機(jī)械方案課程方案——二斜齒齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書題目：二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器目錄1. 題目及總體分析32. 電動(dòng)機(jī)選擇 33. 分配傳動(dòng)比 44. 傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 55. 設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪 66. 設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪 107. 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 128. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 131軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 132軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 193軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì) 239. 潤(rùn)滑與密封 2810. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸 2811. 設(shè)計(jì)總結(jié) 2912. 參考文獻(xiàn) 30一、題目及整體分析題目：設(shè)計(jì)一個(gè)二級(jí)展開式斜齒圓柱齒輪減速器給定條件：由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)，輸送帶的牽引力 F=32

2、00N，運(yùn)輸帶速度v=1.0m/s，運(yùn)輸機(jī)滾筒直徑為 D=350mm. 帶式輸送機(jī)用于鍋爐房運(yùn)煤。工作壽命為12年，三班制工作；每班工作8小時(shí)，常溫下連續(xù)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。輸送帶滾輪效率為0.97。特點(diǎn)及應(yīng)用：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪相對(duì)于軸承的位置不對(duì)稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級(jí)齒輪布置 在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵 消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級(jí)一般做成斜齒，低速級(jí)可做成直齒。整體布置如下：一1：齒輪1 （高速軸）2：齒輪2 （中速軸從動(dòng)輪）3. T:聯(lián)軸器4：工作機(jī)乩齒輪（低速軸）6：齒輪3（中速軸主動(dòng)輪

3、）3：電動(dòng)機(jī)輔助件有：觀察孔蓋，油標(biāo)和油尺，放油螺塞，通氣孔，吊環(huán)螺釘，吊耳和吊鉤，定位銷，啟蓋螺釘，軸 承套，密封圈等.。二、電動(dòng)機(jī)的選擇目的過(guò)程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機(jī)選用的電動(dòng)機(jī)選擇選用Y系列封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)功率工作機(jī)所需有效功率為Pw= FX V= 3600NX 1.0m/s=3600W彈性聯(lián)軸器傳動(dòng)效率 n 1= 0.99滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率為 n 2= 0.99圓柱齒輪傳動(dòng)（8級(jí)精度）效率為n 3= 0.97輸送機(jī)滾筒效率為 n 4= 0.97總效率為 n =n i 2n 24n 3 2n 4 =0.859電動(dòng)機(jī)輸出有效功率為Pd=Pw / n =3.725KW電動(dòng)機(jī)輸出功率

4、為Pd=3.725KW型號(hào)查得型號(hào)Y132M1-6封閉式二相異步電動(dòng)機(jī)參數(shù)如下額定功率p=4 kW滿載轉(zhuǎn)速960 r/mi n同步轉(zhuǎn)速1000 r/mi n選用型號(hào)Y132M1-6封閉式三相異步電動(dòng)機(jī)三、分配傳動(dòng)比目的過(guò)程分析結(jié)論nm傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比i = 其中i是傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比，多級(jí)串聯(lián)傳i1 =4.96nwi2=3.54動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)等于各級(jí)傳動(dòng)比的連乘積；nm是電動(dòng)機(jī)的滿載轉(zhuǎn)速，分r/min ; nw為工作機(jī)輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/mi n 。配 傳計(jì)算如下,nw=60v/ n D=54.6r/min,n m=960r/min.錯(cuò)誤！未指定書動(dòng)簽。比總傳動(dòng)比nmi = =17.58nw分

5、配傳動(dòng)比i=i 1 X2i1=1.4i 2得到 i1=4.96i2=3.54四、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算轉(zhuǎn)速ni=n m=960r/m inn2=n i/ii=193.5r/m inn3=n 2/i 2=54.56r/m inn 卷=門3=54.56r/m in(2) 輸出功率Pi =Pdn i=3.69KWP=Pi n 2n 3=3.54KWP=P2n 2n 3=3.40KWP=P3 n 2 n i=3.33KW(3) 輸出扭矩電動(dòng)機(jī)輸出扭矩為：T d=9.55 xi06Pd/nd=37056.0 N.mmTi=Td n i=36685.43 N.mmT2=T i n 2 n 3 iiT

