步進式推鋼機的傳動裝置設計

四川大學錦江學院畢業(yè)論文（設計）PAGE32 -PAGEIII-畢業(yè)論文（設計）題目步進式推鋼機的傳動裝置設計學院專業(yè)機械設計制造及其自動化年級學生姓名學號指導教師）步進式推鋼機的傳動裝置設計機械設計制造及其自動化學生趙傳熙指導教師羅海燕【摘要】推鋼機是軋鋼車間上料區(qū)主要設備之一，其作用是將加熱爐前輥道上的鋼坯或爐前上料臺架上的鋼坯推入加熱爐進行二次加熱過程。本設計主要針對步進式推鋼機的傳動裝置進行，在設計中主要采用了齒輪傳動方式。該機構具有結構簡單，整體尺寸適中，傳動效率高，維修方便，造價較低的優(yōu)點。在本次設計中，根據(jù)擬定的傳動方案，對步進式推鋼機的傳動裝置進行了理論計算和結構設計。隨著現(xiàn)代工程技術的進一步發(fā)展，對推鋼機傳動裝置的設計也提出了新的要求。在傳統(tǒng)設計過程中，存在產(chǎn)品的設計周期長，質量差，費用高，產(chǎn)品缺乏競爭力等缺點，因此，研究推鋼機傳動裝置的優(yōu)化設計方法，對于提高推鋼機的效率和質量具有重要的作用。【關鍵詞】推鋼機結構設計齒輪傳動

Designofthetransmissiondeviceofthesteppingpusher【Abstract】themachineispushedsteelrollingworkshopfeedingarea,oneofthemainequipmentisusedtobeforethebilletreheatingfurnacetableorfurnacefrontloadingtestbenchofthebilletreheatingfurnacepushedintoasecondheatingprocess.Thisdesignchoosethesteppingtypepushedsteelmachine,steelstructuredesignmachineinpushonmainlyadoptsgearstructureform.Inthedesignofthemainstepfurnaces.apushedsteelstructuredesignandthemachinetothetheoreticalcalculation,withthefocusonthetransmissionmechanismofadetailedanalysisanddesign.Alongwiththescienceandtechnologyandthefurtherdevelopmentofthecomputertechnology,modernengineeringtechnologyistowardpractical,reliable,safe,economicandregulatethedirectionofdevelopment.Inthisdevelopmentunderthebackgroundofpushjustmachineliftingmechanismdesignhasalsoputforwardnewrequirements,inpushingjustmachineliftingmechanismoftraditionaldesignprocess,thedesignoftheproductdesigncycleislong,poorquality,thehighcostofproductdesign,lackofcompetitiveness.Therefore,thepushjustmachinehoistingmechanism,theoptimizationdesignmethodforimprovingpushjustmachineliftingmechanismdesignefficiencyandqualityhasthevitalrole.【Keywords】SpecialfixtureRockerprocessingtechnology

目錄TOC\o"1-2"\h\u緒論 11傳動裝置總體設計方案 22.1原始數(shù)據(jù) 22.2設計步驟 22.3傳動方案 23.選擇電動機 33.1電動機類型的選擇 33.2計算傳動裝置總效率 33.3選擇電動機容量 33.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 43.4.1總傳動比的計算 43.4.2分配傳動裝置傳動比 43.5傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 43.5.1各軸轉速 43.5.2各軸輸入功率 53.5.3各軸輸入轉矩 54.減速器高速級齒輪傳動設計計算 54.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 54.2按齒面接觸疲勞強度設計 54.3確定傳動尺寸 74.4校核齒根彎曲疲勞強度 84.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 94.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 105.減速器低速級齒輪傳動設計計算 105.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 105.2按齒面接觸疲勞強度設計 105.3確定傳動尺寸 125.4校核齒根彎曲疲勞強度 135.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 145.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結 156.軸的設計與校核 156.1高速軸設計計算 156.2中間軸設計計算 196.3低速軸設計計算 237.滾動軸承計算與校核 277.1高速軸上的軸承計算與校核 277.2中間軸上的軸承計算與校核 287.3低速軸上的軸承計算與校核 288.鍵聯(lián)接設計與校核 298.1高速軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核 298.2中間軸與低速級小齒輪鍵選擇與校核 298.3中間軸與高速級大齒輪鍵選擇與校核 308.4低速軸與低速級大齒輪鍵選擇與校核 308.5低速軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核 309.聯(lián)軸器的選型 309.1高速軸上聯(lián)軸器 309.2低速軸上聯(lián)軸器 3110.減速器的密封與潤滑 3110.1減速器的密封 3110.2齒輪的潤滑 3110.3軸承的潤滑 3211.減速器附件 3211.1油面指示器 3211.2通氣器 3211.3放油孔及放油螺塞 3311.4窺視孔和視孔蓋 3311.5定位銷 3411.6起蓋螺釘 3411.7起吊裝置 3512.減速器箱體主要結構尺寸 37總結及展望 39參考文獻 40致謝 42PAGE29緒論研究背景：鋼鐵工業(yè)作為國民經(jīng)濟的基礎工業(yè)，一直是衡量一個國家經(jīng)濟發(fā)展水平的重要指標。