二級展開式圓柱齒輪減速器 2課件

1、機械設計課程設計(論文)題目: 二級展開式齒輪減速器設計學生姓名 * 學 號 * 學 院 工程技術學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 班 級 2011 級4班 指導教師 * 成 績 2014年 1 月11日機械設計課程設計任務書學生姓名*專業(yè)年級機械設計制造及其自動化2011級設計題目： 帶式運輸機傳動裝置的設計設計條件：1、 運輸帶工作拉力F = 3300N；2、 運輸帶工作速度v = 1.2m/s；3、 卷筒直徑D = 350mm；4、 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35ºC； 5、 使用折舊期：8年；6、 檢修間隔期：四年一次大修，

2、兩年一次中修，半年一次小修；7、 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；8、 運輸帶速度允許誤差：±5%；9、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設計工作量：1、 減速器裝配圖1張（A1）；2、 零件工作圖3張；3、 設計說明書1份。指導教師簽名： 2013年 月 日說明：1.此表由指導教師完成，用計算機打印（A4紙）。2.請將機械設計課程設計任務書裝訂在機械設計課程設計(論文)的第一頁。目錄目錄21題目分析及傳動方案的擬定42減速器傳動系統(tǒng)結構及動力分析42.1傳動系統(tǒng)的工作情況分析42.1.1傳動系統(tǒng)的作用42.1.2傳動方案的特點42.1.3電機和工作機

3、的安裝位置42.1.4畫傳動系統(tǒng)結構簡圖52.2電動機的選擇52.2.1計算總效率52.2.2確定電機型號62.3 計算總傳動比和分配各級傳動比62.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)63 傳動零件的設計計算73.1 第一級齒輪傳動設計計算73.1.1選擇齒輪類型73.1.2按齒面接觸疲勞強度設計73.1.3按齒根彎曲疲勞強度設計103.1.4幾何尺寸計算133.1.5圓整中心距后的強度校核143.1.6主要設計結論153.2 第二級齒輪傳動設計計算153.2.1選擇齒輪類型153.2.2按齒面接觸疲勞強度設計153.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計183.2.4幾何尺寸計算203.2.5圓整中心距后

4、的強度校核213.2.6主要設計結論224.箱體尺寸計算225.軸的設計235.1.高速軸聯(lián)軸器的選擇245.2.低速軸聯(lián)軸器的選擇：245.3.高速軸的軸承選擇：256. 潤滑及密封266.2 齒輪的潤滑266.2.1確定潤滑油牌號276.3 確定密封方式277軸的校核277.1中間軸的校核：277.1.3相關參數(shù)計算如下：297.2 低速軸的校核307.2.1計算出截面B處的MH、MV、及M列于下表318. 軸承的校核328.1 高速軸軸承的校核328.2 中間軸軸承的校核347.3 低速軸軸承的校核358.減速器附件的選擇及其說明369.設計總結- 39 -參考文獻- 39 -設計內(nèi)容計

5、算及說明結果1題目分析及傳動方案的擬定2減速器傳動系統(tǒng)結構及動力分析2.1傳動系統(tǒng)的工作情況分析2.1.1傳動系統(tǒng)的作用2.1.2傳動方案的特點2.1.3電機和工作機的安裝位置由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調二者的轉速和轉矩。特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。由于電動機、減速器與滾筒并列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變

6、形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。2.1.4畫傳動系統(tǒng)結構簡圖2.2電動機的選擇2.2.1計算總效率由原始數(shù)據(jù)可得：經(jīng)分析，聯(lián)軸器1選撓性聯(lián)軸器，聯(lián)軸器2選十字滑塊聯(lián)軸器；軸承1、2選圓錐滾子軸承，軸承3選角接觸球軸承；高速級選斜齒輪，低速級選直齒圓柱齒輪?？傂剩河蓹C械設計課程設計手冊查得：聯(lián)軸器1=0.9925，軸承1=0.99，齒輪=0.97 軸承2=0.99,軸承5=0.99；聯(lián)軸器2=0.9925。=Pw=3.96kW2.2.2確定電機型號2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比2.4 計算傳動裝置運動和動力

