同軸式二級圓柱直齒輪減速器設(shè)計(jì)[T=1550 v=0.90 D=400]【CAD圖紙和說明書】

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工作情況設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的同軸式兩級圓柱齒輪減速器（如圖），工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，兩班制工作。運(yùn)輸帶容許速度誤差為5%。減速器成批生產(chǎn)，使用期限10年。3. 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸工作扭矩（Nm）運(yùn)輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）15500.940051022.傳動(dòng)方案的擬定及說明2.1電動(dòng)機(jī)的選擇1. 電動(dòng)機(jī)類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2. 電動(dòng)機(jī)容量(1) 卷筒軸的輸出功率(2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率傳動(dòng)裝置的總效率式中，為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動(dòng)；滾動(dòng)軸承；圓柱齒輪傳動(dòng)；彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動(dòng)軸承，則故 (3) 電動(dòng)機(jī)額定功率由第二十章表20-1選取電動(dòng)機(jī)額定功率。3. 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由設(shè)計(jì)手冊表2-1查得V帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍，由設(shè)計(jì)手冊表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種常用的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較，如下表：方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率（kW）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）同步滿載1Y160L-61197010001192Y160M-41114601500123由設(shè)計(jì)手冊表中數(shù)據(jù)可知兩個(gè)方案均可行，但方案1的電動(dòng)機(jī)質(zhì)量輕，因此，可采用方案1，選定電動(dòng)機(jī)型號為Y160L-6。2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比1. 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比2. 分配各級傳動(dòng)比取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為所得符合一般圓柱齒輪傳動(dòng)和兩級圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。傳動(dòng)后運(yùn)輸鏈速度的誤差為：=，在運(yùn)輸鏈允許誤差5%內(nèi)。2.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速減速器高速軸為軸，中軸為軸，低速軸為軸各軸轉(zhuǎn)速為：2. 各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 3. 各州轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸高速軸中速軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min）970388129.343.1功率（kW）1110.439.999.47轉(zhuǎn)矩（）108.3256.72737.852098.343.傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 確定計(jì)算功率由于是帶式輸送機(jī)，每天工作兩班，查機(jī)械設(shè)計(jì)（V帶設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù)（2） 選擇V帶的帶型由、 選用A型（3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由設(shè)計(jì)手冊表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑驗(yàn)算帶速v。按式(8-13)驗(yàn)算帶的速度,故帶速合適。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式(8-15a),計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-8，圓整為（4） 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度根據(jù)式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度由設(shè)計(jì)手冊表8-2選帶的基準(zhǔn)長度按式(8-23)計(jì)算實(shí)際中心距a。中心距變化范圍為518.4599.4mm。（5） 驗(yàn)算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數(shù) 計(jì)算單根V帶的額定功率由和，查表8-4a得根據(jù)，i=2.5和A型帶，查表8-4b得 計(jì)算V帶的根數(shù)z。取8根。（7） 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由設(shè)計(jì)手冊表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力（8） 計(jì)算壓軸力3.2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用圓柱齒輪運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機(jī)械設(shè)計(jì)（斜齒輪設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)初選取螺旋角（2） 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(10-21）試算，即確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c) 由圖10-26查得，d) 小齒輪傳遞的傳矩e) 由設(shè)計(jì)手冊表10-7選取齒寬系數(shù)f) 由設(shè)計(jì)手冊表10-6查得材料彈性影響系數(shù)g) 由圖10-21d按齒面硬度查得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h) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：i) 由設(shè)計(jì)手冊表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)j) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得k) 許用接觸應(yīng)力計(jì)算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得b) 計(jì)算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計(jì)算縱向重合度e) 計(jì)算載荷系數(shù)K由設(shè)計(jì)手冊表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由設(shè)計(jì)手冊表10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由設(shè)計(jì)手冊表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因表10-3查得；圖10-13查得故載荷系數(shù)： f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計(jì)算模數(shù)（3） 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(10-17)確定計(jì)算參數(shù)a) 計(jì)算載荷系數(shù)b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)d) 查取齒形系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊表10-5查得e) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊表10-5查得f) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得g) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)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來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則（4） 幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距將中心距圓整為174mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度圓整后取 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動(dòng)計(jì)算得出的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度以及彎曲疲勞強(qiáng)度一定能滿足高速級齒輪傳動(dòng)的要求。 