機械設計課程設計-用于螺旋輸送機的一級圓柱齒輪減速器的設計講解

1、設計 SHANGHAI UNIVERSITY 機械零件設計（設計說明書）MACHINED COMPONENT DESIGN(Design specifications )題 目: 用于螺旋輸送機的一級圓柱齒輪減速器的設計學 院 材料科學與工程學院專 業(yè) 冶金學 號 學生姓名 指導教師 起訖日期 2013.7.12013.7.12目 錄 0 課程設計任務書3 1 電動機的選擇4 1.1 電動機類型和結構的選擇4 1.2 電動機容量選擇4 1.3 確定電動機轉速4 1.4 電動機型號選擇5 2. 傳動參數計算5 2.1 確定傳動比5 2.2 齒輪傳動比6 2.3 計算傳動參數6 3 傳動零件的設計

2、計算6 3.1 閉式圓柱斜齒輪傳動7 3.2 開式圓錐齒輪傳動12 4 軸的機構設計及強度計算15 4.1 高速軸（小齒輪軸）設計15 4.2 低速軸（大齒輪軸）設計20 5 軸承的壽命計算27 5.1 高速軸軸承壽命計算27 5.2 低速軸軸承壽命計算29 6 其它零部件選擇及鍵的強度校核31 6.1 鍵的選擇與校核316. 2 聯(lián)軸器的選用32 6. 3 鑄鐵減速箱體的主要結構尺寸32 7 技術要求34 8 參考文獻 34 9 設計小結 35 10課程設計任務書原件 37機械零件設計課程設計任務書班級 冶金 姓名 學號 一、項目設計：用于螺旋輸送機的一級圓柱齒輪減速器二、運動簡圖1.電動機

3、；2、4.聯(lián)軸器；3.一級圓柱齒輪減速器；5.開式圓錐齒輪傳動；6.輸送螺旋。三、原始數據（B2斜）輸送機工作軸轉矩T 850 Nm輸送機工作軸轉速 n 125 r/min輸送機工作轉速允許誤差 5% 工作年限 8 年 2 班制。四、設計任務減速器裝配圖（A1號圖紙） 1 張；零件工作圖（A3號圖紙） 1 張；1. 大齒輪工作圖1張；2. 減速器輸入軸工作圖1張； 設計說明書 1 份。五、設計期限2013 年 6 月 17 日 至 2013 年 6 月 28 日指導教師： 發(fā)題日期： 計 算 及 說 明主 要 結 果1. 電動機的選擇1.1 電動機類型和結構的選擇按工作要求和工作條件，選擇Y系

4、列三相交流異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機。1.2 電動機容量選擇1.2.1輸送機所需功率Pw=Tn / 9550 = 850150/9550 = 11.126 kw 1.2.2傳動裝置總效率總=42式中：1、2、3、4分別為滾動軸承（4對）、聯(lián)軸器（2個）、圓錐直齒輪和圓柱斜齒輪傳動的傳動效率。根據機械設計課程設計P9表2-3查得 ：=0.99，0.99，0.93，=0.97。則：總=0.9940.9920.930.97=0.851.2.3輸送機所需電動機的功率Pd =P/總=11.126/0.85=13.09kw由表10-1選取電動機額定功率Ped=15 kw。1.

5、3 確定電動機轉速1.3.1輸送機工作軸轉速為： nw（1-5%）（1+5%）125r/min 118.75131.25 r/min1.3.2電動機轉速根據機械設計課程設計P5表2-1推薦的傳動比合理范圍：取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I1=35。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比I2=24。總傳動比理論范圍為：I總= I1 I2 =（35）（24） = 620因此電動機轉速的可選范圍： Nd= I總 n = (620)(118.75131.25) = 712.53150 r/min根據表10-1可以確定：符合這一轉速范圍的同步轉速有：1000、1500和3000r/min。查表10-1得電動機數

