带式运输机传动装置设计

1、西南大学工程技术学院课程设计(论文)机械设计课程设计(论文)题目: 带式运输机传动装置设计学生姓名 专 业_机械设计制造及其自动化学 号 班 级 级 班 指导教师 成 绩 工程技术学院 2015 年 1 月38机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级机械设计制造及其自动化2012级设计题目： 带式运输机传动装置的设计设计条件：1、 运输带工作拉力F = 2500N；2、 运输带工作速度v = 1.1m/s；3、 卷筒直径D = 400mm；4、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35C； 5、 使用折旧期：8年；6、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修

2、，半年一次小修；7、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、 运输带速度允许误差：5%；9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图1张（A1）；2、 零件工作图3张；3、 设计说明书1份。指导教师签名： 2015年 1 月 日说明：1.此表由指导教师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务书装订在机械设计课程设计(论文)的第一页。目 录设计任务书21 引言52 系统装置的总体设计6 2.1电动机的选择6 2.2计算传动装置运动和动力参数 73 传动零件的设计计算 8 3.1高速级齿轮传动的设计计算 8 3.2低速级齿轮传

3、动的设计计算 154 箱体尺寸设计及说明165 初估轴径及初选联轴器175.1 高速轴初估轴径及初选联轴器 175.2 中间轴初估轴径 185.3 低速轴初估轴径及初选联轴器 186 轴承型号选择19 6.1 高速轴轴承选则 19 6.2 中间轴轴承选择 19 6.3 高速轴轴承选择 207 润滑及密封 207.1 轴承的润滑 207.2 齿轮的润滑 207.3 确定密封方式 217.4 轴承端盖结构 218 轴承尺寸的设计 21 8.1 高速轴尺寸的确定 21 8.2 中间轴尺寸的确定 22 8.3 低速轴尺寸的确定 239 零件的校核23 9.1 键的选择及校核 23 9.2 轴的校核 2

4、6 9.3 轴承的校核 3210 减速器附件的选择及其说明35 10.1 轴承端盖36 10.2 视孔盖36 10.3通气塞 36 10.4 油标36 10.5 油塞36 10.6 吊耳环和吊钩36 10.7 定位销36 10.8 起盖螺钉37 10.9 齿轮结构设计及热处理方式3711 设计总结37参考文献 38带式运输机传动装置设计xxx西南大学工程技术学院2012级机械设计制造及其自动化 1 引言 机械设计课程在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械

5、零部件设计理论、方法、 结构及工艺设计等内容有机地结合，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。 本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。高速级采用斜齿轮传动，低速级采用直齿轮传动。圆柱齿轮传动减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速的比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。 本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）

6、进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。设计内容计算及说明结果2 传动装置的总体设计2.1 电动机的选择2.2计算传动装置运动和动力参数3 传动零件的设计计算3.1 高速级齿轮传动的设计计算3.2 低速级齿轮传动的设计计算4.箱体尺寸设计及说明5 初估轴径及初选联轴器5.1 高速轴初估轴径及初选联轴器5.2 中间轴初估轴径5.3 低速轴初估轴径及初选联轴器6.轴承型号选择6.1 高速轴轴承选则6.2 中间轴轴承选择6.3 低速轴轴承选择7. 润滑及密封7.1 轴承的润滑7.2 齿轮的润滑7.3 确定密封方式7.4 轴承端盖结构8.装配草图的设计8.1 高速轴尺寸的确定8.2 中间轴

7、尺寸的确定8.3 低速轴尺寸的确定9. 零件的校核9.1 键的选择及校核9.2 轴的校核9.3 轴承的校核10. 减速器附件的选择及其说明2 传动装置的总体设计本设计中的已知条件为：两班制工作，连续单向运转，载荷叫平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，我们这里选择电动机的类型为三相鼠笼式异步电动机(Y系列三相异步电动机)。2.1 电动机的选择2.1.1电动机输出功率 该传动装置工作机效率=1，传动装置各部分的效率，查表1-7得8级精度齿轮传动效率=0.97弹性联轴器传动效率=0.99齿式联轴器传动效率=0.99球轴承传动效率=0.99（一对）球轴承传动效率=0.99（一对）球轴承传动效率=

