单级圆柱齿轮减速器说明书副本

1、目录目录 1 设计任务书 2.第一章 绪论 3.1.1 设计目的 3.1.2 传动方案拟定 3.第二章减速器结构选择及相关参数计算5.2.1 电动机类型及结构的选择 5.2.2 电动机选择 5.2.3 确定电动机转速5.2.4 确定传动装置的总传动比和分配级传动比 6.2.5 动力运动参数计算6.第三章普通 V 形带传动设计8.第四章齿轮传动设计计算9.第五章轴的设计计算1.3.5.1 减速器输入轴 1.3.5.2 减速器输出轴 1.6.第六章键的选择与校核 2.0.第七章箱体设计 2.1.第八章滚动轴承的选择与计算2.3第九章润滑与密封2.5.第十章设计总结 2.6.参考 文献 2.7.5设

2、计任务书设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。 已知运输带输送拉力F=1.15KN,带速V=1.41m/s,传动滚筒直径 D=222mm （滚筒效率为0.96） 。电动机驱动，预定使用寿命8年（每年工作300天） ，工作为二班工作制，载荷轻，带式输送机工作平稳。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。设计任务要求：1 .减速器装配图纸一张（1号图纸）一张2 .大小齿轮零件图纸各一张（3号图纸） 两张3 . 设计说明书一分一份第一章绪论1.1 设计目的(1)培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其 他相关课程的基础理论并

3、结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力， 巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。(2)通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计， 使我们掌握了 一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学 的工程设计能力和创新能力。(3)另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的 能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。需要完整图纸及论文，请联系QQ545675353,另接定做毕业设计1.2传动方案拟定1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动 机的运动和动力、变换其运动形式以满足工

4、作装置的需要，是机器的重要组成部 分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、 重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率 高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动， 第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过 载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转 矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代 机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是

5、单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，室内工作2、原始数据：滚筒圆周力F=1.15N;带速 V=1.41m/s；滚筒直径 D=222mm ；3、方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。第二章减速器结构选择及相关参数计算2.1 电动机类型及结构的选择本减速器设计为水平剖分，选用Y系列三相异步电动机,封闭卧式结构。2.2 电动机选择（一）工作机的功率PwPv=FV/

6、1000=1150 M.41/1000=1.62kw电动机额定功率Ped = 2.2kw（二）总效率总2总=带齿轮联轴器轴承=0.96 0.98 0.99 0.9952=0.91（三）所需电动机功率PdPd Pw/ 总=1.62/0.91=1.78kw查机械设计课程设计得 Ped = 2.2kw2.3 确定电动机转速卷筒工作转速为：n 卷筒=60X1000 V/ （兀）D =121.4r/min根据机械设计课程设计P 350表20-4推荐的传动比合理范 围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比i齿=36范围。取V带传 动比i带=24。则总传动比理论范围为：i总=624。故电动机转速的可选范为nd =

7、i 总 Xnw=728.42913.6r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min,由35力杀电动机型 号额定功率电动机转速（r/min）同 步满载1Y100L1-62.2kw150014402Y112M-82.2kw1000960标准查出两种适用的电动机型号:综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器1选定电动机 型号为Y100L1-6i带=3i 齿=3.95n I =480(r/min)nH =121.4 (r/min)nIII =121.4 (r/min)P0=1.78kwP=1.71kwP2=1.67kwP3=1.63kw因此选定电动机型号为 Y

8、100L1-6, n满=1440 r/min。2.4 确定传动装置的总传动比和分配级传动比1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速n满和工作机主动轴转速口可得传动装置总传动比为：i 总=门满/> =1440/121.4=11.862、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积i总二i带i齿取i带=3 （普通V带i=24）因为：i总=i带i齿所以：i 齿=H、/i 带=11.86/3= 3.952.5 动力运动参数计算（一）转速nno = nW =1440n i = no /i 带=门满 /i 带=1440/3=480 （r/min ）nN =nI /i 齿=480/3.9