6、據及計算出總傳動比列于附表1-1中。1.4電動機型號選擇根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號： 附表1-1 電動機數據及傳動比方案電動機型號額定功率kw電動機轉速 (r/min)質量/kg總傳動比同步轉速滿載轉速1Y160M2-2153000293012519.532Y160L-415150014601449.7333Y180L-61510009701956.47電動機轉速越高，價格越低，而傳動裝置的輪廓尺寸較大。表中所列方案1與方案2電動機轉速高，質量輕，價格便宜，但方案1總傳動比最大，轉動裝置外廓尺寸大，制造成本大；方案3質量大，轉速低，價格高，轉動裝置外廓尺寸小 。綜合考慮

7、電動機的價格和傳動裝置尺寸條件，為了合理地分配各級傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2，即選定電動機型號為：Y160L-4。其滿載轉速n滿 =1460r/min，Ped=15KW。由機械設計課程設計P106頁表10-3得：電動機軸中心高H (mm) 電動機軸伸出端長E (mm)電動機軸直徑D (mm)160110422 傳動參數計算原始數據：輸送機工作軸上轉矩T (Nm)輸送機工作軸轉速N (r/min)工作年限8501258年2班制2.1確定傳動系統(tǒng)的總傳動比和分配各級傳動比2.1.1總傳動比：2.2 齒輪傳動比取減速箱內閉式圓柱齒輪的傳動比為i柱=3.20，則開式圓錐齒輪傳動比：2.

8、3計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數2.3.1各軸轉速1軸(高速軸)：2軸(低速軸)：3軸(外傳動軸)：4軸(輸送機軸)：2.3.2各軸輸入功率聯(lián)軸器效率：球軸承效率：閉式圓柱齒輪傳動效率：開式圓錐齒輪傳動效率：1軸：2軸：3軸：4軸：2.3.3各軸的輸入轉矩1軸：2軸：3軸：4軸：附表1-2 各軸運動和動力參數軸名功率P/kW轉矩T(Nm)轉速n (r/min)傳動比效率高速軸12.9684.77314603.200.96低速軸12.445269.493456.253.040.98外傳動軸12.20255.364456.2510.92輸送機軸11.23714.586150.0823傳動零件的設計計

9、算3.1減速器內傳動零件設計3.1.1選擇傳動類型、齒輪材料及確定許用應力閉式圓柱斜齒輪傳動。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為241286HBW，；大齒輪選用45調質，齒面硬度為217255HBW。3.1.2按齒面接觸強度設計設齒輪按8級精度制造（要求軟齒面粗糙度，）。（1） 確認公式內的各計算數值1）由表11-3與表11-5，查表得取載荷系數, 查表13-26得齒寬系數 2）轉矩與螺旋角 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用【2】P171頁公式11-3求 出值。確定有關參數與系數： 初選螺旋角 3） 齒數Z和傳動比初取，傳動比，則，則實際傳動比。4）由表13-25得：；由圖13-12取區(qū)域系數查閱

10、圖10-26得， 則 5）斜齒輪計算許用應力由圖13-8取，失效概率取1%，（2）計算1）主要尺寸計算2） 計算圓周速度3） 計算齒寬b及模數 4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數K。 由表12-21得使用系數KA=1.0；查圖13-6得動載荷系數Kv=1.12；查表13-23，插值計算得；查圖13-5得齒向載荷系數；查表13-22得斜齒輪間載荷分配系數； 因此載荷系數6） 按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑。7） 計算模數。3.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計（1） 確定計算參數計算載荷系數。根據縱向重合度，從圖13-11查得螺旋角影響系數當量齒數查取齒形系數。由表13-24得：查取應力

11、校正系數。由表13-24得由圖13-9c查疲勞彎曲極限由圖13-7查得彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數SF=1.4，計算大、小齒輪的比較可知：大齒輪的數值大。（2）設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，由于齒輪法面模數mn的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，所以可取由彎曲強度算得的法面模數2.86mm并就近圓整為標準值mn=3，取按接觸強度算得的分度圓直徑。從而可算出小齒輪齒數和大齒輪齒數分別為3.1.5幾何尺寸計算（1） 計算中心

