磨盘机传动装置机电一体化2毕业设计论文

1、( 此文档为 word 格式，下载后您可任意编辑修改！)优秀论文审核通过未经允许切勿外传毕业设计题目名称 :学生姓名：专业：指导老师：磨盘机传动装置设计机电一体化1前言人类在自己的生产活动中, 不断地总结经验和采用最新的科学技术来推动生产向前发展同时在发展生产的过程中又不断向科学技术提出新课题。这一切必然反映于机械设计发展过程。机械设计是机械产品开发设计的一个重要组成部分是机械生产的第一步是决定机械性能的最主要因素机械设计的过程实际上就是如何实现机械设计理论的过程。机械行业是国民经济的一大支柱产业重要性不可言喻。不断发展机械设计的理论和方法是很有必要的掌握机械设计理论与方法是我们机械行业的人所

2、必须的能力。几十年来, 我国机械设计的发展经历了一个曲折的过程已由设计和制造一般的产品逐步发展到高水平的产品 ,有的产品的设计已达到世界先进水平。要确立我国机械工业在国际上的地位我们必须要加强对机械设计方法和设计思想的研究。因此我们学生也必须要更加努力利用学习的丰富资源充实自己将理论基础打扎实实践与真知相结合2目 录1 设计任务书1.1 设计任务1.2 系统总体方案的设计2 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算3 传动零件的计算3.1锥齿轮的设计和计算3.2高速级斜齿轮的设计和计算3.3低速级斜齿轮的设计和计算4 轴的设计计算4.1高速轴的设计和计算4.2中间轴的设计和计算4.3低速轴的

3、设计和计算5 键连接的选择和计算6 滚动轴承的选择和计算7 联轴器的选择8 箱体及其减速器附件设计8.1箱体结构尺寸8.2减速器附件设计39 润滑和密封设计10 设计小结11 参考资料1 设计任务书1.1 设计任务（ 1）设计一盘磨机传动装置（ 2）已知技术参数和条件1） 技术参数：主轴的转速：50锥齿轮传动比：4电机功率： 5.5 kW电机转速： 1500 rpm每日工作时数： 8h传动工作年限： 8a1.2 系统总体方案的设计方案图如下：1电动机； 2、4联轴器； 3圆柱斜齿轮减速器； 5开式圆锥齿轮传动； 6 主轴； 7 盘磨机2 电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算2.1 电动机

4、类型的选择Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）42.2 电动机功率选择7.5Pkw2.3 确定电动机转速1500rmin2.4 确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量 , 因此选定电动机型号为 Y132M1-6，额定功率为 7.5KW，满载转速 1500rmin 。2.5 计算总传动比及分配各级的传动比高速级的传动比，低速级的传动比，锥齿轮传动比，减速箱的传动比为。总传动比：i=n m n w =150050=30锥齿轮传动比： i3=4减速器传动比：i ' =i i3 =304=27.51高速级传动比i1=1.4 1.3 i1.3 16.6 3.51低速级传动比

5、： i2=2.62.6传动参数的计算2.6.1各轴的转速n（ rmin ）高速轴一的转速：n 1 = n m =1500 rmin中间轴二的 转 速：n 2 = n 1i 1 =15003.51=427.3rmin低速轴三的转速：n 3 = n 2i 2主轴 6的转速：n 6 = n 3i 3 =164.34=41.075 rmin各轴的输入功率 P (KW)高速轴一的输入功率：P1=P m c=7.5 × 0.99=7.4W5中间轴二的输入功率：P2 = P1 1 g =7.42× 0.98× 0.98=7.1 W低速轴三的输入功率：P3 = P2 2 g =7

6、.1× 0.98× 0.98=6.85 W主轴 6的输入功率：P6 = P3 g g d =6.85 × 0.98× 0.99 0×.97=6.44WPm 为电动机的额定功率； c 为联轴器的效率； g 为一对轴承的效率；1 为高速级齿轮传动的效率；2 为低速级齿轮传动的效率； d 为锥齿轮传动的效率。各轴的输入转矩 T（N· m）高速轴一的输入转矩：T1=9550P1n1=（ 9550×7.4 ） 1500=47.11N· mm中间轴二的输入转矩：T2=9550P2n2=(9550×7.1)427.3=