我國鋼鐵工業(yè)近年來發(fā)展很快，鋼產(chǎn)量己連續(xù)多年突破億噸大關，鋼鐵產(chǎn)品質量也得到了很大的提高，特別是在軋鋼生產(chǎn)方面。各種高精度軋鋼機械設備的引進和投產(chǎn)，先進的自動化控制設備和計算機技術的應用，冷軋不銹鋼帶、硅鋼帶、精密合金鋼帶、稀有合金帶、高精度極薄冷軋?zhí)妓劁搸У雀鞣N高精度高品質產(chǎn)品的出產(chǎn)，大大地促進了軋鋼生產(chǎn)企業(yè)的經(jīng)濟效益和競爭能力，有力地提升了我國軋鋼生產(chǎn)企業(yè)的形象。但是由于科學技術的飛速發(fā)展，新的設備和新的技術以驚人的速度不停地改進和更新，產(chǎn)品的技術含量越來越高，對產(chǎn)品生產(chǎn)機械設備和操作技術的要求也越來越高。因而及時掌握新型軋鋼機械設備的性能，熟練掌握新的操作技術，全面應用先進的自動化控制技術和計算機軋制技術，是當前軋鋼生產(chǎn)企業(yè)進一步提高產(chǎn)品質量、降低軋鋼生產(chǎn)成本、增強軋鋼生產(chǎn)企業(yè)的市場競爭能力的關鍵所在。國內(nèi)外研究現(xiàn)狀：20世紀90年代以前，我國軋鋼生產(chǎn)的平均水平與世界主要生產(chǎn)國相比，仍存在一定的差距。軋鋼生產(chǎn)以型鋼為主，生產(chǎn)線大、中、小型并存。不同企業(yè)的技術裝備水平參差不齊，能耗、成本較高。很多企業(yè)還使用20世紀五六十年代較為陳舊的設備和工藝，這是限制我國鋼材質量，品種和效益進一步提升的主要瓶頸。20世紀90年代后期，隨著我國經(jīng)濟的高速發(fā)展，尤其是我國加入WTO后，參與國際鋼材市場競爭的需要，各大企業(yè)紛紛采用當今世界先進的技術和裝備，進行了大規(guī)模的技術改造，廣泛引進新技術，新設備，新工藝，使我國軋鋼生產(chǎn)的水平有了長足進步，開發(fā)了一批高技術，高附加值的新品種。目前我國軋鋼技術創(chuàng)新發(fā)展的方向主要為:通用工藝技術，綜合節(jié)能與環(huán)保技術，新品種開發(fā)與鋼材性能優(yōu)化技術，信息技術和裝備機電控制一體化技術等。論文主要工作：本次設計參考了《機械設計》、《機械設計手冊》、《機械制圖》、《軋鋼生產(chǎn)機械設備操作與白動化控制技術使用手冊》和《機械原理》等專用書籍。具體包括軋制工藝過程和自動化控制簡介，推鋼機的分類、結構和工作原理，電動機的選用，減速器的選用，傳動方式和傳動裝置（包括連桿傳動和齒輪傳動）設計，軸系零件（包括軸，軸承，聯(lián)軸器，鍵）設計，并對傳動機構和關鍵軸進行了強度和剛度校核。其中傳動方案的設計與擬定是設計的首要任務，決定了傳動機構的設計，在綜合比較了各種傳動方案的優(yōu)缺點以及推鋼機本身的技術要求后，最后選定齒輪傳動作為主要傳動機構。該傳動機構具有結構簡單，整體尺寸較小，傳動效率高，維修方便，造價較低的優(yōu)點。論文結構：首先確定電機類型，明確各構件受力情況，傳動比分配；其次設計校核各構件，主要在這些方面；減速器高低速級齒輪的設計與校核，三條軸的設計與校核，滾動軸承計算與校核，鍵聯(lián)接設計與校核，聯(lián)軸器的選型，減速器的密封與潤滑；最后設計減速器附件和減速器箱體。

傳動裝置總體設計方案1.1原始數(shù)據(jù)根據(jù)設計要求，步進式推鋼機的推頭阻力為F=2000N,推頭行程S=500mm，往返次數(shù)N=1/min可見推鋼機整體尺寸不大，且在低速狀態(tài)下工作。綜合考慮以上傳動類型的特點和推鋼機的設計要求，現(xiàn)選用齒輪傳動和傳送帶傳動，并采用減速器與電動機相連接。電動機經(jīng)皮帶、減速器和齒輪機構減速后，由連桿將軸的轉動轉化為推桿的往復運動，將鋼坯推入加熱爐。1.2設計步驟1.電動機的選擇2.計算傳動裝置的總傳動比以及分配傳動比3.計算傳動裝置的動力學參數(shù)4.齒輪傳動的設計5.傳動軸的設計與校核6.滾動軸承的設計與校核7.鍵聯(lián)接設計8.聯(lián)軸器設計9.潤滑密封設計10.箱體結構設計1.3傳動方案1.在滿足傳動要求的情況下，應盡量使機構的數(shù)目減少，使傳動鏈短，這樣可以提高機械效率，減低生產(chǎn)成本。2.當機械傳動系統(tǒng)的總傳動比較大而采用多級傳動時，應合理分配各傳動機構的傳動比。傳動比的分配原則時使總的體積小和發(fā)揮各類傳動機構本身的優(yōu)勢。3.合理安排傳動機構的次序。當總傳動比8≥時，要考慮多級傳動。如有帶傳動時，一般將帶傳動放置在高速級；如采用不同類型的齒輪機構組合，圓錐齒輪傳動和蝸桿傳動一般放置在高速級；鏈傳動一般不宜放在高速級。4.在滿足傳遞要求的前提下，應盡量采用平面?zhèn)鲃訖C構，使制造，組裝，維修更加方便。5.在對傳動系統(tǒng)的尺寸的要求較小時，可采用行星輪系機構。

選擇電動機2.1電動機類型的選擇按照要求選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。2.2計算傳動裝置總效率ηa=η聯(lián)軸器的效率η1=0.99,滾動軸承的效率η2=0.99,閉式圓柱齒輪的效率η3=0.98,工作機的效率ηw=0.96。2.3選擇電動機容量工作機所需功率為Pw=FV1000=電動機所需額定功率:Pd=Pwη工作機軸轉速：nw=60×1000V本次設計所用二級齒輪減速器的適宜傳動比為8～40，這是由設計手冊表格得到。轉速的適用區(qū)間在nd=ia×nw=(8～40)×143.24=573～2865r/min。選擇相應電機參數(shù)匯總，見表2.1。在動力，空間，經(jīng)濟等多方面因素的作用下，電機型號選擇：Y132M-4的三相異步電動機，滿載轉速為nm=1440r/min，同步轉速為nt=1500r/min，額定功率Pen=7.5kW。電機主要外形尺寸見圖2-1、表2.2。表2.1電機參數(shù)匯總表方案電機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)1YE3-Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900圖2-1電機主要外形尺寸表2.2電機外型參數(shù)表中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×332.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比2.4.1總傳動比的計算根據(jù)選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw，能夠計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmn2.4.2分配傳動裝置傳動比高速級傳動比i1=1.35ia則低速級的傳動比i減速器總傳動比ib=i1i2.5傳動裝置運動及動力參數(shù)計算2.5.1各軸轉速高速軸：n中間軸：n低速軸：n工作機軸：n2.5.2各軸輸入功率高速軸：P中間軸：P低速軸：P工作機軸：P2.5.3各軸輸入轉矩電機軸：Td=9550000×P高速軸：中間軸：低速軸：工作機軸：運動和動力參數(shù)列表2.3：表2.3各軸運動和動力參數(shù)匯總表編號電機軸高速軸中間軸低速軸工作機軸功率kW6.846.776.576.375.99轉速r/mi72142.49142.49轉矩N?mm22524.8322299.5870530.27212128.25199590.62傳動比3.263.11效率0.990.980.98

