設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器

1、2014屆機械設計課程設計1、機械設計課程設計任務書題目：設計一用于螺旋輸送機上的單級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，單向運轉，兩班制工作。減速器小批生產(chǎn)，使用期限5年。輸送機工作轉速的容許誤差為5%。 1)、總體布置簡圖2)、工作情況：工作有輕振，單向運轉3)、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率P (kW) ：4輸送機工作軸上的轉速n (r/min)：60輸送機工作轉速的容許誤差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：24)、設計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說

2、明書的編寫5)、設計任務1.減速器總裝配圖一張2.輸出軸及其輸出軸上齒輪零件圖各一張3.設計說明書一份6)、設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫計 算 及 說 明結 果2、電動機的選擇2.1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 22、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (

3、kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×4×××5根據(jù)機械設計課程設計10表2-2式中：1、2、 3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取=0.99，0.99，0.97，.9、50.93則：總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 =0.85所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 =4/ 0.85 =4.7 (kw)總=0.85Pd=4.7(kw)計 算 及 說 明結 果 2.3、確定電動機轉速 輸送機工作軸轉速為： n【（1-5%）（1+5

4、%）】×60r/min 5763 r/min根據(jù)機械設計課程設計10表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=3 。則總傳動比理論范圍為：a ×=18。故電動機轉速的可選范為 Nd=a× n =(618)×60 =3601080 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750和1000r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電動機型號額定功率電動機轉速 (r/min)電動機重量(N)參考價格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132M2-65.5

5、1000960800150012.422.84.442Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格nw5763 r/min Nd=3601080 r/min計 算 及 說 明結 果 和圓錐齒輪帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：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×GD132520×345×315216×178

6、1228×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸3、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1、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滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n(1)、可得傳動裝置總傳動比為： ia= nm/ n=960/60=16ia=16計 算 及 說 明結 果 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分別為開式圓錐齒輪傳動 和減速器的傳動比）(2)、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書P10表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動 i=23）因為：iai0×i所以：iiai016/35.333.2、傳動裝置的運

7、動和動力設計：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，.為各軸的輸入轉矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)i0=3i i5.33計 算 及 說 明結 果 3.3、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算3.3.1、計算各軸的轉速： 軸：nI= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/5.33=180r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i 0=180/3=60r/min

8、3.3.2、計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=4.7×0.99=4.65（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =4.65×0.99×0.97=4.47（KW）III軸： P= P·23= P·2·4 =4.47×0.99×0.99=4.38（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·5=4.03（KW）n=960r/minn= n=180r/minnIV=60r/minP=4.65（KW）P=4.47（KW）P=4.38（

9、KW）PIV=4.03（KW）計 算 及 說 明結 果 3.3.3、計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×4.7/960=46.76 N·m軸： T= Td·01= Td·1=46.76×0.99=46.3 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3 =46.3×5.33×0.99×0.97=236.98N·mIII軸：T = T·2·4=232.3 N·m

10、螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0·2·5=641.6N·m3.3.4、計算各軸的輸出功率：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=4.65×0.99=4.6KWP= P×軸承=4.47×0.99=4.4KWP = P×軸承=4.38×0.99=4.3KW3.3.5、計算各軸的輸出轉矩：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=46.3×0.99=45.84N·mT = T×軸承=236.98×0.9

11、9= 234.61N·mT = T×軸承=232.3×0.99= 229.98N·mTd=46.76N·mT=46.3 N·mTII=236.98N·mT=232.3 N·mTIV=641.6N·mPI= 4.6KWPII=4.4KWPIII=4.3 KWTI=45.84N·mTII=234.61N·mTIII=229.98N·m計 算 及 說 明結 果 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率P （KW）轉矩T （N·m）轉速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電

12、動機軸4.746.7696010.99軸4.654.64.6345.849600.965.33軸4.474.4236.98234.611800.98軸4.384.3232.3229.9818030.92輸送機軸4.074. 0641.6635.18604、傳動件的設計計算4.1、減速器內(nèi)傳動零件設計4.1.1、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。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。齒輪精度初選8級4.1.2、初選主要參數(shù)Z1=21 ，u=3.6 Z2=Z1·u=21×5.

13、33=111.96 取Z2=112Z1=21Z2=112計 算 及 說 明結 果由表12.13選取齒寬系數(shù)d=0.5·（u+1）·a=1.154.1.3、按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.6/960 =4.58×104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機械設計表12.12取 ZE=189.84) 區(qū)域系數(shù) ZH=2.55) 由圖12.17c按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限

14、；大齒輪的接觸疲勞強度極限。6) 由式12.12計算應力循環(huán)次數(shù)NL160gn1th60×960×1×（2×8×300×5）1.382×109 NL2NL1/3.63.84×1087) 由圖12.18取接觸疲勞壽命系數(shù)ZN10.93；ZN20.97d1.15T1=4.58×104N·mmN11.382×109 N23.84×108計 算 及 說 明結 果 8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式12.14得H10.93×600MPa558MPaH2

15、0.97×550MPa533.5MPa4.1.4、計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=47.13mm2) 計算圓周速度 v=2.37m/s3) 計算齒寬b及模數(shù)mtb=d*d1t=1×47.13mm=47.13mmmt=2.24 mmh=2.25mt=2.25×2.24mm=5.04mmb/h=47.13/5.04=9.3344) 計算載荷系數(shù)K 已知工作有輕振，所以取KA=1.25，根據(jù)v=2.4m/s,8級精度，由圖12.9查得動載系數(shù)KV=1.08；H1558MPaH2533.5MPad1t47.13 mmv=2.37m/sb=47.

