二級展開式圓柱齒輪減速器課程設計說明書

1、 機械設計課程設計說明書題目：二級展開式圓柱齒輪減速器 目 錄1. 設計目的12. 設計方案及要求13. 電機選擇24. 裝置運動動力參數(shù)計算45.帶傳動設計與校核 56.齒輪設計與校核 77.軸類零件、軸承及鍵的設計與校核168.減速器的結(jié)構(gòu)及附件設計 34 9.設計心得 3810.參考文獻 391. 設計目的 機械設計課程是培養(yǎng)學生具有機械設計能力的技術(shù)基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是： （1）初步學會綜合運用機械設計及其它先修課程的理論和生產(chǎn)實踐知識來解決工程實際中的具體設計問題； （2）掌握一般機械設

2、計的方法和步驟，培養(yǎng)理論聯(lián)系實際的正確設計思想和分析問題、解決問題的能力； （3）培養(yǎng)機械設計的基本技能； （4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。2. 設計方案及要求2.1 設計方案 據(jù)所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下： 1電動機2V帶傳動3減速器4聯(lián)軸器5滾筒6輸送帶 2.2 設計要求 1）機械系統(tǒng)總體方案圖1張（可繪在說明書中）； 2）傳動裝置裝配圖1張（1號圖紙）； 3）零件圖2張（3號圖紙）； 4）設計計算說明書1份。 2.3 原始數(shù)據(jù) 1）滾筒圓周力F=6KN 2）滾筒速度 m/s3）

3、 滾筒直徑 D=380mm4） 傳動裝置的使用壽命預定為10年，每年按300天計算，每天 8小時計算；3. 電機選擇3.1 電動機類型的選擇 按工作要求選用Y系列封閉式三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，額定電壓為380V，額定頻率為50Hz。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據(jù)任務書所給數(shù)據(jù)F=6KN，m/s。則有：P=從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，滾筒效率。據(jù)機械設計手冊知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96。則有： 所以電動機所需的工作功率為：P= P=9.65KW 取

4、P=9.8KW 3.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 按推薦的兩級展開式圓柱直齒輪減速器傳動比I=860和帶的傳動比I=24，則系統(tǒng)的傳動比范圍應為：I=I=（860）（24）=16240 工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為 n=所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=I=（16240） =（88513268）符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min、1500r/min和3000r/min三種，準備選擇1500r/min。查詢機械設計手冊確定電機的型號為Y160M-4。其滿載轉(zhuǎn)速為1460r/min,額定功率為11KW。4. 裝置運動動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 I=2）分配到各級傳

5、動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比i0則I。參考機械設計指導書，對展開式二級齒輪減速器，為保證其高低速級大齒輪浸油深度大致相近，其傳動比i1=(1.31.4)i2。式中i1為高速級傳動比；i2為低速級傳動比。所以，分配齒輪傳動比得高速級傳動比i1=4.1，低速級傳動比為i2=3.1。4.2 傳動裝置的運動參數(shù)計算 電動機軸： 轉(zhuǎn)速：n=1460 輸入功率：P0=P 輸出轉(zhuǎn)矩：T0=9550=9550m 軸（高速軸）: 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P1=P0KW 輸入轉(zhuǎn)矩：T1=9550Nm 軸（中間軸）: 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P2=P1 輸入轉(zhuǎn)矩：T2=9550Nm 軸（

6、低速軸） 轉(zhuǎn)速：n= 輸入功率：P3= 輸入轉(zhuǎn)矩：T3Nm 滾筒軸： 轉(zhuǎn)速：n 輸入功率：P4= 輸入轉(zhuǎn)矩：T4Nm 各軸運動和動力參數(shù)表4-1軸 號功率（KW）轉(zhuǎn)矩（Nm）轉(zhuǎn)速（r/min）電機軸1460軸664軸527162軸滾筒軸表4-15. 帶傳動設計與校核計算項目及說明結(jié)果1. 確定V帶型號查表4-6，每天工作8小時的帶式輸送機確定計算功率 Pc=KAP1據(jù)Pc和n0值查圖4-6選用A帶。2. 確定帶輪的基準直徑D1、D2 （1）由表4-7，初選小帶輪的基準直徑D1 （2）大帶輪基準直徑D2 D2=i0D1112=246.4mm 按表4-7圓整 3. 驗算帶速v 因為8.56m/s在