減速器高速級齒輪傳動設計計算3.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。(2)由表10-6選用7級精度。(3))材料采用小齒輪40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質），硬度為240HBS，由表10-1得出。(4)選小齒輪齒數(shù)z1=25，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=25×3.26=82。3.2按齒面接觸疲勞強度設計(1)根據(jù)式（10-11）粗算小齒輪分度圓直徑，有d1t≥31)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=22299.58N③根據(jù)表10-7可以采取齒寬系數(shù)φd=1④根據(jù)圖10-20得到區(qū)域系數(shù)ZH=2.49⑤根據(jù)表10-5得到材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥根據(jù)式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。αa1=arccosz1cosαa2=arccosz2cosεZε=4-ε⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]查看圖10-25d得到小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ根據(jù)式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=60NL2=NL1u由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=σHlim1KσH2=σHlim2K取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度νv=πd1tn60②齒寬bb=φdd1t=12)計算實際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=5.37m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.102③齒輪的圓周力。Ft=2×TKA×Ft/b=1×1261.15/35.364=36N╱mm<100N╱mm(3-12)查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.417由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAK3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t34)確定模數(shù)m=d1z1=3.3確定傳動尺寸(1)計算中心距a=z1+z2(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1d2=z2m=82(3)計算齒寬b=φdd1=50mm取B1=55mmB2=50mm3.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σF=2KF1)T、m和d1同前齒寬b=b2=50齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應力修正系數(shù)Y①試選KFt=1.3②由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Yε。Yε=0.25+0.75εα2)圓周速度v=πd1n603)寬高比b/hh=2ha*+c*×b根據(jù)v=7.59m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.144查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.42，結合b/h=50/4.5=11.111查圖10-13，得KFβ=1.079。則載荷系數(shù)為KF=KAK由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σF1=σFlim1KσF2=σFlim2K齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=πd1n60選用7級精度是合適的主要設計結論齒數(shù)z1=25，z2=82，模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=107mm，齒寬B1=55mm、B2=503.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸1)計算齒頂高、齒根高和全齒高ha=mhan*hf=mhan*h=ha+hf2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑da1=d1+2da2=d2+23)計算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-df2=d2-注：3.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結各齒輪參數(shù)和幾何尺寸匯總如下表3.1齒輪參數(shù)匯總表：表3.1齒輪參數(shù)匯總表名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距a107107齒數(shù)z2582模數(shù)m22齒寬B5550螺旋角β0°0°齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高ham×ha*22齒根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齒高hha+hf4.54.5分度圓直徑d50164齒頂圓直徑dad+2×ha54168齒根圓直徑dfd-2×hf45159

