機械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計計算說明書

目錄1.課程設(shè)計任務(wù)書 1(1)設(shè)計目的1(2)設(shè)計主題1(3)設(shè)計容量22.設(shè)計要求23.設(shè)計步驟23整體設(shè)計方案(2)電機3的選擇(3)計算傳動裝置總傳動比，分配傳動比4(4)計算變速器的運動和動態(tài)參數(shù)4(5)三角帶傳動設(shè)計計算5(6)各級齒輪傳動設(shè)計計算77高速齒輪的設(shè)計2.減速機低速齒輪設(shè)計11三、四檔參數(shù)表154.驗證兩個大齒輪潤滑的合理性15(7)結(jié)構(gòu)設(shè)計和軸的檢查以及軸承和鍵的檢查161.初步確定軸16的最小直徑2.中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和驗證以及中間軸軸承和鍵的驗證163.輸出軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和校核及輸出軸軸承和鍵的校核284.輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核及輸入軸軸承和鍵的校核34(8)箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計38(9)潤滑方式、潤滑油等級的選擇和密封39(10)減速機配件的選擇404.設(shè)計總結(jié)415.參考文獻426.到42設(shè)計內(nèi)容計算與說明結(jié)果1.課程設(shè)計任務(wù)書(1)設(shè)計目的(2)設(shè)計課題：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計(3)設(shè)計內(nèi)容2、設(shè)計要求三、設(shè)計步驟(1)傳動裝置總體設(shè)計方案1.本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第四組數(shù)據(jù)2、傳動裝置示意圖(2)電機的選擇1.選擇電機類型2.確定電機功率3.確定電機的轉(zhuǎn)速(3)計算變速器總傳動比并分配傳動比1、變速器總傳動比2、配電傳動裝置的傳動比(4)計算傳動裝置的運動和動態(tài)參數(shù)1.各軸速度2、各軸輸入功率3. 各軸扭矩(5)V帶設(shè)計計算1.確定算力2.選擇三角帶的皮帶類型3.確定皮帶輪的參考直徑d，檢查皮帶速度v4、確定三角帶的中心距a和參考長度5、檢查小皮帶輪的包角6、計算單條三角帶的額定功率7.計算波段的近似數(shù)z8、計算單條三角帶初張力的最小值9.計算軸上的最終壓力(6)各級齒輪傳動設(shè)計計算一、減速機高速齒輪的設(shè)計(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)(2)根據(jù)齒面接觸強度設(shè)計1)確定公式的計算值2)設(shè)計計算(3)根據(jù)齒根的抗彎強度設(shè)計1)確定計算參數(shù)2)設(shè)計計算(4)幾何尺寸的計算1)計算中心距2）根據(jù)圓角中心距校正螺旋角3）計算大小齒輪分度圓的直徑4)計算齒寬5)結(jié)構(gòu)設(shè)計2、減速機低速齒輪的設(shè)計(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)(2)根據(jù)齒面接觸強度設(shè)計1)確定公式的計算值2)設(shè)計計算(3)根據(jù)齒根的抗彎強度設(shè)計1)確定計算參數(shù)2)設(shè)計計算(4)幾何尺寸的計算1)計算中心距2）根據(jù)圓角中心距校正螺旋角3）計算大小齒輪分度圓的直徑4)計算齒寬5)結(jié)構(gòu)設(shè)計三、四檔參數(shù)表4、驗證兩個大齒輪潤滑的合理性(7)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和檢查以及軸承和鍵的檢查1.初步確定軸的最小直徑2、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與驗證及中間軸軸承和鍵的驗證,速度,中間軸扭矩(2)求作用在齒輪上的力(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計2)制定軸上零件的裝配計劃3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度4)零件在軸上的圓周定位5)確定軸上的圓角和倒角尺寸(4)找出軸上的載荷(5)計算支座反作用力(6)畫彎矩圖(7)畫出扭矩圖。(8)根據(jù)彎扭合應(yīng)力檢查軸的強度(9)準確檢查軸的疲勞強度1）確定危險路段2）V面精確標定3）=4\*ROMANIV表面的精確校準(10)檢查軸承壽命1）計算軸承的軸向力2)計算當量動載荷3)檢查軸承壽命(11)軸上鍵檢查3.輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與驗證，輸出軸軸承和鍵的驗證,速度,輸出軸扭矩(2)求作用在齒輪上的力(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)之前計算的軸的最小直徑2)選擇聯(lián)軸器3)制定軸上零件的裝配計劃4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度5)零件在軸上的圓周定位6)確定軸上的圓角和倒角尺寸(4)找出軸上的載荷(5)計算支座反作用力(6)畫彎矩圖(7)畫扭矩圖(8)根據(jù)彎扭合應(yīng)力檢查軸的強度(9)檢查軸承壽命1）計算軸承的軸向力(10)軸上鍵檢查4.輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與驗證及輸入軸軸承和鍵的驗證,速度,輸入軸扭矩(2)求作用在齒輪上的力(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)從前面計算軸的最小直徑2)制定軸上零件的裝配計劃3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度4)零件在軸上的圓周定位5)確定軸上的圓角和倒角尺寸(4)找出軸上的載荷(5)計算支座反作用力(6)畫彎矩圖(7)畫扭矩圖(8)根據(jù)彎扭合應(yīng)力檢查軸的強度(9)檢查軸承壽命1）計算軸承的軸向力2)計算當量動載荷3)檢查軸承壽命(10)軸上鍵檢查(8)箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(9)潤滑方式、潤滑油牌號的選擇和密封(10)減速機配件的選擇1.選擇檢查孔和檢查孔蓋2.選擇呼吸機3、選擇放油孔和放油塞4.