8、0.99（一对）=0.990.990.970.990.970.990.99=0.89479工作机所需输入功率所需电动机功率2.1.2 电动机转速的选择 二级减速齿轮传动的每级传动比，故。电动机转速的可选范围为。其中，又为卷筒直径。从而。 确定高、低速级齿轮的传动比、 因；，且与一般均控制在35内。式中取。 故 2.1.3 电动机的选择 参考机械设计课程设计手册【1】选用型电动机。其额定功率，同步转速，满载转速。该电动机的输出轴直径，输出轴延伸尺寸。总传动比转速误差满足要求。2.2计算传动装置运动和动力参数2.2.1 确定高、中、低速轴转速、 2.2.2 确定高、中、低速轴功率、 2.2.3 确

9、定高、中、低速轴转矩、 3 传动零件的设计计算3.1 高速级齿轮传动的设计计算 已知输入功率，小齿轮转速，传动比，由电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天），两班制，工作较平稳。3.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及螺旋角1. 由传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2. 齿轮选用8级精度制造3. 材料选择。参考机械设计表101选择小齿轮材料为（调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。4. 选取螺旋角及齿数，初选螺旋角；选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。3.1.2 按齿面接触强度设计 参考文献【2】式1024试算，即1)确定公式中的各参

10、数值。试选载荷系数由参考文献【2】图10-20查取区域系数由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数由参考文献【2】式（10-23）可得螺旋角系数由参考文献【2】表10-5查得计算解除疲劳许用应力。由参考文献【2】图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、由参考文献【2】式（10-15）计算应力循环次：由参考文献【2】图10-23查取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献【2】式（10-14）得取和中的较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，则选齿宽系数2） 试算小齿轮分度圆直径3）（2） 调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的准备。圆周速度v齿宽b

11、2） 计算实际载荷系数由参考文献【2】表10-2查得使用系数根据、7级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载荷系数齿轮的圆周力，查参考文献【2】表10-3得齿间载荷分配系数由参考文献【2】表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，,则载荷系数：3) 由参考文献【2】式（10-20），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由参考文献【2】式（10-20）试算齿轮模数，即1) 确定公式中的各参数值。试选载荷系数由参考文献【2】式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。由参考文献【2】式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度

12、的螺旋角系数。计算。由当量齿数，查参考文献【2】图10-17，得齿形系数由参考文献【2】图10-18查得应力修正系数许用应力：由参考文献【2】图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限由参考文献【2】图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数=1.4因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2） 试算齿轮模数（2） 调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽b齿高h及宽高比b/hb/h=35.165/3.8385=9.162) 计算实际载荷系数根据v=1.97m/s。8级精度，由参考文献【2】图10-8查得动载荷系数，查参考文献【2】表10-3得齿间载荷分配系数由参考文献【2】表

13、10-4用插值法查得,结合b/h=9.16，查参考文献【2】图10-13，得则载荷系数为：3) 由参考文献【2】式（10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即,取，则，取。4. 几何尺寸计算（1） 计算中心距,考虑模数增大到2mm,为此将中心距减小圆整为129mm。（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角（3） 计算小、大齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度一般小齿轮加宽5-10mm,即，5，圆整

14、中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均产生变化，应重新校核齿轮的强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似的做法，先计算参考文献【2】式（10-20）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：,，。将它们代入参考文献【2】式（10-22）得到满足齿面接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算参考文献【2】式（10-17）中的各参数。同样，为了节省篇幅，这里给出计算结果：, ，。将它们代入参考文献【2】式（10-17），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗抗弯疲劳破坏的能力大于大齿轮。6. 主要设计结论齿数，模数

15、，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽、。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精度设计。3.2 低速级齿轮传动的设计计算3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 由传动方案选用直齿圆柱齿轮传动2. 齿轮选用8级精度制造3. 材料选择。参考文献【2】表101选择小齿轮材料为（调质），硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。3.2.2 计算机几何尺寸计算 用课程设计辅助工具计算得出主要设计结论： 齿数、模数，压力角，变为系数、，中心距，齿宽、。小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按8级精

16、度设计。4.箱体尺寸设计及说明 名 称符号选择结果箱座壁厚，取箱盖壁厚，取箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地角螺钉直径，取地角螺钉数目NN=4（当250时，取N=4）轴承旁连接螺栓直径，取盖与座连接螺栓直径=（0.50.6） ，取10连接螺栓d2的间距取148轴承端盖螺栓直径视孔盖螺栓直径定位销直径=（0.70.8），取9mm、至外箱壁距离C1分别为26mm、22mm、18mm、至凸缘边缘距离C2分别为24mm、20mm、16mm轴承旁凸台半径R1为20mm凸台高度45mm外箱壁至轴承座端面距离=+（510） 取 50铸造过渡尺寸、参考机械设计课程设计手册表138大齿轮顶圆与内箱壁距离