7、5m/s25m/s之間，故帶速合適。 新的傳動比i0= 軸的轉(zhuǎn)速修正為 4. 確定V帶長度Ld和中心距a（1）初定中心距a0范圍為 0.7（D1+D2） 2（D1+D2） （2）初算帶的基準長度 =1977mm由表4-3圓整（3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 5. 驗算小帶輪上的包角6. 確定V帶的根數(shù)z（1）單根V帶實驗條件下許用功率P0 由和r/min查表4-4 （2）傳動功率增量P0 據(jù)n=1460r/min，i=2.23和A型帶，查表4-5 （3）查表4-8確定 （4）查表4-3確定 （5）計算V帶根數(shù)z 7. 確定帶輪寬度B=(z-1)e+2f 查表12-1得 A型帶e=15mm

8、 f=9mm8. 確定張緊力 單根普通V帶合適的張緊力為： 查表4-2得A型帶的單位長質(zhì)量q 9. 計算壓軸力Q壓軸力的最小值為： 10. 帶輪設計 （1）小帶輪設計 由Y160M電動機可知其軸直徑為d=42mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=42mm。由表12-3可知小帶輪結(jié)構(gòu)為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪軸孔取d2=32mm，由表12-3可知其結(jié) 構(gòu)為四孔板輪。KAPcA型帶D1=112mmD2=250mm符合要求i0a0=700mmLd=2000mma=712mm= P0P0圓整取z=6B=93mmF0Q=2032Nd=42mm實心輪d2=32mm四孔板輪6. 齒輪設計

9、與校核計算項目及說明結(jié)果1. 高速級齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力由表6-2選 小齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 大齒輪 45鋼 正火許用接觸應力 接觸疲勞強度極限 查圖6-4接觸強度壽命系數(shù)ZN 應力循環(huán)次數(shù)N N1=60n1jLh=606541(103008)N2=N1/i1 查圖6-5得 ZN1,ZN2接觸強度的最小安全系數(shù) 則 許用彎曲應力彎曲疲勞極限 彎曲強度壽命系數(shù)，查圖6-8彎曲強度尺寸系數(shù)，查圖6-9彎曲強度最小安全系數(shù) 則 （2）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6-7、表6-8選取小齒輪分度圓直徑齒寬系數(shù) 查表6-9，按齒輪相對于軸承為

10、非對稱布置小齒輪齒數(shù) 在推薦值2040中選取 大齒輪齒數(shù) 圓整取 齒數(shù)比 傳動比誤差 軸的轉(zhuǎn)速修正為小齒輪轉(zhuǎn)矩 由前面計算得載荷系數(shù) 使用系數(shù) 查課本表6.3 載荷系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表6-4節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-3重合度系數(shù) 故 法面模數(shù) 按表6-6圓整 分度圓直徑 圓周速度 中心距 齒寬b 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數(shù) 查表6-5 小齒輪 大齒輪 應力修正系數(shù) 查課本表6-5 小齒輪 大齒輪重合度 重合度系數(shù) 故 （4）齒輪其他主要尺寸計算 大齒輪分度圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 2. 低速級齒輪傳動設計 （1）選擇齒輪材料，確定許用應力由表6-2選

11、 小齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì) 大齒輪 45鋼 正火許用接觸應力 接觸疲勞強度極限 查圖6-4接觸強度壽命系數(shù)ZN 應力循環(huán)次數(shù)N N1=60n2jLh=601611(103008)N2=N1/i2 查圖6-5得 ZN1,ZN2接觸強度的最小安全系數(shù) 則 許用彎曲應力彎曲疲勞極限 彎曲強度壽命系數(shù)，查圖6-8彎曲強度尺寸系數(shù)，查圖6-9彎曲強度最小安全系數(shù) 則 （2）齒面接觸疲勞強度設計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6-7、表6-8選取小齒輪分度圓直徑齒寬系數(shù) 查表6-9，按齒輪相對于軸承為非對稱布置小齒輪齒數(shù) 在推薦值2040中選取 大齒輪齒數(shù) 圓整取 齒數(shù)比 傳動比誤差 小齒輪轉(zhuǎn)

12、矩 由前面計算得載荷系數(shù) 使用系數(shù) 查課本表6.3 載荷系數(shù) 材料彈性系數(shù) 查表6-4節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-3重合度系數(shù) 故 法面模數(shù) 按表6-6圓整 分度圓直徑 圓周速度 中心距 齒寬b 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （3）齒根彎曲疲勞強度校核計算 齒形系數(shù) 查表6-5 小齒輪 大齒輪 應力修正系數(shù) 查課本表6-5 小齒輪 大齒輪重合度 重合度系數(shù) 故 （4）齒輪其他主要尺寸計算 大齒輪分度圓直徑 齒根圓直徑 齒頂圓直徑 HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1×108N2×108ZN1ZN2公差組8級合適齒根彎曲強度滿足HBS1=240HBSHBS2=200HBSN1