6、3=T2 n 2 n 3 i2T 卷=T3n 2n i目的過(guò)程分析結(jié)論設(shè)：從電動(dòng)機(jī)到輸送機(jī)滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對(duì)應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為1、1T ;對(duì)應(yīng)各軸的輸入功率分別為 U1、二、X ;軸號(hào)電動(dòng)機(jī)兩級(jí)圓柱減速器工作機(jī)1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/mi n)n 0=960ni=960n2=193.43n 3=54.56n 4=54.56功率P(kw)P=3.725P1=3.69P2=3.54P3=3.40P4=3.33轉(zhuǎn)矩T(N mr)i37056.0T1=36685.43T2=174735.93T3=594008.15T4=582187.39兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪傳動(dòng)比ii o=

7、1i 1=4.96i2=3.54對(duì)應(yīng)名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為-1、-、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算五、設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪1 選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型.兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱斜齒輪2) 材料選擇小齒輪材料為4 0Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為2 8 0 HBS，大齒輪材 料為4 5鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為2 4 0 HBS二者材料硬度差為4 0 HBS3) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8級(jí)精度4) 選小齒輪齒數(shù)Z 1 = 30，大齒輪齒數(shù)Z 2=1 iZ 1= 148.8,取Z2=149。5) 選取螺旋角。初選螺旋角1 =142 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(7- 15)試算，即 d1t _3 2

8、ktTt u T(ZhZe)2 d% uj1) 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 試選 Kt=1.5(2) 由圖7- 12，選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.43(3) 由圖 7-15查得 a1=0.743& a=0.898 a = a1+ a=1.641(4) 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T=36685.43 N mm(5) 由表7-5選取齒寬系數(shù)叮飛-1(6) 由表7-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8MPa1/2(7 )由圖7 - 16按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限cHlim1 =780MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限c Hlim2 =660MPa(8) 由式7- 17計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60n

9、jLhN1=6.055X 109N2=1.22X 109(9) 由圖7- 19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) Zn1=0.88Zn2=0.94 (允許局部點(diǎn)蝕)(10) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力安全系數(shù)為Sh=1，由式7- 18得c h1= c Hlim1 ZN1/SH=686.4MPac h2= c Hlim2 ZN2/SH=620.4MPa2) 計(jì)算(1) 試算小齒輪分度圓直徑dt，由計(jì)算公式得dit _32kE：；Jd :u 1 /Zh Ze）2Sh=35.45mm(2) 計(jì)算圓周速度n dnv1.782m/s60 X1000從而查圖77的動(dòng)載荷系數(shù)Kv =1.14(3) 計(jì)算載荷系數(shù)K查表7

10、2得使用系數(shù)Ka=1假定KAFt ： 100N / mm，由表73的齒間載荷分配系數(shù)K a=1.4 b由表查得齒向載荷分布系數(shù) K戶1.09故載荷系數(shù)K=K a Kv K a K 3=1.74(4) 按K值對(duì)d1t進(jìn)行修正，得(5) 計(jì)算模數(shù)mn1.81乙取 mn=2mm(6) 確定螺旋角d1con 3 仃 2mnZ2 二込=128.96（乙 Z2）mn2con 3-159.7453 arcconml十362a取 Z1=26 Z2=129 a=160mm因?yàn)?改變不多，所以無(wú)需修正 所以分度圓直徑為d二 Zlimn 二 53.7mm cos Bd?二乙0 二 266.3mm cos Bb=O