減速器低速級齒輪傳動設計計算4.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力取為α=20°。(2)參考表10-6選用7級精度。(3)材料選擇由表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪45（調(diào)質），硬度為240HBS(4)選小齒輪齒數(shù)z1=26，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=26×3.1=81。4.2按齒面接觸疲勞強度設計(1)由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即d1t≥31)確定公式中的各參數(shù)值①試選KHt=1.3②計算小齒輪傳遞的扭矩:T=70530.27N③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=1④由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH=2.49⑤由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。⑥由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zε。αa1=arccosz1cosαa2=arccosz2cosεZε=4-ε⑦計算接觸疲勞許用應力[σH]由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σ由式（10-15）計算應力循環(huán)次數(shù)：NL1=60njLh=60NL2=NL1u由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)K取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σH1=σHlim1KσH2=σHlim2K取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即σ2)試算小齒輪分度圓直徑d(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。①圓周速度νv=πd1tn60②齒寬bb=φdd1t=12)計算實際載荷系數(shù)KH。①由表10-2查得使用系數(shù)KA=1②根據(jù)v=2.44m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.046③齒輪的圓周力。Ft=2×TdKA×Ft/b=1×2688.15/52.475=51N╱mm<100N╱mm(4-12)查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.42由此，得到實際載荷系數(shù)KH=KAK3)由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t34)確定模數(shù)m=d1z1=4.3確定傳動尺寸(1)計算中心距a=(2)計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1m=26d2=z2m=81(3)計算齒寬b=φdd1=65mm取B1=70mmB2=65mm4.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為σF=2KF1)T、m和d1同前齒寬b=b2=65齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa：由圖10-17查得齒形系數(shù)Y由圖10-18查得應力修正系數(shù)Y①試選KFt=1.3②由式（10-5）計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Yε。Yε=0.25+0.75εα2)圓周速度v=πd1n603)寬高比b/hh=bh=655.625=11.556根據(jù)v=3.03m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.058查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2由表10-4查得KHβ=1.424，結合b/h=65/5.625=11.556查圖10-13，得KFβ=1.079。則載荷系數(shù)為KF=KAK由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σ由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)K取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式（10-14）得σF1=σFlim1KσF2=σFlim2K齒根彎曲疲勞強度校核σσ齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4)齒輪的圓周速度v=πd1n60選用7級精度是合適的主要設計結論齒數(shù)z1=26，z2=81，模數(shù)m=2.5mm，壓力角α=20°，中心距a=134mm，齒寬B1=70mm、B2=654.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸1)計算齒頂高、齒根高和全齒高ha=mhan*hf=mhan*h=ha+hf2)計算小、大齒輪的齒頂圓直徑da1=d1+2da2=d2+23)計算小、大齒輪的齒根圓直徑df1=d1-df2=d2-注：4.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結各齒輪參數(shù)和幾何尺寸匯總如下表4.1齒輪參數(shù)匯總表：表4.1齒輪參數(shù)匯總表名稱和代號計算公式小齒輪大齒輪中心距A134134齒數(shù)z2681模數(shù)m2.52.5齒寬B7065螺旋角β0°0°齒頂高系數(shù)ha*1.01.0頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高ham×ha*2.52.5齒根高hfm×(ha*+c*)3.1253.125全齒高hha+hf5.6255.625分度圓直徑d65202.5齒頂圓直徑dad+2×ha70207.5齒根圓直徑dfd-2×hf58.75196.25