12、距。，為了便于制造和測量，中心距應盡量圓整成尾數為0和5，故取。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角。 由于的變動不多，因此等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑：齒頂高 齒根高 全齒高 頂隙 齒頂圓直徑：齒根圓直徑： 齒輪寬度：，則。3.1.6 齒輪的結構設計小齒輪1由于直徑較小，所以采用齒輪軸結構。大齒輪2采用腹板式結構。3.2減速器外傳動零件設計3.2.1選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。開式直齒圓錐齒輪傳動。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。小齒輪：45鋼。調質處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級。3.2.2初選

13、主要參數及確定許用應力初取，傳動比，則由【2】表11-5，齒輪為一般可靠度，取SH=1, SF=1.25。 3.2.3按彎曲疲勞強度設計公式 確定各參數值1） 試選載荷系數K=1.3，=0.32）計算小齒輪傳遞的轉矩3）齒形系數和應力修正系數齒形系數與應力修正系數按當量齒數計算。查【2】圖11-8,11-9，得比較小齒輪、大齒輪的大?。河嬎愦蠖四担哼x取第一系列標準模數 me=8外錐距 齒寬 分度圓直徑 3.2.4按齒面疲勞強度校核小齒輪齒寬中點的分度圓直徑小齒輪圓周力由【2】171頁表11-4得：；已知齒輪均為標準齒輪，所以將上述參數代入【2】P181 公式11-14校核齒輪接觸疲勞強度安全

14、。3.2.5幾何尺寸計算大端模數 me=8齒數 齒寬 外錐距 分度圓直徑 4 軸的設計及強度4.1減速器輸入軸（高速軸）設計4.1.1初步確定軸的最小直徑選用40Cr調質處理，硬度為241286HBS。軸的輸入功率為P1=12.96kw，轉速n1=1460r/min；由【2】245頁表14-2，得C=105。代入公式14-2得考慮到連接聯(lián)軸器的一個鍵的存在,軸徑應該擴大5%， 4.1.2 齒輪上的作用力 小齒輪分度圓直徑d1=61.90mm4.1.3 結構設計圖1-1 高速軸示意圖高速軸采用齒輪軸，齒輪部分安排在減速器箱體的中央，L4與L6相等。由于軸不長，所以軸承采用兩端固定方式?，F(xiàn)軸承采用

15、脂潤滑，通過擋油環(huán)和軸承蓋雙向定位。高速軸示意圖如上圖1-1。根據軸上零件的安裝和固定要求，將軸分為七段 軸段：安裝聯(lián)軸器； 軸段：軸身； 軸段：安裝軸承； 軸段：過渡段； 軸段：小齒輪； 軸段：過渡段； 軸段：安裝軸承。4.1.4 各軸段軸徑的確定軸段根據最小軸徑及計算轉矩Tc=KAT1=1.588.773=127.1595 Nm，查【1】P192表15-7，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器LX2-Y型，公稱轉矩，。軸孔直徑32mm，軸孔長度82mm。故取。軸段根據聯(lián)軸器的軸向定位要求，定位軸肩為又考慮到密封圈的標準，取該處軸的圓周速度故可選用氈圈油封，由【1】P206表17-9，選取氈圈40JB/ZQ4

16、6061997。軸段和考慮軸承的拆裝方便，使。初步選取角接觸向心軸承7010AC。查【1】P177-178表14-6得其基本尺寸為，其安裝尺寸為。所以。軸段和這一部分為軸承和齒輪的過渡段，齒輪分度圓大小為，選取。軸段由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結構。這一部分為小齒輪，分度圓直徑為，齒頂圓直徑為。4.1.4 各軸段長度計算軸長半聯(lián)軸器長度為82mm，故取。軸長和參考【1】5-11a，取擋油環(huán)端面到箱體內壁距離為，靠近箱體內壁的軸承端面到箱體內壁的距離??；故取。 由于對稱，L7=L3=32mm。軸長和觀察裝配圖可以得到：由【1】表4-1得：?。核裕狠S長軸長地腳螺釘直徑取M16，軸承旁連接螺釘

