單級圓柱齒輪減速器說明書含圖紙

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一、傳動方案擬定.4二、電動機(jī)的選擇.5三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.6四、傳動裝置的運(yùn)動和動力設(shè)計(jì).7五、普通V帶的設(shè)計(jì).10六、齒輪傳動的設(shè)計(jì).15七、傳動軸的設(shè)計(jì).18八、箱體的設(shè)計(jì).27九、鍵連接的設(shè)計(jì)29十、滾動軸承的設(shè)計(jì)31十一、潤滑和密封的設(shè)計(jì)32十二、聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)33十三、設(shè)計(jì)小結(jié).33機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書一、 設(shè)計(jì)題目：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級圓柱齒輪減速器二、 傳動方案圖：三、原始數(shù)據(jù)輸送帶壓力F（N）1500N輸送帶速度v(m/s)1.5滾筒直徑D（mm）250mm四、工作條件：輸送機(jī)連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動，空載起動

2、，兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為±5%，要求尺寸較為緊湊，電動機(jī)與輸送帶滾筒軸線平行。使用期限為10年，減速器中等批量生產(chǎn)。要求齒輪傳動中心距在90130mm之間。五、設(shè)計(jì)工作量：1、減速器裝配圖一張（A1圖紙：手工圖或CAD圖）2、零件圖2張（一個組應(yīng)有一套完整的非標(biāo)準(zhǔn)零件的零件圖）3、設(shè)計(jì)說明書一份計(jì)算過程及計(jì)算說明一、傳動方案擬定第八組：設(shè)計(jì)單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動、工作條件：使用年限年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1500N；帶速V=1.5m/s；滾筒直徑D=250mm；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時

3、由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護(hù)方便。1.電動機(jī) 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運(yùn)輸帶二、電動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇Y系列三相異步電動機(jī)，此系列電動機(jī)屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機(jī)，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護(hù)方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機(jī)械。 2、電動機(jī)容量選擇：電動機(jī)所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由電動機(jī)至運(yùn)輸帶的傳動總效率為：總=×××

4、5;5式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取=0.96，0.99，0.97，.99則：總=0.96×0.98×0.97×0.99×0.96 =0.83所以：電機(jī)所需的工作功率：Pd= FV/1000總 =(1500×1.5)/(1000×0.83) =4.5 (kw)3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.5)/（250·） =77.3 r/min根據(jù)手冊表推薦的傳動比合理范圍

5、，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取帶傳動比= 。則總傳動比理論范圍為：a。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=Ia×n卷筒 =(1624)×77.3 =463.81855.2 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機(jī)型號：（如下表）方案電 動機(jī) 型號額定功率電動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)電動機(jī)重量N參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.8

6、4.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機(jī)型號為Y132M2-6，其主要性能：電動機(jī)主要外形和安裝尺寸：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n

7、m和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/77.3=12.42總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0×i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=24）因?yàn)椋篿ai0×i所以：iiai012.42/2.84.44四、傳動裝置的運(yùn)動和動力設(shè)計(jì)：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N&

8、#183;m）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機(jī)軸至工作運(yùn)動傳遞路線推算，得到各軸的運(yùn)動和動力參數(shù)1、 運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)的計(jì)算（1）計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）軸：n= n/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒軸：n= n（2）計(jì)算各軸的功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=4.5×0.96=4.32（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =4.32×0.98×0.97 =4.11（KW）卷筒軸： P= P&

9、#183;23= P·2·4 =4.11×0.98×0.99=4.07（KW）計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×4.5/960=44.77 N·m軸： T= Td·i0·01= Td·i0·1=44.77×2.8×0.96=120.33 N·m 軸： T= T·i1·12= T·i1·2·4 =120.33×4.44×0.98×0.