選擇油位指示器5.選擇吊耳和吊鉤6.選擇定位銷7.選擇蓋板螺絲4、設(shè)計總結(jié)1.課程設(shè)計任務(wù)書(1)設(shè)計目的1、提高零件的設(shè)計計算能力；2、熟悉參考資料和設(shè)計手冊；3.綜合運用上一課的理論，進行理論聯(lián)系實際的綜合練習。(2)設(shè)計課題：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設(shè)計帶式輸送機驅(qū)動系統(tǒng)示意圖如圖1所示。1—電機2—V型皮帶傳動3—減速機4—聯(lián)軸器5—鼓輪6—傳送帶7—滑動軸承圖1傳輸方案示意圖原始設(shè)計參數(shù)如表1所示。表格1項目設(shè)計12345輸送帶牽引力F(N)35004200440054005500傳送帶速度V(m/s)0.580.550.480.410.40滾筒直徑D1=D2(mm)450400350320380每天工作時間（小時）1616161616傳動系統(tǒng)工作壽命（y）1010101010項目設(shè)計678910輸送帶牽引力F(N)37004000460048005000傳送帶速度V(m/s)0.570.560.460.450.44滾筒直徑D1=D2(mm)430420340335330每天工作時間（小時）1616161616傳動系統(tǒng)工作壽命（y）1010101010項目設(shè)計1112131415輸送帶牽引力F(N)52005700590033003000傳送帶速度V(m/s)0.430.370.360.600.62滾筒直徑D1=D2(mm)325310300470480每天工作時間（小時）1616161616傳動系統(tǒng)工作壽命（y）1010101010注意：傳動不倒轉(zhuǎn)，負載穩(wěn)定。傳送帶速度公差±5%。(3)設(shè)計內(nèi)容1.基礎(chǔ)計算部分(1)電機選型——根據(jù)電機的計算功率確定其型號、額定功率和滿載轉(zhuǎn)速。(2)分配傳動系統(tǒng)的傳動比。(3)運動參數(shù)計算——確定減速機各軸傳遞的功率、扭矩和速度。2、三角帶傳動設(shè)計計算。3、各級齒輪傳動設(shè)計計算。4、軸結(jié)構(gòu)設(shè)計及校核計算（根據(jù)彎扭合應(yīng)力校核各軸的強度，準確校核中間軸的疲勞強度）。5.檢查滾動軸承的計算（預計額定壽命約2年）。6.聯(lián)軸器選擇。7、潤滑方式及潤滑油的選擇。2、設(shè)計要求(1)畫出減速機總裝圖(M1:1,0號圖或M1:2,1號圖)。(2)畫出中間軸大齒輪及輸出軸零件的工作圖（圖3）。（3）按照課程設(shè)計指南要求的格式編寫設(shè)計計算手冊，要求字跡清晰、工整。三、設(shè)計步驟(1)傳動裝置總體設(shè)計方案1.本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第四組數(shù)據(jù)輸送帶牽引力F（N）：5400輸送帶速度V/(m/s)：0.41滾筒直徑D1=D2(mm)：320每天工作時間（小時）： 16傳輸系統(tǒng)工作年限（y）：10（設(shè)置為每年工作300天）2、傳動裝置示意圖如下：1—電機2—V型皮帶傳動3—減速機4—聯(lián)軸器5—鼓輪6—傳送帶7—滑動軸承(2)電機的選擇1.選擇電機類型根據(jù)已知的工作要求和工況，選用Y系列通用全封閉自扇冷三相籠式異步電動機。2.確定電機功率勾選“機械設(shè)計課程設(shè)計”P18表2-4進行選擇：V帶傳動效率0.96；：聯(lián)軸器傳輸效率0.993（彈性聯(lián)軸器）；：滾動軸承效率0.995（滾珠軸承）；：齒輪傳動效率0.98（7級精密普通齒輪傳動）。工作設(shè)備所需電源：從電機軸到卷筒軸的傳動總效率η：電機所需工作功率：由于負載穩(wěn)定，電機的額定功率只需稍大一點即可。勾選《機械設(shè)計課程設(shè)計》P327表8-184選擇電機額定功率3.確定電機的轉(zhuǎn)速以卷筒軸為工作軸，其轉(zhuǎn)速為：查《機械設(shè)計課程設(shè)計》P11表2-1，三角帶傳動傳動比為，從P13表2-3，兩級擴徑圓柱齒輪減速機傳動比，總傳動比合理,電機轉(zhuǎn)速為可選范圍為查《機械設(shè)計課程設(shè)計》P327表8-184，符合此圓的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。考慮到電機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量和價格等因素，為使傳動裝置緊湊，決定選擇同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電機，Y100L2-4電機滿載轉(zhuǎn)速1430r/min，質(zhì)量35kg。主要表現(xiàn)如下：電動馬達模型額定功率率千瓦滿載速度（轉(zhuǎn)/分鐘）Y100L2-4314302.22.2查《機械設(shè)計課程設(shè)計》P329表8-186，電機采用基本安裝型B3，查《機械設(shè)計課程設(shè)計》P331續(xù)表8-187，可以看出其中心高為1000-0.5，且其外形尺寸為：AA=40、AB=205、AC=205、AD=180、BB=180、HA=15、HB=145、HD=245、L=380；安裝尺寸為：A=160、B=140、C=63、D=28j6、E=60、F×GD=8×7、G=24。(3)計算變速器總傳動比并分配傳動比1、變速器總傳動比2、配電傳動裝置的傳動比By,其中,,分別是皮帶傳動、高速齒輪和低速齒輪的傳動比。為了防止三角帶傳動的外形尺寸過大，先取它，取它如下：,,.(4)計算傳動裝置的運動和動態(tài)參數(shù)1.各軸速度高速軸為I軸，中間軸為=2\*ROMANII軸，低速軸為=3\*ROMANIII軸。各軸的轉(zhuǎn)速為：2 、各軸輸入功率根據(jù)電機所需的工作功率計算各軸的輸入功率：3. 各軸扭矩電機輸出的轉(zhuǎn)矩為：上面計算的運動和動態(tài)參數(shù)如下：軸名稱范圍電機軸=1\*ROMANI軸=2\*ROMAN二軸=3\*ROMANIII軸工作軸轉(zhuǎn)速（轉(zhuǎn)/分）1430476.6794.723324.470824.4708功率（千瓦）2.4852.38562.32622.26832.241扭矩(N?m)16.595647.7951234.5274885.2291874.575傳動比i35.03223.87091效率0.960.97510.97510.988(5)V帶設(shè)計計算1.確定算力從“機械設(shè)計”P156表8-7中檢查工況系數(shù)。計算功率2.選擇三角帶的皮帶類型從,,勾選“機械設(shè)計”P157圖8-11，選擇A型皮帶。3.