17、直徑取M16，查表4-1得相應的。箱蓋與箱座連接螺直徑取M10；軸承端蓋螺釘直徑取M8。由表16-1查得軸承端蓋凸緣厚度。軸承座寬度；取端蓋與軸承座尖的調整墊片厚度；取起出螺釘的必要距離，則有4.1.5 校核高速軸的強度3.1 .按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖1-2所示圖1-2 高速軸的簡化圖及彎矩圖a=122m， b=72m，c=72mm， T=88.848 Nm (1)確定作用在軸上的載荷：圓圓周力 Ft=徑徑向力 Fr=軸軸向力 Fa= Fttg=2754.096tg13.5362=665.45N （2）確定支點反作用力及彎曲力矩 水平面中的計算簡圖如圖1-2所示。支承反力 F

18、RBH =FRCH =0.5Ft=0.52764.092=1382.048 N 齒輪中心截面的彎曲力矩 MIH=FRBH b=1382.04972=98125.408 Nmm 垂直面中的計算簡圖如圖1-2所示。 支承反力 FRBV= FRCV= M 齒輪中心截面的彎曲力矩 MIH =FRBVb=668.04372=47431.053Nmm MIH =FRCVc=366.77772=26041.167Nmm 合成彎矩（圖1c） MWI =Nmm MWI=Nmm 軸上的扭矩 T=88.848 Nm 畫出軸的當量彎矩圖，從圖中可以判斷齒輪中心截面彎矩值最大，而軸外伸段截面承受純扭，所以對這兩個危險截

19、面進行計算。 (3)計算齒輪中心截面、軸外伸段的直徑已知軸的材料為40C r（調質熱處理）,其B=750MPa；-1b=70MPa，0b=120MPa。則 70/120=0.58齒輪中心截面處的當量彎矩 N mm齒輪中心截面處的當量彎矩 Nmm故齒輪中心截面處的直徑 d= 滿足設計要求； 軸外伸段截面的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得20.20mm，也滿足設計要求。4.2 低速軸（大齒輪軸）設計4.2.1 初步確定軸的最小軸徑選用45鋼調質處理，硬度為241286HBS。軸的輸入功率為P1=13.583kw，轉速n2=456.25r/min；由【2】245頁表14-2，取C=115。代入

20、公式14-2得考慮到兩個鍵的存在,軸徑應該擴大6%， 4.1.2 齒輪上的作用力大齒輪分度圓直徑d2=205.72mm4.2.2 結構設計圖1-3 低速軸示意圖 大齒輪安排在箱體中央，軸承對稱分布在齒輪兩側。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，聯(lián)軸器靠軸肩向固定。齒輪靠軸環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向固定。軸承采用兩端固定，脂潤滑，通過擋油環(huán)和軸承蓋固定。低速軸示意圖如上圖1-3。根據零件的安裝和固定要求，軸應該分為六段： 軸段：安裝聯(lián)軸器； 軸段：軸身； 軸段：安裝軸承； 軸段：安裝大齒輪； 軸段：軸肩； 軸段：安裝軸承。4.2.3 各軸段直徑軸段查【1】P192表15-7，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器LX3-Y聯(lián)軸器，軸孔直徑4