16、13mmmt=2.24mmh=5.04mmb/h=9.35計 算 及 說 明結 果由表12.11用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， KH=1.013由圖1013查得KF=1.015直齒輪KH=KF=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1.25×1.08×1×1.013=1.3685) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=47.9mm6) 計算模數(shù)m m =mm=2.28mm4.1.5、按齒根彎曲強度設計由式12.17得彎曲強度的設計公式為 m1） 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)K=KA*KV*KF*KF=1

17、.25×1.08×1×1.015=1.37B. 查取齒型系數(shù)由圖12.21查得YFa1=2.76；YFa2=2.228K=1.368d1=47.9mmm=2.28 mmK=1.37計 算 及 說 明結 果C. 查取應力校正系數(shù)由圖12.22查得YSa1=1.56；YSa2=1.762 D. 計算彎曲疲勞許用應力由圖12.23c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380Mpa；由圖12.24取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN1=0.856，YN2=0.892取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式12.19F= F1=4281Mpa F2=2

18、42.11MPaE. 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01005=0.01621 大齒輪的數(shù)值大。4.1.6、設計計算 m=1.59mm對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.85并就近圓整為標準值m=2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=47.90mm，算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=47.9/2=23.95取Z1=241=428Mpa2=242.11MPa=0.01005=0.01621m1.59mmm=2mmZ1=24計 算 及 說 明結 果 大齒輪齒數(shù) Z2=5.33x24=1284.1.7、幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=m·Z=2×24=48 mm

19、d2=m·Z1=2×128=256mmb) 計算中心距a=m ·（Z1+Z2）=2×（24+128）/2=152 mmc) 計算齒輪寬度b= d1·d=48 取B2=48mm B1=53mm4.1.8、結構設計 大齒輪采用腹板式，如圖12.32（機械設計）4.2、減速器外傳動件設計4.2.1、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級4.2.2、初選主要參數(shù) Z1=26，u=3

20、Z2=Z1·u=26×3=72 取Z2=128d1=48 mmd2=256mma=152 mmB2=48mm B1=53mmZ1=26u=3 Z2=72計 算 及 說 明結 果4.2.3、確定許用應力 A: 確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖12.17得=580Mpa, =550 Mpa 查圖12.23得=450Mpa, =380MpaB: 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60gn3th=60×180×1×（2×8×300×5）=2.592×1

21、08N2=N1/u=2.592×108/3=8.64×107查圖12.18得ZN1=0.96,ZN2=0.98C：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式查圖12.24得YN1=0.89 YN2=0.914.2.4、初步計算齒輪的主要尺寸N1=2.592×108N2=8.64×107計 算 及 說 明結 果因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式12.39試算，即 dt確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55×106×P/n3=9.55×106

22、5;4.3/180 =2.28×105N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機械設計表12.12取 ZE=189.84）試算小齒輪分度圓直徑d1tdt =112.06mm5）計算圓周速度 v=0.336m/s因為有輕微震動，查表12.9得KA=1.25。根據(jù)v=0.35m/s,8級精度，由圖12.9查得動載系數(shù)KV=1.03；T1=2.28×105N·mmdt112.06mmv=0.336m/s計 算 及 說 明結 果 取Kb=1.2,Ka=1故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1.25×1.03×1×1.2=1.545 6）

23、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=118.7mm 118.7=100.895mm計算大端模數(shù)m m =mm=4.57 mm4.2.5、齒根彎曲疲勞強度設計 由式12.41 mn確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) 由表12.11查得KHbe=1.25 則KF=1.5 KHbe=1.875K=KAKVKFKF=1.25×1.03×1×1.875=2.4142）齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)K=1.545d1=118.7mmdm1=100.895mmm=4.57K=2.414計 算 及 說 明結 果因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中

24、查圖12.21 齒形系數(shù) YFa1=2.57；YFa2=2.06圖12.22 應力修正系數(shù) Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）計算大、小齒輪的并加以比較=0.01437=0.01643 大齒輪的數(shù)值大。4）設計計算mn =4.27對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)4.459并就近圓整為標準值m=4.5mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=123.86mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=118.7/4=29.67取Z1=30=0.01437=0.01643mn4.27Z1=30計 算 及 說 明結 果 大齒輪齒數(shù) Z2=3x30=904.2.6、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d

25、1=m·Z=4.5×30=135 mm d2=m·Z1=4.5×90=405mm2)計算錐距R=213.453)計算齒輪寬度b= R·R=213.45x0.3=64.035 取B2=70mm B1=65mm5、軸的設計計算5.1、減速器輸入軸（I軸）5.1.1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=4.65 KW 轉速為nI=960r/min根據(jù)課本P314（16.2）式，并查表16.2，取C=115d5.1.2、求作用在齒輪上的受力Z2=90d1=135 mmd2=405mmR=213.45b=64.