7、參數(shù)因為優(yōu)選1000轉電動機，所以查參考文獻【1】設計手冊可選電動機型號：Y112M4 滿載轉速： 電機額定功率： 工作機轉速：總傳動比取 即 ,符合要求。展開式二級圓柱齒輪減速器共有三軸，分別為1，2,3,軸，則各軸轉速： Y132M263 傳動零件的設計計算3.1 第一級齒輪傳動設計計算3.1.1選擇齒輪類型3.1.2按齒面接觸疲勞強度設計3.1.3按齒根彎曲疲勞強度設計、3.1.4幾何尺寸計算3.1.5圓整中心距后的強度校核3.1.6主要設計結論3.2 第二級齒輪傳動設計計算3.2.1選擇齒輪類型3.2.2按齒面接觸疲勞強度設計 3.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計3.2.4幾何尺寸計算3.

8、2.5圓整中心距后的強度校核3.2.6主要設計結論4.箱體尺寸計算5.軸的設計5.1.高速軸聯(lián)軸器的選擇5.2.低速軸聯(lián)軸器的選擇：5.3.高速軸的軸承選擇：6. 潤滑及密封6.2 齒輪的潤滑6.2.1確定潤滑油牌號6.3 確定密封方式7軸的校核7.1中間軸的校核：7.1.3相關參數(shù)計算如下：7.2 低速軸的校核7.2.1計算出截面B處的MH、MV、及M列于下表8. 軸承的校核8.1 高速軸軸承的校核8.2 中間軸軸承的校核7.3 低速軸軸承的校核8.減速器附件的選擇及其說明各軸功率：各軸轉矩：1. 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 齒輪類型：第一級齒輪傳動為高速軸，選取斜齒輪，壓力角

9、取為。（2） 齒輪精度：帶式輸送機為一般工作機器，選用7級精度。（3） 材料選擇：由參考文獻【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。（4） 選小齒輪，大齒輪齒數(shù)，取為105。（5） 初選螺旋角。（6） 壓力角。2. 按齒面接觸疲勞強度設計（1） 由參考文獻【2】式（10-24）試算小齒輪分度圓直徑，即1） 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)由參考文獻【2】圖10-20查取區(qū)域系數(shù)由式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)由參考文獻【2】式（10-23）可得螺旋角系數(shù)由參考文獻【2】表10-5查得計算解除疲勞許

10、用應力。由參考文獻【2】圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸 疲勞極限分別為、由參考文獻【2】式（10-15）計算應力循環(huán)次：由參考文獻【2】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻【2】式（10-14）得取和中的較小值作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，則選齒寬系數(shù)2） 試算小齒輪分度圓直徑3）（2） 調整小齒輪分度圓直徑1） 計算實際載荷系數(shù)前的準備。2） 圓周速度v齒寬b2） 計算實際載荷系數(shù)由參考文獻【2】表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)、7級精度，由參考文獻【2】圖10-8查得動載荷系數(shù)齒輪的圓周力，查參考文獻【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由參考文獻【

11、2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，,則載荷系數(shù)：3) 由參考文獻【2】式（10-20），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)3. 按齒根彎曲疲勞強度設計（1） 由參考文獻【2】式（10-20）試算齒輪模數(shù)，即1) 確定公式中的各參數(shù)值。試選載荷系數(shù)由參考文獻【2】式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù)。由參考文獻【2】式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù)。計算。由當量齒數(shù)，查參考文獻【2】圖10-17，得齒形系數(shù)由參考文獻【2】圖10-18查得應力修正系數(shù)許用應力：由參考文獻【2】圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限由

12、參考文獻【2】圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)=1.4因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2） 試算齒輪模數(shù)（2） 調整齒輪模數(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齒高h及寬高比b/h2) 計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v=1.514m/s。8 級精度，由參考文獻【2】圖10-8查得動載荷系數(shù)Kv=1.08由 ,，查參考文獻【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由參考文獻【2】表10-4用插值法查得,結合b/h=10.2223，查參考文獻【2】圖10-13，得則載荷系數(shù)為：3) 由參考文獻【2】式（10-13）可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法