21、0mm，軸孔長度112mm。軸段根據聯(lián)軸器的軸向定位要求，定位軸肩為又考慮到密封圈的標準，取該處軸的圓周速度 故可選用氈圈油封，由【1】P206表17-9，選取 氈圈45 JB/ZQ46061997。軸段考慮裝拆方便，取，查【1】177頁表14-6得到，為使軸承外徑不致過大，選用角接觸向心球軸承7210AC，其基本尺寸為 ，其安裝尺寸為。軸段此軸段用于安裝大齒輪，根據【1】P97表9-10取大于55mm的標準值，則取。軸段軸環(huán)，為齒輪提供定位作用，定位軸肩為，查表9-10取標準值，取。軸徑。4.2.4 各軸段長度軸長選用LX4型聯(lián)軸器，聯(lián)軸器軸孔長，為了保證軸向定位可靠，。軸長此處安裝齒輪，為

22、了保證定位可靠，已知B大齒 =65，所以：軸長 此段長度除與軸上零件有關外，還與軸承座寬度及軸承蓋等零件有關。由裝配關系可知，軸承座寬度、軸承蓋凸緣厚度、軸承端蓋連接螺栓長度、軸承靠近箱體內壁的端面至箱體內壁距離、端蓋與軸承座間的調整墊片厚度均與高速軸相同，取起出螺釘的必要距離，則有軸長 軸環(huán)寬度，取軸長軸長4.2.5 軸的強度校核減速器輸出軸（軸）3. 按彎矩、轉矩合成強度計算軸是否符合要求 根據上例高速軸的分析，低速軸的受力情況跟高速軸的一 樣，只是力的大小有所變化，所以還是用高速軸的模型進行設計計算。受力簡圖還是一樣，如下圖1-4所示：圖1-4 低速軸的簡化及簡化圖圖a=148mm， b

23、=74mm，c=74mm，T=270.268 Nm (1)確定作用在軸上的載荷：大齒輪分度圓直徑d2=205.72mm 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa= Fttg=2627.54tg13.5362=632.57N （2）確定支點反作用力及彎曲力矩 水平面中的計算。支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.52627.54=1313.27N截面齒輪中心截面的彎曲力矩 MIH=FRBH b=1313.2774=97218.98Nmm 垂直面中的計算簡圖如圖1-4所示。 支承反力 FRBV= FRCV= 齒輪中心截面的彎曲力矩 MIH =FRBVb=931.48174=6892

24、9.594Nmm MIH =FRCVc=52.21374=3863.762Nmm 合成彎矩 MWI =Nmm MWI= Nmm 軸上的扭矩 T=270.268 Nm 畫出軸的當量彎矩圖。從圖中可以判斷齒輪中心截面彎矩值最大，而軸外伸段截面(安裝聯(lián)軸器)承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。 （3）計算齒輪中心截面、軸外伸段截面的直徑已知軸的材料為45（調質熱處理）,其B=650MPa；-1b=60MPa，0b=102.5MPa。則 60/102.5=0.6齒輪中心截面處的當量彎矩 Nmm軸外伸段截面處的當量彎矩 Nmm故軸齒輪中心截面處的直徑 d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得33.86mm

25、55mm 滿足設計要求； 軸外伸段截面處的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得31.51m，也滿足設計要求。5 軸承的壽命計算5.1 高速軸軸承壽命計算已知，采用八年兩班制工作，所以需要壽命：選用7010AC軸承，由【1】177頁表14-6得：（1）求軸承受的徑向載荷Fr1和Fr2已知小齒輪上的力： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa=小 齒輪分度圓直徑d=64.28mm（2）求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2由表14-6查得軸承的內部軸向力為：因為 所以軸承1為壓緊端，而軸承2為放松端。故（3）求軸承的當量動載荷P1和P2由表14-6查得e=0.68，而查表可得X1=0.41，Y

26、1=0.87；X2=1，Y2=0。故當量動載荷為：由于P1P2,軸承壽命計算時應以P1代入計算。（4）軸承壽命計算已知，軸承工作溫度低于100，由表得：已知，工作時輕微震動，由表得：已知選用角接觸向心球軸承，由查表得：代入得：所以，所選軸承符合要求。5.2 低速軸軸承壽命計算已知，采用八年兩班制工作，所以需要壽命：選用7210AC軸承，由表14-6得：（1）求軸承受的徑向載荷Fr1和Fr2已知大齒輪上的力： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa=632.57N小 齒輪分度圓直徑d=205.72mm（2）求兩軸承的計算軸向力Fs1和Fs2由表查得軸承的內部軸向力為：因為 所以軸承1為壓緊