軸的設計與校核5.1高速軸設計計算1)輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1P1=6.77kW；n1=2900r/min；T1=22.3N?m2)初步確定軸的最小直徑：使用硬度240HBS的材料45（調(diào)質）制造該軸。對比表格可發(fā)現(xiàn)，A0=112。由此估算最小直徑。d≥A0由于鍵的安裝需要洗出鍵槽，這會降低軸的強度，應將該處的軸徑增大5%。觀察全軸發(fā)現(xiàn)安裝聯(lián)軸器處的軸徑最小，且有鍵槽。故最小軸徑。dmin=1+0.05×14.86=15.6mm聯(lián)軸器需要與軸徑相配合才能使用。因為最小直徑處同時也是安裝聯(lián)軸器d12處，因此聯(lián)軸器型號也應在此確定。在考慮平穩(wěn)的情況下查表，得KA=1.3。將k帶入聯(lián)軸器轉矩計算公式Tca=KA×T1得。Tca=KAT=28.99N同時考慮原動機軸直徑為38mm且聯(lián)軸器公稱轉矩大于計算轉矩，由標準手冊選用LX3型聯(lián)軸器。該聯(lián)軸器轂長82mm，孔徑25mm，因此取最小軸徑d12=25mm。3)軸的結構設計圖如圖5-1高速軸示意圖圖5-1高速軸示意圖①半軸聯(lián)軸器的定位方式按左右兩端的情形不同，選擇不同的定位方式。左端采用軸端擋圈定位，根據(jù)標準得擋圈的直徑D=35mm。右端采用軸肩定位，因此d23應略大于d12，取為d23=30mm。在考慮軸端擋圈與聯(lián)軸器接觸良好和聯(lián)軸器右側與軸肩定位良好的情況下，?、?Ⅱ段的長度略短短于聯(lián)軸器轂長，因此l12=80mm。4)分析軸承的受力情況，發(fā)現(xiàn)軸承只承受徑向力。這種情況下，深溝球軸承為最好選擇。軸承內(nèi)徑應與軸的直徑配合使用，由于d23=30mm，應選取孔徑與它相近的軸承。深溝球軸承6207滿足此要求。它的標準參數(shù)為d×D×B=35×72×17mm，可得d34=35mm。對照左側，可得右側d78=35mm。左側軸承右端依靠軸肩定位，定位軸肩高度可以從標準手冊表上查得，h=3.5mm，因此，d45=42mm。對照左側，可得右側d67=42mm。5)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，將采用一體式。所以該段長為高速級小齒輪的長度l67=B=55mm。6)軸承端蓋要與外接半軸聯(lián)軸器保持一定距離且要方便于拆裝。因此l23=61mm。7)箱體內(nèi)壁與小齒輪之間的距離取Δ=10mm。滾動軸承位置確定的時候，由于箱體鑄造誤差的存在，滾動軸承與箱體內(nèi)壁之間應有一定距離s，取s=5mm。同時由輪高速級小齒輪寬度b3=55mm。有l(wèi)67=b3-l78=B+Δ+Δ至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。列表5.1各軸段尺寸匯總表表5.1各軸段尺寸匯總表軸段1234567直徑2530354245此處為齒輪35長度80611787.5105534高速級小齒輪所受的圓周力（d1為高速級小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td高速級小齒輪所受的徑向力F根據(jù)6207深溝球查手冊得壓力中心a=8.5mm第一段軸中點到軸承壓力中心距離:l1=802+61+8.5=109.5mm軸承壓力中心到齒輪支點距離:l2=17+87.5+10+552-齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=552+34①計算軸的支反力水平支反力FNH1=FtlFNH2=Ftl垂直支反力FNV1=FrlFNV2=Frl②計算軸的彎矩，并做彎矩圖，詳見圖6-2截面C處的水平彎矩MH1=FNH1l截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1l分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩M1=MH12③作合成彎矩圖（圖d）T=22299.58N作轉矩圖（圖e）圖5-2高速軸受力及彎矩圖8)校核軸的強度因C左側彎矩大，且作用有轉矩，故C左側為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=πd332=抗扭截面系數(shù)為WT=πd3最大彎曲應力為σ=MW=35028.2剪切應力為τ=TWT=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σca=σ2+4查表得45(調(diào)質)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。5.2中間軸設計計算1)求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2P2=6.57kW；n2=889.57r/min；T2=70.53Nm2)初步確定軸的最小直徑使用硬度240HBS的材料45（調(diào)質）制造該軸。對比表格可發(fā)現(xiàn)，A0=112。由此估算最小直徑。d≥A03P3)軸的結構設計圖，見圖5-3中間軸示意圖：圖5-3中間軸示意圖4)分析軸承的受力情況，發(fā)現(xiàn)軸承只承受徑向力。這種情況下，深溝球軸承為最好選擇。軸承內(nèi)徑應與軸的直徑配合使用，安裝滾動軸承處恰好為最小直徑處dmin=21.81mm。選取內(nèi)徑與它相近的深溝球軸承6205，標準參數(shù)為d×D×B=25×52×15mm，因此左右滾動軸承安裝處軸徑d12=d56=25mm。5)由于大齒輪安裝孔直徑為28mm，因此d45=28mm。高速大齒輪的定位方式按左右兩端的情形不同，選擇不同的定位方式。右端采用定距環(huán)定位，為保證軸向定位可靠，應使轂略長于l45。由于高速大齒輪的寬b2=50mm，因此取l45=48mm。左端采用軸肩定位，對比標準表格，根據(jù)軸徑d45=28mm，可以得到軸肩高h=5mm，因此得d34=38mm。根據(jù)軸環(huán)的長與高要求，取l34=15mm。6)由于小齒輪安裝孔直徑為28mm，因此23段的直徑d23=28。7)為了降低制造成本，中間軸與低速級小齒輪分開制造。因此，低速級小齒輪需要進行軸向定位。左側用定距環(huán)進行軸向定位，右側用軸肩進行軸向定位。為保證軸向定位的可靠，輪轂的寬度應略長于此段軸的長度，l23=68mm。8)低速小齒輪與高速大齒輪之間的距離取c=15mm，同時兩者與箱體內(nèi)壁的距離分別取Δ=10mm和Δ2=12.5mm。滾動軸承的位置確定要考慮箱體的鑄造誤差，因此，在這里取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離s=5mm。