機械設計課程設計計算說明書二級展開式圓柱齒輪減速器

1、 機械設計課程設計計算說明書 題 目： 二級展開式圓柱齒輪減速器 院 別： 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導教師： 二零一一 年 一 月 七 日 目錄11機械設計課程設計任務書32傳動方案的分析43電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算6一、電動機的選擇6二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配6三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算74傳動零件的設計計算8一、v帶傳動設計8二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計11（二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表16（三）斜齒輪設計參數(shù)表215軸的設計計算21一、軸的結(jié)構(gòu)設計22二、軸的結(jié)構(gòu)設計24三、軸的結(jié)構(gòu)設計26二、校核軸的強度286軸承的選擇和校核31一、

2、軸承的選擇和校核317鍵聯(lián)接的選擇和校核33一、軸大齒輪鍵338聯(lián)軸器的選擇349減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇34一、傳動零件的潤滑34二、減速器密封3410減速器箱體設計及附件的選擇和說明35一、箱體主要設計尺寸35二、附屬零件設計3711設計小結(jié)4212參考資料431機械設計課程設計任務書一、題目：設計鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置。要求：輸送機由電機驅(qū)動，經(jīng)傳動裝置驅(qū)動輸送帶移動。要求電機軸與工作機鼓輪軸平行，整機使用壽命為5年，每天兩班制工作，每年工作300天，工作時不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許輸送帶速度偏差為5%。工作機效率為0.96，要求有過載保護，按單件生產(chǎn)設計。二、原始數(shù)據(jù)：學號

3、1-1011-2021-3031-40輸送帶拉力f（n）3900240023002800輸送帶速度v（m/s）0.91.11.31.2鼓輪直徑d（mm）320430440400三、設計內(nèi)容：1 設計傳動方案；2 減速器部件裝配圖一張(0號圖幅)；3 繪制軸和齒輪零件圖各一張；4 編寫設計計算說明書一份。2傳動方案的分析機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和

4、使用維護方便。本設計中采用原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器。二級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比一般為8-40，結(jié)構(gòu)簡單，應用廣泛，展開式由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大的剛度。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，斜齒輪傳動的平穩(wěn)性較直齒好，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之一。所以本設計采用的是

5、雙級斜齒齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用ht200灰鑄鐵鑄造而成。3電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算一、電動機的選擇1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量（1）工作機卷筒上所需功率pwpw = fv/1000 =24001.1=2640w(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率pd，先要確定從電動機到工作機之間的總功率總。設1、2、3、4、5分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動（設齒輪精度為7級）、滾動軸承、v形帶傳動、工作機的效率，由2表2-2查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.9

6、5，5 = 0.95，則傳動裝置的總效率為 總=1223345 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.83263.選擇電動機轉(zhuǎn)速由2表2-3推薦的傳動副傳動比合理范圍 普通v帶傳動 i帶=24 圓柱齒輪傳動 i齒=35則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總=i帶i齒1i齒2 i總=（24）（35）（35）=（18100）電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i總nw=（18100）nw=18nw1000nw=48.88100048.88=879.844888根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查2表16-1，符合這一范圍的常用同步加速有1500、1000。選用同步轉(zhuǎn)速為

7、1500選定電動機型號為y132s-4二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=式中nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速，1440 r/min; nw-工作機的轉(zhuǎn)速，48.88 r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i帶i齒1i齒2 分配原則： （1）i帶i齒 （2）i帶=24 i齒=35 i齒1=（1.31.4）i齒2 根據(jù)2表2-3，v形帶的傳動比取i帶 = 2.5 ，則減速器的總傳動比為 i = 3.93=11.784雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = = 3.9低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 3.02三、運動參數(shù)和動力參數(shù)

8、計算 1.各軸轉(zhuǎn)速計算 1440 r/min n= nm / i帶 =1440 /2.5=576 r/min n= n / i齒1 =576/3.9=147.69 r/minn= n / i齒2 =147.69/3=49.23 r/min2.各軸輸入功率 p0= pd=3.17kwp= pd4 = 3170.790.95=3.01 kw p= p23 =3012.250.980.99=2.92 kwp= p23 =2922.480.980.99=2.84 kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩t0 = 9550pd/n0 =95503.17/1440=21.02t = 9550p/n =95503.01/576

9、=49.91 t = 9550p/n = 95502.92/147.69=188.81t = 9550p/n =95502.84/49.23=550.92 表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動比 0軸3.17144021.022.5 軸3.0157649.913.9 軸2.92147.69188.813.0軸 2.8449.23550.92 4傳動零件的設計計算一、v帶傳動設計1.設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果(1)確定計算功率pcapca=d查1表8-6取pca=1.23.171kw=3.81kw(2)選擇帶的型號查1圖8-11a型

