機械設計課程設計---設計膠帶式輸送機的傳動裝置

1、<p><b>　　課程設計說明書目錄</b></p><p><b>　　一、設計任務書</b></p><p><b>　　二、原始數(shù)據(jù)</b></p><p><b>　　三、總體方案設計</b></p><p>　?。?）電動機選擇計算&

2、lt;/p><p>　?。?）傳動裝置的運動與動力參數(shù)的選擇和計算</p><p>　　四、傳動零件設計計算</p><p>　?。?）減速器外部傳動設計計算</p><p>　?。?）減速器內部齒輪傳動設計計算</p><p><b>　　五、軸系設計</b></p><p>

3、;<b>　?。?）軸的結構設計</b></p><p>　　（2）軸強度校核計算</p><p>　?。?）滾動軸承壽命計算</p><p>　?。?）鍵聯(lián)接校核計算</p><p>　　( 5) 聯(lián)軸器的選擇</p><p><b>　　六、減速器技術要求</b><

4、/p><p><b>　　七、參考資料</b></p><p><b>　　八、總結</b></p><p><b>　　設計任務</b></p><p>　　設計題目：設計膠帶式輸送機的傳動裝置</p><p><b>　　原始數(shù)據(jù)：</b

5、></p><p>　　設計任務：設計說明書一份，零件圖三張，裝配圖一張。</p><p>　　工作條件：單向運轉，多灰塵，有輕微沖擊，小批量生產(chǎn)，單班制工作，使用年限5年，輸送帶速度允許誤差為±5%。</p><p><b>　　運動簡圖：</b></p><p><b>　　前 言&l

6、t;/b></p><p>　　分析和擬定傳動方案：</p><p>　　機器通常由原動機、傳動裝置和工作裝置三部分組成。傳動裝置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。傳動裝置的傳動方案是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。</p><p>　　滿足工作裝置的需要是擬定傳動方案的基本要求，同一種運動可以有

7、幾種不同的傳動方案來實現(xiàn)，這就是需要把幾種傳動方案的優(yōu)缺點加以分析比較，從而選擇出最符合實際情況的 一種方案。合理的傳動方案除了滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。</p><p>　　所以擬定一個合理的傳動方案，除了應綜合考慮工作裝置的載荷、運動及機器的其他要求外，還應熟悉各種傳動機構的特點，以便選擇一個合適的傳動機構。因鏈傳動承載能力低，在傳遞相同扭矩時，結構尺

8、寸較其他形式大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，宜布置在傳動系統(tǒng)的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小鏈傳動的結構尺寸。故本文在選取傳動方案時，采用鏈傳動。</p><p>　　眾所周知，鏈式輸送機的傳動裝置由電動機、鏈、減速器、聯(lián)軸器、滾筒五部組成，而減速器又由軸、軸承、齒輪、箱體四部分組成。所以，如果要設計輸送機的傳動裝置，必須先合理選擇它各組成部分，下面我們將一一進行選擇。</p><p>　　第

9、一章 選擇電動機與傳動比的分配</p><p><b>　　第一節(jié) 選擇電動機</b></p><p>　　電動機是常用的原動機，具有結構簡單、工作可靠、控制簡便和維護容易等優(yōu)點。電動機的選擇主要包括選擇其類型和結構形式、容量（功率）和轉速、確定具體型號。</p><p><b>　　選擇電動機的類型：</b></

10、p><p>　　按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。</p><p><b>　　選擇電動機的容量：</b></p><p><b>　　工作所需的功率：</b></p><p><b>　　= /ηW</b></p><p

11、>　　= F*V/（1000）</p><p>　　由電動機至工作機之間傳動裝置的總效率為：</p><p><b>　　ηW= ...</b></p><p>　　式中、、、、、分別為閉式齒輪傳動、卷筒、球軸承、聯(lián)軸器、滾子軸承、開式齒輪的效率。</p><p>　　取 = 0.97、= 0.96、 =0.98、