則l12=B+s+Δ+2=15+5+10+2=32mm(l56=B+s+Δ2+2=15+5+12.5+2=34.5mm至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6.3各軸段尺寸匯總表軸段12345直徑2528382825長度3268154834.5高速級大齒輪所受的圓周力（d2為高速級大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td高速級大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2tan低速級小齒輪所受的圓周力（d3為低速級小齒輪的分度圓直徑）Ft3=2×Td低速級小齒輪所受的徑向力Fr3=Ft3tan根據(jù)6205深溝球查手冊得壓力中心a=7.5mm軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離:l1=32-2+70低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離:l2=50+702+15=75mm高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離:l3=34.5-2+50①計算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF②計算軸的彎矩，并做彎矩圖，見圖5-4中間軸受力及彎矩圖：截面B處的水平彎矩MBH1=FNH1l截面C處的水平彎矩MCH1=FNH2l截面C處的垂直彎矩MCV1=FNV2l截面B處的垂直彎矩MBV1=FNV1l分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩M截面C處的合成彎矩M作合成彎矩圖（圖d）T=70530.27N作轉矩圖（圖e）圖5-4中間軸受力及彎矩圖9)校核軸的強度因B左側彎矩大，且作用有轉矩，故B左側為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=πd332=抗扭截面系數(shù)為WT=πd3最大彎曲應力為σ=MW=102419.98剪切應力為τ=TWT=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σca=σ2+4查表得45(調(diào)質)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。5.3低速軸設計計算1)求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3P3=6.37kW；n3=286.96r/min；T3=212.13Nm2)初步確定軸的最小直徑使用硬度240HBS的材料45（調(diào)質）制造該軸。對比表格可發(fā)現(xiàn)，A0=112。由此估算最小直徑。d≥A03P由于鍵的安裝需要洗出鍵槽，這會降低軸的強度，應將該處的軸徑增大7%。觀察全軸發(fā)現(xiàn)安裝聯(lián)軸器處的軸徑最小，且有鍵槽。故最小軸徑。dmin=1+0.07×31.48=33.68mm故選取:d12=35mm聯(lián)軸器需要與軸徑相配合才能使用。因為最小直徑處同時也是安裝聯(lián)軸器d12處，因此聯(lián)軸器型號也應在此確定。在考慮平穩(wěn)的情況下查表，得KA=1.3。將k帶入聯(lián)軸器轉矩計算公式Tca=KA×T3得。Tca=KAT考慮聯(lián)軸器公稱轉矩大于計算轉矩，由標準手冊選用LX2型聯(lián)軸器。該聯(lián)軸器轂長82mm，孔徑35mm，因此取最小軸徑d12=35mm。3)軸的結構設計圖，見圖5-5低速軸示意圖：圖5-5低速軸示意圖①半軸聯(lián)軸器的定位方式按左右兩端的情形不同，選擇不同的定位方式。左端采用軸端擋圈定位，根據(jù)標準得擋圈的直徑D=45mm。右端采用軸肩定位，因此d23應略大于d12，取為d23=40mm。在考慮軸端擋圈與聯(lián)軸器接觸良好和聯(lián)軸器右側與軸肩定位良好的情況下，取Ⅰ-Ⅱ段的長度略短短于聯(lián)軸器轂長，因此l12=80mm。4)初步選擇滾動軸承。分析軸承的受力情況，發(fā)現(xiàn)軸承只承受徑向力。這種情況下，深溝球軸承為最好選擇。軸承內(nèi)徑應與軸的直徑配合使用，滾動軸承d23=40mm。選取內(nèi)徑與它相近的深溝球軸承6209，標準參數(shù)為d×D×B=25×52×15mm，因此左右滾動軸承安裝處軸徑d34=d78=45mm。同時可得l34=B=19mm。左側軸承右端依靠軸肩定位，定位軸肩高度可以從標準手冊表上查得，h=3.5mm，因此，d45=52mm。5)由于齒輪安裝孔直徑為48mm，因此d67=48mm。低速大齒輪的定位方式按左右兩端的情形不同，選擇不同的定位方式。右端端采用定距環(huán)定位，為保證軸向定位可靠，應使轂略長于l67。由于低速大齒輪的寬b4=65mm，因此取l67=63mm。左端采用軸肩定位，對比標準表格，根據(jù)軸徑d67=48mm，可以得到軸肩高h=7mm，因此得d56=62mm。根據(jù)軸環(huán)的長與高要求，取l56=10mm。6)軸承端蓋要與外接半軸聯(lián)軸器保持一定距離且要方便于拆裝。因此l23=59mm。7)低速小齒輪與高速大齒輪之間的距離取c=15mm，同時低速級大齒輪與箱體內(nèi)壁的距離取Δ2=12.5mm。滾動軸承的位置確定要考慮箱體的鑄造誤差，因此，在這里取滾動軸承與內(nèi)壁之間的距離s=5mm，低速齒輪齒寬差一半為2.5mm，則l=19+5+12.5+2=38.5mm(5-44)l=50+15+12.5+5+2.5-10=75mm(5-至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。見表5.4各軸段尺寸匯總表：表5.4各軸段尺寸匯總表軸段1234567直徑35404552624845長度80591975106338.5低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）Ft4=2×Td低速級大齒輪所受的徑向力Fr4=Ft4tan根據(jù)6209深溝球查手冊得壓力中心a=9.5mml1=802+59+9.5=108.5mml2=652+10+75+19l3=38.5-2+65①計算軸的支反力水平支反力FNH1=FtlFNH2=Ftl垂直支反力FNV1=FrlFNV2=Frl②計算軸的彎矩，并做彎矩圖，圖5-6低速軸受力及彎矩圖截面C處的水平彎矩MH1=FNH1l截面C處的垂直彎矩MV1=FNV1l分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩M1=MH12③作合成彎矩圖（圖d）T=212128.25N作轉矩圖（圖e）圖5-6低速軸受力及彎矩圖8)校核軸的強度因C左側彎矩大，且作用有轉矩，故C左側為危險剖面抗彎截面系數(shù)為W=πd332=抗扭截面系數(shù)為WT=πd3最大彎曲應力為σ=MW=90335.94剪切應力為τ=TWT=按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當量應力為σca=σ2+4查表得45(調(diào)質)處理，抗拉強度極限σB=640MPa，則軸的許用彎曲應力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以強度滿足要求。