13、面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近??；為了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來計算小齒輪的齒數(shù)，即,取，則，取，與互為質數(shù)。4. 幾何尺寸計算（1） 計算中心距,考慮模數(shù)從1.101增大到1.25mm,為此將中心距減小圓整為97mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角（3） 計算小、大齒輪的分度圓直徑（4） 計算齒輪寬度一般小齒輪加寬5-10mm,即，取，5，圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均產(chǎn)生變化，應重新校核齒輪的強度，以明確齒輪的工作能力。（1） 齒面接觸疲勞強度校核按前述類似的做法，先計算參考文獻

14、【2】式（10-20）中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結果：,，。將它們代入?yún)⒖嘉墨I【2】式（10-22）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，先計算參考文獻【2】式（10-17）中的各參數(shù)。同樣，為了節(jié)省篇幅，這里給出計算結果：, ，。將它們代入?yún)⒖嘉墨I【2】式（10-17），得到齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗抗彎疲勞破壞的能力大于大齒輪。6. 主要設計結論齒數(shù)，模數(shù)，壓力角， 螺旋角，變位系數(shù)，中心距，齒寬、。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。1.選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）齒輪類型：

15、第二級齒輪傳動為低速軸，選取直齒輪，壓力角取為。（2）齒輪精度：帶式輸送機為一般工作機器，選用7級精度。（3）材料選擇：由參考文獻【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度240HBS。（4）選小齒輪，大齒輪齒數(shù)，取為79.2. 按齒面接觸疲勞強度設計（1）由參考文獻【2】式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中各參數(shù)值 試選 計算小齒輪傳遞的轉矩。 由參考文獻【2】表10-7選取齒寬系數(shù) 由參考文獻【2】圖10-20查得區(qū)域系數(shù) 由參考文獻【2】表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 由參考文獻【2】式（10-9）計算

16、接觸疲勞強度用重合系數(shù) 則計算接觸疲勞許用應力 由參考文獻【2】圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)，。取失效概率為1%，S=1，由參考文獻【2】式（10-14）得 則 取較小者，故（2） 試算小齒輪分度圓直徑 （2） 調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)準備圓周速度 齒寬 2）計算實際載荷系數(shù) 由參考文獻【2】表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)、7級精度，由參考文獻【2】10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力 查參考文獻【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)查參考文獻【2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒相載荷分布系數(shù)，由此得到實際載荷系數(shù)3） 由參考文獻【2】式（10

17、-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由參考文獻【2】式（10-7）試算模數(shù)，即 1）確定公式中的各參數(shù)值試選由參考文獻【2】式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)計算。由參考文獻【2】圖10-17查得齒形系數(shù)、。由參考文獻【2】圖10-18查得應力修正系數(shù)、。由參考文獻【2】圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度分別為、。由參考文獻【2】圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由參考文獻【2】式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù) （2）調整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周

18、速度 齒寬 齒寬高 2）計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 由，查參考文獻【2】表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由參考文獻【2】表10-4用插值法得，結合查參考文獻【2】圖10-13，得，則載荷系數(shù)為3） 由參考文獻【2】式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪系數(shù)，對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)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，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.097mm，并就近圓整為標準值，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，取，

19、則大齒輪齒數(shù)，取。與互為質數(shù)。4. 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒寬考慮到不可避免的安裝誤差，為了保證設計寬度和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即取，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即。5. 圓整中心距后的強度校核；中心距圓整為185mm（1）齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似的做法，先計算參考文獻【2】式（10-10）中的各參數(shù)。為了節(jié)省篇幅，這里僅給出計算結果：,，。將它們代入?yún)⒖嘉墨I【2】式（10-10）得到滿足齒面接觸疲勞強度條件。（3） 齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算參考文獻【2】式（10-6）中的各參數(shù)。同樣，為了節(jié)省篇幅，這里給