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動(dòng)比3模數(shù)(mm)3螺旋角中心距(mm)174齒數(shù)28842884齒寬(mm)1009010090分度圓(mm)86.2258.686.2258.64. 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1中速軸的設(shè)計(jì)(1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）129.39.99737.85(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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15-3，取,于是得(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=21mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)手冊表15-1查得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1） 判斷危險(xiǎn)截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的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45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)手冊表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, ??；于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的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45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)手冊表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, ??；于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。一、 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承選用30307型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力和由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7得 因?yàn)樗裕?） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求。4.2中速軸的軸承選用30309型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力和由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7得 因?yàn)樗裕?） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求.4.3高速軸的設(shè)計(jì)(1) 高速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）高速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）38810.43 256.72(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=86.2 ，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)（軸的設(shè)計(jì)計(jì)算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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15-3，取,于是得載荷水平面H垂直面V支反力F，,C截面彎矩M總彎矩扭矩（1） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。4.4高速軸滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承選7204E型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力和由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7得 因?yàn)樗裕?） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求。4.5 低速軸及軸承的設(shè)計(jì) 4.5.1 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P9.47 KW 43.1 r/min 2098.34 Nm4.5.2 求作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 258.6 而 F8926.93 N FF3356.64 N FFtan4348.162315.31 N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖7.1所示。圖7.1 軸的載荷分布圖4.5.3 初步確定軸的最小直徑（1）先按課本式（15-2）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)課本，取，于是得61.32（2）聯(lián)軸器的選擇。輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑（圖7.2）。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。查課本表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取1.3，則：1.31410.991091834.287 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊表17-4，選用LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器（GB/T43232002），其公稱轉(zhuǎn)矩為2000。半聯(lián)軸器的孔徑d165 mm，故取65 mm，半聯(lián)軸器的長度L142 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1107 mm。4.5.4 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖(圖7.2）作出軸的計(jì)算簡圖（圖7.1）。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí),應(yīng)從手冊中查得a值。對于30217型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a29.9 mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距57.1+71.6128.7 mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖（圖7.1）。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面是軸的危險(xiǎn)截面。計(jì)算步驟如下：57.1+71.6128.7 mm4 966.34 N3 960.59 N2 676.96 N3 356.64-2 676.96679.68 N4 966.3457.1283 578.014 2 676.9657.1152 854.416 679.6871.6486 65.09 322 150.53 287 723.45 表4.2 低速軸設(shè)計(jì)受力參數(shù) 載 荷水平面H垂直面V支反力4 966.34 N，3 960.59 N2 676.96 N，679.68 N彎矩M283 578.014 152 854.416 486 65.09 總彎矩322 150.53 ,287 723.45扭矩T1 410 990 4.5.6 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式(15-5)及表5.2中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力 MPa12.4 MPa前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查課本表15-1得60MP。因此 ，故此軸安全。