9、5=121.4 （r/min）nIII =nH =121.4 （r/min）（二）功率PP0 Pd 1.78wI 轴：P P0 带 1.78 0.96=1.71WII 轴：P2 P 齿轴承 1.71 0.995 0.98=1.6kW卷筒轴：B巳齿轴承1.67 0.995 0.98=1.63w（三）转矩TT0 9550=；/ q 9550 1.781440=11.N mI 轴 T1 T0 带i带 11.8 0.96 3=3配 mII 轴T2=T1 齿轴承i齿轮=34 0.995 0.98 3.95=13N m卷筒轴T3=T2联轴器轴承二 131 0.99 0.98=1217 m轴号功率P/kWN

10、 /(r.min-1)T/(N . m)i01.78144011.8311.714803421.67121.41313.9531.63121.41271将上述数据列表如下：T0=11.8 (N . m) T1=34 (N . m) T2=131 (N . m) T3=127 (N . m)选B型带d1=125mmd2=375mm带中心距a =594.5mm小轮包角合 适第三章普通V形带传动设计设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、 根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴 上之力的大小和方向1、选择带的型号：查表6 4得Ka=1.2,则计算功率为Pc=Ka P=1.

11、2 X.78= 2.136KW根据小、FC查表和1图7-12,选取B型带。2、确定带轮基准直径、验算带速查资料1表 7-12, 7-4,选取 ddi=125mm带速带速验算：V=n1 d1 - X1000 >60) =3.14 125 M440/1000 60=9.42m/s 介于525m/s范围内，故合适大带轮基准直径 d2=n/n2M1=3X125=375mm3、确定带长和中心距a：0.7 -(d1+d2)<0<2 (d1+d2)0.7 X(125+375) &Q& 2X125+375)350mma 0 司000mm初定中心距a0=600 ,则带长为L0=

12、2 a0+ tt (d+d2) + (d2-d1) 2/(4 a0)=2>00+兀(125+375) /2+ (375-125) 2/(4 600) =2011mm查7 2表，按标准选带的基准长度 Ld=2000mm的实际中心距 a=aP+(Ld-L0)/2=600+(2000-2011)/2=594.5 mm4、验算小带轮上的包角a1=180-(d2-d1)>57.3/a=171.30>120 小轮包角合适5、确定带的根数由式z P确定V带根数,R R KLK查 7 6 表得 R = 1.68kW,查 7 8 表得 R =0.24kW查 7 2 表得 KL =0.98,查

13、79 表 K =0.98WJ Z=Pc/ (P0+AP0)Kl K =4.3/ (1.68+0.24) >0.98 0.98=2.33故要取3根B型V带1选定 齿轮 传动 旧、 材料、 热处 理方 式、精 度等 级第四章齿轮传动设计计算选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBs ,大齿 轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为 40HBS。齿轮精度初选 8级2初选 主要 参数Zi=25 , u=3.95, Z 2 = Zi X u=25X 3.95=98.75 ,取Z2 =99Z1=25Z2=993按齿 面接 触疲 劳强 度计 算1、计算小齿轮分度圆直径

14、2“ >3i2KtT1 u 1 ZeZhdit 3-ndu H 确定公式内的各计算数值：1）试选载荷系数 Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩T134N m3）由2机械设计中表 10-7选取齿宽系数。d =14）由2中表10-6查的材料的弹性影响系数1Z E =189.8 MPa 25）区域系数Z h =2.56）由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极限（Th lim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限（Th lim 2 550MPa o7）由2中式1013计算应力循环次数N1 = 60n1jL h =60X320X 1 X （2X 8X 300X 8） =

15、 7.4X108N 2 = N1/3.63 = 2.04X 108T1 34N mN1 = 7.4X108N 2 =2.04X 1088)由2中图10-19取接触疲劳寿命系数Khni =0.93；9)K HN2 = 0.97计算接触疲劳许用应力取失效概率为1 % ,安全系数S= 1,由2中式(1012)° H1错误！未找到引用源。* (THN1 .而1 =0.93 乂S600MPa=558 MPaK ,* b, cb H 2 = HN2HJ = 0.97 X 550MPa = 533.5MPa S1、计算各主要数据:4计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t ,代入。h 中较小值2)3)d

16、t22KtT u 1 ZhZe2 1.3 34 1 03 4.95 2.5 1 89.8=44.4 mm计算圆周速度3.95533.5dev=60 100044.4 480=1.12m/s60 1000计算齿宽b及模数mtb=()d *d 1t =1 x 44.4mm=44.4 mmd1t 44.4m t =1.776mmZi25h=2.25 m t=2.25 x 1.776mm=3.996mmb/h=44.4/3.996=11.114)计算载荷系数k已知工作有轻振，所以取 Ka =1.25,根据v=1.12m/s,级精度b H 1 =558 MPaH2=533.5MPad1产 44.4mmv