確定皮帶輪的參考直徑d，檢查皮帶速度v(1)小帶輪基準直徑的初步選擇根據(jù)《機械設(shè)計》P155表8-6，A型皮帶輪，小皮帶輪參考直徑取自《機械設(shè)計》P157表8-8。(2)檢查皮帶速度V，，所以皮帶速度合適。(3)計算大皮帶輪的參考直徑，根據(jù)《機械設(shè)計》P157表8-8，四舍五入為，傳動比誤差為，滿足條件。4、確定三角帶的中心距a和參考長度(1)由于,所以最初，(2)皮帶所需的參考長度為勾選“機械設(shè)計”P146表8-2選擇帶有長度修正系數(shù)的參考長度。(3)計算實際中心距中心距圍繞以下變化：。5、檢查小皮帶輪的包角,角是合適的。6、計算單條三角帶的額定功率從，，檢查“機械設(shè)計”P152表8-4a。從，和A型皮帶，檢查“機械設(shè)計”P153表8-4b△查“機械設(shè)計”P155表8-5，如果有，則=（P0+△P0）=（1.0640+0.1684）×0.951×1.01=1.1837kw7.計算波段的近似數(shù)z《機械設(shè)計》P158的公式8-26得到所以選擇Z=3條。8、計算單條三角帶初張力的最小值檢查“機械設(shè)計”P149表8-3得到它，因此，單個普通V帶拉緊后的初始張力為皮帶的實際初始張力應(yīng)為9.計算軸上的最終壓力《機械設(shè)計》P159的公式8-28，我們可以得到：最終壓力最小值為677.9896N(6)各級齒輪傳動設(shè)計計算一、減速機高速齒輪的設(shè)計(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)1）按圖1所示傳動方案，采用斜圓柱齒輪傳動。2）運輸機為通用工作機械，速度不高，選用7級精度（GB10095-88）。3）材料選擇。根據(jù)《機械設(shè)計》P191表10-1，小齒輪材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材質(zhì)為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩種材料的硬度差為40HBS。4）選擇小齒輪齒數(shù)，取大齒輪的齒數(shù)。5)選擇螺旋角。主螺旋角(2)根據(jù)齒面接觸強度設(shè)計按《機械設(shè)計》P218的公式10-21試算，即1)確定公式的計算值=1\*GB3①選擇負載率.=2\*GB3②根據(jù)《機械設(shè)計》P217圖10-30，取面積系數(shù).=3\*GB3③取自《機械設(shè)計》P215的圖10-26,,然后。=4\*GB3④小齒輪傳遞的扭矩.=5\*GB3⑤齒寬系數(shù)取自《機械設(shè)計》P205表10-7.=6\*GB3⑥材料的彈性影響系數(shù)取自《機械設(shè)計》P201表10-6.=7\*GB3⑦小齒輪的接觸疲勞強度極限值和大齒輪的接觸疲勞強度極限值根據(jù)齒面硬度見《機械設(shè)計》P209的圖10-21d?！稒C械設(shè)計》P206的公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑨接觸疲勞壽命系數(shù)見《機械設(shè)計》P207圖10-19,⑩計算接觸疲勞應(yīng)力。以失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設(shè)計》P205的公式10-12可得：2)設(shè)計計算=1\*GB3①試計算小齒輪分度圓的直徑，由計算公式得：=2\*GB3②計算圓周速度=3\*GB3③計算齒寬b和模量=4\*GB3④計算垂直重合度=5\*GB3⑤計算負載率檢查“機械設(shè)計”P193表10-2以獲得負載系數(shù)。根據(jù)7級精度，動載荷系數(shù)可從“機械設(shè)計”P194的圖10-8中找到。查自《機械設(shè)計》P196的表10-4：查自《機械設(shè)計》P198的圖10-13。從“機械設(shè)計”P195的表10-3中檢查。因此，負載系數(shù).=6\*GB3⑥根據(jù)實際載荷系數(shù)修正計算的指標圓直徑由《機械設(shè)計》P204的公式（10-10a）得出=7\*GB3⑦計算模數(shù)(3)根據(jù)齒根的抗彎強度設(shè)計出自《機械設(shè)計》P216（10-17）1)確定計算參數(shù)①計算負載率②根據(jù)縱向重合程度，從“機械設(shè)計”P217的圖10-28中求出螺旋角的影響系數(shù)。③計算等效齒數(shù)④檢查齒形系數(shù)來自《機械設(shè)計》P200表10-5⑤檢查應(yīng)力修正系數(shù)來自《機械設(shè)計》P200表10-5⑥從“機械設(shè)計”P208的圖10-20C檢查小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限⑦彎曲疲勞壽命系數(shù)見《機械設(shè)計》P206圖10-18,⑧計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設(shè)計》P205公式10-12得：比較小齒輪和大齒輪較大的齒輪具有較大的值。2)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，從齒面接觸疲勞強度計算的法向模量大于從齒根彎曲疲勞強度計算的法向模量，可以滿足抗彎強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，齒數(shù)應(yīng)根據(jù)接觸疲勞強度計算出的分度圓直徑來計算。所以通過：拿，然后，拿(4)幾何尺寸的計算1)計算中心距將中心距四舍五入到163mm。2）根據(jù)圓角中心距校正螺旋角由于數(shù)值變化不大，參數(shù),等不需要修改。3）計算大小齒輪分度圓的直徑4)計算齒寬四舍五入后取；.5)結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪頂圓直徑小于160mm，滿足從根圓到鍵槽底部的距離e<2，故小齒輪為齒輪軸結(jié)構(gòu)。由于大齒輪的齒頂圓直徑>160mm，小于500mm，宜采用腹板結(jié)構(gòu)。其他相關(guān)尺寸按<帶網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)的齒輪>圖中推薦的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。大小齒輪的齒根圓直徑為大小齒輪的齒頂圓直徑為大齒輪零件圖如下。2、減速機低速齒輪的設(shè)計(1)選擇齒輪類型、精度等級、材料和齒數(shù)1）按圖1所示傳動方案，采用斜圓柱齒輪傳動。2）運輸機為通用工作機械，速度不高，仍選用7級精度（GB10095-88）。3）材料選擇。根據(jù)《機械設(shè)計》P191表10-1，小齒輪材質(zhì)為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材質(zhì)為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，兩種材料的硬度差為40HBS。