帶式傳輸機(jī)的傳動裝置設(shè)計

1、仲愷農(nóng)業(yè)工程學(xué)院課 程 設(shè) 計帶式傳輸機(jī)的傳動裝置設(shè)計姓 名 院（系） 機(jī)電工程學(xué)院專業(yè)班級 機(jī)械122班學(xué) 號 指導(dǎo)教師 職 稱 講師論文答辯日期 2014年12月26日目 錄設(shè)計任務(wù)書-3 一、傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計-4二、電動機(jī)選擇-5三、傳動比的分配-6四、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算-6五、減速器傳動零件的設(shè)計計算-8六、減速器軸的設(shè)計計算-206-1減速器滾動軸承的選擇及其壽命驗算-236-2鍵聯(lián)接的選擇-286-3聯(lián)軸器的選擇-28七、減速器箱體及附件設(shè)計-30八、減速器潤滑方式及密封種類的選-32設(shè)計小結(jié)-33參考文獻(xiàn)-34機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計一帶式運輸機(jī)傳

2、動裝置（見 圖1）。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機(jī)傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1輸送帶有效拉力：F = 7600 N.m； 2輸送帶工作速度：v = 0.5 m/s； 3卷筒直徑： D = 440 mm； 4使用壽命： 10 年； 5工作情況：兩班制，常溫連續(xù)運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量。三、課程設(shè)計應(yīng)完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（輸出軸、大齒輪）；3設(shè)

3、計說明書 1份。設(shè)計計算及說明結(jié) 果一.傳動系統(tǒng)的方案設(shè)計1.運動簡圖2.設(shè)計要求：1.輸送帶有效拉力：F = 7600 N.m； 2輸送帶工作速度：v = 0.5 m/s； 3卷筒直徑： D = 440 mm； 4使用壽命： 10 年； 5工作情況：兩班制，常溫連續(xù)運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量。該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種

4、。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機(jī)部為Y系列三相交流異步電動機(jī)?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。二.電動機(jī)的選擇2.1電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機(jī)選擇Y系列三相交流異步電動機(jī)，電動機(jī)的結(jié)構(gòu)形式為封閉式。2.2 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 由于電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速愈高，價格愈貴，所以選取的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速不會太低。在一般械中，用的最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500或1000的電動機(jī)2.3 確定電動機(jī)的功率和型號 1.計算工作機(jī)所需輸入功率

5、 由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得 2.計算電動機(jī)所需的功率 式中，為傳動裝置的總效率 式子中分別為傳動裝置中每對運動副或傳動副的效率。 帶傳動效率 一對軸承效率 齒輪傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率 滾筒的效率 總效率 取確定傳動方案:減速器的類型為二級展開式直齒圓柱齒輪減速器Y系列封閉式三相交流異步電動機(jī)設(shè)計計算及說明結(jié) 果3.確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速: 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為按指導(dǎo)書表一，查二級圓柱齒輪減速器的傳動比 ，傳送帶傳動比i=24,故電動速的可選范圍，符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有960r/min. 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機(jī)械設(shè)計手冊 取電動機(jī)型號：Y160M1-8 電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)如下：額定功率：滿載轉(zhuǎn)速: 額定轉(zhuǎn)矩

6、： 最大轉(zhuǎn)矩：三、傳動比的分配 電動機(jī)型號為Y132M1-6 1、 總傳動比 2、 分配傳動裝置傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=4.375，低速級齒輪傳動比=3.366四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1.4.1計算各軸的轉(zhuǎn)速 傳動裝置從電動機(jī)到工作機(jī)有三個軸，依次為I,II,III軸。 1.4.2計算各軸的輸入功率1.4.3計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 傳動裝置參數(shù)見表12表12 傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率(kW)輸入轉(zhuǎn)矩(N·m)I3204.28103.62II73.144.15401.

7、90III21.733.94127.61電動機(jī)型號：Y132M2-6 設(shè)計計算及說明結(jié) 果五、傳動零部件的設(shè)計計算1帶傳動 1.1確定計算功率并選擇V帶的帶型 1.確定計算工率 由1表88查的工作情況系數(shù)，故 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)，由1圖811選用C型。1.2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速 1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由機(jī)械設(shè)計課本表87和表89，取小帶輪的基 。2.驗算帶速。按1式（813）驗算帶的速度 因為，故帶速合適。3.計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。由1式（815a）,計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)1表89，圓整為。1.3確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度 1.根據(jù)1式（822） 初定中心距為。 2.由1

