二級圓錐圓柱齒輪減速器的設計(共50頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上機械設計課程設計說明書二級圓錐圓柱齒輪減速器的設計起止日期： 2011年 12 月 5日 至 2012 年 1月2日學 生 姓 名 老四 班 級 機工090班 學 號 成 績 指 導 教 師（簽 字） 機械工程學院2012年 1月 2日目錄1設計任務.42 傳動方案的擬訂及說明.53電動機的選擇.64計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).85 齒輪的設計計算.105.1圓錐齒輪的設計105.2圓柱斜齒輪設計.136軸的設計計算.196.1輸入軸的設計,.196.2中間軸的設計,.246.3低速輸出軸的設計,.317 滾動軸承的選擇及壽命計算.387.1輸入軸滾動軸承的計算.3

2、87.2中間軸滾動軸承的計算.397.3輸出軸軸滾動軸承計算.408鍵聯(lián)接的選擇及校核.428.1輸入軸鍵的計算.428.2中間軸鍵的計算.428.3輸出軸鍵的計算.439聯(lián)軸器的選擇.4410箱體設計的主要尺寸及數(shù)據(jù).4511 減速器附件的選擇.4712 潤滑與密封的選擇.4812.1齒輪的潤滑.4812.2減速器的密封.4813 參考文獻.4914設計小結(jié).501設計任務設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，用于港口運輸貨物。已知運輸帶工作拉力F=1160N，帶速v=2.5m/s，卷筒直徑D=400mm。雙班制工作，工作有輕微推動，使用壽命為10年（軸承壽命為3年以上）。2 傳動方案

3、的擬訂及說明由原始數(shù)據(jù)計算驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速：初選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為8.04或12.1。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可擬定以下傳動方案：圖一3電動機的選擇1）電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2）電動機容量(1)卷筒的輸出功率(2)電動機輸出功率傳動裝置的總效率式中、為從電動機至卷筒軸的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由機械設計課程設計表4-4查得：滾動軸承=0.99；圓柱齒輪傳動=0.97；圓錐齒輪傳動=0.96；彈性聯(lián)軸器=0.99；卷筒軸滑動軸承=0.98；則因此 (3)電動

4、機額定功率根據(jù)電動機的輸出功率為3.34kw,由機械設計課程設計表8-53選取電動機額定功率。3）電動機的轉(zhuǎn)速由機械設計課程設計表4-5查得單級圓柱齒輪傳動比范圍，圓錐齒輪傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍: 初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（）電動機轉(zhuǎn)速(r/min)同步滿載1Y132M1-6410009602Y112M-4415001440表一4 計算傳動裝置的傳動比及動力參數(shù)1）傳動裝置總傳動比2）分配各級傳動比因為圓錐齒輪尺寸不應過大，為此應限制高速級錐齒輪的傳動比i1<3，所以常取i1=0.25i：對于Y

5、132M1-6：則圓柱齒輪傳動比對于Y112M-4：則圓柱齒輪傳動比傳動裝置的傳動比總傳動比錐齒輪傳動比圓柱齒輪傳動比8.042.01412.13.0254表二由上表可知兩方案均可行,但方案1中由于傳動比較小,傳動裝置結(jié)構(gòu)尺寸較小,結(jié)構(gòu)緊湊，因此采用方案1,選定電動機的型號為Y132M1-6。3）計算各軸轉(zhuǎn)速4）計算各軸的輸入功率設 、 、分別為電動機至軸1、軸1至軸2、軸2至軸3、軸3至工作軸4之間的傳動效率。按電動機所需功率計算各軸輸入功率，可知：5）計算各軸轉(zhuǎn)矩：將各數(shù)值填入下表：項目軸1軸2軸3軸4電動機軸轉(zhuǎn)速(r/min)960478119.5119.5960功率(kw)3.313.

6、143.022.963.34轉(zhuǎn)矩(N*m)32.9362.73241.35236.5533.23傳動比12.01411效率0.990.95040.96030.98011表三5 齒輪的設計計算5.1圓錐齒輪的設計根據(jù)上表三知軸1的輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速960r/min，齒數(shù)比u=2.01，由電動機驅(qū)動，用于港口運輸貨物，雙班制工作，工作有輕微推動，使用壽命為10年（軸承壽命3年以上），選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)。1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。2）材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì)處理)，硬度為241286HBS，

7、大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為217255HBS。3）初選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則傳動比。1按齒面接觸強度進行設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，可得：（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)，計算出小齒輪的轉(zhuǎn)矩:選擇齒寬系數(shù)。2）由機械設計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為，大齒輪的接觸疲勞強度極限3）由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)計算應力循環(huán)次數(shù)：4) 由機械設計（第八版）圖10-19選取接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得（2）計算1） 計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值2）