10、99=518.34 N·m卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T = T·2·4 =502.90 N·m計(jì)算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承=4.32×0.98=4.23 KWP= P×軸承=4.23×0.98=4.02 KW計(jì)算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承=120.33×0.98=117.92 N·mT = T×軸承 =518.34×0.98=507.97 N·m由指導(dǎo)書的表1得

11、到：1=0.962=0.983=0.974=0.99i0為帶傳動傳動比i1為減速器傳動比滾動軸承的效率為0.980.995在本設(shè)計(jì)中取0.98綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名效率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N·m）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸4.544.779602.80.96軸4.324.23120.33117.92342.864.440.95軸4.114.02518.34507.9777.221.000.97卷筒軸4.073.99502.90492.8477.22五. V帶的設(shè)計(jì) （1）選擇普通V帶型號 由PC=KA·P=1.1×5.5=6.0

12、5（ KW） 根據(jù)課本P134表9-7得知其交點(diǎn)在A、B型交 界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速： 則取小帶輪 d1=100mmd2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗(yàn)算： V=n1·d1·/（1000×60）由課本P134表9-5查得KA=1.1 由課本P132表9-2得，推薦的A型小帶輪基準(zhǔn)直徑為75mm1

13、25mm =960×100·/（1000×60） =5.024 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 0.7×（100+274）a02×（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500) =1602.32 mm 由表9-3

14、選用Ld=1400 mm的實(shí)際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗(yàn)算小帶輪上的包角1 1=1808-(d2-d1)×57.38/a =1808-(274-100)×57.38/398.84=155.018>1208合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =6.05/（0.95+0.11）×0.96×0.95） = 6.26 故要取7根A型V帶 計(jì)算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）

15、/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.022 =144.74 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×7×242.42×sin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速： 則取小帶輪 d1=140mmd2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =2.8×140

16、5;(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗(yàn)算： V=n1·d1·/（1000×60） =960×140·/（1000×60） =7.03 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 0.7×（140+384）a02×（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2·a0+·（d1+d2）+（d

17、2-d1）2/(4·a0) =2×700+·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700) =2244.2 mm 由表9-3選用Ld=2244 mm的實(shí)際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗(yàn)算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =6.05/（2.08+0.30）×1.00&

18、#215;0.95） = 2.68 故取3根B型V帶 計(jì)算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z· c+q· v2 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032 =242.42 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×3×242.42×sin(160.0/2) =1432.42 N綜合各項(xiàng)數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合 由機(jī)械設(shè)計(jì)書表9-4

19、查得P0=0.95由表9-6查得P0=0.11 由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=0.96由課本表9-2得，推薦的B型小帶輪基準(zhǔn)直徑125mm280mm由機(jī)械設(shè)計(jì)書表9-4查得P0=2.08由表9-6查得P0=0.30 由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=1.00帶輪示意圖如下：d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2六、齒輪傳動的設(shè)計(jì)：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參

20、數(shù) Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1·u=20×4.5=90 取a=0.3，則d=0.5·（i+1）·=0.675（3）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 計(jì)算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取K=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.23/342.86 =1.18×105 N·mm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 重合度系數(shù)t=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2） =1.8

21、8-3.2×（1/20+1/90）=1.69 Z= 許用應(yīng)力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 取兩式計(jì)算中的較小值，即H=560Mpa于是 d1 = =52.82 mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z152.82/20=2.641 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)值 m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算 校核式中 小輪分度圓直徑d1=m·Z=3×20=60mm齒輪嚙合寬度b=d·d1 =1.0×60=60mm復(fù)合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系數(shù)Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0

22、.6938許用應(yīng)力 查圖6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25 則 計(jì)算大小齒輪的并進(jìn)行比較 <取較大值代入公式進(jìn)行計(jì)算 則有=71.86<F2故滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度要求（6） 幾何尺寸計(jì)算 d1=m·Z=3×20=60 mmd2=m·Z1=3×90=270 mma=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mmb=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗(yàn)算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=·d1·n1/

23、（60×1000） =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s對照表6-5可知選擇9級精度合適。七 軸的設(shè)計(jì)1， 齒輪軸的設(shè)計(jì) (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齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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=4.32 KW 轉(zhuǎn)速為n=342.86 r/min根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(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