7、158.7 N·mm低速轴三的输入转矩：T3=9550P3n3=(9550×6.85)164.3=398.2N· mm主轴 6的输入转矩：T4=9550P4n4=(9550 × 6.44)54.7=1124.4N·mm3 传动零件的设计计算3.1 锥齿轮的设计和计算选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按照传动方案选用直齿圆锥齿轮传动交角 =2)由于直齿圆锥齿轮的小齿轮转速不高,初选 7级精度 ;3)材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采用硬齿面，小齿轮选用 40Cr 钢，调质处理，齿面硬度取 280HBS，大齿轮选用 45钢，调质，齿

8、面硬度 240HBS。4)选取小齿轮点齿数为20，则2Z =20×3=60。3.1.2 按齿面接角疲劳强度设计按式（ 10-26）试算，即Z E2d12.923K T 1R 12H0.5 R u确定公式内各计算数值（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt =1.6 。2）计算小齿轮传递的转矩。695.5P395.557.4105T1n3164.34.310 N.mm3R=0.33 。4) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa。5) 由图 10-21d 按齿面强度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 =600Mpa Hlim2 =550Mpa

9、。6) 由式 10-13 计算应力循环次数。N =60n3j Lh=60×164.3 ×1×（ 2× 8×365×10） =3.686 × N2=Ni1=3.686 ×113=1.229 ×7) 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92,K HN2=0.95 。8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01 ，安全系数 S=1由式 10-12 得： H 1= Hlim1KHN1S=600×0.921Mpa=552Mpa H 2= Hlim2KHN2S=550×0.95

10、1Mpa=522.5Mpa9) u=3=tan 210) 许用接触力：H1H2552 522.5H2Mpa 537.25Mpa2（ 2）计算23Z EKT 2119.218mmR 121）试算 d 2.92H0.5 R u锥距 R=d1确定大端模数 取 me2e2188.54.9674 取m=52R222Z1Z 22472确定锥距 Re7Re=me225222 Z1Z 222472 199.7375mm分度圆直径：分度圆锥角：2arctan z2arctan7272.565z124909071.56518.43522齿宽 b:bR0.33199.737565.913mmRe最大齿宽为 b2=6

11、5mm，小齿轮宽 b1=70mm当量齿数 ZVZZz1v1cos1z2v2cos22425.298cos18.43572227.683cos71.565按齿根弯曲强度设计由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为m4K T12Y Fa Y Sa22n3u 1R z1 1 0.5RF（1）确定公式内的各计算数值试选 =1.6， 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限3 ）计算当量齿数Z v1z1cos1Z v2z2cos22425.298cos18.43572227.683cos71.56584）查取齿形系数由表 10-5 查得 Y Fa1=2.618;Y Fa2=

12、2.105）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y Sa1=1.590;Y Sa2=1.8686）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87,K FN2=0.90;7）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式 10-12 得FF12KKFR1FE1/ S0.87500 / 1.4310.714MPaFR 2FE2/S0.90380 /1.4244.286MPa8）计算大、小齿轮的并加以比较Y Fa1 YSa1=2.618 ×YFa1 YSa1=2.10 ×大齿轮的数值大。（ 2）设计计算m4K T122YFa YSa3.864mm2nRu 1R

13、110.5zF3.2 高速级斜齿轮的设计和计算选精度等级，材料及齿数（1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮硬度为 240HBS。（ 2）齿轮精度用 7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。（ 3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 =24, 则 =24× 3.51=84.24 ，取 =84。（ 4）选取螺旋角。初选螺旋角。按齿面接触强度设计22 K t T 1 Z H Z Eu 1由设计公式 d IraHu试算d（ 1）确定公式内的各计算数值1

14、）试选载荷系数 Kt =1.6 。2 ）计算小齿轮传递的转矩。95595.5 10 P195.5 103.964N .m mT19603.93910n13）由机械设计课本表10-7 选取齿宽系数4) 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MP。5) 由图 10-21d 按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =600Mpa Hlim2 =550Mpa。6) 由式 10-13 计算应力循环次数。N1=60n1j L h=60×960×1×（ 2×8× 365×10）=3.36 ×N2=N1i 1

15、=3.36 × 93.51=0.96 ×7) 由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.91,K HN2=0.96 。8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01 ，安全系数 S=1由式 10-12得：KHN1S=600×0.911 Mpa=546 Mpa H1=Hlim1KHN2S=550×0.961 Mpa=528 Mpa H2=Hlim29) 由图 10-30 选取区域系数 =2.433 。10) 由图 10-26 查得 则11) 许用接触力：H 1H 2546 528H2MPa 537MPa2计算21 ）试算d It2 K t T1