20、出計算結果：, ，。將它們代入?yún)⒖嘉墨I【2】式（10-6），得到齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗抗彎疲勞破壞的能力大于大齒輪6.主要設計結論 齒數(shù)、模數(shù)，壓力角，變?yōu)橄禂?shù)、，中心距，齒寬、。小齒輪選用40Cr(調質)，大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按8級精度設計。4.箱體尺寸計算名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚8mm箱蓋壁厚18mm箱蓋凸緣厚度b112mm箱座凸緣厚度b12mm箱座底凸緣厚度b220mm地腳螺釘直徑df16.66mm地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d115mm蓋與座聯(lián)接螺釘直徑d212mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)175mm軸承端蓋螺釘直徑d310mm視孔蓋螺釘直徑d48mm定位銷

21、直徑d10mm軸承旁凸臺半徑R120mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1262218df、d1 d2至凸緣邊緣距離C2242016鑄造過渡尺寸x、yx=4,y=14箱蓋、箱座肋厚m1,m7mm,7mm大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離110mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210mm5.軸的設計：軸的材料：高速軸和中間軸的材料為：40Cr;低速軸材料為45鋼。據(jù)高速軸：由于此處要安放鍵，故該最小軸徑應再放大7%，取d=22mm中間軸：,取d=35mm低速軸：,取d=45mm5.1.高速軸聯(lián)軸器的選擇高速軸輸入端選梅花形聯(lián)軸器，聯(lián)軸器要與電機軸匹配。=.據(jù)計算結果選取聯(lián)軸器，由參考文獻【2】表8-8得：選梅花形聯(lián)軸

22、器LM4，其公稱轉矩280N/m，半聯(lián)軸器的孔徑d2=22mm,軸孔長為52mm，與軸配合長度為52mm5.2.低速軸聯(lián)軸器的選擇：低速軸輸入端選彈性聯(lián)軸器=N.m據(jù)計算結果選取聯(lián)軸器，由參考文獻【2】表8-3得：選滑塊聯(lián)軸器聯(lián)軸器WH7，其公稱轉矩1400N/m，半聯(lián)軸器的孔徑d2=45mm，軸孔長為,84mm，與軸配合長度為112mm5.3.高速軸的軸承選擇：因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承，參照工作要求計算軸承內(nèi)徑,第一次放大：d1dmin+2*（0.070.1)dmin=2526.4,第二次放大： d2=d1+2*(12)d1=27.828.4,且與軸承配合，故到

23、d=30mm根據(jù)工作需求選取0基本游隙組，標準精度級的軸承，由參考文獻【1】表6-6取得軸承的標記為：滾動軸承：7206AC GB/T 292-2007其基本尺寸：2.中間軸的軸承選擇：因軸承同時承受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸。根據(jù)工作需求選取0基本游隙組，標準精度級的軸承，由參考文獻【1】表6-6取得軸承的標記為：滾動軸承：7207AC GB/T 292-2007其基本尺寸：3低速軸的軸承選擇：因軸承承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，第一次放大：d1dmin+2*（0.070.1)dmin=51.354mm,第二次放大： d2=d1+2*(12)d1=52.356，參照工作要求

24、計算軸承內(nèi)徑的d=55mm根據(jù)工作需求選取0基本游隙組，標準精度級的軸承，由參考文獻【1】表6-1取得軸承的標記為：滾動軸承：6211 GB/T 296-1994其基本尺寸：6. 潤滑及密封6.1 軸承的潤滑滾動軸承潤滑方式的選擇參考機械設計教材第332頁內(nèi)容，由于均選用軸承為角接觸球軸承和深溝球軸承且高速軸軸承： 中間軸軸承：低速軸軸承：式中為軸承內(nèi)徑，因此各軸承處均選潤滑脂潤滑。6.2 齒輪的潤滑 確定齒輪潤滑方式：對于齒輪潤滑方式參考機械設計教材第233頁到235頁內(nèi)容。輸出軸上齒輪為直齒圓柱齒輪，其中模數(shù)m=2.5，齒數(shù)Z4=111，故齒頂圓直徑，由于，所以齒輪的齒頂圓周速度為故齒輪應