12、 = 0.99、、則： </p><p>　　ηW= 0.972×0.96×0.983×0.992X0.982X0.95= 0.76</p><p><b>　　所以： = </b></p><p>　　根據(jù)選取電動機的額定功率使Pm= (1~ 1.3)

13、

14、

15、 </p><p>　　由查表得電動機的額定功率 =7.5 kw

16、

17、 </p><p><b>　　確定電動機的轉速</b></p><p>　　卷筒軸的工作轉速為：</p><p>　　按二級齒輪減速器推薦的合理傳動比范圍10-1

18、2，考慮開式齒輪傳動比要大些。</p><p>　　電動機的技術參數(shù)： 表1</p><p>　　第二節(jié) 計算總傳動比并分配各級傳動比</p><p>　　電動機確定后，根據(jù)電動機的滿載轉速和工作裝置的轉速就可以計算傳動裝置的總傳動比。</p><p><b>　　計算總傳動

19、比：</b></p><p>　　i =/ =1440/11.94= 120.6</p><p>　　分配各級傳動比：X=10, =12.07 </p><p><b>　　計算各軸轉速：</b></p><p><b>　　==1440 </b></p><p

20、>　　= /= 1440/3.7= 389.2 r/min </p><p>　　= / =389.2/2.7=144.2 r/min</p><p><b>　　r/min</b></p><p>　　(4 ) 各軸的功率和轉矩：</p><p>　　電動機軸輸出功率和轉矩 </p><

21、;p><b>　?。?.92kw</b></p><p>　?。?550×N·m＝9550×＝39.26 N·m</p><p>　　軸1的輸入功率和轉矩：</p><p>　　= · = 5.92×0.99=5.86 kw</p><p>　　＝95

22、50×N·m＝9550×＝40.69 N·m</p><p>　　軸2的輸入功率和轉矩：</p><p>　　= ·· = 5.86×0.97×0.98=5.57 kw</p><p>　?。?550×N·m＝9550×＝136.69 N·m<

23、;/p><p>　　軸3的輸入功率和轉矩：</p><p>　　= ··=5.57×0.97×0.98=5.295 kw</p><p>　?。?550×N·m＝9550×＝350.67 N·m</p><p>　　卷筒軸的輸入功率和轉矩：</p>&l

24、t;p>　　= ··=5.295×0.98×0.99=5.14kw</p><p>　　＝9550×N·m＝9550×＝340.2 N·m</p><p>　　各軸的運動及動力參數(shù) 表2</p><p>　　第二章 聯(lián)軸器的設計<

25、;/p><p><b>　　軸的初步計算：</b></p><p>　　軸選用45鋼，由軸的設計公式得：</p><p>　　由于在軸1和軸3的最輸入和輸出端開鍵槽，連接聯(lián)軸器，故該端要加大3%~5%，</p><p>　　故軸1的最小直徑，取20mm，</p><p>　　軸3的最小直徑取為40mm

26、。</p><p><b>　　聯(lián)軸器1：</b></p><p>　　因為滾筒的載荷變化很大,選具有良好的補償兩軸綜合位移的能力,外形尺寸小的凸緣式聯(lián)軸器。</p><p>　　1.聯(lián)軸器的計算轉矩 。由工作要求，查表后取K=1.2。</p><p><b>　　則計算轉矩 </b><

27、/p><p>　　2.由聯(lián)軸器的計算與軸的計算選用HL3 的聯(lián)軸器。采用其許用最大扭矩為630 N·m，許用最高轉速為5000 r/min。</p><p><b>　　聯(lián)軸器2：</b></p><p>　　因為滾筒的載荷變化很大,選用緩沖性能較好,同時具有可移性的彈性套柱銷聯(lián)軸器。</p><p>　　1.聯(lián)軸

28、器的計算轉矩 。由工作要求，查表后取K=1.5。</p><p><b>　　則計算轉矩 </b></p><p>　　2.由聯(lián)軸器的計算與軸的計算選用HL3的聯(lián)軸器，其許用最大扭矩630N·m，許用最高轉速[n]= 5000 r/min。</p><p>　　第三章 齒輪的設計</p><p>　　一

