帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計

1、帶式輸送機傳動裝置設(shè)計計算說明書設(shè)計課題帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計機械系（院）班 級 姓 名 學 號 學習小組 同組成員 指導教師 學年 第 學期機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書一、傳動方案擬定.4二、電動機的選擇.5三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.6四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計.7五、普通v帶的設(shè)計.10六、齒輪傳動的設(shè)計.15七、傳動軸的設(shè)計.18八、箱體的設(shè)計.27九、鍵連接的設(shè)計29十、滾動軸承的設(shè)計31十一、潤滑和密封的設(shè)計32十二、聯(lián)軸器的設(shè)計33十三、設(shè)計小結(jié).33機械設(shè)計課程設(shè)計任務書一、 設(shè)計題目：設(shè)計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器二、 傳動方案

2、圖：三、原始數(shù)據(jù)輸送帶壓力f（n）1500n輸送帶速度v(m/s)1.5滾筒直徑d（mm）250mm四、工作條件：輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，工作中有輕微振動，空載起動，兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為5%，要求尺寸較為緊湊，電動機與輸送帶滾筒軸線平行。使用期限為10年，減速器中等批量生產(chǎn)。要求齒輪傳動中心距在90130mm之間。五、設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖一張（a1圖紙：手工圖或cad圖）2、零件圖2張（一個組應有一套完整的非標準零件的零件圖）3、設(shè)計說明書一份計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第八組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動、工作條件：使用年限年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)

3、境清潔。、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力f=1500n；帶速v=1.5m/s；滾筒直徑d=250mm；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。1.電動機 2.v帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：選擇y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw)

4、 由式(2)：v/1000 (kw)因此 pd=fv/1000a (kw)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=5式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取=0.96，0.99，0.97，.99則：總=0.960.980.970.990.96 =0.83所以：電機所需的工作功率：pd= fv/1000總 =(15001.5)/(10000.83) =4.5 (kw)3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒601000v/（d） =(6010001.5)/（250） =77.3 r/min根據(jù)手冊表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=

5、3。取帶傳動比= 。則總傳動比理論范圍為：a。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 nd=ian卷筒 =(1624)77.3 =463.81855.2 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機重量n參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比v帶傳動減速器1y132s-45.515001440650120018.63.55.322y132m2-65.51000960800150012.422.84.443y160m2-85.5750720124021009

6、.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為y132m2-6，其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：中心高h外形尺寸l(ac/2+ad)hd底角安裝尺寸 ab地腳螺栓孔直徑 k軸 伸 尺 寸de裝鍵部位尺寸 fgd1325203453152161781228801041三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/77.3=12.42總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0i （式中i0、i

7、分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書p7表1，取i0=2.8（普通v帶 i=24）因為：iai0i所以：iiai012.42/2.84.44四、傳動裝置的運動和動力設(shè)計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率p，p，.為各軸的輸入功率 （kw）t，t，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （nm）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.8

8、6 （r/min）軸：n= n/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒軸：n= n（2）計算各軸的功率：軸： p=pd01 =pd1=4.50.96=4.32（kw）軸： p= p12= p23 =4.320.980.97 =4.11（kw）卷筒軸： p= p23= p24 =4.110.980.99=4.07（kw）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： td=9550pd/nm=95504.5/960=44.77 nm軸： t= tdi001= tdi01=44.772.80.96=120.33 nm 軸： t= ti112= ti124 =120.334.440

9、.980.99=518.34 nm卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：t = t24 =502.90 nm計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：p=p軸承=4.320.98=4.23 kwp= p軸承=4.230.98=4.02 kw計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：t= t軸承=120.330.98=117.92 nmt = t軸承 =518.340.98=507.97 nm由指導書的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99i0為帶傳動傳動比i1為減速器傳動比滾動軸承的效率為0.980.995在本設(shè)計中取0.98綜合以上數(shù)據(jù)，得

10、表如下：軸名效率p （kw）轉(zhuǎn)矩t （nm）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.544.779602.80.96軸4.324.23120.33117.92342.864.440.95軸4.114.02518.34507.9777.221.000.97卷筒軸4.073.99502.90492.8477.22五. v帶的設(shè)計 （1）選擇普通v帶型號 由pc=kap=1.15.5=6.05（ kw） 根據(jù)課本p134表9-7得知其交點在a、b型交 界線處，故a、b型兩方案待定： 方案1：取a型v帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mmd2=n1d1(1

