課程設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)(含CAD圖紙) (1)

1、湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì)資 料 袋 機(jī) 械 工 程 學(xué)院（系、部） 2011-2012 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 李歷堅(jiān) 職稱 教授 學(xué)生姓名 閆濤 專業(yè)班級(jí) 機(jī)械設(shè)計(jì)及自動(dòng)化 班級(jí) 092 學(xué)號(hào)09405700433題 目 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 成 績(jī) 起止日期 2011 年 12 月 21 日 2011年 1 月 1 日目 錄 清 單序號(hào)材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計(jì)任務(wù)書12課程設(shè)計(jì)說明書13課程設(shè)計(jì)圖紙張4裝配圖15零件圖26課程設(shè)計(jì)任務(wù)書20092010學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械設(shè)計(jì)及自動(dòng)化 專業(yè) 092 班級(jí)課程名稱： 機(jī) 械 設(shè)

2、 計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 完成期限：自 2011 年 12 月 21 日至 2011 年 1 月 1 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：卷筒直徑D=355mm，運(yùn)輸帶速度v=1.4m/s, 輸送帶最大有效拉力為F=3000N工作條件：雙班制工作，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用壽命為8年（其中軸承壽命為3年以上）。二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)：（1） 減速機(jī)裝配圖1張；（2） 零件工作圖2張；（3） 設(shè)計(jì)說明書1份（6000

3、8000字）。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2011.12.21-2011.12.22傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)2011.12.23-2011.12.25傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2011.12.25-2011.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說明書2012.01.01交圖紙并答辯主要參考資料1.機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社）2.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社）3.工程圖學(xué)（趙大興主編 高等教育出版社）4機(jī)械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社）6.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 7.材料力學(xué)（

4、劉鴻文主編 高等教育出版社）指導(dǎo)教師（簽字）： 年 月 日系（教研室）主任（簽字）： 年 月 日 機(jī) 械 設(shè) 計(jì)設(shè)計(jì)說明書帶 式 輸 送 機(jī) 傳 動(dòng) 系 統(tǒng) 設(shè) 計(jì)起止日期： 2011 年 12 月 21 日 至 2012 年 01 月 01 日學(xué)生姓名閆 濤班 級(jí)機(jī)設(shè)092學(xué) 號(hào)09405700433成 績(jī)指導(dǎo)教師(簽字) 機(jī)械工程學(xué)院（部）2012年01月01日目 錄1 設(shè)計(jì)任務(wù)書32 傳動(dòng)方案的擬定43 原動(dòng)機(jī)的選擇64 傳動(dòng)比的分配85 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算96 傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算127 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算208 軸承的壽命計(jì)算及校核369 鍵聯(lián)接強(qiáng)度的計(jì)算及校核3810 潤(rùn)滑方式

5、、潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇4011 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)4212 設(shè)計(jì)小結(jié)4613 參考文獻(xiàn)471.設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中的減速器，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖1-1所示。圖1.1 帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖1電動(dòng)機(jī)；2聯(lián)軸器；3兩級(jí)圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)動(dòng)力及傳動(dòng)裝置已知條件：運(yùn)輸帶最大有效拉力：F=3000N；運(yùn)輸帶的工作速度：v=1.4m/s；輸送機(jī)滾筒直徑：D=355mm；使用壽8年（其中軸承壽命為3年以上）。1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件帶式輸送機(jī)在常溫下連續(xù)工作、單向運(yùn)轉(zhuǎn)；空載起動(dòng)，工作載荷較平穩(wěn)；輸送帶工作速

6、度v的允許誤差為±5；二班制（每班工作8h），要求減速器設(shè)計(jì)壽命為8年，大修期為23年，大批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。2.傳動(dòng)方案的擬定2.1傳動(dòng)方案的要求傳動(dòng)方案應(yīng)滿足工作機(jī)的要求，適應(yīng)工作環(huán)境和條件，應(yīng)滿足工作可靠的要求且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，尺寸緊湊，制造成本低，傳動(dòng)效率高，維護(hù)方便。2.2工作機(jī)器的分析帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如下圖所示圖 2.1帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)圖1電動(dòng)機(jī)；2聯(lián)軸器；3兩級(jí)圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5滾筒；6輸送帶圖2.1中展開式兩級(jí)圓柱齒輪減速器，其結(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)矩的輸入端，這樣