4）選擇小齒輪齒數(shù)，取大齒輪的齒數(shù)。5)選擇螺旋角。主螺旋角(2)根據(jù)齒面接觸強度設(shè)計按《機械設(shè)計》P218的公式10-21試算，即1)確定公式的計算值=1\*GB3①選擇負載系數(shù)。=2\*GB3②根據(jù)《機械設(shè)計》P217圖10-30，取面積系數(shù).=3\*GB3③取自《機械設(shè)計》P215的圖10-26,,然后。=4\*GB3④小齒輪傳遞的扭矩.=5\*GB3⑤齒寬系數(shù)取自《機械設(shè)計》P205表10-7.=6\*GB3⑥材料的彈性影響系數(shù)取自《機械設(shè)計》P201表10-6.=7\*GB3⑦小齒輪的接觸疲勞強度極限值和大齒輪的接觸疲勞強度極限值根據(jù)齒面硬度見《機械設(shè)計》P209的圖10-21d?！稒C械設(shè)計》P206的公式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)⑨接觸疲勞壽命系數(shù)見《機械設(shè)計》P207圖10-19,⑩計算接觸疲勞應(yīng)力。以失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由《機械設(shè)計》P205的公式10-12可得：2)設(shè)計計算=1\*GB3①試計算小齒輪分度圓的直徑，由計算公式得：=2\*GB3②計算圓周速度=3\*GB3③計算齒寬b和模量=4\*GB3④計算垂直重合度=5\*GB3⑤計算負載率檢查“機械設(shè)計”P193表10-2以獲得負載系數(shù)。根據(jù)7級精度，動載荷系數(shù)可從“機械設(shè)計”P194的圖10-8中找到。查自《機械設(shè)計》P196的表10-4：查自《機械設(shè)計》P198的圖10-13。從“機械設(shè)計”P195的表10-3中檢查。因此，負載系數(shù).=6\*GB3⑥根據(jù)實際載荷系數(shù)修正計算的指標圓直徑由《機械設(shè)計》P204的公式（10-10a）得出=7\*GB3⑦計算模數(shù)(3)根據(jù)齒根的抗彎強度設(shè)計出自《機械設(shè)計》P216（10-17）1)確定計算參數(shù)①計算負載率②根據(jù)縱向重合程度，從“機械設(shè)計”P217的圖10-28中求出螺旋角的影響系數(shù)。③計算等效齒數(shù)④檢查齒形系數(shù)來自《機械設(shè)計》P200表10-5⑤檢查應(yīng)力修正系數(shù)來自《機械設(shè)計》P200表10-5⑥從“機械設(shè)計”P208的圖10-20C檢查小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限⑦彎曲疲勞壽命系數(shù)見《機械設(shè)計》P206圖10-18,⑧計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由《機械設(shè)計》P205公式10-12得：比較小齒輪和大齒輪較大的齒輪具有較大的值。2)設(shè)計計算對比計算結(jié)果，從齒面接觸疲勞強度計算的法向模量大于從齒根彎曲疲勞強度計算的法向模量，可以滿足抗彎強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，齒數(shù)應(yīng)根據(jù)接觸疲勞強度計算出的分度圓直徑來計算。所以通過：拿，然后，拿(4)幾何尺寸的計算1)計算中心距將中心距四舍五入到187mm。2）根據(jù)圓角中心距校正螺旋角由于數(shù)值變化不大，參數(shù),等不需要修改。3）計算大小齒輪分度圓的直徑4)計算齒寬：四舍五入后?。?5)結(jié)構(gòu)設(shè)計由于大齒輪的齒頂圓直徑>160mm，小于500mm，宜采用腹板結(jié)構(gòu)。其他相關(guān)尺寸按<帶網(wǎng)狀結(jié)構(gòu)的齒輪>圖中推薦的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。因此，大小齒輪的齒根圓直徑為大小齒輪的齒頂圓直徑為3、四檔參數(shù)表如下齒輪范圍高速小齒輪高速齒輪低速小齒輪低速齒輪回轉(zhuǎn)正確的剩下剩下正確的齒寬B輪轂L材料40Cr45#鋼40Cr45#鋼熱處理回火回火回火回火結(jié)構(gòu)類型實體網(wǎng)絡(luò)實體網(wǎng)絡(luò)硬度280HBS240HBS280HBS240HBS表格1齒輪范圍高速小齒輪高速齒輪低速小齒輪低速齒輪模量1.51.522齒數(shù)Z3517637144壓力角螺旋角分度圓直徑附錄直徑根圓直徑表24、驗證兩個大齒輪潤滑的合理性兩個大齒輪的直徑分別為：,油浸深度不宜過深或過淺。一般滿足浸油潤滑條件的推薦值是油深大于10mm，小于三個全齒高。斜齒輪4全齒高：即三個全齒高。從圖中可以驗證兩個齒輪可以同時滿足浸油條件。(7)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計和檢查以及軸承和鍵的檢查1.初步確定軸的最小直徑初步按《機械設(shè)計》P370公式（15-2）計算軸的最小直徑，I軸選材為40Cr，II、III軸選材為45鋼，調(diào)質(zhì)脾氣暴躁。根據(jù)數(shù)據(jù)1的表15-3，取，所以我們得到確定三個軸的最小直徑：考慮到軸鍵強度的減弱，軸承壽命的要求和聯(lián)軸器對軸徑的要求，如果直徑增加5%，那么2、中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與驗證及中間軸軸承和鍵的驗證、速度和中間軸上的扭矩從前面計算：(2)求作用在齒輪上的力已知=2\*ROMAN高速大齒輪分度圓在（Ⅱ）軸上的直徑式中：——齒輪上的圓周力，-齒輪上的徑向力，-齒輪上的軸向力；已知=2\*ROMAN低速小齒輪分度圓在（Ⅱ）軸上的直徑式中：——齒輪上的圓周力，-齒輪上的徑向力，-齒輪上的軸向力；(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)從前面計算的軸的最小直徑為這是安裝軸承的軸的最小直徑。2)擬定軸上零件的裝配圖（見下圖）3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度①滾動軸承的初步選型。因為軸承同時承受徑向力和軸向力，所以選用角接觸球軸承。根據(jù)工作要求，根據(jù)軸承產(chǎn)品目錄，初步選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7007AC。它的大小是,因此；②取大齒輪安裝處的軸端直徑；油封環(huán)用于大齒輪左端與左軸承之間的定位。已知大齒輪的輪轂跨度為55mm。