29、、開式齒輪傳動設計計算</p><p>　　1. 選擇材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù)：</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度設計</p><p><b>　　初選計算</b></p><p>　　式中粗選1.3；z1=17; z2=205 </p><p>　　按式5-31得彎曲疲

30、勞許用應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　選擇材料小齒輪ZG340-640 HB200-220；大齒輪 HB170-190</p><p>　　查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=160Mpa，=155Mpa。</p><p>　　(按調質鋼mn5取)</p><p>&

31、lt;b>　　計算 </b></p><p>　　比較，和的大小的到>,所以應該按小齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度計算</p><p><b>　　取模數(shù)m=3</b></p><p><b>　　修正模數(shù)</b></p><p>　　表5-3， 查圖表5-4，，</

32、p><p><b>　　取b=35</b></p><p>　　b/d1=35/17x3=0.686 圖5-7 表5-4</p><p><b>　　計算 </b></p><p>　　d1=mz1=3x17=51 d2=3x205=615 </p&

33、gt;<p>　　da1=d1+2ham=51+2x1x3=57 da2=d2+2ham=615+2x1x3=621</p><p>　　db1=d1cosa=51cos20=47.92 db2=d2cosa=615cos20=577.9</p><p>　　修正模數(shù) 取m=3</p><p>　　二、閉式齒輪傳動的設計</

34、p><p>　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪傳動的設計計算</p><p>　　1. 選擇材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù)：</p><p>　　由機械設計書表6-5、表6-6，選擇小齒輪材料40Gr鋼，調質處理，硬度為241~286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；大齒輪材料ZG35CrMo鑄鋼，調質處理，硬度為190~240 HBS， =686Mpa，=539Mp

35、a；精度為8級</p><p>　　取=3.94 取=18則=·=70.92 ，?。?1。</p><p>　　u＝/＝71/18＝3.944</p><p>　　2. 按齒面接觸疲勞強度設計：</p><p>　　計算公式按式6-8 = </p><p>　　=39190N.m

36、m，由表6-10，軟齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數(shù)=0.6。由表6-7得使用系數(shù)=1.25。由圖6-6a試取動載系數(shù)=1.08。由圖6-8，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.08。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，8級精度，/b<100N/mm =1.1。所以K==1.25×1.08×1.08×1.1=1.6。 </p><p>　　初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5，重

37、合系數(shù)=0.9，由表6-9確定彈性系數(shù) =1。</p><p>　　由式6-14齒面接觸許用應力= </p><p>　　由圖6-22查取齒輪材料接觸疲勞極限應力= 800Mpa，=560Mpa。小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)=60г=60×960×5×250×8=5.76×；大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)=60г=60×243.65×

38、;5×250×8=1.4619×；由表6-11求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)：</p><p>　　=1.04，=1.12，</p><p>　　由圖6-23查取工作硬化系數(shù)=1。由表6-12查取安全系數(shù)=1。</p><p>　　=800×1.04×1/1=832Mpa</p><p>　　

39、=560×1.12×1/1=627.2Mpa</p><p>　　將數(shù)據(jù)帶入公式= mm得： ＝49.5mm</p><p>　　b==0.6×49.5mm=29.71mm</p><p>　　取小齒輪寬度=35mm，大齒輪寬度=30mm；</p><p>　　m= / =49.5/18=2.75mm，取m=2.