11、dd1=53.7mm 取 b1=60mm b2=55mm3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)%=-FYfYs 丫嚴(yán)oFMPa bmn j1) 確定計(jì)算參數(shù)查表 7 4 得 Yf1=2.60 Ys1=1.595 Yf2=2.1568 Ys2=1.8132bsin B冗mnb =2.12縱向重合度nmn查圖714得螺旋角系數(shù)丫 B=0.87由圖 717 查得 Yni=0.87 Yn2=0.92Fi取 Sf=1.25 間2Flim1YN1SfFlim2YN2Sf二 542.88MPa二 485.76MPa2 ）檢驗(yàn)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度KFt-Yf1Ys1Y 43.56vf1 bg j4yfs2丫廠 44.81of2b

12、叫j彎曲強(qiáng)度足夠。3）驗(yàn)算2T1Ft1 =1366.3Nd1K f= 22.8 100N/mm合適。b口。六、設(shè)計(jì)低速級(jí)齒輪1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)，齒型1) 確定齒輪類型兩齒輪均為標(biāo)準(zhǔn)圓柱直齒輪2) 材料選擇.小齒輪材料為4 OCf (調(diào)質(zhì))，硬度為2 8 0 HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為2 4 0 HBS二者材料硬度差為40 HBS3) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用 8級(jí)精度4) 選小齒輪齒數(shù)Z 1=2 4，大齒輪齒數(shù)Z 2=i i Z 1 = 3.54X 24=84.96。取Z 2= 852.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(7- 15)試算，即3 2ktTt u 1zhz

13、e 2即Gt 3(二_ )Hd% u升1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值(1) 試選 Kt=1.4(2) 由圖7- 12，選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.5(3) 由表7- 5選取齒寬系數(shù)：:、=1(4) 由表7-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze =189.8MPa1/2(5) 由圖7- 16按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(T Hlim1=780MPa,大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限(T Hlim2 =660MPa(6) 由式7- 17計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60njLhN1=1.22X 109N2=3.51 X 108(7) 由圖7- 19查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) Zn1=0.96Zn2=1.06(允許局部點(diǎn)蝕)(

14、8) 計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力安全系數(shù)為Sh=1，由式7- 18得(T h1=(T Hlim1 ZN1/SH=748.8MPaC h2= (T Hlim2 ZN2/SH=699.6MPa2)計(jì)算u 1 ZhZe 2() u 匚 h(1)計(jì)算圓周速度v試算小齒輪分度圓直徑d1t=66.09mmn dnv0.67m/s60 X1000,從而查圖77的動(dòng)載荷系數(shù)Kv =1.08(2) 計(jì)算載荷系數(shù)K查表72得使用系數(shù)Ka=1假定KaFl : 100N / mm ,由表73的齒間載荷分配系數(shù) K a=1.2 b由表查得齒向載荷分布系數(shù) K戶1.09故載荷系數(shù) K=Ka Kv K aK 3=1.4126

15、4(3) 按K值對(duì)d1t進(jìn)行修正，得(4) 計(jì)算模數(shù)mm=dZ1=2.76mm取 m=3mma=m(Z1+Z2)/2=163.5mm,取 a=165mm Z1=24 Z2=86i2=86/24=3.583 =(3.583-3.54)/3.54=1.2%5%,在允許范圍內(nèi)。所以 d1=mz1=72mm ,d2=mz 2=258mmb= dd1=72mm ,取 b1=80mm,b 2=75mm.3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) 彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為耳二些YfYs 蘭oFMPa bm1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值 確定計(jì)算參數(shù)查表 7 4 得 Yfi=2.65 Ysi=1.58 Yf2=2.208 Ys2=1.7

16、76由圖 717 查得 Yni=0.87 Yn2=0.91F1Flim1YN1Sf二 555.36MPa取 Sf=1.25 間2Flim2YN2Sf二 480.48MPa2）檢驗(yàn)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度KFtF1 =Yf1Ys1 309.67 c %bmKFt呢二Yf2Ys2 = 209.02 E0.4F廠 394.0NF20.4F2 -178.2N故軸承1的軸向力Fa1F 3 9 40N軸承2的軸向力Fa2 - F尸日- 736.1 NP 二 XFr YFa-Fa1 = 0.4 二 eFr 1& 二 1.65 eFr2所以 X=1 丫1=0，夫=0.44 Y 2=1.47所以 P1=984.9，P2