為使套筒端面可靠地壓住齒輪，軸端應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取之。齒輪的右端由肩部定位，肩部的高度，因此取，領(lǐng)口處的直徑。領(lǐng)寬，取。③取安裝小齒輪的軸端直徑；油封環(huán)用于大齒輪右端與右軸承之間的定位。眾所周知，大齒輪輪轂的跨度為85mm。為使套筒端面可靠地壓住齒輪，軸端應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取之。④取大齒輪與箱壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，確定滾動軸承位置時，應(yīng)與箱壁有一定的距離，如果寬度已知滾動軸承的至此，豎井的截面和長度已經(jīng)初步確定。因此，軸各段直徑的確定見表地點直徑（毫米）長度（毫米）3538.540514812408135364)零件在軸上的圓周定位大齒輪圓周定位采用平鍵連接。根據(jù)《機械設(shè)計》P106表6-1中的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為；同理，小齒輪與軸的連接采用平鍵，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為1。同時，為了保證齒輪之間的良好對中并選擇軸，齒輪轂和軸的配額。滾動軸承與軸的圓周定位由過渡配合保證，所選軸的直徑尺寸公差為.5)確定軸上的圓角和倒角尺寸參照《機械設(shè)計》P365表15-2，取軸端圓角。每個肩部的圓角半徑如圖所示。(4)找出軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做一個簡單的軸計算圖。在確定軸承支點位置時，根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》P300表8-159，對于7007AC型角接觸球軸承，.因此，軸的支撐跨度為簡支梁(5)計算支座反作用力在水平面上在垂直平面上軸承3的總支座反作用力：軸承4總支座反作用力：(6)畫彎矩圖在水平面上，在aa部分的右側(cè)：aa部分的左側(cè)：bb部分右側(cè)：bb部分左側(cè)：在垂直平面上，彎矩為aa截面右側(cè)的復合彎矩：aa截面左側(cè)的復合彎矩：復合彎矩，bb截面右側(cè)：復合彎矩，bb截面左側(cè)：(7)畫出扭矩圖。根據(jù)軸的計算圖，制作了軸的彎矩圖和扭矩圖。中間軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩扭矩圖可以看出，a段為軸的危險段?，F(xiàn)在，在執(zhí)行計算的部分a處的和的值列在下表中。加載等級垂直平面反作用力彎矩總彎矩扭矩(8)根據(jù)彎扭合應(yīng)力檢查軸的強度檢查時，通常只檢查軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。從復合彎矩圖和扭矩圖看，a處右側(cè)承受最大彎矩和扭矩，應(yīng)力集中較多，故a段為危險段。根據(jù)《機械設(shè)計》P373公式15-5及上表數(shù)據(jù)，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為隨軸單向旋轉(zhuǎn)時的脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取軸的計算應(yīng)力。之前選用的軸材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，安全。(9)準確檢查軸的疲勞強度1）確定危險路段從軸的載荷情況來看，大、小齒輪的中心線段受力最大。雖然這兩個截面處的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中并不大，軸徑也在這里最大，所以中間兩個截面不需要校核。II、=3\*ROMANIII、=4\*ROMANIV、V=5\*ROMAN斷面=2\*ROMAN應(yīng)力集中的影響相近，但=3\*ROMANIII斷面的軸徑也比=2\*ROMANII、=5\*ROMANV處大。所以在直線上檢查=2\*ROMANII、=5\*ROMANV斷面。由于=2\*ROMANII截面受力較大，因此需要檢查II的=2\*ROMAN左右截面=4\*ROMAN。第四節(jié)承受較大的彎矩和扭矩，因此=4\*ROMAN第四節(jié)也需要校核。2）V面精確標定第五節(jié)左側(cè)彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面彎曲應(yīng)力截面上的扭剪應(yīng)力軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，...軸肩在截面上形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)取自《機械設(shè)計》P40附錄3-2。因為,,可以通過插值求出,軸的材料敏感系數(shù)可從《機械設(shè)計》P41的圖3-1中得到,因此，有效應(yīng)力集中系數(shù)由《機械設(shè)計》（附錄3-4）的P42公式給出為出自《機械設(shè)計》P42圖3-2尺寸系數(shù)，出自《機械設(shè)計》P43圖3-3圖3-3扭力尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，由《機械設(shè)計》P44圖3-4得到的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化，根據(jù)《機械設(shè)計》P42的公式（3-2）和公式（3-12a），綜合系數(shù)為來自“機械設(shè)計”§3-1和§3-2，摘要，摘要因此，計算安全系數(shù)值，根據(jù)《機械設(shè)計》P374公式（15-6）～（15-8），可得所以你知道它是安全的。第五節(jié)的一側(cè)彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面彎曲應(yīng)力截面上的扭剪應(yīng)力軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，...軸肩在截面上形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)取自《機械設(shè)計》P40附錄3-2。