40、5mm，強度有些不足，為了提高強度采用正變位齒輪提高齒輪強度以滿足強度要求。</p><p>　　變位前中心距a=m（+）/2=2.5（18+71）/2=111.25mm</p><p>　　為了提高強度采用正變位，取變位后中心距為整數(shù)，＝120</p><p>　　變位后的嚙合角由表6-2，cos= =＝0.9203</p><p>　　所

41、以=23.023°</p><p>　　確定變位系數(shù)inv-invα=0.0090153</p><p>　　（+）=（+）·0.0090153/（2·tg20°）</p><p>　　得 +=1.102</p><p>　　齒輪節(jié)圓直徑′= cosα· / cos=45.95mm<

42、/p><p>　　′= cosα* / cos=181.23mm</p><p>　　按計算結果校核前面的假設是否正確：</p><p>　　齒輪節(jié)圓度v=′/60000=3.14×45.95×960/60000=2.31m/s</p><p>　　v/100=2.31×18/100=0.42m/s，由圖6-6得=1

43、.05</p><p>　　=2×39190/45.95=1706N</p><p>　　/b=1.25×1706/30＝71<100原假設合理, =1.1。</p><p>　?。?）/（+）=0.0124， 由圖6-14得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.19。</p><p>　　圖6-12，圖6-13的＝0.035，＝0.0

44、13，帶入=18，＝71，得＝0.63，＝0.923，＝+＝0.63+0.923＝1.553，＝0.9</p><p>　　由式6-4 K==1.25×1.05×1.08×1.1=1.56</p><p><b>　　由式6-7：</b></p><p>　　=581.89<＝627.2Mpa</p

45、><p>　　齒輪疲勞接觸強度安全</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　計算公式按式6-11</p><p><b>　　=</b></p><p>　　由圖6-18得，小齒輪齒形系數(shù)=2.18，大齒輪齒形系數(shù)=2.1，小齒輪應力修正系數(shù)=1.8，大齒輪應力修正系數(shù)=1.8

46、9。由圖6-20得重合度系數(shù)=0.75。</p><p>　　按式6-14得彎曲疲勞許用應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　按圖6-24i，g查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=300Mpa，=240Mpa。</p><p>　　由表6-13計算彎曲強度計算的壽命系數(shù)</p><

47、;p>　　=0.9，=1.08</p><p>　　由圖6-25查取尺寸系數(shù)，=1，由式6-14取=2</p><p>　　彎曲疲勞強度安全系數(shù)由表6-12得=1.25</p><p>　　同理的 =414.72Mpa</p><p>　　比較，和的大小的到<,所以應該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度</p>&

48、lt;p>　　==97.69Mpa<=414.72 Mpa,彎曲疲勞強度足夠。</p><p>　?。ㄈ┑退偌夶X輪傳動的設計計算</p><p>　　1. 選擇材料、熱處理、齒輪精度等級和齒數(shù)</p><p>　　由機械設計書表6-5、表6-6，選擇小齒輪材料40Gr鋼，調質處理，硬度為241~286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；大齒

49、輪材料ZG35CrMo鑄鋼，調質處理，硬度為190~240 HBS， =686Mpa，=539Mpa；精度為8級</p><p>　　=3.14 取=21則= ·=70.92 ，取＝65.94。 </p><p>　　齒面接觸疲勞強度設計</p><p>　　計算公式按式6-8 =</p><p>　　=146

50、980N.mm，由表6-10，軟齒面齒輪，非對稱安裝，取齒寬系數(shù)=0.6。由表6-7得使用系數(shù)=1.25。由圖6-6a試取動載系數(shù)=1.08。由圖6-8，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.08。由表6-8，按齒面未硬化，直齒輪，8級精度，/b<100N/mm =1.1。所以K==1.25×1.08×1.08×1.1=1.6。 </p><p>　　初步確定節(jié)點區(qū)域系數(shù)

51、=2.5，重合系數(shù)=0.9，由表6-9確定彈性系數(shù) =1。</p><p>　　由式6-14齒面接觸許用應力= </p><p>　　由圖6-22查取齒輪材料接觸疲勞極限應力= 800Mpa，=560Mpa。小齒輪的應力循環(huán)次數(shù)=60г=60×243.65×5×250×8=1.4619×；大齒輪的應力循環(huán)次數(shù)=60г=60×

52、77.6×5×250×8=4.656×；由表6-11求得接觸疲勞強度計算的壽命系數(shù)：</p><p>　　=1.15，=1.19，</p><p>　　由圖6-23查取工作硬化系數(shù)=1。由表6-12查取安全系數(shù)=1。</p><p>　　=800×1.15×1/1=920Mpa</p><

53、;p>　　=560×1.19×1/1=666.4Mpa</p><p>　　將數(shù)據(jù)帶入公式= mm得： ＝75.13mm</p><p>　　b==0.6×75.13mm=45.08mm</p><p>　　取小齒輪寬度=50mm，大齒輪寬度=45mm</p><p>　　m= / =75.13/21=3.