17、=1278.1根據(jù)軸承的 工作條件，由表10-8,10-9得溫度系數(shù)、載荷系數(shù)分別為fT -匸0, fp -0，壽命系數(shù)一 3所以軸承2的壽命106 fTC Lh（ T y = 311349.7h60 n1 fpP已知工作年限為 12年，大修期為三年，每天三班制工作，故軸承預(yù)期壽命Lh =3 365 3X8 = 26280hILh - Lh，故軸承壽命滿足要求2. 2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)1. 第一級(jí)大斜齒輪受力分析（：-n =20：，蘆14.36度）圓周力Fti=錯(cuò)誤！未找到引用源。=錯(cuò)誤！未找到引用源。=1221.4N徑向力Fr1= Ft1錯(cuò)誤！未找到引用源。=457.5N軸向

18、力Fa1= Ft1錯(cuò)誤！未找到引用源。=296.6N。2. 第二級(jí)小斜齒輪受力分析（n =20：）圓周力Ft2=錯(cuò)誤！未找到引用源。=4853.8N;徑向力Fr2= Ft2錯(cuò)誤！未找到引用源。=1766.6N;3.初定軸的最小直徑選軸的材料為4 5鋼，調(diào)質(zhì)處理。d i=取C=112由式 min n初步估算軸的最小直徑dmin=29.51mm這是安裝軸承處軸的最小直徑d14根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度(1 )初選型號(hào)7208AC的深溝球軸承 參數(shù)如下d X DX B=40X 80 X 18 da=47mm基本額定動(dòng)載荷 Cr=35.2KN. 基本額定靜載荷 Cr =24.4KN 故d

19、i=d5=40mm齒輪與箱體內(nèi)壁距離至少是15mm所以取I i=39mm 15=44mm(2 )軸段2上安裝低速級(jí)小齒輪，為便于齒輪的安裝，可取d2=48mm齒輪左端用套筒固定， 為使套筒端面頂在齒輪左端面上，即靠緊，軸段2的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短，若轂長(zhǎng)與齒寬相同，已知齒寬d2=80mm取I 2=78mm小齒輪右端用軸肩固定，由此可確定軸段 4的直 徑，軸肩高度 h = 0.07 0. id，取 d3=56mm取 I 3=6mm(3)軸段4上安裝高速級(jí)大齒輪，為便于齒輪的安裝，可取d4=d3=48mm齒輪右端用套筒固 定，為使套筒端面頂在齒輪右端面上，即靠緊，軸段4的長(zhǎng)度應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短，若轂

20、長(zhǎng)與齒寬相同，已知齒寬b=55mm取l4=53mm。中間軸的結(jié)構(gòu)布置5.計(jì)算和校核(1) 軸向外部軸向力合力垂直方向 軸承1 Fnv=3617.5N;軸承2 Fnv=錯(cuò)誤！未找到引用源。=2572.6N;水平方面，軸承1 Fnh=錯(cuò)誤！未找到引用源。=795.2N軸承 2 Fh2=469.3N軸承1的 總支撐反力Fi=錯(cuò)誤！未找到引用源。=3703.9N;軸承2的總支撐反力F2=錯(cuò)誤！未找到引用源。=2615.1N。(2) 計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向MVi=Fvi70=253225N.mm;水平方向Mhi=Fhi70=55664N .mm;b-b剖面右側(cè)，豎直方向Mv2=Fv26