27、端，而軸承2為放松端。故（3）求軸承的當量動載荷P1和P2由【2】表16-11查得e=0.68，而查表可得X1=0.41，Y1=0.87；X2=1，Y2=0。故當量動載荷為：由于P1P2,軸承壽命計算時應以P1代入計算。（4）軸承壽命計算已知，軸承工作溫度低于100，由表16-8得：已知，工作時存在輕微震動，由表16-9得：已知選用角接觸向心球軸承，由表課查得：代入得：所以，所選軸承符合要求。6. 其它零件的選擇及鍵的強度校核6.1 鍵的選擇與校核 6.1.1 高速軸外伸端處 （1）選擇鍵連接的種類和尺寸。主動軸外伸端d1=32mm,長80mm，考慮到鍵在軸中部安裝，查表【1】12-27，選鍵

28、1070 GB/T 1096-2003，b=10mm，h=8mm，L=70mm。選擇材料為40Cr鋼，查表【1】12-28，鍵靜聯(lián)接時的許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=110Mpa。工作長度l=L-b=70-10=60mm，鍵與鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm。 （2）校核鍵連接的強度。 p= p 故鍵的強度足夠，選擇鍵1070GB/T 1096-2003合格。6.1.2 低速軸外伸端處 （1）選擇鍵連接的種類和尺寸。主動軸外伸端d1=40mm,長110mm，考慮到鍵在軸中部安裝，查表【1】12-27，選鍵12100 GB/T 1096-2003，b=12mm，h=8mm

29、，L=100mm。選擇材料為45鋼，查表【1】12-28，鍵靜聯(lián)接時的許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=110Mpa。工作長度l=L-b=100-12=88mm，鍵與鍵槽的接觸高度k=0.5b=0.58=4mm。 （2）校核鍵連接的強度。 p= p 故鍵的強度足夠，選擇鍵12100 GB/T 1096-2003合適。6.1.3 低速軸大齒輪連接處 （1）選擇鍵連接的種類和尺寸。主動軸外伸端d4=55mm,長63mm，考慮到鍵在軸中部安裝，查表【1】12-27，選鍵1650 GB/T 1096-2003，b=16mm，h=10mm，L=50mm。選擇材料為45鋼，查表【1】12-28，鍵

30、靜聯(lián)接時的許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=110Mpa。工作長度l=L-b=50-16=34mm，鍵與鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm。 （2）校核鍵連接的強度。 p= p 故鍵的強度足夠，選擇鍵1650 GB/T 1096-2003合適。6. 2聯(lián)軸器的選用由表14-14查找，高速軸最終選用型號為LX2-Y的彈性套柱銷聯(lián)軸器。軸孔直徑選用32mm。由表14-14查找，低速軸最終選用型號為LX3-Y的彈性套柱銷聯(lián)軸器。軸孔直徑選用40mm。6. 3鑄鐵減速箱體的主要結構尺寸減速箱為一級圓柱減速箱，由【1】30頁表4-1計算列出下表：箱座厚度0.025a+1=0.0251

31、70+1=5.258箱蓋壁厚10.02a+1=3.18箱座凸緣厚度bb=1.5=1.58=12mm箱座凸緣厚度b1b1=1.5=15mm箱座凸緣厚度b2b2=2.5=2.58=20mm地腳螺釘直徑dfdf=0.036a+12=0.036135+12=16.086mm地腳螺釘數目a250mm，n4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=0.7516.086=12.645mm，取M16箱蓋與座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=(0.50.6)16.086 =810.12mm ，取M12連接螺栓d2的間距l(xiāng) 150200mm，考慮到軸較短，最后取值為130mm軸承端蓋螺釘直徑d3 (0.40.5)d