滾動軸承計算與校核6.1高速軸上的軸承計算與校核查表可得，6207深溝球軸承寬度、外徑、內(nèi)徑的標準尺寸分別為B=17mm、D=72mm、d=35mm。同時也可得到軸承的基本額定靜載荷、動載荷分別為C0r=15.2kN、Cr=25.5kN。詳見參數(shù)表6.1軸承參數(shù)匯總表：表6.1軸承參數(shù)匯總表型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)620735721725.515.2總支反力可由軸垂直面支反力和軸水平面支反力合成得到，計算可得軸承支反力為：Fr1=FFr2=FNH22查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1FPr2=X2F取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n由于工作要求的年限為20000h.根據(jù)軸承計算壽命遠大于20000h,可知該軸承滿足工作要求。6.2中間軸上的軸承計算與校核查表可得，6207深溝球軸承寬度、外徑、內(nèi)徑的標準尺寸分別為B=15mm、D=52mm、d=25mm。同時也可得到軸承的基本額定靜載荷、動載荷分別為C0r=15.2kN、Cr=25.5kN。詳見表6.2軸承參數(shù)匯總表:表6.2軸承參數(shù)匯總表型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)6205255215147.88總支反力可由軸垂直面支反力和軸水平面支反力合成得到，計算可得軸承支反力為：Fr1=FNH12Fr2=FNH22查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1FPr2=X2F取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n由于工作要求的年限為20000h.根據(jù)軸承計算壽命遠大于20000h,可知該軸承滿足工作要求。6.3低速軸上的軸承計算與校核查表可得，6209深溝球軸承寬度、外徑、內(nèi)徑的標準尺寸分別為B=19mm、D=85mm、d=45mm。同時也可得到軸承的基本額定靜載荷、動載荷分別為C0r=20.5kN、Cr=31.5kN。詳見參數(shù)表6.3軸承參數(shù)匯總表:表6.3軸承參數(shù)匯總表型號內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)寬度B(mm)基本額定動載荷Cr(kN)基本額定靜載荷C0r(kN)620945851931.520.5總支反力可由軸垂直面支反力和軸水平面支反力合成得到，計算可得軸承支反力為：Fr1=FNH12Fr2=FNH22查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因為不受軸向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1FPr2=X2F取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n由于工作要求的年限為20000h.根據(jù)軸承計算壽命遠大于20000h,可知該軸承滿足工作要求。

鍵聯(lián)接設計與校核7.1高速軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核此處選用型號為A型鍵（GB/T1096-2003）普通平鍵，其大小為b×h×L=8×7×70接觸長度為l=L-b=62mm由于用45r材料制造聯(lián)軸器，故其許用擠壓應力查表得[σ]p=120MPa。因此擠壓應力為σp=4T該鍵擠壓強度合格。7.2中間軸與低速級小齒輪鍵選擇與校核此處選用型號為A型鍵（GB/T1096-2003）普通平鍵，其大小為b×h×L==8×7×36接觸長度為l=L-b=48mm由于用45材料制造低速級小齒輪，故其許用擠壓應力查表得[σ]p=120MPa。因此擠壓應力為σp=4Thld=47MPa該鍵擠壓強度合格。7.3中間軸與高速級大齒輪鍵選擇與校核此處選用型號為A型鍵（GB/T1096-2003）普通平鍵，其大小為b×h×L==8×7×36接觸長度為l=L-b=28mm由于用45材料制造高速級大齒輪，故其許用擠壓應力查表得[σ]p=120MPa。因此擠壓應力為σp=4Thld=51MPa該鍵擠壓強度合格。7.4低速軸與低速級大齒輪鍵選擇與校核此處選用型號為A型鍵（GB/T1096-2003）普通平鍵，其大小為b×h×L=14×9×50接觸長度為l=L-b=36mm由于用45材料制造低速級大齒輪，故其許用擠壓應力查表得[σ]p=120MPa。因此擠壓應力為σp=4Thld=55MPa該鍵擠壓強度合格。7.5低速軸與聯(lián)軸器鍵選擇與校核此處選用型號為A型鍵（GB/T1096-2003）普通平鍵，其大小為b×h×L=10×8×70接觸長度為l=L-b=60mm由于用45材料制造聯(lián)軸器，故其許用擠壓應力查表得[σ]p=120MPa。因此擠壓應力為σp=4Thld=51MPa該鍵擠壓強度合格。

聯(lián)軸器的選型8.1高速軸上聯(lián)軸器由機械設計手冊軸及其聯(lián)接表并配合高速軸輸入端直徑D=38mm查找發(fā)現(xiàn)，LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）符合尺寸要求。該套聯(lián)軸器主從動端軸孔的具體尺寸為，孔長82mm，孔徑分別為38mm,25mm。查表，得LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）的工況系數(shù)KA=1.3，同時要傳遞的轉矩為T=22.3N?m。將兩者帶入聯(lián)軸器轉矩計算公式Tc=KA×T得。Tc=K由機械設計手冊可知LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）正常工作要求轉速不得超過4700r/min，轉矩不得超過1250N?m。對比實際工作情況有4700r/min>2900r/min，1250N?m>28.99N?m。據(jù)此可知LX3聯(lián)軸器ZA38×828.2低速軸上聯(lián)軸器由機械設計手冊軸及其聯(lián)接表并配合低速軸輸出端直徑D=35mm查找發(fā)現(xiàn)，LX2彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）符合尺寸要求。該套聯(lián)軸器主從動端軸孔的具體尺寸為，孔長82mm，孔徑分別為35mm,32mm。查表得LX2彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）的工況系數(shù)KA=1.3，同時要傳遞的轉矩為T=212.13N?m。將兩者帶入聯(lián)軸器轉矩計算公式Tc=KA×T得。Tc=KAT=1.3由機械設計手冊可知LX2彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5014-2017）正常工作要求轉速不得超過6300r/min，轉矩不得超過560N?m。對比實際工作情況有6300r/min>286.96r/min，560N?m>275.77N?m。據(jù)此可知LX3聯(lián)軸器ZA35×82

