2cos p =143.13mm將中心距圓整為143mm8) 按圓整后的中心距修正螺旋角b -(z1+z2) m 一12。1'，p 一 arccos -丄°4/ 丄2ab值改變不大，故參數(shù)等不必修正9) 計算大小齒輪的分度圓直徑dl=zlm/cos 0 =64mmd2=

19、z2m/cos b =222.4mm10) 計算齒輪寬度b=0d 1=1x63.9=63.9mm圓整后取 b2=64mm； bl=72mm第五章軸的設計計算5. 1軸的材料和熱處理的選擇軸的材料選45號鋼調(diào)質(zhì)處理 由機械設計基礎p241表14-1得hb217 255叭二650mpa5.2軸幾何尺寸的設計計算 軸的結(jié)構示意圖如下：os =360mpa=280mpa5. 2.1低速軸（輸出軸）初步設計1. 初步確定軸的最小直徑輸岀軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑£為了使所選的軸直徑生 與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩tca = katf查表14-1,考

20、慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取ka =13,則：=kj. =1.3x350000 = 455000nmm按照計算轉(zhuǎn)矩4a應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查手冊，選用tl8型彈性柱銷聯(lián)軸 器，其公稱轉(zhuǎn)矩為500000n.mmo半聯(lián)軸器的孔徑仏二40mm,故取弘二40mm, 半聯(lián)軸器長度l=112mm,與軸配合的轂長厶=84mm。2. 軸的結(jié)構設計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，厶軸段右端需制岀一軸肩，故取厶2段的直徑d2 = 50mm ；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑d二55mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度厶=84mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面

21、上，故£段的長度應比厶略短一些，先取i】=82mm。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時手游徑向力和軸向力的作用，故選用 單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d2 = 50mm,由軸承產(chǎn)品目錄 中初步選取0基木游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承33112,其尺 寸為dxdxt = 55mmx90mmx27mm,故=d6 =55mm。3）取安裝齒輪處的軸段的肓徑d4 = 60mm ；齒輪的左端與軸承之間采用封 油盤定位。己知齒輪輪轂的寬度60mm,為了使封油盤端面可靠地壓緊齒 輪，吃軸段應略短于輪轂寬度，故取l4=56mm o齒輪的右端采用軸肩 定位，軸肩高度h>0.07d,故取h

22、二5.5,則d5 = 70mm軸環(huán)寬度b > 1.4h ,取-=12 mm。4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及軸承添加潤滑脂的要 求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器由端面的距離為1 = 2025mm,故取12 = 40mm c5）取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離為軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離a3 = 10mm ,已知滾動軸承寬度t=27mm,貝913 = t +a3 + aj +（60 56）= 53mm, 16 = t + a3 = 40mm。低速軸各階梯軸直徑列表如下:軸段d、d2d.d54直徑 (mm)405055607055長度(mm)8240536012376）軸上零件的周向定位

23、齒輪、半聯(lián)軸器與軸周向定位均采用平鍵連接。按心由表6t查得平鍵截面，18mmx 1 mmx50tnm鍵槽用鍵槽銖刀加工，長為soniin,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，聯(lián)軸器與軸的鏈接，選用平鍵bxh=加加8/mx70mm, n6聯(lián)軸器與軸的配合為也。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保 k6證的，此處選軸的直徑尺寸公差川6。7）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2,取軸端倒角為2x45。，各軸肩處的圓角半徑見圖。3. 求作用在齒輪上的力fadb)虬二 fad/2c)irrntnrrrr%aad)e)因己知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2 = 222

24、.4mm。圓周力匹= 2x350000訂147 5n222 .4徑向力» 少咤 j147 .5x3 2084 jn cos 0cos 14 .76 j軸向力fa = ft tan 0 = 3147 .5x tan 14.76° = 829 3n圓周力，徑向力，軸向力的方向如下圖所示。厶=14 lmtn, l2 = 64mm, 厶=60mm,fnh = t 2 t 1523mm , nhi 乙2 + 5mrfnhx l2 =103967n血血,fnv 1l? f =16245n ,l2 + l3 1fad,巴厶+七=l_= 1317 n，厶c +厶3fnv2= -fnvi=-

25、132.32v ,my = fnvi 厶2 = 842882v mm,f dmv2 = mvi- = -7930 n mm ,m = h2 +mv =133842 n mmm2=m= 104269 n mm ,4. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上做大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)（155） 及上面所算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取a = （）.6 , 軸的計算應力mpa =.5mpajmj + 仗珀尸 _ j133842 2 +(0.6x35()000 尸w_0.1x603前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15j查得b= 60mpg因此5. 2.