10、帶(3)選擇小帶輪直徑90查1 表8-6及8-890(4)確定大帶輪直徑=查1 表8-8 =224=224(5)驗算傳動比誤差0.4%(6)驗算帶速=6.78（合格）(7)初定中心距 =500(8)初算帶長 (9)確定帶的基準長度查1表8-2因為，選用a型帶取(10)計算實際中心距離（取整）(11)安裝時所需最小中心距（取整）=525(12)張緊或補償伸長量所需最大中心距=597(13)驗算小帶輪包角度（合格）(14) 單根v帶的基本額定功率查1表8-5a插值法 =1.0644(15) 單根v帶額定功率的增量查1表8-5b插值法 =0.1692(16) 長度系數(shù)查1表8-2由 得0.99(17

11、)包角系數(shù)表8-5插值法0.964(18)單位帶長質(zhì)量圖8-11=0.10=0.10(19)確定v帶根數(shù)4(20)計算初拉力=116.52(21)計算帶對軸的壓力925.212.帶型選用參數(shù)表帶型a902246.785491164925.2163 3帶輪結(jié)構(gòu)相關尺寸項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果(1)帶輪基準寬bp查1表8-10因選用a型，故取mm(2)帶輪槽寬b查1表8-1=13.0mm=13.0(3)基準寬處至齒頂距離查1表8-10mm(4)基準寬處至槽底距離查1表8-10mm(5)兩v槽間距e查1表8-10mm(6)槽中至輪端距離查1表8-10mm=9(7)輪槽楔角

12、查1表8-10因為，所以38度38(8)輪緣頂徑mm230(9)槽底直徑mm206(10)輪緣底徑查1表8-10，得，mm190(11)板孔中心直徑mm120(12)板孔直徑mm30(13)大帶輪孔徑查3表12-1-12根據(jù)=200,z=4 所以取d=25mmd=25(14)輪轂外徑mm 50(15)輪轂長lmml=64(16)輻板厚s查3表12-1-12mms15(17)孔板孔數(shù)個10二、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8通用減速器，選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45號

13、鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為250hbs大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220hbs小齒輪250hbs大齒輪220hbs3選擇齒數(shù)z個953.954選取螺旋角取14度145按齒面接觸強度設計（1）試選kt取1.61.6(2)區(qū)域系數(shù)zh由1圖10-30（3）a由1圖10-26查得a1=0.78a2=0.860.78+0.86=1.641.64(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t1查表1nmm(5)齒寬系數(shù)d由1表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ze由1表10-6(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖10-21c由1圖10-21540560540560（8）應力循環(huán)次數(shù)n由1式10-13（9）接觸疲勞強度

14、壽命系數(shù)khn由1圖10-19khn1 =0.95khn2 =0.97khn1 =0.95khn2 =0.97（10）計算接觸疲勞強度許用應力h取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由1式10-12得 （11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm=45.27（12）計算圓周速度vm/s1.36（13）計算齒寬bb1=50b2=45mmb1=50b2=45（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.251.83=4.12b/h =45.27/4.12=10.99度mnt =1.83h = 4.12b/h =10.99（15）計算縱向重合度= 0.318dz1tan1.91（16）計算載荷系數(shù)k

15、由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=1.36m/s，級精度，由1圖查得動載荷系數(shù)1.04由1表查得kh=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.42由1圖查得kf=1.37假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.041.41.42=2.06k=2.06（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式10-1049.13（18）計算模數(shù)mm2.006按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)kk=kakvkfkfk=11.041.41.37=2.05k=2.05（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度= 1.91 ，從1圖10-280.880.88（3）計算當量齒數(shù)

16、zv=26.37=104.40（4）齒形系數(shù)yfa由1表yfa1=2.592yfa2=2.184yfa1=2.592yfa2=2.184（5）應力校正系數(shù)ysa由1表ysa1=1.596ysa2=1.794ysa1=1.596ysa2=1.794（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖10-20b由1圖10-20c400340400340（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1圖10-18利用插值法可得0.900.920.900.92（8）計算彎曲疲勞許用應力f取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.3，由式10-12得 （9）計算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算0.01628（10）齒根彎曲強度設

17、計計算由1式10-17mm1.43結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2 mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=49.13算應有的齒數(shù)。于是由 取24則z2 = z1i齒1 =93.6，取z2= 933幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為120mma=120（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。度（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm49.26（合格）190.97（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm44.26185.97（5）計算齒輪寬度bb = dd1圓整后