7、，軸載轉(zhuǎn)矩的作用下產(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相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象，用于載荷比較平穩(wěn)的場(chǎng)合，高速級(jí)一般做成斜齒，低速級(jí)可做成直齒。 2.3傳動(dòng)方案說明1) 傳動(dòng)裝置組成: 電動(dòng)機(jī)1、聯(lián)軸器2、兩級(jí)圓柱齒輪減速器3、聯(lián)軸器4、滾筒5和輸送帶62)傳動(dòng)原理: 電動(dòng)機(jī)與減速器是通過皮帶進(jìn)行傳動(dòng)的，由于電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高，所以經(jīng)過減速器二級(jí)變速，通過聯(lián)軸器帶動(dòng)滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)。在同樣的張緊力下，V帶較平帶傳動(dòng)能產(chǎn)生更大的摩擦力，而且V帶所允許的中心距較平帶大，傳動(dòng)平穩(wěn)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，使用維護(hù)方便，價(jià)格低廉。故在第一級(jí)(高速級(jí))采用V帶傳動(dòng)較為合理，這樣還可以減輕電動(dòng)機(jī)因過載產(chǎn)

8、生的熱量，以免燒壞電機(jī)，當(dāng)嚴(yán)重超載或有卡死現(xiàn)象時(shí)，皮帶打滑，可以起保護(hù)電機(jī)的作用。 3.原動(dòng)機(jī)的選擇3.1原動(dòng)件的選擇a計(jì)算工作機(jī)功率式中：工作機(jī)所需的有效功率（kw）運(yùn)輸帶最大有效拉力( N)運(yùn)輸帶的工作速度（m/s）3.2工作機(jī)的有效功率 傳動(dòng)裝置總效率：設(shè):聯(lián)軸器效率，閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率（設(shè)齒輪精度為8級(jí)） 一對(duì)滾動(dòng)軸承效率，=0.98 輸送機(jī)滾筒效率，=0.96 輸送機(jī)滾筒軸至輸送帶間的效率（見文獻(xiàn)【2】表3-3）估算傳動(dòng)系統(tǒng)總效率為 其中： =0.99 = = =0.98 =0.98傳動(dòng)系統(tǒng)的總效率：=工作時(shí)， 電動(dòng)機(jī)所需功率為： 由參考材料【2】表12-1可知，滿足條件的Y系列三

9、相交流異步電動(dòng)機(jī)額定功率應(yīng)取為。3.3選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)a.計(jì)算卷筒的轉(zhuǎn)速b.根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，電動(dòng)機(jī)的類型選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。電動(dòng)機(jī)的額定功率選取3KW、轉(zhuǎn)速可選擇常用同步轉(zhuǎn)速：3000r/min、1500 r/min、1000 r/min 和750r/min以便比較。傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比為i=nmn式中： nm電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速 n運(yùn)輸帶的轉(zhuǎn)動(dòng)速度 根據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)查【2】表8-53確定各參數(shù)。將計(jì)算數(shù)據(jù)和查表數(shù)據(jù)填入表3-1，便于比較。 方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動(dòng)比1Y132S1-25.53000290034.482Y132S-45

10、.51500144019.113Y132M2-65.5100096012.744Y160M2-85.57507209.55表3-1 電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比由上表可知，相比1、3、4方案，方案2轉(zhuǎn)速高，電動(dòng)機(jī)價(jià)格低，總傳動(dòng)比雖然大些，但完全可以通過傳動(dòng)帶和兩級(jí)齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)，此方案較優(yōu)，所以選方案2。4.傳動(dòng)比的分配4.1總傳動(dòng)比4.2各級(jí)傳動(dòng)比的分配由傳動(dòng)系統(tǒng)方案知： 由計(jì)算可得兩級(jí)圓柱齒輪減速器的總傳動(dòng)比為為了便于兩級(jí)圓柱齒輪減速器采用浸油潤(rùn)滑，當(dāng)兩級(jí)齒輪的配對(duì)材料相同，齒面硬度HBS350，齒寬系數(shù)相等時(shí)，考慮齒面接觸強(qiáng)度接近相等的條件，取高速級(jí)傳動(dòng)比為高速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 低速級(jí)圓柱齒輪傳