4.5.6 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1）判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將消弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重，從受載來看，截面C上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大,故截面C也不必校核，截面和顯然更不必要校核。由課本第3章的附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過盈配合的小，因而，該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。（2）截面左側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.161 412.5 抗扭截面系數(shù) 0.20.2122 825 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力1.48 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 11.49 MPa軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按課本附表3-2查取。因 經(jīng)插值后查得1.9 1.29又由課本附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 0.88故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式(課本附表3-4）為1.756由課本附圖3-2的尺寸系數(shù)；由課本附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S65.66S16.9216.38S1.5 故可知其安全。（3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù) W0.10.172 900 抗扭截面系數(shù) 0.20.2145 800 截面的右側(cè)的彎矩M為 90 834.04 截面上的扭矩為 1 410 990 截面上的彎曲應(yīng)力1.25 MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 9.68 MPa過盈配合處的，由課本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得3.24 0.83.242.59軸按磨削加工，由課本附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸為經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則按課本式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數(shù)為3.332.68又由課本及3-2得碳鋼的特性系數(shù)，取，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按課本式（15-6）(15-8)則得S66.07S16.9211.73S1.5 故該軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。本軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。至此，低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。5. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2，?。?） V帶輪處的鍵取普通平鍵1063GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1270GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵1470GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（4） 中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1470GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵2080GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵1880GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度聯(lián)接擠壓強(qiáng)度不夠，而且相差甚遠(yuǎn)，因此考慮采用雙鍵，相隔180布置。則該雙鍵的工作長度為6.聯(lián)軸器的選擇根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，查課程設(shè)計(jì)表17-4選用HL5聯(lián)軸器60142GB5014-85，其公稱扭矩為符合要求。7. 減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計(jì)1. 窺視孔和視孔蓋查課程設(shè)計(jì)（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋， 。2. 通氣器查表9-7，選用經(jīng)一次過濾裝置的通氣冒。3. 油面指示器查表9-14，選用油標(biāo)尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。5. 起吊裝置查表9-20，選用箱蓋吊耳， 箱座吊耳，6. 定位銷查表14-3，選用圓錐銷GB 117-86 A12407. 起蓋螺釘8. 查表13-7，選用GB5782-86 M835箱體的設(shè)計(jì)名稱符號尺寸箱座壁厚9箱蓋壁厚19箱體凸緣厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加強(qiáng)筋厚m、m1m=9;m1=8地腳螺釘直徑df32地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d124箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d2168. 潤滑與密封由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑梗脷秩γ芊狻?9.參考資料機(jī)械設(shè)計(jì)教程（1994年修訂本），西北工業(yè)大學(xué)出版社，濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第2版），機(jī)械工業(yè)出版社 機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊（第3版），冶金工業(yè)出版社 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書（第2版），高等教育出版社，龔桂義機(jī)械工程師手冊（第2版），機(jī)械工業(yè)出版社 幾何公差與檢測 (第七版)，上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，甘永立36課 程 設(shè) 計(jì) 書課程設(shè)計(jì)(說明書)帶式運(yùn)輸機(jī)的減速器設(shè)計(jì)(同軸式兩級圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì))學(xué)生姓名學(xué)院名稱專業(yè)名稱指導(dǎo)教師2013年1月6日 目 錄1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書22. 傳動(dòng)方案的擬定及說明32.1電動(dòng)機(jī)的選擇42.2計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比52.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)63.傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算73.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算73.2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算94. 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算144.1中速軸的設(shè)計(jì)144.2中速軸的軸承235. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算246. 聯(lián)軸器的選擇267. 減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計(jì)278. 潤滑與密封27 參考文獻(xiàn)281. 設(shè)計(jì)任務(wù)書設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上同軸式兩級圓柱齒輪減速器設(shè)計(jì)1. 總體布置簡圖2. 工作情況設(shè)計(jì)一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的同軸式兩級圓柱齒輪減速器（如圖），工作平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，兩班制工作。運(yùn)輸帶容許速度誤差為5%。