18、?。篵1 =55b2 =50mmb1 =55b2 =50（6）驗算所以合適（二）低速級斜齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8選用7級精度級72材料選擇查1表10-1小齒輪選用45cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度為260hbs大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）硬度為220hbs小齒輪260hbs大齒輪220hbs3選擇齒數(shù)z個.044選取螺旋角取14度145按齒面接觸強度設計（1）試選kt取1.61.6（2）區(qū)域系數(shù)zh由1圖10-3033（3）由1圖10-26查得1.67(4)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩t查表1nmm188810(5)齒寬系數(shù)d由1

19、表10-71.0(6)材料的彈性影響系數(shù)ze由1表10-6mpa1/2(7) 齒輪接觸疲勞強度極限由1圖10-21c由1圖10-21600550600550（8）應力循環(huán)次數(shù)n由1式10-13（9）接觸疲勞強度壽命系數(shù)khn由1圖10-19khn1 =0.98khn2 =0.96khn1=0.98khn2 =0.96（10）計算接觸疲勞強度許用應力h取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由1式得（11）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算mm68.78（12）計算圓周速度vm/s（13）計算齒寬bb3=75b4=70mmb3=75b4=70（14）模數(shù)h = 2.25mnt =2.252.39

20、5.37b/h =70/5.37=13.04度2.39h 5.37b/h =13.04（15）計算縱向重合度= 0.318dz3tan0.3181.028tan14=2.22=2.22（16）計算載荷系數(shù)k由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v=0.53/s，級精度，由1圖查得動載荷系數(shù)1.03由1表查得kh=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.42由1圖查得kf=1.37假定，由1表查得1.4故載荷系數(shù)k=kakvkhkh=11.031.41.42=2.05k=2.05（17）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式10-1074.28（18）計算模數(shù)mm=2.57

21、6按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)kk=kakvkfkfk=1.01.031.41.37=1.99k=1.99（2）螺旋角影響系數(shù)根據(jù)縱向重合度=2.22 ，從1圖10-280.880.88（3）計算當量齒數(shù)zv=30.6393.0（4）齒形系數(shù)yfa由1表yfa3=2.511yfa4=2.194yfa3=2.511yfa4=2.194（5）應力校正系數(shù)ysa由1表ysa3=1.628ysa4=1.783ysa3=1.628ysa4=1.783（6）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1圖b由1圖400380400380（7）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1圖0.970.950.970.95（8）計算彎曲疲勞

22、許用應力f取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.3，由式得298.46277.69（9）計算大小齒輪的并加以比較結(jié)論：大齒輪的系數(shù)較大，以大齒輪的計算=0.0141（10）齒根彎曲強度設計計算由1式1.88結(jié)論：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2m，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=74.28應有的齒數(shù)。于是由 取36，則z4 = z3i齒2 =108.72, 取z4 =1093幾何尺寸計算（1）計算中心距a將中心距圓整為150mm =150（2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正

23、。度（3）計算齒輪的分度圓直徑dmm74.46（合格）225.44（4）計算齒輪的齒根圓直徑dfmm69.46=220.44（5）計算齒輪寬度bb = dd3圓整后?。篵3 =80b4 =75mmb3 =80b4 =75（6）驗算合適（三）斜齒輪設計參數(shù)表傳動類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬螺旋角高速級斜齒圓柱齒輪低速級斜齒圓柱齒輪 5軸的設計計算減速器軸的結(jié)構(gòu)草圖一、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-3， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有

24、一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果且由前面的帶輪的設計可得，帶輪的孔徑為25， 2525查 2表7-123030因為處裝軸承，所以要，選取7類軸承，查 2表6-6，選取7207ac故=3535軸承代號7207ac，查 2表6-6，安裝尺寸=42mm42根據(jù)高速斜齒圓柱齒輪的齒根圓直徑35354選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度” = 1.36，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果箱體壁厚查 2表11-18地腳螺栓直徑及數(shù)目n查 2表11-1查 2表3-13

25、， 取20，20軸承旁聯(lián)接螺栓直徑查 2表11-1查 2表3-9，取1616軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、查 2表11-2因為16，所以2220軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑查 2表11-1查 2表11-10，得當取軸承蓋厚度查 2表11-10 小齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離查 2 ，取=10=10軸承內(nèi)端面至箱體內(nèi)壁距離查 2 因為選用脂潤滑，所以10軸承支點距軸承寬邊端面距離a查 2表6-6，選取7207ac軸承，故5.計算各軸段長度。名稱計算公式單位計算結(jié)果625837.5865341l（總長）（支點距離）171.5二、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒

26、輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表14-2， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果因為處安裝軸承，選用軸承代號7208ac,故取=40=40選用軸承代號7208ac取47=47取=54=54選用軸承代號7208ac，且考慮安裝鍵是的高度，去=47=40404選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”v=0.53，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點距軸承