8、 計算圓周速度v3） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，采用7級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數(shù)直齒輪由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數(shù)。由于大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查機械設計（第八版）表10-4可得齒向載荷分布系數(shù)接觸強度載荷系數(shù)4） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得5） 計算模數(shù)m選取標準值。6） 計算齒輪的相關參數(shù)：7） 圓整并確定齒寬圓整取，。2校核齒根彎曲疲勞強度1）確定彎曲強度載荷系數(shù)計算當量齒數(shù)：2）由機械設計（第八版）表10-5查得齒形系數(shù)應力校正系數(shù)3）由機械設計（第八版）圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限由機械設

9、計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)4）計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)，得5）校核彎曲強度：根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核由上可知滿足彎曲強度的要求，所選參數(shù)適合。5.2圓柱斜齒輪設計1 由表三知軸2的輸入功率，小齒輪轉(zhuǎn)速478r/min，齒數(shù)比u=4，由電動機驅(qū)動，用于港口運輸貨物，雙班制工作，工作有輕微推動，使用壽命為10年（軸承壽命3年以上），選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)。2 斜齒圓柱齒輪減速器為通用減速器，工作平穩(wěn)，選用8級精度(GB10095-88)1）材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），小齒輪齒面硬度為217255HBS，大

10、齒輪齒面硬度為217255HBS。2）初選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。3）選取螺旋角：初選螺旋角 。齒面接觸強度設計：根據(jù)設計計算公式進行試算，有：(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩2）選齒寬系數(shù)3）由機械設計（第八版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)4)由機械設計（第八版）圖10-26查得端面重合度，則5)由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)計算出應力循環(huán)次數(shù)：6)由機械設計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限為，大齒輪的接觸疲勞強度極限為。7）由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)： 8）計算接觸疲勞許用應力選取失效概

11、率為1%，安全系數(shù)S=1，可得（2）進行計算1）計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2）計算圓周速度v3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)根據(jù)，為8級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數(shù)。由機械設計（第八版）表10-3查得由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數(shù)由機械設計（第八版）表10-4查得由機械設計（第八版）圖10-13查得 由此可得接觸強度載荷系數(shù)：6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，可得:7）計算模數(shù)圓整后取。幾何尺寸計算：（1）計算中心距（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因螺旋角值改變不多，故參數(shù)端面重合度、區(qū)域系數(shù)等不必再修正（3）計算大小齒

12、輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取 （5）校核齒根彎曲疲勞強度1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)2） 根據(jù)縱向重合度，由機械設計（第八版）圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3） 計算齒輪的當量齒數(shù)：5）由機械設計（第八版）表10-5查得齒形系數(shù)：應力校正系數(shù)：6） 由機械設計（第八版）圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限7） 由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)8） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，可得：9） 校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核滿足彎曲強度要求，所選參數(shù)合適。6 軸的設計計算6.1輸入軸的設計1、求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩

13、： 2、求作用在齒輪上的各力：已知高速級小圓錐齒輪的分度圓直徑為而圓周力、徑向力及軸向力的方向下圖所示：圖二3、 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得最小直徑，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(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，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則查表，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。4、 軸的結(jié)構(gòu)設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案如下圖：圖三（

14、2） 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，1-2軸段右端需制出一軸肩，因此選取2-3段的直徑初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，而。這對軸承均采用軸肩進行軸向定位，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此選取軸段。3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承， 5-6段應略短于軸承寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆

15、及便于對軸承添加潤滑油 的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）錐齒輪輪轂寬度為64.86mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取。6）?。?） 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為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；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為。5、 求軸上的載荷并填入下表中：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T表四6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單

16、向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由機械設計（第八版）表15-1查得，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1） 計算并判斷危險截面：知截面5右側(cè)受應力最大（2）截面5右側(cè)抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)截面5右側(cè)彎矩M為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得：又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由機械設計（第八版）附圖3-2查得尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工

17、，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。6.2中間軸的設計1、由前面表三知中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力：已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑而已知圓錐直齒輪的平均分度圓半徑：而圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如下所示：圖四3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質(zhì)處理），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和4、軸的結(jié)構(gòu)設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案：圖五（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：1）初步選擇滾動

18、軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。 2）這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒直徑。3）選取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒進行定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。4）已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于

19、輪轂長，故取。5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm，同時為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；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為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；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為5求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T

20、表五6、 按彎扭合成應力校核軸的強度1）根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的應力計算2） 前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)處理），由機械設計（第八版）表15-1查得，故安全。7、校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面：截面5左右側(cè)受應力最大，因此為危險截面（2）對于截面5右側(cè)1）抗彎截面系數(shù)2）抗扭截面系數(shù)3）截面5右側(cè)彎矩M為4）截面5上的扭矩為5）截面上的彎曲應力6）截面上的扭轉(zhuǎn)切應力7）軸的材料為，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。8）截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感

21、系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為9）由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。10）軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為11）軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取合金鋼的特性系數(shù)（2）計算安全系數(shù)值故可知安全。（3）對于截面5左側(cè)1）抗彎截面系數(shù)2）抗扭截面系數(shù)3）截面5左側(cè)彎矩M為截面5上的扭矩為4）截面上的彎曲應力5）截面上的扭轉(zhuǎn)切應力過盈配合處的，由機械設計（第八版）附表3-8用插值法求出，并取，于是得6）軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為7）故得綜合系數(shù)為（4）計算安全系數(shù)值故可知安全。6.3低速輸出軸的設計1、由前面表三知