17、12mm齿轮端面与内箱壁距离 10mm箱盖、箱座肋厚、分别取箱盖，箱座轴承端盖外径D2参见机械设计课程设计手册第166页轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准两级齿轮端面间距C取C=8mm大齿轮顶圆与箱座底部距离b0取b0=30mm轴承端面与内箱壁距离要求，取5 初估轴径及初选联轴器5.1 高速轴初估轴径及初选联轴器 已知该轴输入功率，转速，选取轴的材料为40，调质处理。参考文献【2】表153取=106，于是得： ，由于存在键所以放大7%则该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩，参考文献【2】表141

18、选取则 按计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，参考文献【1】,查标准选用联轴器LM4；主动端轴孔直径为，轴孔长，型轴孔，B型键槽；从动端轴孔直径为，轴孔长62mm，型轴孔，A型键槽。综上：高速轴的初估直径为5.2 中间轴初估轴径 已知该轴输入功率，转速，选取轴的材料为40，调质处理。参考文献【2】表153取=106，于是得：为了配合轴承的使用故取。5.3 低速轴初估轴径及初选联轴器 已知该轴输入功率，转速，选取轴的材料为45钢，调质处理。参考文献【2】表153取=110，于是得：由于轴上存在两个键槽故将轴径放大10%后取。该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，

19、故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩，参考文献【2】表141选取则 按计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，参考文献【1】,选取联轴器WH8；主动端轴孔直径为，轴孔长，型轴孔，A型键槽；从动端轴孔直径为，轴孔长，型轴孔，A型键槽。综上：低速轴的初估直径为6.轴承型号选择6.1 高速轴轴承选则6.1.1 选用角接触球轴承且选用接触角为。6.1.2 轴承内径的确定。 高速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，。第二次放大是为了轴承装拆方便，。第一次放大：取；第二次放大，为了配合轴承内径从而取，即轴承内径为。6.1.3 确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承

20、代号为，其外径宽，安装直径。6.2 中间轴轴承选择6.2.1 选用角接触球轴承且选用接触角为。6.2.2 轴承内径的确定。其内径即中间轴的最小轴径，为。6.2.3 确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承代号为，其外径宽，安装直径。6.3 低速轴轴承选择6.3.1 选用深沟球轴承接触球轴6.3.2 轴承内径的确定。 低速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，。第二次放大是为了轴承装拆方便，。第一次放大：，为配合毡圈取；第二次放大，为了配合轴承内径从而取，即轴承内径为。6.3.3 确定轴承尺寸代号。 这里选02系列轴承。故轴承代号为，其外径宽，安装直径。

21、7. 润滑及密封7.1 轴承的润滑滚动轴承润滑方式的选择参考机械设计教材第332页内容，由于均选用轴承为角接触球轴承和深沟球轴承且高速轴轴承： 中间轴轴承：低速轴轴承：式中为轴承内径，因此各轴承处均选润滑脂润滑，并设置挡油环.7.2 齿轮的润滑 确定齿轮润滑方式：对于齿轮润滑方式参考机械设计教材第233页到235页内容。输出轴上齿轮为直齿圆柱齿轮，其中模数 m=3，齿数，故齿顶圆直径，由于，所以齿轮的齿顶圆周速度为故齿轮应采用浸油润滑.7.2.1确定润滑油牌号润滑油牌号参考教材第52页到58页内容、第233页到235页内容。这里我们先选择中负荷工业齿轮油（GB/T 59031995），我们选取

22、型号为SH03571992中的50号润滑油。7.3 确定密封方式对于密封方式的确定参考机械设计课程设计手册第217页到218页内容。输入轴表面速度：中间轴表面速度：输出轴表面速度：由于所有轴承采用的是脂润滑方式，且工作环境温度在35左右，故采用毡圈密封方式。高速轴：毡圈35 低速轴：毡圈60.7.4 轴承端盖结构 高速轴的输入端和低速轴的输出端选用凸缘式透盖，高速轴和低速轴的另一端及中间轴的两端均选用凸缘式闷盖。我们这里选择轴承端盖结构为凸缘式结构，轴承端盖的相关尺寸参考机械设计课程设计手册第166页内容。8.装配草图的设计8.1 高速轴尺寸的确定图中从左至右轴的长度分别为、，轴径分别为、。