16、 Z H Z Eu 141.714m mdaHu2 ）圆周速度Vd1t n1 / 60 10002.097m / s3 ）齿宽模数 mntd1t cos/ z141.714cos14 / 24 1.6865mmh2.25mnt2.251.6865mm 3.795mmb / h10.992104) 计算纵向重合度0.318d Z1 tan0.3181 24 tan14 1.9035) 计算载荷系数 K根据 V=2.097ms,7级精度，由图 10-8查得动载系数 Kv=1.10。 ;由表 10-2查得使用系数 KA=1.25;由表 10-4查得 7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.417

17、 。查图 10-13得=1.34;故载荷系数：KKAKVKH KH1.251.10 1.41.417 2.736 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得1d1 d1t3K49.846mmK t7 ）计算模数md cos / z2.0152mmn11按齿根弯曲强度设计2由式 10-5得弯曲强度的设计公式为 mn2K T1Y cos YFa Y Sa2d z1aF（ 1）确定公式内的各计算数值1 ）计算载荷系数KK=1.25×1.10 ×1.4 ×1.34=2.582=1.903，从图 10-28查得螺旋角影响系数=0.883 ）计算当量齿数4

18、 ）查取齿形系数由表 10-5 查得5 ）查取应力校正系数11由表 10-5查得6 ）由图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限7 ）由图 10-18取弯曲疲劳寿命系=0.86, =0.89;8 ）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，由式 10-12 得 S=0.86 ×5001.4=307.14MPaS=0.89 ×3801.4=241.57MPa9并加以比较=2.592×=2.196 ×大齿轮的数值大。（ 2）设计计算2mn22.58 39390 0.88cos14320.01620 1.4212mm1

19、241.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取=2mm,按接触强度算得的分度圆直径 =49.846mm,算出小齿轮齿数z1d1 cos/ mn 24.18 24z23.512984.2484（ 3）几何尺寸计算1）计算中心距12a z1 z224 84 2 mm 111.31mm2 cos2cos14将中心距圆整为112mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角arccos z1 z2 mnarccos2484 2'&q

20、uot;2a211215 210因值改变不多，故参数，等不必修正。3) 计算分度圆直径'"mmd1z1 mn / cos242 / cos15 21049.778=84× 2cos=174.223 mm4) 计算齿轮宽度bd d1 149.77849.778mm圆整后取 B2=50mm,B=55mm15）结构设计齿顶高 hamnhanxn2102mm齿根高 hfmnhanC nxn210.250 2.5mm齿高齿顶圆直径：小齿轮 =d+2=53.778 mm大齿轮 =178.223 mm齿根圆直径：小齿轮 =d-2=44.778 mm大齿轮 = d-2=169.22

21、3 mm3.3 低速级斜齿轮的设计和计算选精度等级，材料及齿数。1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用 45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮硬度为 240HBS。2）齿轮精度用 7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。133）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取, 则, 取。4）选取螺旋角。初选螺旋角按齿面接触强度设计2由设计公式d1t32 K t T1 Z H Z E u 1 试算audH（ 1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt =1.62）计算小齿轮传递的转矩。5595.510 P

22、2 95.5103.85N mmT 2n2273.51.3268103）由机械设计课本表 10-74）由表 10-6查得材料的弹性影响系数 =189.8MP5）由图 10-21d 按齿面强度查地小，大齿轮的接触疲劳强度极限6）由式 10-13计算应力循环次数。N160 n1 j Lh 60 273.592 365 100.96 10N 2N190.37 100.96 10 2.68i27）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96 ， K HN2=0.978）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01 ，安全系数 S=1. 由式 10-12 得9）由图 10-30 选取区域系数1

23、0）由图 10-26查得则11）许用接触力H 1H 21576 533.5HMpa 554.75Mpa22（ 2）计算14232 K t T1 Z H Z Eu 162.773mm1) 试算 dltdaHu2) 圆周速度 V=d1t n2（ 60× 1000） =0.898 ms3) 齿宽bd dlt 62.773mmmntdlt cos/ z162.773cos14/ 24 2.5362h2.25mnt2.252.5362mm 5.7065mmb / h10.994) 计算纵向重合度0.318z tan0.318124tan141.903d15) 计算载荷系数 K根据 V=0.89