17、=1.12m/sb=44.4 mmm t=1.776mmh=3.996mmb/h=11.11由2中图108查得动载系数 KV=1.1;由2中表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，K H =1.346由2中图1013查得KF =1.27直齿轮K h =K f =1。故载荷系数K= Ka*Kv* K h * K h =1.25X1.1X 1X 1.346=1.855）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由2中式（1010a）得错误！未找到引用源。=d1t 3； K / Kt = 44,4 31.85 /1.3 mm=49.9mm6）计算模数md1 49.9m=mm=1.996乙

18、 25K=1.85错误！未找到引用源。=49.9mmm =1.9965 按 齿根 弯曲强度 设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为2KT YFaYsam> d 2V d Z10"F1、确定计算参数1）由2中图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F1=620Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限F2 =520Mpa；2）由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 =0.856,KFN2 =0.8923）计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S-1.4,Ki,由2中式（10-12） F= F FN 得 SF 1 =379.09Mpa f 2 =331.31 MPa4）计算载荷系数K

19、= K a *K v *K f *K f =1.25 X 1.1 X 1X 1.27=1.755）查取齿型系数f1 =379.09MpaF2=331.31MpaK=1.75由2中表 105 查得 YFa1=2.76; YFa2=2.1966）查取应力校正系数YFa1YSa1 =0.0114由2中表 10-5 查彳#Ysa=1.56; Ysa2=1.782Yu°Yo. 7）计算大、小齿轮的-Fa并加以比较YFa1YSHFa i sai2.76 1.56=0.0114428YFa2YSa2 =0.01182YFa2YSa22.228 1.762=0.0118242.11大齿轮的数值大。2

20、、设计计算3m>32 1.75 34 1021 2520.0118=1.31mmm > 1.31mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.31并就近圆整为标准值m=1.5按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1 =44.4mm,算出小齿轮齿数m=1.5mmZ1=30Z1= d 1/m=44.4/1.5=29.6 取 Z1=30大齿轮齿数Z 2 =3.95 X30=118.5 取 Z 2=119Z2=1191)计算分度圆直径6何 寸 算d 1 =m Z 1 =1.5 x 30=45 mmd2=m Z 2 =1.5 x 119=178.5mm2)计算中心距d 1 =68 mmd2=17

21、8.5mma=111.75mma=m (Z1 + Z 2 ) /2=1.5X (30+119) /2= 111.75mm3)计算齿轮宽度B 2 =45mmb= d 14d =45 mm取 B 2 =45mm B 1 =50mmB 1=50mm第五章轴的设计计算设计 内容计算及说明结 果1 初 步确 定轴 的最 小直 径5.1减速器输入轴选用45#调质，硬度217-255HBS ,轴的输入功率P =1.71Kw ,转矩 nI =480 r/min根据2中15-2式，异查表15-3,取A0=115d A03 1P =115X 3/171错误！未找到引用源。=17.6mmYnIV480d 17.6m

22、m2 求 作用 在齿 轮上 的受力因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=45mm ,而2TlFt1-1 -错误！未找到引用源。错误!未找到引用源。-1511NdFr1 = Ft1 tan n=1511*tan 20 =550 NFt1 1511NFr1 550N3 轴1、拟定轴上零件的装配方案1, 5滚动轴承2一轴3齿轮轴的轮齿段6密封盖7轴承端盖8一轴端挡圈2、确定轴的各段直径和长度1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接，则轴应该增加 5%,取dmin =20mm ,根据计算转矩错误!未找到引用源。Tc =错误!未找到引用源。a *错误！未找到引用源。1=1.3*34=44.2N.