25、采用浸油潤滑。6.2.1確定潤滑油牌號潤滑油牌號參考教材第52頁到58頁內(nèi)容、第233頁到235頁內(nèi)容。這里我們先選擇中負荷工業(yè)齒輪油（GB/T 59031995），我們選取型號為SH03571992中的50號潤滑油。6.3 確定密封方式對于密封方式的確定參考機械設計課程設計手冊第217頁到218頁內(nèi)容。輸入軸表面速度：中間軸表面速度：由于所有軸承采用的是脂潤滑方式，且工作環(huán)境溫度在35左右，故采用氈圈密封方式。高速軸：氈圈35 低速軸：氈圈50.7.軸的校核減速器中各個軸的布置形式簡圖如下圖所示： n156 140 81157 79 76 對齒輪1進行受力分析由于齒輪2與齒輪1相嚙合，所以F

26、t2=Ft1=1868N,Fr2=fr1=695.83N,Fa2=Fa1=406.78N對齒輪3進行受力分析：由于齒輪4與齒輪3相嚙合，所以：Ft4=Ft3=4507N,Fr4=Fr3=1640N參考文獻2155式，,對實心軸W=，若軸上裝有鍵，7.1.2軸的載荷分析圖如下圖載荷水平面H垂直面V支反力F FNH1=-1077.1NFNH2=132.934NFNV1=3389.986NFNV2=2985.014N彎矩MMH1=-81859.6N.mm MH2=-7443.83N.mmMH3=7444.08N.mmMv1=-257638.963N.mmMv2=103580.198N.mmMa=43

27、708.511 N.mm總彎矩 扭矩T7.1.相關參數(shù)計算如下：校核截面B：按彎扭合成應力校核軸的強度由于為齒輪軸，則軸的材料為40Cr,參考文獻【2】表151查得。因此，故安全。校核截面C：按彎扭合成應力校核軸的強度，故安全。7.2 低速軸的校核軸的載荷分析圖如下：7.2.1計算出截面B處的MH、MV、及M列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F FNH1=1048.41N FNH2=591.59N FNV1=2881.187N FNV2=1625.813N 彎矩M總彎矩 扭矩T按彎扭合成應力校核軸的強度軸的材料為45鋼,參考文獻【2】表151查得。因此，故安全。低速軸結構和受力分析圖如下:8.

28、 軸承的校核8.1 高速軸軸承的校核高速軸受力分析及計算如下： 參考文獻【1】查得軸承7206AC的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。4) 求兩軸承的徑向載荷 5) 求兩軸承的軸向力、對于7206AC軸承參考文獻【2】表137軸向派生力從而有Fd2+Fae（即上述Fa1）>Fd1 6) 求軸承當量動載荷、 因：，。故：（查參考文獻【2】），；，。由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而7) 壽命驗算 由于故按軸承1校核，對于球軸承取，故：，按照兩班制、300天/年工作，約能穩(wěn)定工作9.4年，即軸承滿足壽命要求。8.2 中間軸軸承的校核 參考文獻【1】查得軸承7207AC的基本額定動載荷，

29、基本額定靜載荷。1. 求兩軸承的徑向載荷（相關參數(shù)參考軸校核處） 2. 求兩軸承的軸向力、對于70000AC軸承參考文獻【2】表137軸向派生力從而有Fd1+Fae>Fd2 3. 求軸承當量動載荷、 因：<0.68，。故：，；，。由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而4. 壽命驗算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故：，按照兩班制、300天/年工作，約能穩(wěn)定工作6年，即軸承滿足壽命要求。7.3 低速軸軸承的校核 參考文獻【1】查得軸承6211的基本額定動載荷。1. 求兩軸承的徑向載荷（相關參數(shù)參考軸校核處） 2. 求軸承當量動載荷、 由于軸承承受輕微沖擊參考文獻【2】取。從而