因為,,可以通過插值求出,軸的材料敏感系數(shù)可從《機械設(shè)計》P41的圖3-1中得到,因此，有效應(yīng)力集中系數(shù)由《機械設(shè)計》（附錄3-4）的P42公式給出為出自《機械設(shè)計》P42圖3-2尺寸系數(shù)，出自《機械設(shè)計》P43圖3-3圖3-3扭力尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，由《機械設(shè)計》P44圖3-4得到的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化，根據(jù)《機械設(shè)計》P42的公式（3-2）和公式（3-12a），綜合系數(shù)為來自“機械設(shè)計”§3-1和§3-2，摘要，摘要因此，計算安全系數(shù)值，根據(jù)《機械設(shè)計》P374公式（15-6）～（15-8），可得截面右側(cè)的軸強度也足夠。由于沒有大的瞬時過載和嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，靜強度校核可以省略。3）=4\*ROMANIV表面的精確校準①=4\*ROMAN第四節(jié)左側(cè)彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面彎曲應(yīng)力截面上的扭剪應(yīng)力軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，...軸肩在截面上形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)取自《機械設(shè)計》P40附錄3-2。因為,,可以通過插值求出,軸的材料敏感系數(shù)可從《機械設(shè)計》P41的圖3-1中得到,因此，有效應(yīng)力集中系數(shù)由《機械設(shè)計》（附錄3-4）的P42公式給出為出自《機械設(shè)計》P42圖3-2尺寸系數(shù)，出自《機械設(shè)計》P43圖3-3圖3-3扭力尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，由《機械設(shè)計》P44圖3-4得到的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化，根據(jù)《機械設(shè)計》P42的公式（3-2）和公式（3-12a），綜合系數(shù)為來自“機械設(shè)計”§3-1和§3-2，摘要，摘要因此，計算安全系數(shù)值，根據(jù)《機械設(shè)計》P374公式（15-6）～（15-8），可得所以你知道它是安全的。②=4\*ROMAN第四節(jié)右側(cè)彎曲截面系數(shù)扭轉(zhuǎn)截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩為截面上的扭矩為截面彎曲應(yīng)力截面上的扭剪應(yīng)力軸的材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，...軸肩在截面上形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)取自《機械設(shè)計》P40附錄3-2。因為,,可以通過插值求出,軸的材料敏感系數(shù)可從《機械設(shè)計》P41的圖3-1中得到,因此，有效應(yīng)力集中系數(shù)由《機械設(shè)計》（附錄3-4）的P42公式給出為出自《機械設(shè)計》P42圖3-2尺寸系數(shù)，出自《機械設(shè)計》P43圖3-3圖3-3扭力尺寸系數(shù)軸經(jīng)磨削加工，由《機械設(shè)計》P44圖3-4得到的表面質(zhì)量系數(shù)為：軸未經(jīng)表面強化，根據(jù)《機械設(shè)計》P42的公式（3-2）和公式（3-12a），綜合系數(shù)為來自“機械設(shè)計”§3-1和§3-2，摘要，摘要因此，計算安全系數(shù)值，根據(jù)《機械設(shè)計》P374公式（15-6）～（15-8），可得第四節(jié)右側(cè)軸的強度=4\*ROMAN也足夠了。由于沒有大的瞬時過載和嚴重的應(yīng)力循環(huán)不對稱，靜強度校核可以省略。(10)檢查軸承壽命7007AC軸承見《機械設(shè)計課程設(shè)計》P298表8-1581）計算軸承的軸向力軸承3的總支座反作用力：軸承4總支座反作用力：軸承3和4的軸向力分別為比較兩個軸承的受力，因為和，只需要檢查軸承3。2)計算當量動載荷取自《機械設(shè)計》P320公式13-8a且工作穩(wěn)定3)檢查軸承壽命軸承工作如下，見《機械設(shè)計》P320表13-4軸承3的壽命為已知滾動軸承的預期額定壽命為2年，預期壽命為，所以軸承壽命是足夠的。(11)軸上鍵檢查計算時，計算軸上要求的最短鍵長，鍵長可以大于要求的最短工作長度。連接為動態(tài)連接，負載穩(wěn)定，關(guān)鍵材料采用45號鋼，可從表中獲?。?，取其所需大齒輪平鍵的橫截面為，長度為，小齒輪平鍵的長度為。因此，粘結(jié)強度滿足要求。3.輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與驗證，輸出軸軸承和鍵的驗證、速度和輸出軸上的扭矩由上式計算得出：(2)求作用在齒輪上的力已知=2\*ROMAN低速大齒輪分度圓在（ⅢⅠ）軸上的直徑式中：——齒輪上的圓周力，-齒輪上的徑向力，-齒輪上的軸向力；(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)從前面計算的軸的最小直徑為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的軸的直徑。為了使所選的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，需要同時選擇聯(lián)軸器型號。2)選擇聯(lián)軸器聯(lián)軸器的計算扭矩見《機械設(shè)計》P351表14-1?？紤]到扭矩的變化很小，?。簷z查“機械設(shè)計課程設(shè)計”，選擇LX4型彈性銷聯(lián)軸器，其標稱扭矩為。半聯(lián)軸器的孔徑，所以取，半聯(lián)軸器的長度，半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度。3)繪制軸上零件的裝配圖（見下圖）4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度①為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，需要在I-II段右端做一個臺肩，所以取II-III段的直徑；擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，不壓在軸端面上，因此I-II段的長度應(yīng)略短。②滾動軸承的初步選型。由于軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用角接觸球軸承。根據(jù)工作要求，根據(jù)軸承產(chǎn)品目錄，初步從軸承產(chǎn)品目錄中選擇0基本游隙組和標準精度等級的角接觸球軸承7013AC。