減速器成批生產(chǎn)，使用期限10年。3. 原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸工作扭矩（Nm）運(yùn)輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）帶速允許偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）15500.940051022.傳動(dòng)方案的擬定及說明2.1電動(dòng)機(jī)的選擇1. 電動(dòng)機(jī)類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（IP44）系列三相異步電動(dòng)機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)。2. 電動(dòng)機(jī)容量(1) 卷筒軸的輸出功率(2) 電動(dòng)機(jī)的輸出功率傳動(dòng)裝置的總效率式中，為從電動(dòng)機(jī)至卷筒軸之間的各傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：V帶傳動(dòng)；滾動(dòng)軸承；圓柱齒輪傳動(dòng)；彈性聯(lián)軸器；卷筒軸滑動(dòng)軸承，則故 (3) 電動(dòng)機(jī)額定功率由第二十章表20-1選取電動(dòng)機(jī)額定功率。3. 電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由設(shè)計(jì)手冊表2-1查得V帶傳動(dòng)常用傳動(dòng)比范圍，由設(shè)計(jì)手冊表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍，則電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min的電動(dòng)機(jī)均符合。這里初選同步轉(zhuǎn)速分別為1000r/min和1500r/min的兩種常用的電動(dòng)機(jī)進(jìn)行比較，如下表：方案電動(dòng)機(jī)型號額定功率（kW）電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）重量（kg）同步滿載1Y160L-61197010001192Y160M-41114601500123由設(shè)計(jì)手冊表中數(shù)據(jù)可知兩個(gè)方案均可行，但方案1的電動(dòng)機(jī)質(zhì)量輕，因此，可采用方案1，選定電動(dòng)機(jī)型號為Y160L-6。2.2計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級傳動(dòng)比1. 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比2. 分配各級傳動(dòng)比取V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為所得符合一般圓柱齒輪傳動(dòng)和兩級圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的常用范圍。傳動(dòng)后運(yùn)輸鏈速度的誤差為：=，在運(yùn)輸鏈允許誤差5%內(nèi)。2.3計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1. 各軸轉(zhuǎn)速減速器高速軸為軸，中軸為軸，低速軸為軸各軸轉(zhuǎn)速為：2. 各軸輸入功率按電動(dòng)機(jī)額定功率計(jì)算各軸輸入功率，即 3. 各州轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸高速軸中速軸低速軸轉(zhuǎn)速（r/min）970388129.343.1功率（kW）1110.439.999.47轉(zhuǎn)矩（）108.3256.72737.852098.343.傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1 V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 確定計(jì)算功率由于是帶式輸送機(jī)，每天工作兩班，查機(jī)械設(shè)計(jì)（V帶設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù)（2） 選擇V帶的帶型由、 選用A型（3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由設(shè)計(jì)手冊表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑驗(yàn)算帶速v。按式(8-13)驗(yàn)算帶的速度,故帶速合適。計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)式(8-15a),計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑根據(jù)表8-8，圓整為（4） 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度根據(jù)式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長度由設(shè)計(jì)手冊表8-2選帶的基準(zhǔn)長度按式(8-23)計(jì)算實(shí)際中心距a。中心距變化范圍為518.4599.4mm。（5） 驗(yàn)算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數(shù) 計(jì)算單根V帶的額定功率由和，查表8-4a得根據(jù)，i=2.5和A型帶，查表8-4b得 計(jì)算V帶的根數(shù)z。取8根。（7） 計(jì)算單根V帶的初拉力的最小值由設(shè)計(jì)手冊表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力（8） 計(jì)算壓軸力3.2 齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用圓柱齒輪運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選7級精度（GB10095-88）由機(jī)械設(shè)計(jì)（斜齒輪設(shè)計(jì)部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)初選取螺旋角（2） 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)按式(10-21）試算，即確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c) 由圖10-26查得，d) 小齒輪傳遞的傳矩e) 由設(shè)計(jì)手冊表10-7選取齒寬系數(shù)f) 由設(shè)計(jì)手冊表10-6查得材料彈性影響系數(shù)g) 由圖10-21d按齒面硬度查得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h) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：i) 由設(shè)計(jì)手冊表10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)j) 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力：取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式(10-12)得k) 許用接觸應(yīng)力計(jì)算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得b) 計(jì)算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計(jì)算縱向重合度e) 計(jì)算載荷系數(shù)K由設(shè)計(jì)手冊表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由設(shè)計(jì)手冊表10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由設(shè)計(jì)手冊表10-4查得的值與直齒輪的相同，故；因表10-3查得；圖10-13查得故載荷系數(shù)： f) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得g) 計(jì)算模數(shù)（3） 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式(10-17)確定計(jì)算參數(shù)a) 計(jì)算載荷系數(shù)b) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)c) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)d) 查取齒形系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊表10-5查得e) 查取應(yīng)力校正系數(shù)由設(shè)計(jì)手冊表10-5查得f) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式(10-12)得g) 計(jì)算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設(shè)計(jì)計(jì)算對比計(jì)算的結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)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來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則（4） 幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距將中心距圓整為174mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)等不必修正計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度圓整后取 由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動(dòng)計(jì)算得出的齒輪接觸疲勞強(qiáng)度以及彎曲疲勞強(qiáng)度一定能滿足高速級齒輪傳動(dòng)的要求。 