11、-)/n2=id1(1-) =2.8100(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： v=n1d1/（100060）由課本p134表9-5查得ka=1.1 由課本p132表9-2得，推薦的a型小帶輪基準直徑為75mm125mm =960100/（100060） =5.024 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+274）a02（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 l0=2a0+（d1+d

12、2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（100+274）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表9-3選用ld=1400 mm的實際中心距 a=a0+(ld-l0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角1 1=1808-(d2-d1)57.38/a =1808-(274-100)57.38/398.84=155.0181208合適 確定帶的根數(shù) z=pc/（(p0+p0)klk） =6.05/（0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取7根a型v帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式

13、有 f0=500pc（2.5/k-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022 =144.74 n 由課本9-19得作用在軸上的壓力 fq=2zf0sin(/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 n方案二：取b型v帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8140(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： v=n1d1/（100060） =960140/

14、（100060） =7.03 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（140+384）a02（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，則帶長為 l0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（140+384）/2+（384-140）2/(4700) =2244.2 mm 由表9-3選用ld=2244 mm的實際中心距 a=a0+(ld-l0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =18

15、0-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合適 確定帶的根數(shù) z=pc/（(p0+p0)klk） =6.05/（2.08+0.30）1.000.95） = 2.68 故取3根b型v帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 f0=500pc（2.5/k-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 n 由課本9-19得作用在軸上的壓力 fq=2zf0sin(/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 n綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合 由機械設(shè)計書表9-4查得p0=0.95

16、由表9-6查得p0=0.11 由表9-7查得k=0.95由表9-3查得kl=0.96由課本表9-2得，推薦的b型小帶輪基準直徑125mm280mm由機械設(shè)計書表9-4查得p0=2.08由表9-6查得p0=0.30 由表9-7查得k=0.95由表9-3查得kl=1.00帶輪示意圖如下：d0dhls11:25ss2drdkdhddalbs2六、齒輪傳動的設(shè)計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250hbs，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200hbs。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) z1=20 ，u=

17、4.5 z2=z1u=204.5=90 取a=0.3，則d=0.5（i+1）=0.675（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取k=1.2 小齒輪名義轉(zhuǎn)矩t1=9.55106p/n1=9.551064.23/342.86 =1.18105 nmm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ze=189.8 區(qū)域系數(shù) zh=2.5 重合度系數(shù)t=1.88-3.2（1/z1+1/z2） =1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 z= 許用應力 查課本圖6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取sh=1 則 取兩式計算中的較小值，即h=

18、560mpa于是 d1 = =52.82 mm (4)確定模數(shù) m=d1/z152.82/20=2.641 取標準模數(shù)值 m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中 小輪分度圓直徑d1=mz=320=60mm齒輪嚙合寬度b=dd1 =1.060=60mm復合齒輪系數(shù) yfs1=4.38 yfs2=3.95重合度系數(shù)y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.6938許用應力 查圖6-22（a） flim1=245mpa flim2=220mpa 查表6-8 ，取sf=1.25 則 計算大小齒輪的并進行比較 取較大值代入公式進行計算 則有=71.86f2故滿足齒根彎曲

19、疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算 d1=mz=320=60 mmd2=mz1=390=270 mma=m （z1+z2）=3（20+90）/2=165 mmb=60 mm b2=60 取小齒輪寬度 b1=65 mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s對照表6-5可知選擇9級精度合適。七 軸的設(shè)計1， 齒輪軸的設(shè)計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用4

20、5#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs軸的輸入功率為p=4.32 kw 轉(zhuǎn)速為n=342.86 r/min根據(jù)課本p205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取d1=30mm，又帶輪的寬度 b=（z-1）e+2f =（3-1）18+28=52 mm 則第一段長度l1=60mm右起第二段直徑取d2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度l2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向

21、力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為ddb=408018，那么該段的直徑為d3=40mm，長度為l3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取d4=48mm，長度取l4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm，分度圓直徑為60mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為d5=66mm，長度為l5=65mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取d6=48mm 長度取l6= 10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為d7=40mm，長度l7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、

22、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：t1 =1.18105 nmm 求圓周力：ftft=2t2/d2=21.18105/60=1966.67n 求徑向力frfr=fttan=1966.67tan200=628.20nft，fr的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：ra=rb=ft/2 =983.33 n 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則fa=0那么ra=rb =fr62/124=314.1 n（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面c處的彎矩： 水平面的彎矩：mc=pa62=60.97 nm 垂

23、直面的彎矩：mc1= mc2=ra62=19.47 nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： t= ftd1/2=59.0 nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面c處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面c處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面c為危險截面。已知mec2=73.14nm ,由課本表13-1有:-1=60mpa 則：e= mec2/w= mec2/(0.1d43)=73.141000/(0.1443)=8.59 nm-1右起第一段d處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= md/w= md/(0.