26、2高速軸的初步設計1）初步確定軸的最小直徑、長度l1考慮鍵槽 d>l. 05x24. 9=26mm 取 dl=26mm；根據(jù)表13-1查得，ll=50mm2）計算 d2、l2d2 = d1 +2a, = 26 + 2x（0.07 0.1）x26 = 29.64 31.2mm因仏必須符合軸承密封元件的要求，經(jīng)查表，取d2=35nnnd2軸段需伸出端蓋20、25mm,故易得l2=45mm3）計算d3d3=d2+ （15） mm=3640mm,且 d3 必須與軸承內(nèi)徑一致，圓整 d3=40mm, 初選圓錐滾子軸承型號為33008, d=68, t=22, b=22, cr=60.2knl3=b

27、+ a 2+ a 3=22+10+10=42mm4）計算d4d4為小齒輪的齒根圓的直徑，故d4二63.9+2.5*2二59mml4=bl-2=72-2=70mm5）計算d5d5=d3=40mm,同一軸上的軸承選擇同一型號，以便減少軸承座孔鎮(zhèn)制和減少 軸承類型。l5=l3=42mm電動機軸各階梯軸直徑和長度列表如下：名稱dd.££直徑（mm）2635405940長度（mm）5045427042已知低速級小齒輪的分度圓直徑為d = 63.9mm。圓周力徑向力軸向力_ 2ti _ 2 x 105000_ d639ft tan ancos 03281 x tan 20°c

28、os 14.76°=3281 n=1235 nfa = ft tan 0 = 3281 x tan 14 .76 ° = 864 n圓周力，徑向力，軸向力的方向如下圖所示。厶=109.5mm,厶=62.5mm,厶=49.5mm,ft = 1450n ,fnh2l r + l、792 .7 n ，二 f廠 fnw=442nmv = fnv 厶2 = 49543.77v mm,mv2 =-坨如=21895 jn mm ,m =jm+mv； = 103283 n 加加m 2= 93232 .6n mm ,5. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上做大彎矩和扭矩的截

29、面的強度。根據(jù)（155） 及上而所算數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0 = 0.6 , 軸的計算應力=皿 + 血丫 _j103283 2+(0.6x105000 丫 叭=5 冊九 w0.1x593前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15j查得°=60mpa o因此 久y0j,故安全。第六章軸承、鍵和聯(lián)軸器的校核6. 1軸承的選擇及校核因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸 承。主動軸承軸承代號33008 2個g = 60.2kn cor = 19.5kn e = 0.28,y = 2.1從動軸承軸承代號33011 2個cr = 94.5 kn

30、 co, = 145 冊 e=031,y=l91、主動軸承壽命校核：(1) 、計算軸承的徑向載荷：fr= 7ci + ci = v14502 + 792.72 =1652.52 =+ % = v18312 +4422 = 1883.6 n(2) 計算軸承的軸向載荷33008圓錐滾子軸承的基本額定動載 荷cr二60. 2kn,基木額定靜載荷cor二79. 5kw,兩軸承派生軸向力 為：2y1652.52x2.1= 3935n,“22y1883.62x2.1= 448.52因為 fa + fd2 = 8642v + 448.5n = 1312.5n >fdl= 393.5/v軸左移，左端軸承

31、壓緊，右端軸承放松巧嚴巧+ 傷2= 1312.52、fa2 = fel =393.5n 計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數(shù)f產(chǎn)2因為嚴將°心50.4, y, = 2.1p嚴乙（x你+肌j = 41007nf 393 5因為雀=0.2vf = 0.28, x°=1,k=o£1883.6-02 = /p(xf2 + wj=226o3n所以取戶=£ =4100.7np二4100. 7n(4)校核軸承壽命10& (6°2xl0 爭 “33354460n p 60x387.14100.7按一年300個工作口，每天2班制.壽命大于15年故所選軸承

32、適 用。2 被動軸承壽命校核:(1)計算軸承的徑向載荷：frl= j略 + 隰| = v15232 + 13172 = 2013.5/vfr2 =f爲 2 + f爲 2 = v16242+132.32 = 1629.4/v (2)計算軸承的軸向載荷33011圓錐滾子軸承的基木額定動載荷 cr=94. 5kn,基本額定靜載荷cor=145kw,兩軸承派生軸向力為：魚=20135 = 529.8n, fd2=- =竺空=428.8ndl 2y 2x1.9d- 2y 2x1.9因為 代 2 +耳二428.8n + 829n = 1257.8n> 耳嚴 529.8n軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承