54、58mm，取m=3.5mm，強度有些不足，為了提高強度采用正變位齒輪提高齒輪強度以滿足強度要求。</p><p>　　變位前中心距a=m（+）/2=3.5（21+66）/2=152.25mm</p><p>　　為了提高強度采用正變位，取變位后中心距為整數(shù)，＝160</p><p>　　變位后的嚙合角由表6-2，cos= =＝0.9203</p>&l

55、t;p><b>　　所以=22.81°</b></p><p>　　確定變位系數(shù)inv-invα=0.0089642</p><p>　?。?）=（+）·0.0090153/（2·tg20°）</p><p>　　得 +=1.259</p><p>　　齒輪節(jié)圓直徑′=

56、cosα· / cos=77.24mm</p><p>　　′= cosα* / cos=242.76mm</p><p>　　按計算結果校核前面的假設是否正確：</p><p>　　齒輪節(jié)圓度v=′/60000=3.14×75.13×243.65/60000=0.96m/s</p><p>　　v/100=0.

57、96×21/100=0.20m/s，由圖6-6得=1.01</p><p>　　=2×146980/75.13=391.3N</p><p>　　/b=1.25×391.3/45＝11<100原假設合理, =1.1。</p><p>　?。?）/（+）=0.0144， 由圖6-14得節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.19。</p>

58、<p>　　圖6-12，圖6-13的＝0.035，＝0.013，帶入=21，＝66，得＝0.735，＝0.858，＝+＝0.735+0.858＝1.593，＝0.9</p><p>　　由式6-4 K==1.25×1.01×1.08×1.1=1.50</p><p><b>　　由式6-7：</b></p>&

59、lt;p>　　=565.93<＝666.4Mpa</p><p>　　齒輪疲勞接觸強度安全。</p><p>　　3. 按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　計算公式按式6-11</p><p><b>　　=</b></p><p>　　由圖6-18得，小齒輪齒形系數(shù)=2

60、.18，大齒輪齒形系數(shù)=2.1，小齒輪應力修正系數(shù)=1.8，大齒輪應力修正系數(shù)=1.89。由圖6-20得重合度系數(shù)=0.75。</p><p>　　按式6-14得彎曲疲勞許用應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　按圖6-24i，g查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力=300Mpa，=240Mpa。</p>&l

61、t;p>　　由表6-13計算彎曲強度計算的壽命系數(shù)</p><p>　　=0.925，=0.947</p><p>　　由圖6-25查取尺寸系數(shù)，=1，由式6-14取=2</p><p>　　彎曲疲勞強度安全系數(shù)由表6-12得=1.25</p><p>　　同理的 =363.45Mpa</p><p>　

62、　比較，和的大小的到<,所以應該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度</p><p>　　==226.01Mpa<=363.45Mpa,彎曲疲勞強度足夠。</p><p>　　第四章：軸和輪轂的設計</p><p>　　選擇軸的材料，確定許用應力，選45鋼，正火處理。</p><p>　　根據(jù)許用切應力強度極限估計軸的最小直徑，在前面設計

63、選擇聯(lián)軸器的時候進行過初步計算。</p><p>　　輸入軸的最小直徑為17.67mm, 中間軸的最小直徑為27.36mm,輸出軸的最小直徑為38.47mm,考慮到在輸入軸與輸出軸的最外端要開鍵槽聯(lián)結聯(lián)軸器。故最外段的軸應該加到3%~5%，在中間軸要用鍵聯(lián)結齒輪，故齒輪段應該加大3%~5%，從而對上述三個軸計算、取整，取輸入軸的直徑為20mm,輸出軸直徑為40mm，中間軸的直徑為30mm。</p>