21、2.5=160787.5Nmm;水平方向MH2=FH232.5=29331.25Nmm;a-a剖面右側(cè)合成彎矩為M1=錯(cuò)誤！未找到引用源。=259270.9Nmm;b-b剖面左側(cè)合成彎矩為M2=錯(cuò)誤！未找到引用源。=163440.9Nmm;故a-a剖面左側(cè)為危險(xiǎn)截面6作受力、彎距和扭距圖校核 當(dāng)量轉(zhuǎn)矩錯(cuò)誤！未找到引用源。錯(cuò)誤！未找到引用源。=錯(cuò)誤！未找到引用源。=24.8錯(cuò)誤！未找到引 用源。60Mpa,符合要求。7 選用校核鍵高速級(jí)大齒輪的鍵選用圓頭平鍵 b錯(cuò)誤！未找到引用源。L=50mmk=4.5l=L-b=50-14=36mm;錯(cuò)誤！未找到引用源。=錯(cuò)誤！未找到引用源。=47.94120

22、Mpa錯(cuò)誤!未找到引用源。=120150Mpa鍵校核安全。8.校核軸承和計(jì)算壽命1）校核軸承A和計(jì)算壽命徑向載荷Fr=錯(cuò)誤！未找到引用源。所以Fri=3703.9N Fr2=2615.1N;軸向載荷Fa=342.1N;F=0.68 Fr 所以 Fi=2518.65N F2、=1778.23N;因?yàn)?F2+Fae;所以 Xi=1 Yi=0X2=0.41 丫2=0.87Pi=3703.9P2=2965.8該軸承壽命該軸承壽命 Lh=錯(cuò)誤！未找到引用源。=55544.3h26280h符 合要求。33軸(輸出軸)及其軸承裝置、鍵的設(shè)計(jì)1. 由作用力和反作用力的得圓周力 Ft2=4853.8N;徑向力

23、Fr2=1766.6N;2. 初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑dmin=44.4mm。該段軸上有一鍵槽將計(jì)算值加大 3%, dmin應(yīng)為45.73mm3. 軸的結(jié)構(gòu)計(jì)1) 擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸(見下圖)2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。d6=45mm, l6=80mm。(1) 軸段1和軸段5用來(lái)安裝軸承，根據(jù)d1=50mm,初選型號(hào)6210的深溝球 軸承，參數(shù)基本：d x D x B=50 x 90x 20 da=57mm基本額定動(dòng)載荷G=35.0KN 基本額定靜載荷 Gr=23.2KN。軸段1和5的直徑應(yīng)根據(jù)深溝球軸承的da確定,即d1=d5=50mm,取d1

24、=d5=50mm,根據(jù)深溝球軸承的da確定d2=d4=57mm(2) 軸段2上安裝低速級(jí)大齒輪，齒輪左端用套筒固定，為使套筒端面頂在齒 輪右端面上，即靠緊,軸段5的長(zhǎng)度l5應(yīng)比齒輪轂長(zhǎng)略短，若轂長(zhǎng)與齒寬相 同,已知齒寬b=75mm取S=72mm。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸 段 3 的直徑,軸肩高度 h = 0.07 0.1d ,取 d3=62mm,l3=6mm.(3) 取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取l1=42.5mm,l由中間軸總長(zhǎng)度可得 l4=89.5mm.輸出軸的結(jié)構(gòu)布置45004. 軸的受力分析、彎距的計(jì)算(1)垂直方向，軸承1 Fnv=1160.9N軸承 2 Fnv2

25、=605.7N水平方面，軸承1 Fnh=3189.64N軸承 2 Fh2=1664.16N軸承1的總支撐反力Fi二錯(cuò)誤！未找到引用源。=1309.4N;軸承2的總支撐反力F2二錯(cuò)誤！未找到引用源。=3394.3N。(2)計(jì)算危險(xiǎn)截面彎矩a-a剖面左側(cè)，豎直方向 MVi=Fvi72=83584.8N.mm;水平方向 MH=FHi72=229636.8N.mm;b-b剖面右側(cè)，豎直方向 Mv2=Fvi138=83586.6N.mm;水平方向 MH2=FH2l38=229654.08Nmm;a-a 剖面右側(cè)合成彎矩為M 1=錯(cuò)誤！未找到引用源。=244392.5Nmm;故a-a剖面為危險(xiǎn)截面5作受力