11、動(dòng)比：各級(jí)傳動(dòng)比分別為 5.傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算將傳動(dòng)裝置各軸由高速到低速依次定為0軸-電動(dòng)機(jī)軸I軸-減速器高速軸軸-減速器中間軸軸-減速器低速軸軸-輸入機(jī)滾筒軸5.1各軸轉(zhuǎn)速 0軸：軸：=軸：n=i12=r/min軸：n=ni23=r/min軸： 5.2各軸輸入功率0軸：軸： 軸：p2=軸：軸:p4=5.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩0軸： Nm 軸：T1=Nm軸：T2=Nm軸：T3=Nm軸：T4=Nm運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表：軸號(hào)功率轉(zhuǎn)矩T/（Nm）轉(zhuǎn)速n/（）傳動(dòng)比i0軸5.2034.4714401軸5.2534.1614404.98軸4.90161.83289.163.84軸4.66591.0

12、175.301軸4.52573.4075.30表5-1運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)6.傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.1高速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.1.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理：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。2） 精度等級(jí)選用7級(jí)精度：3） 齒數(shù)：選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)的 故取6.1.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)因?yàn)榈退偌?jí)的載荷大于高速級(jí)的載荷，所以通過低速級(jí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算。按式（6.2-1）試算，即 （6.2-1）1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值（1） 試選Kt1.3（2） 由文獻(xiàn)【1】中表107選取尺寬

13、系數(shù)1（3） 由文獻(xiàn)【1】中表106查得材料的彈性影響系數(shù)（4） 由文獻(xiàn)【1】中圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限Hlim2550MPa；（5） 由文獻(xiàn)【1】中式1013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。為齒輪的工作壽命，單位小時(shí)（6） 由文獻(xiàn)【1】中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)（7） 由文獻(xiàn)【1】中式10-12，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）2.計(jì)算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。 計(jì)算圓周速度v。 計(jì)算齒寬b計(jì)算齒寬與齒高之比 計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=1.4m/s，7

14、級(jí)精度，由文獻(xiàn)【1】中圖10-8（p194）查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05；由文獻(xiàn)【1】中表10-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻(xiàn)【1】中表10-2查得使用系數(shù)=1；由文獻(xiàn)【1】中表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.417。由bh=8.89，KH=1.417由文獻(xiàn)【1】中圖10-13得kF=1.32故載荷系數(shù)： 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 計(jì)算模數(shù)m所以根據(jù)機(jī)械原理表7.2可得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：6.1.2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由文獻(xiàn)【1】中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲

15、勞強(qiáng)度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380Mpa由文獻(xiàn)【1】中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 計(jì)算載荷系數(shù)K1.39查取齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)【1】中表10-5查得 YFa1=2.80 YFa2=2.18； 查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【1】中表10-5查得 YSa1=1.55； YSa2=1.79；計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。2.設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所

16、決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.56并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=44.84mm，算出小齒輪齒數(shù)。 取z1=23，則大齒輪數(shù) z2=z1=4.98x23=114.54，z2=115. 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6.1.3 幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算分度圓直徑2.計(jì)算中心距3.計(jì)算齒輪的寬度 圓整后取。6.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.2.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理：選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，

17、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。2） 精度等級(jí)選用7級(jí)精度：3） 齒數(shù)：選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 故取6.2.2按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-21式進(jìn)行試算，即1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 試選載荷系數(shù)Kt=1.3。 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。 由文獻(xiàn)【1】中表10-7選取齒寬系數(shù)d=1。 由文獻(xiàn)【1】中表10-6查得材料彈性影響系數(shù)。 由文獻(xiàn)【1】中圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 。 由文獻(xiàn)【1】中式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。n1齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min）。齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面的嚙合次數(shù)，。 齒輪的工作壽命（h）。由文

18、獻(xiàn)【1】中圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)由文獻(xiàn)【1】中式10-12，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力（取失效概率1%，安全系數(shù)S=1）2. 計(jì)算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。 計(jì)算圓周速度v 計(jì)算齒寬b計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)： 齒高： 計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=1.4m/s，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【1】中圖10-8（p194）查得動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.05，由文獻(xiàn)【1】中表10-3查得直齒輪，kH=kF=1； 由文獻(xiàn)【1】中表10-2查得使用系數(shù)=1；由文獻(xiàn)【1】中表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.417。由bh=8.88，KH=1.417由文獻(xiàn)【1】中圖10-