24、1d13)=35.41000/(0.1303)=13.11 nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：p的值為前面第10頁中給出在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到z=3其余的數(shù)據(jù)手冊得到d1=30mml1=60mmd2=38mml2=70mmd3=40mml3=20mmd4=48mml4=10mmd5=66mml5=65mmd6=48mml6= 10mmd7=40mml7=18mmft=1966.66nmfr=628.20nmra=rb=983.33nmra=rb=314.1 nmc=60.97nmmc1= mc2=19.47 nmmc1=mc2=64.0nmt=59.0 nm=0.6mec2

25、=73.14nm-1=60mpamd=35.4nm 輸出軸的設(shè)計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器 (2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs軸的輸入功率為p=4.11 kw 轉(zhuǎn)速為n=77.22 r/min根據(jù)課本p205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩tc=kat=1.3518.34=673.84nm，查標準gb/t 50142

26、003，選用lxz2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長l1=82mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為l2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為ddb=5510021，那么該段的直徑為55mm，長度為l3=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可

27、靠性，取軸段長度為l4=58mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為d5=66mm ,長度取l5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為d6=55mm，長度l6=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=270mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：t1 =5.08105nmm 求圓周力：ftft=2t2/d2=25.08105/270=3762.96n 求徑向力frfr=fttan=3762.96tan200=1369.61nft，fr的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支

28、反力：ra=rb=ft/2 = 1881.48 n 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則fa=0那么ra=rb =fr62/124= 684.81 n（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面c處的彎矩： 水平面的彎矩：mc=ra62= 116.65 nm 垂直面的彎矩：mc1= mc2=ra62=41.09 nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： t= ftd2/2=508.0 nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面c處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面c處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面c為危險截面。已知mec2=307

29、.56nm ,由課本表13-1有:-1=60mpa 則：e= mec2/w= mec2/(0.1d43)=307.561000/(0.1603)=14.24 nm-1右起第一段d處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= md/w= md/(0.1d13)=304.81000/(0.1453)=33.45 nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：d1=45mml1=82mmd2=52mml2=54mmd3=55mml3=36mmd4=60mml4=58mmd5=66mml5=10mmd6=55mml6=21mmft=3762.96nmfr=1369.61nmra=

30、rb=1881.48nmra=rb=684.81 nmc=116.65nmmc1= mc2=41.09 nmmc1=mc2=123.68nmt=508.0 nm=0.6mec2=307.56nm-1=60mpamd=33.45nm繪制軸的工藝圖（見圖紙）八箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類

31、型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量

32、遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2

33、12聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離c126, 22, 18df， d2至凸緣邊緣距離c224, 16軸承旁凸臺半徑r124, 16凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 60，44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑d290， 105軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近，以md1和md2互不干涉為準，一般s=d2九鍵聯(lián)接設(shè)計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=30mm,

34、l1=50mm查手冊得，選用c型平鍵，得：a鍵 87 gb1096-79 l=l1-b=50-8=42mmt=44.77nm h=7mm根據(jù)課本p243（10-5）式得p=4 t/(dhl)=444.771000/（30742） =20.30mpa r (110mpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm l2=63mm t=120.33nm查手冊 選a型平鍵 gb1096-79b鍵128 gb1096-79l=l2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 t/（dhl）=4120.331000/（44850） = 27.34mpa p (110mpa)3、輸出軸與齒輪2

35、聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm l3=58mm t=518.34nm查手冊p51 選用a型平鍵鍵1811 gb1096-79l=l3-b=60-18=42mm h=11mmp=4t/（dhl）=4518.341000/（601142）=74.80mpa p (110mpa)十滾動軸承設(shè)計根據(jù)條件，軸承預計壽命lh53658=14600小時1.輸入軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當量動載荷p 因該軸承在此工作條件下只受到fr徑向力作用，所以p=fr=628.20n（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇6208軸承 cr=29.5kn由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當量動載荷p因該軸承在此工作條件下只受到fr徑向力作用，所以p=fr=1369.61n（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇6211軸承 cr=43.2kn由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格十一、密封和潤滑的設(shè)計1.密封 由于選用的電動機為低