64、<p>　　由齒輪的初步設計可以看出，對小齒輪采用實心式，對大齒輪采用腹板式。</p><p>　　對軸進行初步的設計。</p><p>　　對輸入軸應該有如下基本的零件，軸承端蓋兩個，調整環(huán)一個，軸承一對，齒輪一個，聯(lián)軸器一個。</p><p>　　對中間軸應該有如下基本的零件，軸承端蓋兩個，軸承一對，套桶兩個，齒輪兩個。</p><

65、p>　　輸出軸與輸入軸類似。</p><p>　　第五章 軸的強度計算</p><p>　　軸的結構設計主要有三項內容：（各軸段徑向尺寸的確定；各軸段軸向長度的確定；其它尺寸（如鍵槽、圓角、到角，退刀槽等）的確定；軸的尺寸與大小數(shù)據(jù)如圖：軸1： </p><p><b>　　軸3：</b></p><p>　　1

66、.按彎曲許用應力計算</p><p>　?。?）將齒輪上受力簡化為集中力通過輪轂中點作用于軸上，周的支點反力也簡化為集中力通過軸承載荷中心O作用于軸上，軸的受力簡圖如圖。</p><p>　?。?）計算支點反力,畫水平面彎矩圖,考慮到C和D處為可能的危險面，計算出C和D處的彎矩。</p><p><b>　　支點反力 </b></p&

67、gt;<p><b>　　C點彎矩 </b></p><p><b>　　D點彎矩 </b></p><p>　　（3） 畫出垂直面受力圖，計算支點反力和C、D兩處的彎矩，畫出垂直面彎矩圖</p><p><b>　　支點反力</b></p><p><

68、b>　　C點彎矩</b></p><p><b>　　D點彎矩</b></p><p>　?。?）求合成彎矩圖：</p><p><b>　　C點合成彎矩</b></p><p><b>　　D點合成彎矩</b></p><p><

69、;b>　?。?）求出轉矩</b></p><p>　　（6）計算C、D處當量彎矩，</p><p>　?。?）校核軸的強度 根據(jù)彎矩大小及軸的直徑選定C、D兩面進行強度校核。</p><p>　　由查表得：當合金鋼,按插值法得。C面當量彎曲應力</p><p><b>　　D面當量彎曲應力</b><

70、;/p><p>　　C和D兩面是安全的。</p><p><b>　　2 軸疲勞強度校核</b></p><p><b>　　按對稱循環(huán)計算 </b></p><p><b>　　按脈動循環(huán)計算</b></p><p>　　第六章 軸承的選擇</p&

71、gt;<p><b>　　軸承3：</b></p><p>　　由工作需要的要求得：軸承的使用時間為。</p><p>　　第一對軸承的當量動載荷P；。</p><p><b>　　查手冊取</b></p><p><b>　　假設取6208軸承</b></

72、p><p>　　第七章 箱體的設計</p><p>　　箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的齒合精度，使箱體內有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗、重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，目前尚無成熟的計算方法。所以，箱體各部分尺寸一般按經(jīng)驗設計公式在減速器裝配草

73、圖的設計和繪制過程中確定。</p><p>　　箱體選用HT-200，根據(jù)工作條件的要求，箱座壁厚：</p><p>　　，所以箱體壁厚度選用8mm。</p><p>　　鑄造減速箱體主要結構尺寸表:</p><p><b>　　第八章 鍵的校核</b></p><p>　　在工作軸中，鍵的選擇

74、大小由軸的大小確定，校核公式：</p><p>　　齒輪1的安裝鍵型為A形鍵L=35,為，因為轉動件的齒輪是經(jīng)過淬火的，所以許用扭轉應力：</p><p>　　齒輪2的安裝鍵型為A型鍵L=30,為，，因為轉動件的齒輪是經(jīng)過淬火的，所以許用扭轉應力：</p><p>　　鍵符合扭轉應力的要求。</p><p>　　齒輪3的安裝鍵為A型鍵L=50