減速器的密封與潤滑9.1減速器的密封為減速器正常工作，應使用潤滑劑使各構件之間潤滑。同時用除雜機的工作環(huán)境特殊，存在大量雜質。因此，如果內(nèi)外間能夠相互流通，將導致雜質進入減速器內(nèi)部同時潤滑劑流出。這會使減速器無法正常工作，因此需要進行密封。不同的情況適用于不同的密封方法，箱體與箱座之間考慮常用的耐油橡膠墊密封，減速器輸入輸出軸與軸承端蓋之間則需要根據(jù)其相對速度和密封要求而定。輸入輸出軸與軸承密封蓋的相對速度V<3m/s，因此都使用采用TC骨架油封。9.2齒輪的潤滑閉式齒輪傳動中齒輪圓周速度的大小決定了齒輪的潤滑方式。由于低速級大齒輪的圓周速度v≤12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池進行浸油潤滑。因此在齒輪運轉的同時，又完成了箱體降溫和齒輪間的潤滑。在潤滑過程中對油池的深度有兩個要求：首先，潤滑油浸泡的高度不能超過齒輪的齒高，同時盡量大于10mm。其次，為保證齒輪不攪動箱底的雜質，一般選取大齒輪頂端到油池底部的距離大于30mm，在此暫取距離為30mm。低速級大齒輪全齒高h=5.625mm≤10mm，浸油深度暫取為10mm。由此可得油的深度H=30+10=40mm對比潤滑油選取表格，由齒輪圓周速度選擇工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-2011），牌號為L-CKC320潤滑油，黏度值為288～352cSt。9.3軸承的潤滑滾動軸承的潤滑方式根據(jù)齒輪的圓周速度判斷，從油潤滑、脂潤滑、固體潤滑中選取一種。根據(jù)齒輪的速度大于2m/s，對比選擇表格選擇油潤滑。

減速器附件10.1油面指示器由于無法直接觀測減速器內(nèi)部油面高度，因此需要油面指示器來進行輔助觀測。減速器內(nèi)潤滑油的油面通過游標器來進行指示。當油尺安裝的部位太低時，減速器內(nèi)部潤滑油會從油尺孔溢出，因此油尺設置部位不能太低。如圖10-1桿式油標：圖10-1桿式油標10.2通氣器通氣器的作用是排出多余氣體使機體內(nèi)的氣壓平衡。減速器工作時由于內(nèi)部器件發(fā)熱，進而導致氣壓上升，因此需要添加通氣器。如圖10-2通氣器圖10-2通氣器10.3放油孔及放油螺塞減速器需要定期清洗箱體和排出污油，因此需要設置放油孔和放油螺塞。為了方便潤滑油的排出，我將箱底設計成有1°～2°傾斜的斜面，并且在斜面底端設置放油孔。如圖10-3放油塞：圖10-3放油塞10.4窺視孔和視孔蓋減速器工作時需要人們能夠觀察到里面的狀況，同時對機體內(nèi)工作情況進行一定程度的操作，因此需要設置窺視孔。窺視孔一般設置在機體頂部箱蓋上表面，同時用橡膠墊圈和窺視蓋進行密封，窺視蓋一般有鑄鐵制成。如圖10-4窺視孔蓋示意圖圖10-4窺視孔蓋示意圖L1=140，L2=125，b1=120，b2=105h=6mmd4=6mmR=5mm10.5定位銷由于箱蓋和箱做分開加工，為保證兩者的安裝精度和加工精度，需要使用到定位銷。考慮到箱體的實際情況，定位銷選用銷GB/T117-2000。如圖10-5銷：圖10-5銷10.6起蓋螺釘箱體和箱蓋時常難以拆分，這是因為，為了加強箱體和箱蓋之間的密封性，在兩者連接處常常會使用密封膠等。為解決這一問題，便設置有起蓋螺釘，如圖11-6。只要旋動起蓋螺釘便能輕松翹起箱蓋。如圖10-6起蓋螺釘圖10-6起蓋螺釘10.7起吊裝置為了方便減速器的運輸以及拆裝，減速器需要設置起吊裝置。本次減速器選用的起吊裝置由吊耳和吊孔組成，其中吊耳位于箱座下緣凸起，吊孔在箱蓋上。具體情況如圖11-7所示；圖10-7起吊裝置吊孔尺寸計算：b≈1.8～2.5×δ1=d=b=16mm(10-3)R=1～1.2×d=1吊耳尺寸計算：K=C1+C2=16+14=30mmH=0.8K=0.8×30=24mm(10-h=0.5H=0.5×24=12mm(10-r=0.25K=0.25×30=7.5mm(10-b≈1.8～2.5×δ1=(1)軸承端蓋的選用輸入軸上的軸承為6207型深溝球采用凸緣式軸承端蓋，其中輸入軸上端為透蓋，輸出軸上端為悶蓋，下端為透蓋。軸承外徑D=72，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。中間軸上的軸承為6205型深溝球采用凸緣式軸承端蓋，其中輸入軸上端為透蓋，輸出軸上端為悶蓋，下端為透蓋。軸承外徑D=52，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。輸出軸上的軸承為6209型深溝球采用凸緣式軸承端蓋，其中輸入軸上端為透蓋，輸出軸上端為悶蓋，下端為透蓋。軸承外徑D=85，螺釘直徑為8mm，螺釘數(shù)目4顆。(2)軸承端蓋的結構計算高速軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋根據(jù)箱體結構取軸承蓋螺栓直徑d3=8螺釘孔直徑d0d0=d3+1=8+1=9mm(10-10)D0=D+2.5×d3=72+2.5×8=92mm(10-11)D2=D0+2.5×d3=92+2.5×8=112mm(10-12)e=1.2×d3=1.2×8=9.6mm(10-13)D4=D-(12～16)=72-(12～16)=72-12=60mm(10-14)D5=D0-3×d3=92-3×8=68mm(10-15)D6=D-(2～4)=72-(2～4)=72-2=70mm(10-16)b=5～10=6mm(10-17)h=(0.8～1)×b=(0.8～1)×6=6mm(10-18)螺釘數(shù)目取4顆中間軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋根據(jù)箱體結構取軸承蓋螺栓直徑d3=8螺釘孔直徑d0d0=d3+1=8+1=9mm(10-19)D0=D+2.5×d3=52+2.5×8=72mm(10-20)D2=D0+2.5×d3=72+2.5×8=92mm(10-21)e=1.2×d3=1.2×8=9.6mm(10-22)D4=D-(12～16)=52-(12～16)=52-12=40mm(10-23)D5=D0-3×d3=72-3×8=48mm(10-24)D6=D-(2～4)=52-(2～4)=52-2=50mm(10-25)b=5～10=6mm(10-26)h=(0.8～1)×b=(0.8～1)×6=6mm(10-27)螺釘數(shù)目取4顆低速軸承端蓋采用凸緣式軸承端蓋根據(jù)箱體結構取軸承蓋螺栓直徑d3=8螺釘孔直徑d0d0=d3+1=8+1=9mm(10-28)D0=D+2.5×d3=85+2.5×8=105mm(10-29)D2=D0+2.5×d3=105+2.5×8=125mm(10-30)e=1.2×d3=1.2×8=9.6mm(10-3