24、通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=38mm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30mm，則取第二段的長度L2=70mm 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，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm右起第四段

25、，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D4=48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm，分度圓直徑為60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=66mm，長度為L5=65mm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=48mm 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=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =1.18×105 N·mm 求圓周力：Ft

26、Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N 求徑向力FrFr=Ft·tan=1966.67×tan200=628.20NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)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 =983.33 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=314.1 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=PA×62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA

27、×62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=59.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險截面并驗(yàn)算強(qiáng)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=73.14Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 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

28、： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：P的值為前面第10頁中給出在前面帶輪的計(jì)算中已經(jīng)得到Z=3其余的數(shù)據(jù)手冊得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=66mmL5=65mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1= MC2=

29、19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm=0.6MeC2=73.14Nm-1=60MpaMD=35.4Nm 輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(qiáng)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=4.11 KW 轉(zhuǎn)速為n=77.22 r/min根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取45mm，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩

30、TC=KA×T=1.3×518.34=673.84Nm，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 50142003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,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)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm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，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=36右起第四段

31、，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270mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =5.08×105N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N

32、求徑向力FrFr=Ft·tan=3762.96×tan200=1369.61NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點(diǎn)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 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124= 684.81 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×62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T=

33、Ft×d2/2=508.0 Nm （8）畫當(dāng)量彎矩圖 因?yàn)槭菃蜗蚧剞D(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當(dāng)量彎矩： （9）判斷危險截面并驗(yàn)算強(qiáng)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=307.56Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 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： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=304

34、.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計(jì)算所需的圖如下：D1=45mmL1=82mmD2=52mmL2=54mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=58mmD5=66mmL5=10mmD6=55mmL6=21mmFt=3762.96NmFr=1369.61NmRA=RB=1881.48NmRA=RB=684.81 NMC=116.65NmMC1= MC2=41.09 NmMC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm=0.6MeC2=307.56Nm-1=60MpaMD=33.45Nm繪制軸的工藝

35、圖（見圖紙）八箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(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(diǎn)和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機(jī)體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進(jìn)入機(jī)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(yùn)轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機(jī)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(jī)蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機(jī)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(jī)體有縫隙處的密封性能。(5)啟

36、蓋螺釘機(jī)蓋與機(jī)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(jī)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(jī)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(jī)蓋和機(jī)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(jī)體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(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(jī)蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運(yùn)或拆卸機(jī)蓋。(9

37、)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進(jìn)入機(jī)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(jī)座壁厚8機(jī)蓋壁厚18機(jī)座凸緣厚度b12機(jī)蓋凸緣厚度b 112機(jī)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d116機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 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(jī)壁距離C126, 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

38、級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外機(jī)壁至軸承座端面距離l1 60，44大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離112齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離2 10機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10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)，一般s=D2九鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=30mm,L1=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=44.77N·m h=7mm根據(jù)課本P243（10-5）式得p=4 ·T/(d·h

39、3;L)=4×44.77×1000/（30×7×42） =20.30Mpa < R (110Mpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm L2=63mm T=120.33N·m查手冊 選A型平鍵 GB1096-79B鍵12×8 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 ·T/（d·h·l）=4×120.33×1000/（44×8×50） = 27.34Mpa < p (110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用

40、平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm L3=58mm T=518.34Nm查手冊P51 選用A型平鍵鍵18×11 GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mmp=4·T/（d·h·l）=4×518.34×1000/（60×11×42）=74.80Mpa < p (110Mpa)十滾動軸承設(shè)計(jì)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命Lh5×365×8=14600小時1.輸入軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算（1）初步計(jì)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=628.20N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇6208軸承 Cr=29.5KN由課本式11-3有預(yù)期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設(shè)計(jì)計(jì)算（1）初步計(jì)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=1369.61N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN由課本式11-3有預(yù)期壽命足夠此軸承合格十一、密封和潤滑的設(shè)計(jì)1.密封 由于選用的電動機(jī)為低速，常溫，常壓的電動機(jī)則可以選用