19、13（p198）得kF=1.32 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 計(jì)算模數(shù)m所以根據(jù)機(jī)械原理表7.2可得標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：6.2.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為1.確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值由文獻(xiàn)【1】中圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限 FE2=380Mpa由文獻(xiàn)【1】中圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得 計(jì)算載荷系數(shù)K查取齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)【1】中表10-5查得 =2.80 =2.22； 查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【1】中表10-5

20、查得 =1.55； =1.77；計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。2.設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.601并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=77.80，算出小齒輪齒數(shù)。取，則大齒輪數(shù) =3.84x26=99.84，=100. 這樣設(shè)計(jì)儲(chǔ) 的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。6.2.4幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算分度圓直徑2.計(jì)算中

21、心距3.計(jì)算齒輪的寬度 圓整后取。7.軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算7.1低速軸的設(shè)計(jì)7.1.1軸的受力分析根據(jù)輸出軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)、低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)幾何尺寸及參數(shù)，計(jì)算作用在輸出軸的齒輪上的力：輸出軸的功率 輸出軸的轉(zhuǎn)速 輸出軸的轉(zhuǎn)速 7.1.2軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.1.3軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3,取=112,由15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-3按45鋼查得 低速軸的功率（），由表5-1可知: 低速軸的轉(zhuǎn)速（），由表5-1可知：輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器g處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑

22、相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1式查得式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（）工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5-1可知：因此： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表8-36查得，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250 。其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.1及表7-1所示：圖7.1 LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速n（）軸孔直徑（）軸孔長(zhǎng)度mm S轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Kg. 質(zhì)量kgY型J、J1、Z型LX31250475030,32,35,38826082160

23、75362.50.026840,42,45,4811284112 表7-1.LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸由上表可知，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度，與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。7.1.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.2所示，圖7.2 低速軸的結(jié)構(gòu)與裝配2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上

24、而不是壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承33011，其基本尺寸資料如下表7-2所示參數(shù)數(shù)值標(biāo)準(zhǔn)圖d45D90T27C21a19B27表7-2 33011型圓錐滾子軸承由上表7.2可知該軸承的尺寸為，故 、； 由于圓錐滾子軸承采用脂潤(rùn)滑，得用封油環(huán)進(jìn)行軸向定位和擋油。由手冊(cè)上查的33011型軸承的定位軸肩高度，因此，取d-=62。取安裝齒輪處的軸段-的直徑已知齒輪輪

25、輪轂的寬度為78，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=6，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，取。取軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離（參看圖7.1），故取。根據(jù)軸的總體布置簡(jiǎn)圖7.2可知，齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，錐齒輪與圓柱齒輪之間的距離（參考圖7.1）?？紤]到箱體的鑄造誤差以及軸承的整體布置，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取。已知滾動(dòng)軸承寬度,根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖10-39（b）中可初取大圓錐齒輪輪轂長(zhǎng)，則 至此，經(jīng)過步驟已初

26、步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7-3所示，軸的參數(shù)參數(shù)符號(hào)軸的截面（）軸段長(zhǎng)度82502775127455軸段直徑45525562726055軸肩高度3.51.53.53.552.5表7-3.低速軸的參數(shù)值7.2.4軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選

27、軸的直徑尺寸公差為k6。7.2.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.2。7.2.5 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.4）做出軸的設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖（7.1圖）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從圓錐滾子軸承值入手。對(duì)于30307型圓錐滾子軸承，由上表7.2中可知。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距根據(jù)軸的設(shè)計(jì)簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.3所示。圖7.3低速軸的受力分析 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。支反力F: (水平面H) (垂直面V)彎矩M: (水平面H) (垂直面V)現(xiàn)將計(jì)算出的截面處的、以及的值列于下

28、表。載荷水平面H垂直面V支反力彎矩總彎矩扭矩表7-4 低速軸上的載荷分布7.2.7精確校核軸的疲勞強(qiáng)度7.2.1 判斷危險(xiǎn)截面 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VII的應(yīng)力集中的影響和截面VI的相近，但截面VII不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大