33、放松fai =巧 + fd2 = 1257.87v、fa2 = fd2 = 529.8n(2)計算軸承1、2的當量載荷，取載荷系數(shù)1.2因為魚= 2zi§ = 0.6£ = 0.31 x . = 0.40 , y, = 1 .9p=3834.3nfrx 2013.5嚴/(xfh +負 j = 38343w因為嚴畿皿2>"l，x2=0.4,y2=1.9z 二幾("p + m2)= 1990n所以取p =片=3834.3n(3) 校核軸承壽命r 106 c,£110694.5xl01"l.=()f h =()3 h = 652974

34、7/?'60/? p 60x111.23834.3按一年300個工作日，每天2班制壽命大于15年.故所選軸承 適用。6. 2鍵的選擇計算及校核6. 2. 1材料選擇及其許用擠壓應力(1)主動軸外仲端d=26mm ,考慮鍵在軸中部安裝故選鍵 b二8mm, l=40mm, h二7mm。鍵選擇45號優(yōu)質(zhì)碳素鋼，查機械零件設計手冊p458表3 2-3其許用擠壓應力二loompa2t05hdl2x1050000.5x7x26x40二 57.7m% < 創(chuàng)強度合格。(2)從動軸外伸端，d二40mm,選擇平鍵b二12, l二50, h=8,選45 號鋼，其許用擠壓力b=100mpa2為0.5h

35、dl2x3500000.5x8x40x70=62.5mpa < <jp強度足夠，合適。從動軸與齒輪聯(lián)接處d二60mnb選擇平鍵l&nmxl innl><50mmo選45號鋼，其許用擠壓應力to-j=100mpaop 27；q.5hdl2x3500000.5x11x60x50= 42.4mpa<(yp強度足夠，合適。第七章減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構尺寸的計算計算及說明結(jié)果7. 1潤滑的選擇確定7.1.1潤滑方式1 齒輪v=1.3<12 m/s應用噴油潤滑，但考慮成本及需要，選用 浸油潤滑。軸承采用潤滑脂潤滑。齒輪選用7.1.2潤滑

36、油牌號及用量浸油潤滑1.齒輪潤滑選用150號機械油,最低最高油面距2040mm,需 油量為0.612l左右。軸承釆用2.軸承潤滑選用zl-3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/31/2潤滑脂潤為宜?；?. 2密封形式1 箱座與箱蓋凸緣接合面的密封齒輪潤滑選用在接合而涂密封漆或水玻璃的方法選用150 號機械油2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3 軸承孔的密封(1)軸承內(nèi)部與機體內(nèi)部處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部(2)軸承外部與端用半粗羊毛氈圈加以密封7.3對附件設計(1)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

37、足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開 窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片 加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m7緊固(2) 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并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，因此油孔處的機體外壁應凸 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。(3) 油標：油標位在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.(4) 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.(5) 起蓋螺釘

38、：起蓋螺釘上的螺紋長度耍大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.(6) 定位銷：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.(7) 吊鉤吊環(huán)：在機蓋上宜接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.7.4機體結(jié)構(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(2) 機體結(jié)構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8,圓角半徑為r=10o機體外型簡單，拔模方便.減速器附件的選擇確定列表說明如下：名稱功用數(shù)量材料規(guī)格螺栓安裝端蓋16q235m8x6gb5782-1986螺栓安裝箱座6q235m12x 100g

39、b5782-1986螺栓安裝窺視孔 蓋4q235m7x10gb5782-1986凸緣 螺栓固定凸緣1q235m12x30gb5782-1986地腳 螺栓安裝箱底4q235m16x25gb5782-1986銷定位235a6x40gb117-1986墊圈調(diào)整安裝465mn16gb93-1987油標 尺測量油面高度1組合件通氣器透氣1起腳 螺釘安裝1q2357. 4箱體主要結(jié)構尺寸計算名稱計算公式尺寸箱座厚度6 > mtzx0.025d +1,88箱蓋厚度4 > mox0.025a +1,88箱蓋凸緣厚度>i = 1.5512箱座凸緣厚度t =12箱座底凸緣厚 度&2 = z5s20地腳螺釘直徑rff = q.mfl + 8m16地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓 直徑ct