23、m ,查标准 GB/T 5483 1986,选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为l1=52mm,轴段长L1=50mm2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 35 mm ,根据轴承端盖装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为15 mm,故取该段长为L2=50 mm。3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸d * D* B =40*80*18 ,那么该段的直径为40mm ,长度为L3=18mm。4）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取直径为 48mm

24、,长度取L4= 13mm。5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直 径为 70mm,分度圆直径为68 mm,齿轮的宽度为 74mm,则，此段的直径为 70mm,长度取L5 =74mm o6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 48mm ,长度为L6=13mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为40 mm,长度为 L7 =18 mm。9半联轴器dmin20mmL1 50mmd2 35mmL2 50mmd3 40mmL3 18mmd4L4d5L5d6L6d7L71根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位置,48mm13mm70mm

25、74mm48mm13mm40mm18mm轴上 载荷RA RB 1744NRA RB 635NMaV 46N.mM av 46N.mMaH 126.44N.mMa Ma 134.5 aaN.m建立力学模型。水平的支反点：RA RBFL=1744N2垂直的支反点：由于选用深沟球轴承则Fa =0,那么FrRARB- r =635N垂直面的弯矩：Mav= RB * L/2=635*145/2=46 N - mMav= RA* L/2=635*145/2=46 Nm水平面的弯矩：MaH = RA* L/2=1744*145/2=126.44 N - m求合成弯矩：Ma = J(Mav)2 (MaH)2

26、错误！未找到引用源。 =134.5N mM a = Ma=个(M'av)2 (MaH)2 134.5N - m轴传递的转矩：T=118.6 N m2、做轴上各段受力情况及弯矩图=152.2 N - m现在校核第一段:M e= aT =71.16 N - mMe= V (Ma)2 (aT)23、判断危险截面并验算强度由图可见，a-a截面最危险其当量弯矩：认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6，带入 Me= 4( Ma)2 (aT)2 = J (134.5)2 (0.6 1186 2轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：B错误！未找到引用源。=650MPa, b-1b =6

27、0MpaMe . 152.2 1000有：d> 3 3r 29.4mmY0.1v1b V 0.1 60除了右起第一段外，其他设计轴的最小直径35mm,所以轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：错误!未找到引 用源。=650MPa , b -1b =60MpaMe=152.2N.md 29.4mm有：d> 3Me ,41.16 1000316.8mm0.1v1b V 0.1 60设计内容第一段直径为20mm,所以安全。计算及说明1步 士 7E的 小 径初 确 轴 最 直5.2减速器输曲轴选用45#调质，硬度217-255HBS ,轴的输入功率Pi =1.67 kw ,转矩 nii

28、=121.4 r/min根据2中15-2式，并查表15-3,取A0=115dAo3(Z=115X:ni1.67 =27.6mm 121.4d 27.6mm2 求 作用在齿 轮上 的力因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=178.5 mm ,而2Tii11 =3385 N dFr1 = % tan n =3385* tan20 =1232N1、拟定轴上零件的装配方案Ft1 3385 NFr1 1232 N3的 构 计1, 5滚动轴承2一轴 3齿轮4一套筒6密封盖7一键8一轴承端盖9一轴端挡圈10一半联轴器2、确定轴的各段直径和长度1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接，则轴应该增加5%

29、 ,取dmin =30mm ,根据计算转矩TC TA*TII =1.3*131=170.3N.m ,查表知，选用 HL2 型弹性柱销联轴命，半联轴命长度为11=52 mm,轴段长为L1 = 50mm2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 50 mm ,根据轴承端盖装拆与便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为15 mm,故去该段k为 L2 =50 mm。3）右起第三段，该段装宿滚动轴承，选用深沟球轴承， 则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸d* D* B =55*100*21 ,那么该段的直径为55mm ,长度为L3 =37.5mm

30、。4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接， 直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为 330mm,则该段的直径取 60mm,齿轮宽为 b=68mm,为了保证定位的可靠性，取轴段k度为L4=66mm5）右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径D5= 66mm,长度取 L5=10 mm。6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6 = 60 mm,长度为L6=7.5mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为D7= 55 mm ,长度为 L7=21mm。d1 30mmL1 80mm2 50mmL2 50mmd3 55mmL3 37.