29、，故截面C也不必校核。截面IV所受彎矩也不大，所以也不必校核，而截面V顯然更不必校核。所以只需要校核截面VI右側(cè)即可。7.2.2分析截面右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面VI右側(cè)的彎矩M為： 截面上的扭矩： 截面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)1表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按文獻(xiàn)1附表3-2查取。因，經(jīng)過插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為由附圖3-2的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù).軸按磨削加工，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中附圖3-

30、4查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中3-12式及3-14b式可得綜合系數(shù)，又根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P25和P26查得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知該低速軸的截面VI右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。由于該減速器沒有大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。7.3 高速軸的設(shè)計(jì)7.3.1軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.3.2軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】

31、中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（），由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（），由表5.1可知：因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中14-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表14-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 高速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表5.1可知：因此： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表14-4查得，選用GY2凸緣聯(lián)軸器，其基本參數(shù)如下：公稱轉(zhuǎn)矩為63。半聯(lián)軸器的孔徑故=22，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=52，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度即。7

32、.3.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7.3.3.1擬定軸上零件的裝配方案 高速軸的裝配方案如下圖7.3所示，圖7.4高速軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.3.3.2根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P364中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13

33、-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承320/32，其基本尺寸資料如下表7-5所示參數(shù)數(shù)值標(biāo)準(zhǔn)圖d32D58T17C13a14.0B17表7-5 320/32型圓錐滾子軸承由表6.3.1可得軸承尺寸為，故； 兩滾動(dòng)軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由上表7-4可知320/32型軸承的定位軸肩高度，因此，。取軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。取圓錐齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，軸上的兩個(gè)大小齒輪之間的距離為?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取

34、，退刀槽=5mm，因?yàn)檩S小齒輪比軸大齒輪的寬度大5mm。所以嚙合時(shí)大齒輪的左端距離小齒輪的左端距離相差2-3mm，取該長(zhǎng)度為=3mm，所以：至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.5所示，并歸納為下表7-6所示，軸的參數(shù)參數(shù)符號(hào)軸的截面（）軸段長(zhǎng)度3650171015齒寬461917軸段直徑2227323828齒輪直徑3832軸肩高度2.511.533表7-6 高速軸的參數(shù)值7.3.3.3軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性

35、，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為；滾動(dòng)軸承和聯(lián)軸器與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差均為k6。7.3.3.4確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.4。7.4中間軸的設(shè)計(jì)7.4.1軸端齒輪的分度圓直徑由上述6.2中高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可知：小圓柱齒輪的分度圓直徑：大圓錐齒輪的大端分度圓直徑：7.4.2軸的材料的選擇 取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.4.3軸的最小直徑 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中15-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】

36、中表15-3按45鋼查得 高速軸的功率（KW），由表5.1可知： 高速軸的轉(zhuǎn)速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7.4.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 中間軸的裝配方案如下圖7.5所示，圖7.5中間軸的結(jié)構(gòu)與裝配7.4.4.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度輸出軸的最小直徑顯然是安裝滾動(dòng)軸承處軸的直徑和。因滾動(dòng)軸承同時(shí)受徑向力和軸向力的作用，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1可選3型圓錐滾子軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表13-1中參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中可初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30304，其基本尺寸資料如上表7.5所示。由表可知

37、該軸承的尺寸為，故。 取安裝齒輪處的軸II-III的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為83mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7.5mm，則直徑。取安裝齒輪處的軸段IV-V的直徑；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪輪轂的寬度為46mm，為了使套筒斷面可靠地壓緊齒輪，此齒段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。兩齒輪輪轂之間的距離為20mm，所以。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm，已知滾動(dòng)軸承寬度T=19

38、mm，軸2大齒輪的寬度為B=46mm，則：至此，經(jīng)過步驟基本確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.6所示，并歸納為下表7-7所示，參數(shù)名稱參數(shù)符號(hào)軸的截面（mm）軸段長(zhǎng)度4779204247軸段直徑4045604540軸肩高度2.57.57.52.5表7-7.中間軸的參數(shù)值7.4.4.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表6-1按查得圓柱齒輪與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故與圓柱齒輪配合的軸的直徑尺寸公差為；查得圓錐齒輪與軸連接的平鍵截面 ，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，與圓錐齒輪配合的軸