23、其中为联轴器孔径，比联轴器轴孔短，其目的是防止过定位；对联轴器定位，由轴肩定位高度，可取；为轴承内径尺寸；由挡油环定位尺寸决定；为齿轮轴，由齿轮结构确定,最终决定跟做为一体；为轴承内径。各轴的长度由结构确定，其结果如下：60mm58mm32mm90mm48mm37mm25mm30mm35mm38mm38mm35mm8.2 中间轴尺寸的确定图中从左至右轴的长度分别为、，轴径分别为、。 其中为轴承内径；为齿轮轴，尺寸由齿轮结构确定；对齿轮定位，由轴肩定位高度，可取；为非定位轴肩，同时为配合齿轮故取标准轴径； 为轴承内径。各轴的长度由结构确定，其结果如下：41mm78mm8mm41mm41.5mm3

24、5mm40mm50mm40mm35mm8.3 低速轴尺寸的确定图中从左至右轴的长度分别为、，轴径分别为、。 其中为轴承径；为非定位轴肩，同时为配合齿轮故取标准轴径；为定位轴肩，由轴肩定位高度，可取；由轴承安装尺寸决定；为轴承内径；为联轴器孔径，比联轴器轴孔短，其目的是防止过定位；为定位轴肩。各轴的长度由结构确定，其结果如下：48mm73mm10mm45mm43mm54mm110mm65mm74mm84mm74mm65mm60mm50mm9. 零件的校核9.1 键的选择及校核9.1.1 高速轴输入端键的校核 已知轴的材料为，装键处的轴径，需传递的转矩T=30265N.mm，载荷有轻微冲击。 1.

25、 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度并参考标准取键长。 2. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，取其平均值为，。键的工作长度，键与联轴器的接触高度。参考文献【2】式61得=110MPa故满足强度要求。记为 键 9.1.2 中间轴安装齿轮处键的校核 1.安装高速级齿轮处 已知轴的材料为，装键处的轴径，需传递的转矩T=145.314N.m，载荷有轻微冲击。 1） 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度41mm并参考标准取键长。 2） 校核键连接

26、的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，取其平均值为，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。参考文献【2】式61得=110MPa故满足强度要求。记为 键 2. 安装低速级齿轮处 已知轴的材料为，装键处的轴径，需传递的转矩T=145.314N.m，载荷有轻微冲击。 1） 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度78mm并参考标准取键长70mm。 2） 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，取其平均值为，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。参考文献【2】式61得=110MPa故满足

27、强度要求。记为 键 9.1.3 低速轴键的校核 1. 安装齿轮处 已知轴的材料为45钢，装键处的轴的直径为，需传递的转矩T=498.198N.m，载荷有轻微冲击。1） 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度73mm并参考标准取键长。 2） 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，故取其平均值为，。键的工作长度，键与轮毂的接触高度。参考文献【2】式61得=110MPa故满足强度要求。记为 键 2. 输出端处 已知轴的材料为45钢，装键处的轴的直径为，需传递的转矩T=498.198N.m，载荷有轻微冲击。1

28、） 选择键的尺寸 该处选用A型平键，根据参考文献【1】表41查得键的尺寸为宽，高，由该处轴的长度并参考标准取键长。2） 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表62查得许用挤压应力为，故取其平均值为，。键的工作长度，键与联轴器的接触高度。参考文献【2】式61得=110MPa故满足强度要求。记为 键 9.2 轴的校核9.2.1减速器中各个轴的受力分析在进行受力分析时，我们对其齿轮的受力进行简化，我们假设，各个轴承中点为支承中心，将各个齿轮所受的载荷等效到齿轮啮合的中点处。对齿轮1进行受力分析：其中齿轮1所受的转矩、齿轮1的分度圆直径、法向压力角、节圆螺旋角。齿轮2的受力分析：因为齿