,因此。摘要左側(cè)滾動軸承使用軸肩進行軸向定位。7013AC型軸承的定位肩高見手冊，請以之為準。③取安裝齒輪的軸端直徑；油封環(huán)用于齒輪右端與右軸承之間的定位。已知齒輪轂的跨度為80mm。為使套筒端面可靠地壓住齒輪，軸端應(yīng)略短于輪轂的寬度，故取之。齒輪的左端以肩部定位，肩部的高度作為軸環(huán)處的直徑。領(lǐng)寬，取。④軸承端蓋的總寬度為（由減速機和軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計決定）。根據(jù)軸承端蓋裝拆的要求和軸承加注潤滑脂的方便，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離。⑤取大齒輪與箱壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，確定滾動軸承的位置時，應(yīng)與箱體壁有一定的距離。取，已知高速大齒輪的滾動軸承寬度和輪轂長度。至此，豎井的截面和長度已經(jīng)初步確定。因此，軸各段直徑的確定見表地點直徑（毫米）長度（毫米）5582625065367760821270766542.55)零件在軸上的圓周定位齒輪、半聯(lián)軸器和軸的圓周定位均采用平鍵連接。根據(jù)《機械設(shè)計》P106表6-1找出大齒輪的平鍵截面，用鍵槽銑刀加工鍵槽，長度為1。同時，為了保證良好的齒輪與軸的對中，選擇齒輪轂與軸。配額是；同理，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。滾動軸承與軸的圓周定位由過渡配合保證，所選軸的直徑尺寸公差為.6)確定軸上的圓角和倒角尺寸參照《機械設(shè)計》P365表15-2，取軸端圓角。每個肩部的圓角半徑如圖所示。(4)找出軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做一個簡單的軸計算圖。在確定軸承支點位置時，根據(jù)《機械設(shè)計課程設(shè)計》P300表8-159，對于7013AC型角接觸球軸承，.因此，軸的支撐跨度為簡支梁(5)計算支座反作用力在水平面上在垂直平面上軸承1的總支座反作用力：軸承2的總支座反作用力：(6)畫彎矩圖在水平面上，在aa部分的右側(cè)：aa部分的左側(cè)：在垂直平面上，彎矩為aa截面右側(cè)的復合彎矩：aa截面左側(cè)的復合彎矩：(7)畫扭矩圖根據(jù)軸的計算圖，制作軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩扭矩圖可以看出，a段為軸的危險段?，F(xiàn)在，在執(zhí)行計算的部分a處的和的值列在下表中。加載等級垂直平面反作用力彎矩M總彎矩扭矩(8)根據(jù)彎扭合應(yīng)力檢查軸的強度檢查時，通常只檢查軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。從復合彎矩圖和扭矩圖看，a處右側(cè)承受最大彎矩和扭矩，應(yīng)力集中較多，故a段為危險段。根據(jù)《機械設(shè)計》P373公式15-5及上表數(shù)據(jù)，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為隨軸單向旋轉(zhuǎn)時的脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取軸的計算應(yīng)力。之前選用的軸材質(zhì)為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，安全。繪制輸出軸的零件圖如下(9)檢查軸承壽命7007AC軸承見《機械設(shè)計課程設(shè)計》P298表8-1581）計算軸承的軸向力軸承1的總支座反作用力：軸承2的總支座反作用力：軸承1和2的軸向力分別為比較兩個軸承的受力，因為和，所以只需要檢查軸承1。2)計算當量動載荷從,工作穩(wěn)定,取,來自《機械設(shè)計》P320公式13-9a3)檢查軸承壽命軸承工作如下，見《機械設(shè)計》P320表13-4軸承1的壽命為已知滾動軸承的預期額定壽命為2年，預期壽命為，所以軸承壽命是足夠的。(10)軸上鍵檢查計算時，計算軸上要求的最短鍵長，鍵長可以大于要求的最短工作長度。連接為動態(tài)連接，載荷穩(wěn)定，關(guān)鍵材料采用45號鋼，查表可得：，取。得到滿足大齒輪平鍵段的長度為，同理，半聯(lián)軸器的平鍵為，長度為。因此，粘結(jié)強度滿足要求。4.輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計與驗證及輸入軸軸承和鍵的驗證,轉(zhuǎn)速,輸入軸上的扭矩,從前面計算：(2)求作用在齒輪上的力已知高速小齒輪分度圓在（I）軸上的直徑式中：——齒輪上的圓周力，-齒輪上的徑向力，-齒輪上的軸向力；(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)從前面計算的軸的最小直徑為輸出軸的最小直徑顯然是安裝皮帶輪的軸的直徑。2)擬定軸上零件的裝配圖（見下圖）3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸各段的直徑和長度①為了滿足皮帶輪的尺寸關(guān)系，選擇，②以軸承端蓋的總寬度為（由減速機和軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計確定）。根據(jù)軸承端蓋裝拆的要求和軸承加注潤滑脂的方便，端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：，所以。,?、蹪L動軸承的初步選型。因為軸承同時承受徑向力和軸向力，所以選用角接觸球軸承。根據(jù)工作要求，根據(jù)軸承產(chǎn)品目錄，初步選用0基本游隙組、標準精度等級的角接觸球軸承7007AC。它的大小是,因此；采取,.④已知小齒輪輪轂的跨度為60mm，所以取它。⑤測量小齒輪與箱壁的距離?？紤]到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，應(yīng)與箱體壁有一定的距離。假設(shè)，如果滾動軸承的寬度已知，那么至此，豎井的截面和長度已經(jīng)初步確定。地點直徑（毫米）長度（毫米）2650305035324094.56035324)零件在軸上的圓周定位帶輪和軸的圓周定位用平鍵連接。根據(jù)《機械設(shè)計》P106表6-1中的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為；滾動軸承與軸的圓周定位由過渡配合保證，所選軸的直徑尺寸公差為.5)確定軸上的圓角和倒角尺寸參照《機械設(shè)計》P365表15-2，取軸端圓角。每個肩部的圓角半徑如圖所示。