31、5mmd4 60mmL4 66mm5 66mmL5 10mm6 60mmL6 7.5mm7 55mmL7 21mm4 求 轴上 的载 荷1、根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位 置，建立力学模型。水平的支反点：RA RB F=1692.5 NRA RB 1692.5NRA RB 616N垂直的支反点；由于选用深沟球轴承则Fa =0,那么-FrRa Rb=616N2垂直面的弯矩：Mav= Rb L, 2=616*72.5=44.66 N mMav= Ra*错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。=616*72.5=44.66N - m水平面弯矩：MaH = Ra*错误！未找到引用源。

32、=1692.5*72.5=122.7N - m求合成弯矩：Ma= M ' = <(Mav)2(MaH)2 130.57 N - m a a轴传递的转矩：T=558.6N m2、作出轴上各段受力情况及弯矩图CX49Nrr74Nm2)判断危险截面并验算强度；由图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩：EN寸丑版ZMav Mav44.66 N mMaH 122.7N.mMaMaa a130.57 N mM e= J(Ma)2 (aT)2Me 246N.m认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6，带入：M e=，(Ma)2 (aT)2 =246 N . m轴的材料选用45号钢，调

33、质处理，查表得： B = 650MPab -1b =60MpaMMeJ2461000有：d> 3| 3=27.9mm丫0.1-1b0 0.160轴的最小直径为30mm,所以安全。d 27.9mm设计 内容第六章键的选择与校核结 果1 输 入轴 上的 键连接1、输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径 d=20mm , L=50mm , T=34 N m查看相关手册，选择 C型平键 由2中表6-1得，B键的b=6mm, h=6mm ;L =L-b=50-10=40mm h=6mm_332T 102 34 10p=28.3MPa< p=110MPa。p kLd0.5 6 40 20b=6m

34、mh=6mmp 28.3Mpa2 输 出轴上的 键连 接1、输出轴与齿轮用平键联接；轴径 d=60mm , L=66mm , T=131N m查机械手册，该联接采用C型平键联接，B 键的尺、为 b=18mm , h=11mm ,L =L-b=66-18=48mm ,h=11 mm2T 1032 131 103p=70.53MPa< p=110MPap kLd 0.5 11 48 60p2、输出轴与联轴器 2采用平键联接；b=18mmh=11mmp 70.53Mpab=14mm轴径 d=48mm , L=80mm , T=542 N m查机械设计手册，该联接选用C型平键联接，B键的尺、为

35、b=14mm , h=9mm ,L =L-b=80-14=66mm , h=9mm ,_332T 102 131 10p= = ° 5 9 66 48 =76MPa< P=110MPah=9mmp 76Mpa设计 内容第七章箱体设计结 果1、定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机 座用螺栓连接后，镇孔之前安装二个定位销， 空位置尽量远些。 如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。2、窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔， 以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防 止污物进入机体内和润滑油飞溅出来

36、。3通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从细缝向外泄露，所以多在机 盖顶部及窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出， 达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处得密封性能。4油标 用来检查油卸局度，以保证有止常的油量，油标 有各种结构类型，有的已定为国家标准件。5启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联接后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上 常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。6调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属

37、制成，用以调 整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。7放油螺塞 减速器底部设有放油孔，由于排除污油，注 油前用螺塞堵住。8环首螺旬吊环和吊钩在机蛊上装后环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9.密封装置 在伸出轴和端盖之间有间隙， 必须安装密封 件，以防止漏油和污物进入机体内。 密封件多为标准件， 其密 封效果相差很大，应根据具情况选定。设计 内容第八章滚动轴承的选择与计算结 果1 输 入轴 的轴 承设 计计 算1、由给定的工作条件易得，轴承预计寿命Lh =2 X 8 X 300 X 8=38400h初步计算当量动载荷；由2中表13-6取fp=l.3,该轴承只承受径向力

38、，PrfpFr = 1.3*1270=1651 N ;2、轴承应有的景象基本额定载荷为C=2 ;60nLl，查2中相关表格易得，则ft V 106_ Pr 衿0nLi _ 1.3 1270 J60 240 38400C- ft V 106 -1 V106=13551N3 选择 6208 轴承，C r =25.5 KN106/ftC1061 25500 x3L h =()()60n Pr60 240 1.3 1270=191901h> 38400 h轴承预期寿命足够，合格。pr 1651NC=13551NLh 1.9 105h2 输 出轴轴承 设计 计算1、该轴承在工作条件下只受到径向力作用，Pr=f p Fr=1601 N2、轴承应有的径向基本额定载荷值；C= P_ |l60nLL ,查2中相关表格易得,ft , 106ft =1, =3,则P i60nLh