75、,為，因為轉動件的齒輪是經(jīng)過淬火的，所以許用扭轉應力：</p><p>　　齒輪4的安裝鍵型為A型鍵L=45,為，，因為轉動件的齒輪是經(jīng)過淬火的，所以許用扭轉應力：</p><p>　　鍵符合扭轉應力的要求。</p><p>　　對聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，由于是選用的標準聯(lián)軸器，故起鍵的配合和強度不需特殊的校核，只需選用即可。</p><p>　　

76、第九章 潤滑、密封、公差及其他</p><p><b>　　1、潤滑</b></p><p>　　齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑. </p><p>　　齒輪圓周速度<5m/s所以齒輪采用浸油潤滑，軸承采用飛濺潤滑;浸油潤滑不但起到潤滑作用，同時有助箱體散熱。為了避免浸油潤滑的攪油功耗太大及保證齒輪嚙合區(qū)的充分潤滑，傳動件浸入油中

77、的深度不宜太深或太淺，設計的減速器的合適浸油深度對于圓柱齒輪一般為1個齒高，但不應小于10㎜ ，保持一定的深度和存油量。油池太淺易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨損，也不易散熱。取齒頂圓到池底面的距離為60mm。箱座內壁高度=175，箱蓋高=136㎜。換油時間為半年，主要取決于油中雜質多少及被氧化、污染的程度。</p><p>　　查手冊選擇 150號工業(yè)齒輪油潤滑。</p><p><

78、;b>　　2、密封</b></p><p>　　減速器需要密封的部位很多，有軸伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋，窺視孔和放油孔的接合面等處。</p><p><b>　　軸伸出處的密封</b></p><p>　　起作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕,防止?jié)櫥吐┏鲆约跋潴w外雜質、水及灰塵等侵入軸承室，避免軸承急劇磨損和腐蝕。選

79、用氈圈式密封，氈圈式密封結構簡單、價廉、安裝方便、但對軸頸接觸的磨損較嚴重，因而工耗大，氈圈壽命短。</p><p><b>　　2）軸承內側的密封</b></p><p>　　該密封處選用擋油環(huán)密封，其作用用于油潤滑軸承，防止過多的油、雜質進入軸承室以內以及嚙合處的熱油沖入軸承內。擋油環(huán)與軸承座孔之間應留有不大的間隙，以便讓一定量的油能濺入軸承室進行潤滑。</

80、p><p>　　蓋與箱座接合面密封 在接合面上涂上密封膠。</p><p><b>　　3、公差的設計:</b></p><p>　　對于聯(lián)軸器的公差配合，軸承軸的公差配合選用，鍵的公差配合選用。</p><p><b>　　4、附件的設計</b></p><p>　　（1

81、）窺視孔蓋和窺視孔</p><p>　　為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸班點、齒側間隙及向箱內注油等，在箱蓋頂部設置便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置并且有足夠大的窺視孔，箱體上窺視孔處應凸出一塊，以便加式出與孔蓋的接觸面。本設計中取</p><p>　　，孔蓋用的螺釘緊固。</p><p>　?。?）排油孔、放油油塞、通氣器、油標</p><p>

82、　　為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座底部設有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放，平時排油孔用油塞及封油墊封住。本設計中取螺塞 ,油圈22×14 。</p><p>　　為溝通箱內外的氣流，應在箱蓋頂部或窺視空板上安裝通氣器，可以使箱內的熱脹氣體自由的溢出,數(shù)據(jù)查手冊.</p><p>　　為了檢查減速器內的油面高度，應在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位設

83、置油標。本次設計采用桿式油標M12。</p><p><b>　　（3）吊耳和吊鉤</b></p><p>　　為拆卸及搬運減速器，應在箱蓋上鑄出吊耳環(huán)，并在箱座上鑄出吊鉤，吊鉤和吊耳的尺寸可以根據(jù)具體情況加以修改。</p><p><b>　　(4)定位銷</b></p><p>　　定位銷的公稱