(4)找出軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做一個簡單的軸計算圖。在確定軸承支點位置時，參考《機械設(shè)計課程設(shè)計》P298表8-158，對于7007AC型角接觸球軸承，.因此，軸的支撐跨度為簡支梁(5)計算支座反作用力在水平面上在垂直平面上軸承1的總支座反作用力：軸承2的總支座反作用力：(6)畫彎矩圖在水平面上，aa截面的左側(cè)：aa部分的右側(cè)：在垂直平面上，彎矩為aa截面左側(cè)的復合彎矩：aa截面右側(cè)的復合彎矩：(7)畫扭矩圖根據(jù)軸的計算圖，制作了軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖和彎矩扭矩圖可以看出，a段為軸的危險段。現(xiàn)在，在執(zhí)行計算的部分a處的和的值列在下表中。加載等級垂直平面反作用力彎矩總彎矩扭矩(8)根據(jù)彎扭合應(yīng)力檢查軸的強度檢查時，通常只檢查軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。從復合彎矩圖和扭矩圖看，a處右側(cè)承受最大彎矩和扭矩，應(yīng)力集中較多，故a段為危險段。根據(jù)《機械設(shè)計》P373公式15-5及上表數(shù)據(jù)，扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力為隨軸單向旋轉(zhuǎn)時的脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取軸的計算應(yīng)力。之前選用的軸材質(zhì)為40Cr鋼，調(diào)質(zhì)處理，見《機械設(shè)計》P362表15-1，安全。(9)檢查軸承壽命7007AC軸承見《機械設(shè)計課程設(shè)計》P298表8-1581）計算軸承的軸向力軸承6的總支座反作用力：軸承5的總支座反作用力：軸承5和6的軸向力分別為比較兩個軸承的受力，因為和，所以只需要檢查軸承6。2)計算當量動載荷從,工作穩(wěn)定,取,來自《機械設(shè)計》P320公式13-9a3)檢查軸承壽命軸承工作如下，見《機械設(shè)計》P320表13-4軸承6的壽命為已知滾動軸承的預期額定壽命為2年，預期壽命為，所以軸承壽命是足夠的。(10)軸上鍵檢查計算時，計算軸上要求的最短鍵長，鍵長可以大于要求的最短工作長度。連接為動態(tài)連接，載荷穩(wěn)定，關(guān)鍵材料采用45號鋼，查表可得：，取。得到滿足半聯(lián)軸器平鍵為，長度為。因此，粘結(jié)強度滿足要求。(8)箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計減速機箱體采用鑄件（HT200），采用分體式結(jié)構(gòu)。為保證齒輪的優(yōu)良品質(zhì)，大端蓋與分體體相匹配。本體結(jié)構(gòu)制造性好，鑄件壁厚8mm，圓角半徑R=5。該機外觀簡潔，模具制圖方便。減速器本體結(jié)構(gòu)及尺寸如下：姓名代碼尺寸箱座壁厚8蓋壁厚度8箱座法蘭厚度12蓋板法蘭厚度12箱座底法蘭厚度20箱座上的肋骨厚度米7蓋子上的肋骨厚度米17兩級圓柱齒輪減速器中心距之和350軸承側(cè)連接螺栓直徑M12軸承側(cè)連接螺栓通孔直徑13.5軸承側(cè)連接螺栓沉頭座直徑26軸承旁凸臺的法蘭尺寸1816上下箱體連接螺栓直徑M10上下箱體連接螺栓通孔直徑11上下箱連接螺栓沉頭直徑二十二框邊尺寸C116C214地腳螺栓直徑M16地腳螺栓孔直徑17.5地腳螺栓沉頭座直徑33腳法蘭尺寸二十二20地腳螺栓數(shù)量6軸承端蓋螺釘直徑米8/米8/M10_軸承端蓋螺釘數(shù)量4檢查孔蓋連接螺栓直徑M8錐形定位銷直徑8減速機中心高220軸承旁凸臺高度38軸承旁凸臺半徑16軸承端蓋外徑102/102/150軸承側(cè)連接螺栓距離102箱體外壁到軸承座端面的距離40大齒輪頂圓到箱壁的距離Δ110齒輪端面與箱壁距離Δ210(9)潤滑方式、潤滑油牌號的選擇和密封由于設(shè)計的減速齒輪圓周速度小，小于2m/s，齒輪潤滑方式為油潤滑，軸承潤滑方式為脂潤滑?？紤]到減速機的工作負荷不太大，潤滑油選用中負荷工業(yè)閉式齒輪油（GB/T5903-1995），牌號選用68號。油池保持在68-80mm之間。軸承潤滑脂由合成鋰基潤滑脂（SH0380-1992）制成。由于軸承是用油脂潤滑的，所以既要防止齒輪的潤滑油進入軸承稀釋油脂，也要防止?jié)櫥臀廴居统氐葷櫥土鳌Ｒ虼?，?yīng)在軸承與集合壁之間設(shè)置擋油環(huán)。在密封性方面，為保證蓋板與底座連接處的密封性，法蘭應(yīng)有足夠的寬度，連接面應(yīng)精刨，其表面粗糙度應(yīng)為Ra=6.3。密封表面被劃傷。而且法蘭連接螺柱之間的距離不宜過大，應(yīng)布置均勻，以保證某些面的密封性。軸承端蓋采用法蘭式端蓋，加工安裝方便。密封是通過密封圈實現(xiàn)的。密封類型根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗毛氈。(10)減速機配件的選擇1、檢查孔和檢查孔蓋：由于集體墻間距的限制，檢查孔的尺寸選擇為長150mm，寬120mm。蓋板尺寸為長200mm、寬170mm。四個M8×16全螺紋螺栓分布在蓋板周圍。為防止臟物進入機體和潤滑油濺出，應(yīng)在蓋板下方加裝防漏墊圈?？紤]到油濺量不大，可以使用石棉橡膠紙制成的紙封油環(huán)?？紤]到蓋板的鑄造加工性，選用帶凸臺的鑄鐵蓋板。2、呼吸器：為防止由于機體密封導致機體氣壓升高，潤滑油從間隙和密封處漏出，密封失效。因此，在檢查孔蓋凸臺上安裝了通風裝置。由于減速機工作在小區(qū)室內(nèi)環(huán)境，選擇結(jié)構(gòu)簡單的排氣塞就足夠了，其規(guī)格為M24×1.5。3、放油孔和放油塞：為了在換油過程中將油池中的臟油排出并清潔油池，應(yīng)在油池底部的油池最低處開一個放油孔。機器底座。為了達到快速放油的效果，放油塞的規(guī)格為M20×1.5?？紤]到位于油池底部，要求密封效果好，密封圈采用工業(yè)皮革制成的皮革油圈。4、油位指示器：為了隨時監(jiān)測油池中的油位，判斷齒輪是否處于正常潤滑狀態(tài)，需要設(shè)置一個油位指示器。本減速機選用桿式油尺，置于機座側(cè)壁，油尺型號為M20。5、吊耳和吊鉤：為方便拆裝和搬運，在蓋子上設(shè)置吊耳，在底座上設(shè)置吊鉤。吊耳用于打開機罩，吊鉤用于承載整個減速機?？紤]起吊用鋼絲的直徑，吊耳和吊鉤的直徑均為20mm。6、定位銷：減速機本體為分體式。為保證軸承座孔的加工和裝配精度，罩蓋與機座用螺栓連接后，鉆孔前，罩蓋與機座連接處為凸面。銷釘應(yīng)安裝在邊緣。定位銷為錐形銷，設(shè)置在車身縱向兩側(cè)連接法蘭的接合面上，非對稱設(shè)置。錐形銷型號為GB117-20008×40。7、蓋板螺絲：在蓋板與底座法蘭的結(jié)合面上，為了提高密封性能，常涂上水玻璃或密