30、 3. 壽命驗算 由于故按軸承2校核，對于球軸承取，故：，按照兩班制、300天/年工作，約能穩(wěn)定工作約111.7年，即軸承滿足壽命要求。8.減速器附件的選擇及其說明8.1 軸承端蓋 高速軸的輸入端和低速軸的輸出端選用凸緣式透蓋，高速軸和低速軸的另一端及中間軸的兩端均選用凸緣式悶蓋。我們這里選擇軸承端蓋結構為凸緣式結構，軸承端蓋的相關尺寸參考機械設計課程設計手冊第166頁內(nèi)容。 高速級透蓋，中間軸及高速級悶蓋，低速級透蓋，低速級悶蓋。其他 相關參數(shù)均參考文獻【1】表11-10。8.2 視孔蓋 a=a1+a2=131+185=316mm, 查表11-4,由于受機體內(nèi)壁間距的限制，窺視孔的

31、大小選擇長=155mm，寬120mm。蓋板尺寸選擇為長l=180mm，寬b140mm。蓋板周圍分布8個M6×12的全螺紋螺釘。由于要防止油污進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片。考慮到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可。考慮到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。8.3通氣塞 為防止由于機體密封而引起的機體內(nèi)氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加通氣器裝置。選用，相關參數(shù)參考文獻【1】表11-5。8.4 油標 為了能在換油時監(jiān)測油池中油面的高度，已確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài)，故需設置油面指示器即油標。b0

32、=40mm齒輪侵油最大高度hmax=b0+1/3*1/2*d2=86.25,最小侵油高度hmin=b0+d2/2-d1/2+h齒=75.8侵油高度差：h=hmax-min=10.45mm安裝高度：h=（hmax+hmin）/2=81mm在本減速器設計中選用壓配式圓形油標選用壓配式圓形A型油標A16JB/T 7941.11995，相關參數(shù)參考文獻【1】8.5 油塞 為了能在換油時將油池中的油污排除，清理油池，應在箱體底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油的效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M20×1.5?？紤]到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質為工業(yè)用革的皮封油圈。相關參數(shù)

33、參考文獻【1】8.6 吊耳環(huán)和吊鉤 為了方便裝拆與搬運，在箱蓋上設置吊耳環(huán)，在箱座上設置吊鉤。吊耳環(huán)用于打開箱蓋，而吊鉤用于搬運整個減速器，吊環(huán)吊鉤尺寸見圖紙。8.7 定位銷 本減速器為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在箱蓋和箱座上用螺栓連接后，在鏜孔之前，在箱蓋和箱座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷，安置在箱體縱向兩側的連接凸緣的結合面上，成對稱布置。圓錐銷型號為：銷 A 10×30 GB/T 1172000。8.8 起蓋螺釘 在箱蓋與箱座連接凸緣的結合面上，為了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封膠。因此連接結合較緊，不易分開。為了便于拆下箱蓋，在箱蓋的凸緣邊設置

34、了一個起蓋螺釘。取其規(guī)格為M12×30。其中螺紋長度為24mm，在端部有一個6mm長的圓柱。8.9 齒輪結構設計及熱處理方式由前面的計算分析可知，小斜齒輪分度圓直徑、大斜齒輪分度圓直徑、小直齒輪分度圓直徑、大直齒輪分度圓直徑。由于輸入軸軸端直徑前面已經(jīng)確定為30mm，小斜齒輪的分度圓直徑較小，為了提高強度，所以做成齒輪軸的形式，材料為40Cr，熱處理為調制處理。大斜齒輪分度圓直徑，軸徑為，根據(jù)機械設計教材第229內(nèi)容，所以采用腹板式結構，熱處理方式為調質處理，材料為45#鋼，相關的結構尺寸參考機械設計課程設計手冊第163頁內(nèi)容。小直齒輪分度圓直徑，材料為40Cr，由于軸徑為40mm，故小齒輪做成實心式，中間軸采用