39、的直徑尺寸公差也為。7.4.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7.5。8.軸承的壽命計(jì)算及校核因?yàn)檩S承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計(jì)算由上述6.2中低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可求得大齒輪的嚙合力：分度圓直徑：圓周力:徑向力:8.2軸承的徑向載荷計(jì)算低速軸上的滾動(dòng)軸承采用正裝，其受力簡(jiǎn)圖如下圖8.1所示。兩個(gè)軸承型號(hào)均為33011型的圓錐滾子軸承，其基本額定

40、動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得：8.3軸承的軸向載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-1查得30307型圓錐滾子軸承的基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷，判斷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)。故兩軸承的派生軸向力為：因?yàn)?故軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松。則 軸承的軸向派生力為 ,8.4軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-6按輕微沖擊查得載荷系數(shù)，又因?yàn)?，根?jù)文獻(xiàn)【1】中表13-5查得兩個(gè)軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表13-8a查得兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為8.5軸承壽命的計(jì)算及校核根據(jù)設(shè)計(jì)要求每年工作日300天，雙班制，每班8小時(shí)，壽命為8年?？伤愕妙A(yù)期壽命為故軸承絕

41、對(duì)安全。9.鍵聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算及校核9.1普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)文獻(xiàn)【1】表6-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩() 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長(zhǎng)度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長(zhǎng)度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。9.2高速軸上鍵的校核對(duì)于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。對(duì)于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。9.3中間軸上鍵的校核對(duì)于鍵已知：于是得， ，故該鍵安全。對(duì)于鍵已知： 于是得， ，故該鍵安全。9.4低速軸上鍵的校核對(duì)于鍵已知于是得， ，故該鍵安全。對(duì)于鍵已知：于是得，

42、 ，故該鍵安全。10.潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇10.1.1齒輪潤(rùn)滑方式的選擇高速軸小圓錐齒輪的圓周速度：中間軸大圓錐齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度：取，一般來說當(dāng)齒輪的圓周速度時(shí)，宜采用油潤(rùn)滑；當(dāng)時(shí)，應(yīng)采用浸油潤(rùn)滑。故此減速器齒輪的潤(rùn)滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動(dòng)時(shí)，既將潤(rùn)滑油帶到潤(rùn)滑處，同時(shí)也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。10.1.2齒輪潤(rùn)滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表17-1中查得，齒輪潤(rùn)滑油可選用全工業(yè)閉式齒輪用油，代號(hào)是：，運(yùn)動(dòng)粘度為：135 165（單位為：mm²/s）。10.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑方式及潤(rùn)滑劑的

43、選擇10.2.1滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑方式的選擇高速軸軸承: 中間軸軸承：低速軸軸承：故三對(duì)軸承均應(yīng)采用脂潤(rùn)滑。10.2.2滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】表17-2中查得，滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑可選用通用鋰基潤(rùn)滑脂1號(hào)。10.3密封方式的選擇10.3.1滾動(dòng)軸承的密封選擇滾動(dòng)軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。10.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封。11.減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)11.1減速器箱體的設(shè)計(jì)減速箱應(yīng)采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示：名 稱符 號(hào)箱 體 的 尺 寸 關(guān) 系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.025×138+3=6.45

44、88慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚10.0085（d1+d2）+188箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.512、12、20地腳螺栓直徑df0.015（d1+d2）+11216地腳螺栓數(shù)目nn66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df8連接螺栓直徑d8軸承蓋螺釘直徑（0.40.5）df8視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.70.8）d26軸承旁凸臺(tái)半徑R1c212凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)35外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）3

45、5大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.210齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離28箱座肋厚mm0.858軸承端蓋外徑凸緣式：D+(55.5) ； D為軸承座孔直徑130、108、9811-1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸11.2減速器附件的設(shè)計(jì)11.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動(dòng)件工作情況，還可用來注入潤(rùn)滑油。其尺寸如下圖11-2所示。11.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。該減速器采用M16×1.5的通氣塞，綜上述及根據(jù)文獻(xiàn)【2】表4-3、表4-4中設(shè)計(jì)的視孔、視孔蓋及通氣器如下圖11-2所示。圖11-1 通氣塞 圖11-2 視孔蓋11.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機(jī)件相靠近，