13、×108N2×107ZN1ZN2公差組8級合適齒根彎曲強度滿足7. 軸類零件、軸承及鍵的設計與校核7.1 I軸的設計計算計算項目及說明結(jié)果1. 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩由前面計算得 輸入軸上齒輪分度圓直徑 圓周力 直齒輪螺旋角為0 故： 徑向力 軸向力 2. 初步估算軸的直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 計算軸的最小直徑并加大5%以考慮兩個鍵槽的影響。查表8-6 取A=110 則 又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）確定軸上零件的裝配方案通過分析比較，擬定裝配示意圖7-1 圖7-1右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位，齒輪和左軸承從

14、軸的左端裝入，齒輪右側(cè)端面靠軸肩定位，齒輪左側(cè)端面靠套筒定位，左軸承靠套筒和端蓋定位，齒輪和軸、軸和帶輪均采用普通平鍵聯(lián)接。采用深溝球軸承。（2） 確定各軸段的直徑和長度1 I-II段是與帶輪連接，帶輪寬度B=93mm，d1=32mm，l1=90mm。2 II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的厚度e=15mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段左端的距離為30mm。軸承端蓋伸入箱體的長度取15mm，故取l2=55mm，因其右端面需制出一軸肩故取d2=38mm。3 III-IV段為便于裝拆軸承內(nèi)圈，d3>d2，且符合標準軸承

15、內(nèi)徑。查表13-3，暫選深溝球軸承型號為6309，其尺寸為dDB=45mm100mm25mm，軸承的潤滑方式選擇d3n1=45664=29880<180000，選擇脂潤滑。左端采取軸肩定位，取l3=28mm，d3=45mm。4 由于齒輪直徑過小，可將原圖中的V-VI段取消，直接在IV-V段做成齒輪軸，為了便于定位軸承，以及滿足軸承拆卸要求，取d4=54mm。該段的長度由I的總長度l減去各段軸長，總長度l由中間軸各齒輪寬度，齒輪間的間隙和齒輪與箱體間的間隙組成，以及各軸承及套筒寬度等組成，經(jīng)計算取l=396mm，l4=l-l1-l2-l3-l5=195mm。5 因改為齒輪軸，故VII-VI

16、II段無需軸套定位齒輪，故該段長度與l3相等。（3） 確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支點位置，查6309軸承，其支點尺寸a=12.5mm，考慮減速器整體結(jié)構(gòu)，選取軸承的支撐點到齒輪載荷作用點的距離，L1=AC=55mm，L2=AB=165mm。4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 帶輪的壓軸力為Q=2032N（1）求軸承支反力H水平面RH1=2511N，RH2=837NV垂直面Rv1=1957.2N，Rv2（2） 求齒寬中點彎矩及右端軸承支撐點彎矩 齒寬中點彎矩H水平面 MH1=138105V垂直面 MV1=107646 右端軸承支撐點彎矩 H水平面 MH2=0 V垂直面 MV2=229616 合

17、成彎矩 齒寬中點處 M1=175102 右端軸承支撐點處 M2=229616 扭矩T=133900彎矩圖、扭矩圖見圖7-25. 按彎矩合成強度校核軸的強度當量彎矩，折合系數(shù)則齒寬中點處當量彎矩右端軸承支撐點處當量彎矩當量彎矩圖見圖7-2軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的許用彎曲應力則軸的計算應力為齒寬中點處 右端軸承支撐點處 6. 鍵的設計與校核（1）鍵的設計軸與帶輪采用平鍵聯(lián)接，鍵的材料選用45號剛，調(diào)質(zhì)處理。選用A型鍵，根據(jù)軸的直徑選擇鍵的截面尺寸bh=108,鍵槽深5mm，轂槽深3.3mm。取鍵長L=80mm，其工作長度為l=L-b。（2） 鍵的強度校核查

18、表3-2得 許用擠壓應力 擠壓強度條件 7. 軸承壽命校核 預期壽命： 軸承壽命可由公式進行校核，其中，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查設計手冊，深溝球軸承6309，得 水平支反力 RH1=2511N，RH2=837N 垂直支反力 Rv1=1957.2N，Rv2合成支反力 當量動載荷 軸承壽命為 圖7-2 I軸的受力分析d=32mmd1=32mml1=90mml2=55mmd2=38mml3=28mmD3=45mml4=195mmD4=54mml5=28mmD5=45mmL1=55mmL2=165mmRH1=2511NRH2=837NRv