22、輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑而圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖六所示圖六3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(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，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則查機械設計課程設計表17-4，選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。4、 軸的結(jié)構(gòu)設計（1） 擬定軸上零件的

23、裝配方案見下圖所示：圖七（2）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，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的 直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑， 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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上，故1-2段的長度應比略短些，因此取 。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，而。3）左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計課程表15-7查得3031

24、0型軸承的定位軸肩高度，因此?。积X輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為71mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為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；

25、同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為5、求軸上的載荷并填入下表中載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T表六6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)處理），由機械設計（第八版）表15-1查得，故知安全。7、校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面7右側(cè)受應力最大（2）對于截面7右側(cè)：1）抗彎截面系數(shù)2）抗扭截面系數(shù)3）截面7右側(cè)彎矩M為4）截面7上的扭矩為5）截面

26、上的彎曲應力6）截面上的扭轉(zhuǎn)切應力7）軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為8）由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸采用磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為9）軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)（3）計算安全系數(shù)值故可知安全。7 滾動軸承的選擇及壽命計算7.1輸入軸滾動軸承的計算初步選擇滾動軸承，由機械設計課程設計表中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾

27、子軸承30306，其尺寸為： 由上表四知各力如下：載荷水平面H垂直面V支反力F表七則則則則，則 則故合格。7.2中間軸滾動軸承的計算初步選擇滾動軸承，由機械設計課程設計，初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為， 由上表五知各力如下：載荷水平面H垂直面V支反力F表八則則則則，則 則故合格。7.3輸出軸軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，由上表六知各力如下：載荷水平面H垂直面V支反力F表九則則則則，則 則故合格8 鍵聯(lián)接的選擇及校核8.1輸入軸鍵的計算1

28、、校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，故單鍵即可。2、校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，故單鍵即可。8.2中間軸鍵的計算1、 校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度為：，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，因此單鍵即可滿足要求。2、 校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度為：，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，故單鍵即可滿足要求。8.3輸出軸鍵的計算1、 校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度為：，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，故單鍵即可滿足要求。2、 校核圓柱齒輪處的

29、鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度為：，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：，因此單鍵即可滿足要求。9 聯(lián)軸器的選擇在前面軸的計算中已選定聯(lián)軸器型號。1、輸入軸選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。2、輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。10箱體設計的主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體在機械設備中支承并包容各種傳動零件，還可以儲存潤滑劑實現(xiàn)各種運動零件的潤滑。同時還具有安全保護和密封的作用，具有一定的隔振、隔熱和隔音的作用。在設計過程中應注意以下問題：1、

30、滿足強度和剛度要求。2、散熱性和熱變形的問題。3、結(jié)構(gòu)設計要合理。4、工藝性好。5、減振隔振。6、造型好質(zhì)量輕。下表是箱體的尺寸數(shù)據(jù)。名稱符合減速器形式及尺寸mm圓錐圓柱齒輪減速器機座壁厚0.01(d1+d2)810機蓋壁厚10.02a+3810機座凸緣厚度b1.515機蓋凸緣厚度b11.5115機座底凸緣厚度P2.525地腳螺釘直徑df0.015(d1+d2)+11212地腳螺釘數(shù)目n66軸承旁邊連接螺栓直徑d10.75 df10機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.5-0.6) df8連接螺栓d2的間距l(xiāng)150-200180軸承蓋螺釘直徑d3(0.4-0.5) df6窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.3

31、-0.4) df6定位銷直徑d(0.7-0.8)d25d1，d2，d3至外壁距離C11818d1，d2至凸緣邊緣距離C21616軸承旁凸臺半徑R11818凸臺高度H36外機壁至軸承座端面距離L1C1+c2+(5-8)40外、內(nèi)機壁至軸承座端面距離L2+c1+c2(5-8)58大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離1>1.212齒輪端面與內(nèi)機壁距離210機蓋，機座肋厚m1,m2m1=0.851,m2=0.8518軸承端蓋外徑D2軸承座孔直徑+5d370軸承端蓋凸緣厚度e(1-1.2)d37軸承旁邊連接螺栓距離s一般取s=D220表十11 減速器附件的選擇為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。 選定窺視孔145×112，蓋板用螺釘固定在箱蓋上，材料為鑄鐵。通氣帽：M36 ×2,在箱體頂部裝設通氣帽，材料為Q235。啟蓋螺釘：M8，利用螺釘固定軸承蓋，材料為HT150。吊環(huán)螺釘：M12（GB825-88），材料為20鋼（正火處理）。外六角油塞及封油墊：M14×1.5。A型壓配式圓形油標：A20（GB1160.1-89）12 潤滑與密封的選擇