29、轮2与齿轮1想啮合，所以齿轮2所受的力与齿轮1所受的力为作用力与反作用力，故它们大小相等，方向相反。即，。对齿轮3进行受力分析：由于齿轮3为直齿圆柱齿轮，且为主动轮，所以有， 其中齿轮3所受的转矩.齿轮3的分度圆直径.法向压力角。齿轮4的受力分析：因为齿轮4与齿轮3想啮合，所以齿轮4所受的力与齿轮3所受的力为作用力与反作用力，故它们大小相等，方向相反。即，。9.2.2 中间轴的校核中间轴的受力情况如图第一级大齿轮受力分析第二级小齿轮受力分析以轴左端为原点，经简化后各段长度分别为L1=55.45mm，L2=52.5mm,L3=42.95mm.水平方向：其中，解得，。竖直方向：解得，。弯矩图如下：

30、扭矩扭矩图如下：轴的危险截面处的载荷如下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据教材式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中） 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。9.2.3 低速轴的校核低速轴的受力情况如图 第二级大齿轮受力分析水平方向：其中。解得，。竖直方向：解得，。弯矩图如下：扭矩。扭矩图如下：轴的危险截面处的载荷如下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据教材

31、式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力（公式中） 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。9.3 轴承的校核9.3.1 高速轴轴承的校核 参考文献【1】查得轴承7207AC的基本额定动载荷，基本额定静载荷。1. 求两轴承的径向载荷 2. 求两轴承的轴向力、对于70000AC轴承参考文献【2】表137轴向派生力从而有Fd1+Fae（即上述Fa1）Fd2 3. 求轴承当量动载荷、 因：，。故：（查参考文献【2】），；，。由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取。从而4. 寿命验算 由于故按轴承2校核，对于球轴承取，故：，按照两

32、班制、300天/年工作，约能稳定工作40年，即轴承满足寿命要求。9.3.2 中间轴轴承的校核 参考文献【1】查得轴承7207AC的基本额定动载荷，基本额定静载荷。1. 求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） 2. 求两轴承的轴向力、对于70000AC轴承参考文献【2】表137轴向派生力从而有 Fd2+FaeFd1 3. 求轴承当量动载荷、 因：，。故：，；，。由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取。从而4. 寿命验算 由于故按轴承1校核，对于球轴承取，故：，按照两班制、300天/年工作，约能稳定工作10.5年，即轴承满足寿命要求。9.3.3 低速轴轴承的校核 参考文献【1】查得轴承6213的

33、基本额定动载荷。1. 求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） 2. 求轴承当量动载荷、 由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取。从而 3. 寿命验算 由于故按轴承1校核，对于球轴承取，故：，按照两班制、300天/年工作，约能稳定工作约394年，即轴承满足寿命要求。10. 减速器附件的选择及其说明10.1 轴承端盖 低速级透盖，中间轴及高速级闷盖。其他 相关参数均参考文献【1】表11-10。10.2 视孔盖 由于受机体内壁间距的限制。盖板尺寸选择为长140mm，宽125mm。盖板周围分布8个M814的全螺纹螺钉。由于要防止油污进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不

34、大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。10.3通气塞 为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加通气器装置。选用，相关参数参考文献【1】表11-5。10.4 油标 为了能在换油时监测油池中油面的高度，已确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器即油标。在本减速器设计中选用压配式圆形油标选用压配式圆形A型油标A32 JB/T 7941.11995，相关参数参考文献【1】10.5 油塞 为了能在换油时将油池中的油污排除，清理油池，应在箱体底部油池最低处开设放油孔。为了能

35、达到迅速放油的效果，选择放油螺塞规格为M201.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。相关参数参考文献【1】10.6 吊耳环和吊钩 为了方便装拆与搬运，在箱盖上设置吊耳环，在箱座上设置吊钩。吊耳环用于打开箱盖，而吊钩用于搬运整个减速器，吊环吊钩尺寸见图纸。10.7 定位销 本减速器为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在箱盖和箱座上用螺栓连接后，在镗孔之前，在箱盖和箱座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在箱体纵向两侧的连接凸缘的结合面上，成对称布置。圆锥销型号为：销 A 930 GB/T 1172000。10.8 起盖螺钉 在箱盖与箱座连接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此连接结合较紧，不易分开。为了便于拆下箱盖，在箱盖的凸缘边设置了一个起盖螺钉。取其规格为M1030。10.9 齿轮结构设计及热处理方式由前面的计算分析可知，小斜齿轮分度圆直径、大