27、寬邊端面距離a選用7208ac軸承，查 2 表6-65.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結(jié)果4278648=42l（總長）l216（支點距離）170三、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表14-2， 考慮鍵：因為鍵槽對軸的強度有削弱作用，開有一個鍵槽，所以軸的軸徑要相應增大 3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果，根據(jù)選用聯(lián)軸器為彈性套柱銷聯(lián)軸器型號lt8，取505057選取7類軸承，選用軸承代號7212ac,=6060軸承代號72

28、12ac，查 2表6-6，安裝尺寸6980=69=604選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度” ，故選用脂潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點距軸承寬邊端面距離a選用7212ac軸承，查 2表6-6得5.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結(jié)果查 2 表8-5，型號lt8，選用型，則=84-（23）=8182825644556=75-2=7373l（總長）362（支點距離）158.4二、校核軸的強度齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力2147.06n802.39n495.69n齒

29、輪3上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力5509.43n2073.87n1451.54n1求支反力、繪彎矩、扭矩圖（1）垂直平面支反力 （2）垂直平面彎矩圖 （3）水平平面支反力 （4）水平平面彎矩圖 （5）合成彎矩圖（6）扭矩圖2按彎扭合成校核軸的強度（1）確定軸的危險截面 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸和彎矩圖可知：齒輪3(即c截面)處的彎矩和扭矩均為最大，故齒輪3（c截面）處最危險。（2）按彎矩組合強度校核軸危險截面強度查表15-1得=60mpa,因此,故安全。6軸承的選擇和校核一、軸承的選擇和校核1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對 7208ac 軸承，查2 表12-16校核軸承，軸承使用壽命為5年

30、，每年按300天計算。2根據(jù)滾動軸承型號，查出和。3校核軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖。（2）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、 （c）合成支反力、（3）求兩端面軸承的派生軸向力、 （4）確定軸承的軸向載荷、 所以軸承2被壓緊，軸承1被放松（5）計算軸承的當量載荷、查1 表13-5 ：有輕微沖擊，所以選取，查1 表13-5、13-6 ：查1 表13-5取查1 表13-5?。?）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承 2 計算，滾子軸承的0.68 ，查1表13-6取沖擊載荷系數(shù) 1.0 ，查1表13-4取溫度系數(shù)1.0 ，計算軸承工作

31、壽命：結(jié)論：軸承壽命合格7鍵聯(lián)接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵1鍵的選擇選用普通 圓頭平鍵 a型,軸徑47,查1表6-1得 鍵寬鍵高2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度50,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長40。查1表6-1得所以所選用的平鍵強度足夠。8聯(lián)軸器的選擇查1表14-1得因為原動機是電動機，工作載荷平穩(wěn)的運輸帶，所以取。，查2表13-6，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:查2表8-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:lt8聯(lián)軸器gb/t 4323-20029減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。2滾動軸承的潤滑由前面設計可知，所有滾

32、動軸承的線速度（，d為軸承的內(nèi)徑，n為轉(zhuǎn)速）較低，故均是選用脂潤滑。二、減速器密封1.軸外伸端密封因為軸承選用脂潤滑，工作環(huán)境較清潔，軸頸圓周速度，工作溫度不超過，所以軸外伸端選用毛氈圈密封。2.軸承靠箱體內(nèi)側(cè)的密封因為軸承采用脂潤滑，為防止箱內(nèi)潤滑油和潤滑脂混合，所以在軸承前設置擋油環(huán)。查圖16-12可得3.箱體結(jié)合面的密封為保證密封，箱體剖分面連接凸緣應有足夠?qū)挾?，并要?jīng)過精刨或刮研，連接螺栓間距也不應過大（小于150-200mm），以保證跢的壓緊力。為了保證軸承孔的精度，剖分面間不得加墊片。為提高密封性，可在剖分面上制出回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內(nèi)。10減速器箱體設計及附件

33、的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱計算依據(jù)計算過程計算結(jié)果箱座壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度箱蓋凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺栓直徑查表3-13地腳螺釘數(shù)目軸承旁聯(lián)接螺栓直徑查表3-916箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑查表3-912聯(lián)接螺栓的間距查表11-1150軸承端蓋螺釘直徑查 2表11-10，得當取定位銷直徑查表4-410、至外箱壁距離查2表11-2262218、至凸緣邊緣距離查2表11-22416軸承旁凸臺半徑查表11-1凸臺高度根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準52mm52軸承座寬度57鑄造過渡尺寸查表15-14x:y=1:201:20大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離12齒輪端面與內(nèi)箱壁距離101510箱蓋、箱昨筋厚、1010軸承端蓋外徑軸承旁聯(lián)