為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動(dòng)比3模數(shù)(mm)3螺旋角中心距(mm)174齒數(shù)28842884齒寬(mm)1009010090分度圓(mm)86.2258.686.2258.64. 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算4.1中速軸的設(shè)計(jì)(1) 中速軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速（）中速軸功率（）轉(zhuǎn)矩T（）129.39.99737.85(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)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15-3，取,于是得(4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖）（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡圖。在確定軸承支點(diǎn)位置時(shí)，從手冊中查取a值。對于30309型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=21mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FC截面彎矩M總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)手冊表15-1查得。因此，故安全。精確校核軸的疲勞強(qiáng)度1） 判斷危險(xiǎn)截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面和處過盈配合引起應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載情況來看，截面B上的應(yīng)力最大。截面的應(yīng)力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必做強(qiáng)度校核。截面B上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面B不必校核。截面顯然更不必校核。由機(jī)械設(shè)計(jì)第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)。2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的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45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)手冊表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ?。? ??；于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側(cè)的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45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由設(shè)計(jì)手冊表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應(yīng)力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, ?。挥谑?，計(jì)算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。一、 滾動(dòng)軸承的選擇及計(jì)算軸承預(yù)期壽命 1. 高速軸的軸承選用30307型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力和由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7得 因?yàn)樗裕?） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求。4.2中速軸的軸承選用30309型圓錐滾子軸承，查課程設(shè)計(jì)表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計(jì)算軸向力和由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-7得 因?yàn)樗裕?） 求軸承當(dāng)量動(dòng)載荷和 由機(jī)械設(shè)計(jì)表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)?，所以按軸承1的受力大小驗(yàn)算故所選軸承滿足壽命要求。5. 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算由機(jī)械設(shè)計(jì)式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-2，?。?） V帶輪處的鍵取普通平鍵1063GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1270GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵1470GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（4） 中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1470GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵2080GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵1880GB1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度聯(lián)接擠壓強(qiáng)度不夠，而且相差甚遠(yuǎn)，因此考慮采用雙鍵，相隔180布置。則該雙鍵的工作長度為6.聯(lián)軸器的選擇根據(jù)輸出軸轉(zhuǎn)矩，查課程設(shè)計(jì)表17-4選用HL5聯(lián)軸器60142GB5014-85，其公稱扭矩為符合要求。7. 減速器附件的選擇和箱體的設(shè)計(jì)1. 窺視孔和視孔蓋查課程設(shè)計(jì)（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結(jié)構(gòu)視孔蓋， 。2. 通氣器查表9-7，選用經(jīng)一次過濾裝置的通氣冒。3. 油面指示器查表9-14，選用油標(biāo)尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。5. 起吊裝置查表9-20，選用箱蓋吊耳， 箱座吊耳，6. 定位銷查表14-3，選用圓錐銷GB 117-86 A12407. 起蓋螺釘8. 查表13-7，選用GB5782-86 M835箱體的設(shè)計(jì)名稱符號尺寸箱座壁厚9箱蓋壁厚19箱體凸緣厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加強(qiáng)筋厚m、m1m=9;m1=8地腳螺釘直徑df32地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d124箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d2168. 潤滑與密封由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封?9.參考資料機(jī)械設(shè)計(jì)教程（1994年修訂本），西北工業(yè)大學(xué)出版社，濮良貴機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（第2版），機(jī)械工業(yè)出版社 機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊（第3版），冶金工業(yè)出版社 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書（第2版），高等教育出版社，龔桂義機(jī)械工程師手冊（第2版），機(jī)械工業(yè)出版社 幾何公差與檢測 (第七版)，上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，甘永立27