24、8ms,7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.03 ， ; 由表 10-2 查得使用系数 KA=1.25; 由表 10-4 查地 7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， =1.421 ；查图 10-13 得; 故载荷系数：KKAKVKHK H 1.25 1.03 1.41.421 2.566) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得1d1dltK377.373mmK t7) 计算模数md cos / z2.9664mmn11按齿根弯曲强度设计2由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为32K T1Y cosYFaYSamn2d z1F（ 1）确定公式内的各计算

25、数值1） 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限152）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89,K FN2=0.90;3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式 10-12 得：FF12FFFN1FE1FN2FE2S0.89500 1.4317.86 MpaS0.90380 1.4244.29Mpa4）计算载荷系数KK=1.25× 1.03 × 1.4 × 1.35=2.435）根据纵向重合度 =1.903 ，从图 10-28 查得螺旋角影响系数 =0.886) 计算当量齿数7）查取齿形系数由表

26、 10-5 查得 Y Fa1=2.592;Y Fa2=2.2528）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Y Sa1=1.596;Y Sa2=1.7449YF 1YS1F 12.592 1.596 317.86 0.01301=2.252×大齿轮的数值大。（2 ）设计计算2mn2 2.43 132680 0.88cos14320.01608 2.0831mm1241.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取 =2

27、.5 , 按接触强度算得的分度圆直径 =73.373 , 算出小齿轮齿数16取，取（ 3）几何尺寸计算1）计算中心距z1 z2 mn28 74 2.5mm 131.4mm2 cos2 cos14将中心距圆整为132 mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角arccos z1 z2 mnarccos 28742.52a213215因值改变不多，故参数等不必修正。3) 计算分度圆直径d1z1 mn cos282.5 cos1572.469mmd 2z2 mn cos742.5 cos15191.526mm4) 计算齿轮宽度bd172.46972.469mmd15）结构设计齿顶高 hamn hanxn2.

28、51 02.5mm齿根高 h fmn hanCnxn2.5 10.25 0 3.125mm齿高齿顶圆直径小齿轮大齿轮齿根圆直径小齿轮，大齿轮4 轴的设计计算4.1高速轴的设计计算17求高速轴上的功率P、转速 n 和转矩 T由已知，得： P= P=3.96 kw, n= n =960 rmin4.1.2 初步确定轴的最小直径先按式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表15-3 ，取 A0=112. 得3P1123 3.9617.96mmdmin A0n960轴上有一键槽，则增加后得直径 d=20 mm，高速轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径 d - ，取 d

29、- =20 mm。轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：（ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求, - 轴段左端需制出一轴肩, 故取- 段的直径d- =24 mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取 - 段的长度应比 L1 略短一些，现取 L - =36 mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d - =24 mm，选轴承型号 30205，

30、其尺寸 d× D× T=25 mm× 52 mm×16.25 mm, 故 d- =d- =25 mm.由于轴承右侧需装甩油环，且轴承需离箱体内壁一段距离，考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。，则取 L - =L- =24.25 mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取d =30 mm.3 ）由于高速轴上的小齿轮的尺寸较小，通常设计成齿轮轴。4 ）轴承端盖的总宽度取为 16 mm.取端盖的外端面与联轴器端面间的距离为30 mm,则 L - =46 mm。5 ）取齿轮距箱体内壁的距离 a=16 mm,高速级小齿轮与低速级大齿轮之间的距离 c=24

31、 mm.已知滚动轴承宽度 T=16.25 mm, 低速级小齿轮轮毂长 L=80 mm，则mmmmLIV V 14 55 24 80 1418718（ 3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d - 由表 6-1 查得平键截面b×=n=273.5 rmin确定轴的最小直径先按式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表 15-3 ，取 A0=112。得3P3 53.8mmdmin A0112273.526.93n轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：（2 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1 ）由于

32、 =26.93 mm，轴上开有两键槽，增加后轴径d=30 mm取安装轴承处（该轴直径最小处）轴径 d=30 mm,则 d - =d - 30 mm。2 ）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d - =30mm ，选轴承型号30206，其尺寸为 d ×D ×T=30 mm×62 mm×17.25mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm 。3 ）取轴上安装大齿轮和小齿轮处的轴段- 和 - 的直径 d - =d - =34mm. 两端齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知大齿轮轮毂的宽度为50 mm,小齿轮的轮毂宽度为 80 mm. 为