8、式（822）計算所需基準(zhǔn)長度 由1表82選帶輪基準(zhǔn)長度。3.按1式（823）計算實際中心距。 中心距的變化范圍為。 1.4驗算帶輪包角 1.5計算帶的根數(shù) 1.計算單根V帶的額定功率由和，查1表84得 根據(jù)，和A型帶查1表85得 查的1表85得，表82得，于是 2.計算V帶的根數(shù)Z 取2根 1.6確定帶的初拉力和壓軸力由表1表83得A型帶單位長度質(zhì)量，所以 應(yīng)使帶的實際初拉力 壓軸力最小值2.帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照1表811圖814確定。2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動2.2.1選擇精度等

9、級，材料及齒數(shù) 1.運輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 2.2.2齒輪強(qiáng)度設(shè)計 1.選取螺旋角 初選螺旋角=14° 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 按1式（1029）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由1表107選取齒寬系數(shù) 4）由1表105查得材料的彈性影響系數(shù)。 5）由1圖1025d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。

10、6）由式11013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由1圖1023取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)， 8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 9）由1圖10-20選取區(qū)域系數(shù)10）由1圖1026查的， 則11）許用接觸應(yīng)力 （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度 5）計算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由1圖108查的動載系數(shù)；由表104查的；由圖1013查得；由表103差得。故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得 7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計由1式（1017）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱

11、向重合度，從1圖1028查的螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù) 4）查齒形系數(shù) 由1圖1017查得； 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由1圖1018查得； 6）由1圖1024c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由1圖1022取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8）計算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式1(1012)得 9）計算大小齒輪的 大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計計算由接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則 2.2.3幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為155mm。2.按圓整

12、后的中心距修螺旋角 因值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計算大小齒輪分度圓直徑 4.計算齒輪寬度圓整后取2.2.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按1圖1034薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計。（二）低速級齒輪傳動2.2.5選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.運輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)取1012.2.6齒輪強(qiáng)度設(shè)計 1.選取螺旋角 初選螺旋角=12

13、° 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 按1式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3）由1表107選取齒寬系數(shù)4）由1表106差得材料的彈性影響系數(shù)。5）由1圖1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）由式11013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由1圖1019取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)，8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力 9） 由1圖選取區(qū)域系數(shù)10）由端面重合度近似公式算得·11）許用接觸應(yīng)力 （2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得2）計算圓周速度 3）計算齒寬b及模數(shù)4）計算縱向重合度 5）計算載荷系

14、數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由1圖108查的動載系數(shù)；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得7）計算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 由1式（1017）（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)2）計算縱向重合度，從1圖1028查的螺旋角影響系數(shù)3）計算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由1表105查得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由1表105查得；6）由1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8）計算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式1(1012)得

15、 9）計算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計計算由接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑計算齒數(shù)。取，則 取整2.2.7幾何尺寸計算1.計算中心距將中心距圓整為207mm。 2.按圓整后的中心距修螺旋角因值改變不大故參數(shù)不必修正。 3.計算大小齒輪分度圓直徑4.計算齒輪寬度 圓整后取 2.8四個齒輪的參數(shù)列表如表21齒輪模數(shù)齒數(shù)Z壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂圓直徑齒底圓直徑高速級小齒輪22820°15.36°57.4861.4852.48高速級大齒輪212320°15.3

16、6°252.51256.51247.51低速級小齒輪2.53520°12.0°93.0398.0386.78低速級大齒輪2.512120°12.0°321.63326.631315.352表齒輪旋向齒寬B輪轂L材質(zhì) 熱處理結(jié)構(gòu)形式硬度高速級小齒輪右656240Cr調(diào)質(zhì)實體式280HBS高速級大齒輪左586545鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS低速級小齒輪左1009540Cr調(diào)質(zhì)實體式280HBS低速級大齒輪右939745鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS21六、軸系部件設(shè)計第軸設(shè)計2.3.1初算第III軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得：，2.

17、求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3.初步確定軸的最小直徑先按1式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1表153，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。查1表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩。查GB/T50141985，選用LX5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。2.3.2第III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.各段軸直徑的確定如表21位置直徑（mm）理由65由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑70為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩， ，故取。75根據(jù)選

18、取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。 87左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由2上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。75取安裝齒輪處的軸段直徑。70見段理由。表222.各軸段長度的確定如表23位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段長度應(yīng)比略短些，取。50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離,故取。40為聯(lián)軸器長度，故 9012軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取88已知齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段

19、略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為，第II軸上大齒輪距第III軸上大齒輪?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第II軸上大齒輪輪轂長。則 表23第（II）軸設(shè)計2.3.3初算第（II）軸的最小直徑1.第（II）軸上輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得，2.分別計算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直 小齒輪上分度圓直徑為3.初步確定軸的最小直徑根據(jù)最小直徑查2GB/T2971994選取30309。軸承的規(guī)格為2.3.4.第（II）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1.確定軸的各段直徑如表24位置直徑（mm）理由45根據(jù)軸承的尺寸 50根據(jù)取小齒輪安裝處直徑。5