26、035B2=70mm B1=65mmd19.46mm計 算 及 說 明結 果 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=135mm而 Ft1=678.5N Fr1=Ft=246.95N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。5.1.3、軸的結構設計 1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端蓋 8軸端擋圈 9半聯(lián)軸器2）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，則軸應該增加5%，取=22mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×TI=1.3×46.3=57.88Nm，查標準GB/T 50141986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器

27、，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑Ft1=678.5NFr1=246.95ND1=24mmL1=50mm計 算 及 說 明結 果取30mm,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6207型軸承，其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為35mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸

28、承的內(nèi)圈外徑，取D4=45mm，長度取L4= 22.5mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為52mm，分度圓直徑為48mm，齒輪的寬度為53mm，則，此段的直徑為D5=52mm，長度為L5=53mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=45mm 長度取L6= 22.5mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=35mm，長度L7=20mm5.1.4、求軸上的的載荷1）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，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =339.25N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0

29、D2=30mmL2=74mmD3=35mmL3=20mmD4=45mmL4= 22.5mmD5=52mmL5=53mmD6=45mmL6= 22.5mmD7=35mm，L7=18mmRA=RB=339.25N計 算 及 說 明結 果 那么RA=RB =Fr/2=123.48N2） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖3） 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，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=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：RA=RB 123.48 N計 算 及 說 明結 果 e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D

30、43)=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。5.2、減速器輸出軸（II軸）5.2.1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=4.47KW 轉速為nI=180r/min根據(jù)課本P314（16.2）式，并查表16.2，取C=115d5.2.2、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓

31、直徑為d2=256mm而 Ft1=1833NFr1=Ft=667.2N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。dFt1=1833NFr1=667.2N計 算 及 說 明結 果 5.2.3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案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）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，則軸應該增加5%，取32mm，根據(jù)計算轉矩TC=KA×T=1.3×236.98=296N.m，查標準GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸

32、段長L1=80mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40mm,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D1=32mmL1=80D2=40mmL2=74mm計 算 及 說 明結 果 軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長度為L3=41mm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256mm，則第四

33、段的直徑取50mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=63mm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=56mm ,長度取L5=6mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=60mm 長度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm，長度L7=19mm5.2.4、求軸上的的載荷1）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，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =916.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=333.6

34、N2） 作出軸上各段受力情況及彎矩D3=45mmL3=41mmD4=50mmL4=63mmD5=56mmL5=6mm D6=60mmL6= 20mmD7=45mm，L7=19mmRA=RB=Ft/2 =916.5NRA=RB =333.6N計 算 及 說 明結 果5.2.5、判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，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=121.83Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)計 算 及 說 明結 果 =124.83×1000/(0.1×50

35、3)=9.75<-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。6、箱體的設計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，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。2. 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。3. 油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有

36、的已定為國家標準件。4. 通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導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，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。計 算 及 說 明結 果5. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，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)結后，鏜孔之前裝上兩個定

37、位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。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入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：計 算 及 說 明結 果 名稱符號尺寸（mm）機座壁厚10機蓋壁厚110機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度b 115機座底凸緣厚度b 225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)

38、結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212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C128, 24, 20df，d1, d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺半徑R112, 8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外機壁至軸承座端面距離l1 35大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 20機蓋、機座肋厚m1 ,m28， 8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，一般s=D27、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1）.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用

39、平鍵聯(lián)接軸徑d3=50mm L3=63mm T=236.98Nm查手冊 選用A型平鍵A鍵 16×10 GB1096-2003 L=L1-b=65-16=49mm根據(jù)課本（6-1）式得計 算 及 說 明結 果p=4 ·T/(d·h·L)=4×234.61×1000/（16×10×49）=119.7Mpa < R (150Mpa)2） 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=24mm L2=50mm T=51.68N·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003B鍵8×7 GB1096-79

40、l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）=4×45.84×1000/（8×7×40）= 81.86Mpa < p (150Mpa)3） 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=32mm L2=80mm T=176.67N·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003C鍵10×8 GB1096-79l=L2-b=80-10=70mm h=8mmp=4 ·T/（d·h·l）=4×180×1000/（10×8

41、×70）= 128.57Mpa < p (150Mpa)計 算 及 說 明結 果8、滾動軸承的選擇及計算根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=2×8×300×5=24000小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷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=246.95N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號選擇6207軸承 Cr=19.8KN預期壽命足夠此軸承合格2.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷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=667.2計 算 及 說 明結 果 （2）求軸承應有的徑向基本