33、了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取 L - =77 mm,L - =47 mm 。两齿轮的另一端采用轴肩定位，轴肩高度 h>0.07d ，轴环处的直径 d - =40 mm 。轴环宽度 b 1.4h, 取 L - =26.5 mm 。4 ）由于安装齿轮的轴段比轮毂宽度略短，所以L - =17.25+6+16+3=42.25 mmL - =17.25+6+18.5+3=44.75 mm19(3) 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d - 和 d - 分别由表 6-1查得平键截面 b ×= n =105.2 rmin初步确定轴的最小直径先按

34、式 15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理。根据表 15-3 ，取 A0=112. 得3P3 4.92mmdmin A011212036.53n轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案轴的设计示意图如下：(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d - .为了使所选的轴直径d - 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩=1.7 3.3135 10555.633 10 N mm 。按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250。半联轴器的孔

35、径为 40 mm, 故取 d - =40 mm , 联轴器长 112 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84 mm.为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取-段的长度应比L1 略短一些，现取L - =80 mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求 , - 轴段左端需制出一轴肩 ,故取 - 段的直径 d - =48 mm, 右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=50 mm 。2 ）初步选择滚动轴承。选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d - =48mm, 选轴承型号30210 ，其尺寸为d ×D ×T=50 mm×90 mm×21.7

36、5 mm,故。203 ）取安装齿轮处的轴段- 的直径 =52 mm.齿轮的的左端与左端轴承之间采用甩油环和套筒定位。已知齿轮毂的宽度为75mm, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=72 mm.齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d, 则轴环处 =60 mm。轴环宽度b 1.4h, 取 =10 mm。4 ）取齿轮距箱体内壁的距离a=18.5 mm,高速级小齿轮与低速级大齿轮之间的距离 c=29 mm.考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm 。已知滚动轴承宽度 T=21.75 mm,高速级大齿轮轮毂宽50 mm.则LVII VIII21.756 18.534

37、9.25mmLIV V29 5018.5 21085.5mm5) 取轴承端盖外端面与联轴器端面的距离为30 mm ，端盖厚 20 mm，则L- =50.（ 3 ）轴上零件的周向定位齿轮，联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由表6-1查得平键截面b ×两轴承径向反力：=298.72N轴向力： =0N初步计算当量动载荷P，根据 P=根据表 13-6 ， =1.01.2，取 =1.2 。根据表 13-5 ，X=1所以计算轴承 6309的寿命：663h60nP60 144057.810 h 48000358.46故可以选用6.2计算中间轴的轴承 ：已知 n2=401

38、.114两轴承径向反力：轴向力均为 021初步计算当量动载荷P，根据 P=根据表 13-6 ， =1.01.2 ，取 =1.2 。根据表 13-5 ， X=1所以计算轴承 6306 的寿命：663C132000Lh101064800060nP60 401.114165.510 h832.56故可以选用。6.3计算低速轴的轴承已知 n3=150.795两轴承径向反力：= 673.45N轴向力：为 0初步计算当量动载荷P，根据 P=根据表 13-6 ， =1.01.2 ，取 =1.2 。 X=1所以计算轴承 6309 的寿命：6C6170003Lh1010660nP60 150.795808.14

39、1.027 10 h 48000故可以选用。7 联轴器的选择在轴的设计中，已经选择了联轴器，此处不再计算。8 箱体设计8.1 箱体尺寸22减速器箱体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度箱盖厚度（ 0.80.85 ） 8mm箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目na<250mm轴承旁联结螺栓直径盖与座联结螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径d至外箱壁的距离查手册表 5-3108121525M164M12M8M6M5M6221813至凸缘20边缘距离查手册表 5-31611外箱壁至轴承端面40距离大齿轮顶圆与内箱15壁距离齿轮端面与内箱壁1623距离8.2箱盖，箱座肋厚分别为、 0.85 减 速82（一轴）器 附件 设轴承端盖外径见图 6-2792（二 轴）计130（三轴）8.2.1104（一轴）窥 视孔 盖轴承旁联结螺栓距S见图 7-2114（二轴）与 窥离146（三轴）视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙, 了解啮合情况 . 润滑油也由此注入机体内。放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排