20、8小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑。 50取大齒輪安裝處直徑。45理由同段。 表242.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據(jù)第III軸算出的尺寸進(jìn)行確定。位置長度（mm）理由50501287682.3.5第（II）軸的強(qiáng)度校核1.軸的載荷分析圖24圖242.大小齒輪截面處的力及力矩數(shù)據(jù)由上軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的兩個截面處的，的值列于下表25載荷水平面垂直面支反力 彎矩總彎矩扭矩表253.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校

21、核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強(qiáng)度。根據(jù)1式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1151查得。因此，。故安全。4.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度從軸的受載情況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應(yīng)力集中的影響接近，但截面III，IV處軸徑也很大比II，V處軸徑大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左側(cè)截面左側(cè)的

22、彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表151查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按1附表32查取。因，經(jīng)插值可查得 又由1附圖31可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附表34）為 由1附圖32尺寸系數(shù)，又由附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由1附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及，按1式（32）及式（312a）得綜合系數(shù)為由1§31及§32得碳的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，按1式（156）（158）則得故可知其安全。2）截面II右側(cè)抗彎截面系數(shù)按1表154中的公式計算彎矩

23、及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為過盈配合處的，由1附表38用插值法求出，并取于是得 軸按磨削加工由1附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為故該軸在截面II右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴(yán)重應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。5軸承壽命的計算 1)已知軸承的預(yù)計壽命L=2×8×300×10=48000h 由所選軸承系列30309，查指設(shè)計手冊知額定動載荷C=108KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計算軸向力 對于30309型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，則有： 于是軸向力為： 4)當(dāng)量動載荷P因 由表13-5得徑向載荷

24、系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為：軸承1 軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則：5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定滾動軸承30309第（I）軸設(shè)計2.3.6 初算第（I）軸的最小直徑1.先按1式（152）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表153，取。根據(jù)最小直徑選取30307軸承，尺寸為2.3.7第（I）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸（I）端蓋的總寬度及外端蓋距帶輪的距離，取軸承外壁距帶輪表面距離為50mm。即IIIII段長度為50mm。再根據(jù)軸（III），（II）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內(nèi)壁距離和帶輪輪轂的長即可將整

25、個軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定。軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖25圖252.3.8軸系零部件的選擇根據(jù)前面軸的設(shè)計內(nèi)容可以確定各個軸上的零部件。現(xiàn)將各軸系零件列表如表26軸承（GB/T2971994）鍵（GB/T10962003）聯(lián)軸器（GB/T50141985）軸I30307（帶輪）(小齒輪)軸II30309(小齒輪)(大齒輪）軸III30315(聯(lián)軸器）(大齒輪)HL5表26七、減速器箱體及附件設(shè)計1箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開式二級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表31名稱符號齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑18地角螺栓

26、數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑14連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8至外箱壁距離24/20/16至凸緣邊緣距離22/14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過度尺寸x,yx=5 y=25大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>8箱蓋箱座肋厚 軸承端蓋外徑201軸承旁連接螺栓距離s201蓋與座連接螺栓直徑101.2箱體內(nèi)壁的確定箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計時就已經(jīng)確定，左右兩內(nèi)壁距離通過低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于3050mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪

27、中心的距離。2 減速器附件的確定視孔蓋：由3表114得，由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結(jié)構(gòu)尺寸。透氣孔：由3表115得，選用型號為的通氣塞液位計：由3表710得，選用型號的桿式油標(biāo)排油口：油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚22.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.起蓋螺釘：起蓋螺釘數(shù)量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為10mm定位銷：由表31的定位銷直徑為8mm吊環(huán)：由3表113得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據(jù)表31中確定的尺寸可以確定吊耳環(huán)的尺寸。八、潤滑 密封及其它1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7

28、個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。2.軸承的潤滑由前面?zhèn)鲃蛹O(shè)計部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環(huán)以防止?jié)櫥魇?。采用牌號?的鈣基潤滑脂（GB491-87）為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應(yīng)進(jìn)過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應(yīng)過大應(yīng)均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調(diào)整，采用密封圈實現(xiàn)密封。端蓋直徑見表31。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封圈材料為半粗羊毛氈。4.3其它（1）裝配圖圖紙選用A0的圖紙，按1：1的比例畫。（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機(jī)內(nèi)不許有任何雜物存在，內(nèi)壁圖上不被機(jī)油侵蝕的涂料兩次。（3）齒嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側(cè)隙的四倍。（4）用涂色法檢驗斑點，按齒高接觸斑點不小于40%，按齒長接觸斑點不小于50%，必要時間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。（5）應(yīng)調(diào)整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.030.008mm F45為0.060.12mm F750.080.15mm.檢查減速器剖