32、f=(0.40.5)16.086 =6.58.5mm，取M10檢查孔蓋螺釘直徑 d4(0.30.4)df=(0.30.4)16.086 =4.8266.434mm，取M8定位銷直徑d(0.70.8)d2=(0.70.8)8 =5.06.4mm，取6.00mmdf凸臺及凸緣的結構尺寸C1=22mmC2=20mmd1凸臺及凸緣的結構尺寸C1=22mmC2=20mmd2凸臺及凸緣的結構尺寸C1=18mmC2=16mm軸承旁臺半徑R1R1=C2=20mm凸臺高度根據低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準外箱壁至軸承座端面的距離l1 C1+C2+5=22+20+8=50mm齒輪頂圓與內箱之間的距離11

33、1.2=1.28=9.6mm，取10mm齒輪端面與內箱之間距離22小齒輪15mm，大齒輪15mm箱蓋、箱座肋厚m10.851=0.8510=8.5mmm0.85=0.858=6.8mm軸承端蓋外徑D2D0+2.5d3=105+25=130mm，取130mmD大+2.5d3=115+25=140mm，取140mm軸承旁連接螺栓距離SD2=140mm及130mm，兩軸承座中間的螺栓在軸承座的中線上軸承端蓋凸緣厚度1.2d3=1.210=12mm Pd=13.09kWPed=15kW電動機型號：Y160L-4總傳動比：小齒輪40Cr調質大齒輪45調質8級精度實際傳動比寬高比=8.62SF=1.4小齒

34、輪45、調質大齒輪45、正火8級精度SH=1 SF=1.25K=1.3me=8me=8，高速軸40CrC=105d1=61.90mm用LX2-Y型聯(lián)軸器a=122mmb=72mmc=72mmT=88.848 NmFt=2764.096NFr=1034.82NFa=665.45N FRBH =1382.048 N FRCH =1382.048 NMIH=98125.408 NmmFRBV=668.043N FRCV=376.777N M MIH =47431.053NmmMIH =26041.167NmmMWI=108987.616NmmMWI=Nmm0b=120MPa滿足設計要求滿足設計要求

35、選取氈圈45a=148mm b=74mm c=74mm T=270.268 NmFt=2627.54NFr=983.693NFa= 632.57NFRBH =1313.27NFRCH =1313.27NMIH=97218.98NmmFRBV=931.481NFRCV=52.213NMIH =68929.594NmmMIH= 3863.762NmmMWI =NmmMWI=Nmm0b=102.5MPaNmm滿足設計要求滿足設計要求7010ACFt= Fr= Fa =X1=0.41Y1=0.87X2=1 Y2=0Ft=Fr=Fa=632.57NX1=0.41Y1=0.87X2=1 Y2=0軸承符合要

36、求選鍵1070 GB/T 1096-2003高速軸鍵的強度合格選鍵121000 GB/T 1096-2003低速軸鍵的強度合格選鍵1650 GB/T 1096-2003低速軸鍵的強度合格7 技術要求 1. 裝配前，應將所有零件清洗干凈，機體內壁涂防銹油漆。 2. 裝配后，應檢查齒輪齒側間隙 3. 檢驗齒面接觸斑點，按齒高方向，較寬的接觸區(qū)bc1不少 于50%，較窄的 接觸區(qū)bc2不少于30%；按齒長方向，較寬、較窄的接觸區(qū)bc1與bc2均不少于50%，必要時可用研磨或刮后研磨以改善接觸情況。 4. 固定調整軸承時，應留軸向間隙0.20.3。 5. 減速器機體、密封處及剖分面不得漏油。剖分面可以涂密封漆或水玻璃，但不得使用墊片。 6. 機座內裝L-AN68潤滑油至規(guī)定高度。軸承用ZN-3鈉基 脂潤滑。 8.