19、1Rv2 滿足強度條件b=10mmh=8mml=70mm滿足強度條件壽命滿足要求7.2 II軸的設計計算計算項目及說明結(jié)果1. 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩由前面計算得 軸上大齒輪分度圓直徑 軸上小齒輪分度圓直徑 大齒輪圓周力 小齒輪圓周力 直齒輪螺旋角為0 故： 大齒輪徑向力 小齒輪徑向力 軸向力 2. 初步估算軸的直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 計算軸的最小直徑并加大5%以考慮兩個鍵槽的影響。查表8-6 取A=110 則 3. 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）確定軸上零件的裝配方案通過分析比較，擬定裝配示意圖7-3 圖7-3左右軸承裝入時，均由套筒定位，兩齒輪內(nèi)側(cè)端面均由軸肩定位，齒輪和軸普通平鍵聯(lián)

20、接。采用深溝球軸承。（2）確定各軸段的直徑和長度1 II -III段為高速級大齒輪，由前面計算得其寬度為57mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=54mm，d=68mm。2 III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =12mm，d=78mm。3 IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為100mm，為了使套筒端面與小齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=95mm，d=68mm4 I-II段為安裝軸承用，暫選取深溝球軸承6211，其尺寸為dDB=55mm100mm21mm，軸承的潤滑方式選擇d1n2=55162=891

21、0<180000，選擇脂潤滑。為保證高速級大小齒輪完全嚙合，該段長度取l=43mm。5 V-VI段為安裝軸承用，由I軸兩軸承之間的距離確定II的總長度為l=247mm,該段長度取lV-VI=43mm。（4） 確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支點位置，查6211軸承，其支點尺寸a=10.5mm，因此，軸的支撐點到大齒輪載荷作用點的距離L1=AB=55mm，L2=BD=165mm。軸的支撐點到小齒輪載荷作用點的距離L3=AC=145.5mm，L4=CD=74.5mm。4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖（1）求軸承支反力H水平面RH1=671N，RH2=5221NV垂直面Rv1=243.9N，Rv

22、2（2）求齒寬中點彎矩 H水平面 MH1=36570 MH2=386354V垂直面 MV1=13293 MV2=140607合成彎矩 M1=38911 M2=411144扭矩T=527000彎矩圖、扭矩圖見圖7-45. 按彎矩合成強度校核軸的強度 當量彎矩，折合系數(shù) 則齒寬中點處當量彎矩 當量彎矩圖見圖7-4軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的許用彎曲應力則軸的計算應力為6. 鍵的設計與校核（1）鍵的設計軸與齒輪采用平鍵聯(lián)接，鍵的材料選用45號剛，調(diào)質(zhì)處理。選用A型鍵，根據(jù)軸的直徑選擇鍵的截面尺寸bh=2012,鍵槽深7.5mm，轂槽深4.9mm。取大齒輪鍵長L1

23、=48mm，其工作長度為l1=L1-b。取小齒輪鍵長L2=80mm，其工作長度l2=L2-b（2）鍵的強度校核查表3-2得 許用擠壓應力 擠壓強度條件 7. 軸承壽命校核 預期壽命： 軸承壽命可由公式進行校核，其中，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得。查設計手冊，深溝球軸承6211，得 水平支反力 RH=5221N 垂直支反力 Rv合成支反力 當量動載荷 軸承壽命為 故壽命滿足要求。圖7-4 II軸的受力分析l2=54mmD2=68mml3=12mmD3=78mml4=95mmD4=68mml1=43mmD1=55mml5=43mmD5=55mmR

24、H1=671NRH2=5221NRv1Rv2滿足強度條件b=20mmh=12mml1=28mml2=60mm滿足強度條件壽命滿足要求7.3 III軸的設計計算計算項目及說明結(jié)果1. 計算作用在齒輪上的力 轉(zhuǎn)矩由前面計算得 輸出軸上齒輪分度圓直徑 圓周力 直齒輪螺旋角為0 故： 徑向力 軸向力 2. 初步估算軸的直徑 選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理 計算軸的最小直徑并加大5%以考慮兩個鍵槽的影響。查表8-6 取A=110 則 3. 軸的結(jié)構(gòu)設計（1）確定軸上零件的裝配方案通過分析比較，擬定裝配示意圖7-5圖7-5右軸承從軸的右端裝入，靠套筒定位，左軸承從左端裝入，靠軸肩定位。齒輪從右端裝入，右側(cè)