26、、彎距和扭距圖職6強(qiáng)度校核aT 0.6 594008.15 =36404.89M2(a!)2a314.85Mpa : 60Mpa = 60.1 d所以安全。7 選用校核鍵1 ) 齒輪處軸徑為55mm10,L=60mm,l=L-b=44,k=h/2=5由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼2Ta98.2Mpa :弔kldp顯然,2)聯(lián)軸器處鍵的選擇：軸徑為9,L=70mm,l=L-b=56,k=h/2=4.5由于鍵，軸的材料都為45號(hào)鋼,選擇圓頭平鍵，b x h=16 x，查的 F p = 120 150MPa鍵連接的強(qiáng)度足夠。45mm，選擇圓頭平鍵，b x h=14 x，查的p 二 120 150MPa

27、廠紅=104.8Mpa砧kldp顯然，鍵連接的強(qiáng)度足夠。8.校核軸承和計(jì)算壽命由表11-1查得深溝球軸承6210的軸承基本額定動(dòng)負(fù)荷32KN，基本額定靜負(fù)荷C0 = 232KN軸承1的支撐力為：錯(cuò)誤！未找到引用源。=1309.4N;軸承2的支撐力為：F2=錯(cuò)誤！未找到引用源。=3394.3N。軸承不受軸向力，所以由P = X& YFa 得,P1=F1=1309.4 P 2=F2=3394.3根據(jù)軸承的 工作條件，由表10-8,10-9得溫度系數(shù)、載荷系數(shù)分別為fT T.0, fp T.0，壽命系數(shù)；二3所以軸承2的壽命106 fTC Lh（）=251622h60n1 fpP已知工作年限為 12

28、年，大修期為三年，每天三班制工作，故軸承預(yù)期壽命Lh =3 365 3X8 = 26280hILh - Lh，故軸承壽命滿足要求九、潤(rùn)滑與密封1 潤(rùn)滑方式的選擇因?yàn)榇俗兯倨鳛殚]式齒輪傳動(dòng)，又因?yàn)辇X輪的圓周速度v：12m；s，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。考慮到高速級(jí)大齒輪可能浸不 到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進(jìn)行潤(rùn)滑。軸承利用大齒輪的轉(zhuǎn)動(dòng)把油濺到 箱壁的油槽里輸送到軸承機(jī)型潤(rùn)滑。軸承采用脂潤(rùn)滑，并設(shè)置擋油環(huán)。2. 密圭寸方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度v 10m s，所以采用氈圈密圭寸。十、箱體結(jié)構(gòu)尺寸機(jī)座壁厚S3 =0.025a+310mm機(jī)蓋壁厚31

29、3 1= （0.8-0.85 ） 38mm機(jī)座凸緣壁厚b=1.5 315mm機(jī)蓋凸緣壁厚切=1.5 3 112mm機(jī)座底凸緣壁厚b2=2.5 325mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216mm地腳螺釘數(shù)目a1.2 S12mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離 2 2 S10mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df13mm1. 窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內(nèi)壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長(zhǎng)90mm寬60mm蓋板尺寸選擇為長(zhǎng) 120mm寬90mm蓋板周圍分布六個(gè) M6X16 的全螺紋螺栓。由于要防止污染物進(jìn)去機(jī)體和潤(rùn)滑油飛濺出來(lái)， 因此蓋板下應(yīng) 加防滲漏的墊片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠材質(zhì)的紙封油圈即可?？?慮到 蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺(tái)的鑄鐵蓋板。2. 通氣器：為防止由于機(jī)體密封而引起的機(jī)體內(nèi)氣壓增大， 導(dǎo)致潤(rùn)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(tái)上加通氣裝置。 由于減速器工 作在情節(jié)的室內(nèi)環(huán)境中，故選用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的通氣螺塞即可，其規(guī)格為 M22X153. 放油孔及放油螺塞：為了能在換油時(shí)將油池中的污油