25、端面靠套筒定位，左側(cè)端面靠軸肩定位。齒輪和軸、軸和聯(lián)軸器均采用普通平鍵聯(lián)接。采用深溝球軸承。（3） 確定各軸段的直徑和長度 I-II段用來安裝聯(lián)軸器，根據(jù)T3和n3及表14-5選擇聯(lián)軸器YL12，J型。輪轂長L=107mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取l1=104mm。為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩,取I-II段的直徑d1=70mm。 II-III段用于安裝軸承端蓋，為了拆裝及潤滑方便，取l2=70mm，d2=78mm。 III-IV段為便于裝拆軸承，d3>d2，且符合標準軸承內(nèi)徑。查表13-3，暫選深溝球軸承型號為6

26、217，其尺寸為dDB=85mm150mm28mm，軸承的潤滑方式選擇d3n3=8552.3=4445.5<180000，選擇脂潤滑。左端采取軸肩定位，取l3=31mm，d3=85mm。 VI-VII段為安裝齒輪用，齒輪寬度為B=93mm，該段軸長應略短于輪轂寬度，故取l6=90mm，d6=95mm。 V-VI段為定位齒輪的軸肩，取l5=15mm，d5=105mm。 VII-VIII為安裝軸承用，為保證與中間軸小齒輪準確嚙合，則CD=74.5mm,且軸應超出軸承2-3mm，故取l7=48mm，d7=85mm。 為保證兩軸承準確裝入箱體軸承孔，取IV-V段長度為l4=53mm，d4=95m

27、m。（4）確定軸承及齒輪作用力位置先確定軸承支點位置，查6217軸承，其支點尺寸a=14mm，軸承的支撐點到齒輪載荷作用點的距離，L1=BC=145.5mm，L2=CD=74.5mm。4. 繪制軸的彎矩圖和扭矩圖（1）求軸承支反力H水平面RH1=2949.2N，RH2V垂直面Rv1=1073.4N，Rv2（3） 求齒寬中點彎矩及右端軸承支撐點彎矩 齒寬中點彎矩H水平面 MH=429098V垂直面 MV=156180 合成彎矩 齒寬中點處 M=456637 扭矩T=1567600彎矩圖、扭矩圖見圖7-65. 按彎矩合成強度校核軸的強度當量彎矩，折合系數(shù)則齒寬中點處當量彎矩當量彎矩圖見圖7-2軸的

28、材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8-2查得，由表8-7查得材料的許用彎曲應力則軸的計算應力為齒寬中點處 6. 鍵的設計與校核（1）鍵的設計軸與齒輪、聯(lián)軸器均采用平鍵聯(lián)接，鍵的材料選用45號剛，調(diào)質(zhì)處理。聯(lián)軸器處選用C型鍵，根據(jù)軸的直徑選擇鍵的截面尺寸b1h1=2012,鍵長L1=100mm，其工作長度為l1=L1-b1/2，鍵槽深7.5mm，轂槽深4.9mm。齒輪處選用A型鍵，根據(jù)軸的直徑選擇鍵的截面尺寸b2h2=2514,鍵長L2=80mm，其工作長度為l2=L2-b2，鍵槽深9mm，轂槽深5.4mm。（2）鍵的強度校核查表3-2得 許用擠壓應力 擠壓強度條件 7. 軸承壽命校核 預期壽命：

29、軸承壽命可由公式進行校核，其中，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，故x=1,y=0。查表10-3得，查表10-6得.1。查設計手冊，深溝球軸承6217，得 水平支反力 RH1=2949.2N，RH2 垂直支反力 Rv1=1073.4N，Rv2合成支反力 當量動載荷 軸承壽命為 圖7-6 III軸的受力分析l1=104mmd1=70mml2=70mmd2=78mml3=31mmD3=85mml6=90mmd6=95mml5=15mmd5=105mml7=48mmD7=85mml4=70mmD4=95mmRH1RH2Rv1Rv2 滿足強度條件b1=20mmh1=12mml1=90mmb2=25mmh

30、2=14mml2=55mm滿足強度條件壽命滿足要求減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用配合。1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm。3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性. 鑄件壁厚為10mm，圓角半徑為R=3mm。機體外型簡單，拔模方便。8.2 減速器箱體附件設計1. 觀察孔及觀察孔蓋 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用

31、螺釘封住，。為防止污物進入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表15-8選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。2. 油標 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。3. 通氣器通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器。查表15-6選 型通氣螺塞。4. 放油孔及放油螺塞 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住，并加油封墊片加以密封。查表15-12選型外六角螺塞及皮封油圈厚度H=2mm,外徑D0=25mm。5. 起吊裝置 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。6. 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。7. 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，各裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。8. 地腳螺栓為了防止減速器傾倒和振動，減速器底座下部凸緣應設有地腳螺釘與地基聯(lián)接。螺釘數(shù)目為6個。8.3 箱體的主要尺