课程设计减速器you

1、5.完成器装配草图6.器装配图绘制过程7.完成装配图一、设计任务书1. 设计题目:2. 题目数据: 拉力F= 速度v=卷筒直径D=班制：工作年限：圆锥圆柱齿轮器2100 N1.3 m/s 320 mm1 班10 年每班小时8 h每年工作天数： 300 天3.方案图二、传动装置的总体设计1.传动方案的确定根据设计任务书，改传动方案的设计分为原、传构和执行机构三部分。（1）原的选择按设计要求，动力源为三相交流电。（2）传构的选择可选用的传构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮蜗杆传动。带传动平稳性好，噪音、维护都比较方便，成本也较低， 然传动效率高，但会引起一定的好，但效率低，没有缓冲吸震和过载

2、保护的能力，制造要求率高，使用高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用圆锥圆柱齿轮安装传动虽然平稳性 而齿轮传动传动效总传动比不是很比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。2.电的选择计算及说明计算结果计算项目的类型 根据用途选用Y系列三相异步电1.选择电输送带所需功率FvwP=2.73 kWw1000h卷 =卷筒传动效率为0.96滚子轴承传动效率为h轴承 = 0.97圆柱齿轮传动效率为h齿 =0.97h联 =联轴器传动效率为0.992.选择电的功率h =锥h =hh4 hh2h =总卷 轴承齿 联 锥PwP =0h总查表可选取电Ped =的

3、额定功率为卷筒的转速为= vw ´ 60´1000 =nwpD可选择的电3.电466 -1397 r/min进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8Ped =nm =nt =额定功率满载转速同步转速3.传动比的计算及分配计算项目4 kW720 r/min 750 r/min计算及说明计算结果= nmw=i1.总传动比9.28总n高速级传动比为i1 = 0.25i =2.32低速级传动比为ii2 =4i14.传动装置运动、动力参数的计算计算及说明720 r/min720 r/min计算结果计算项目n0 = nm =n1 = nm = n11=n3

4、11 r/min2i1.各轴转速= n22=n77.6 r/min3inw = n3 =77.6 r/minP0 =P1 = P0h联 = P2 = P1h锥h轴承 = P3 = P2h齿h轴承 =Pw = P3h联h轴承 =3.52 kW3.48 kW3.24 kW3.05 kW2.93 kW2.各轴功率T = 9550000 P0 =46683N.mm0n0T = 9550000 P1 =46217N.mm1n1T = 9550000 P2 =99792N.mm3.各轴转矩2n2T = 9550000 P3 =375579N.mm3n3T = 9550000 Pw =360668N.mmw

5、nw三、传动件的设计计算1.高速级的圆锥齿轮设计与计算计算及说明计算结果计算项目考虑到带式 均选用45钢 调质处理，大查表得小齿轮值为260HBW进行162217HBW，取轮1.选择材料，热处理方式和公差等级硬度为算因为是软齿面闭式行设计，则有面接触强度进2æ ZE ZHö4KtT1ç÷d1 ³ 3s0.85u(1- 0.5f )f2RèH ø3R1. 试选载荷系数Kt2. 选取齿宽系数fR3. 查表得弹性系=ZE =89.8MPaZH =4. 节点区域系5. 齿数比u6. 接触= ZNsHlimsHSH由图查得接触sH l

6、im1 =2.初步计算传动的s=H lim2小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为N1 = 60n1aLh =1.04 ´109= N1=N´1084.472i1ZN1 = 1.0ZN 2 =由图查得由表取安全系数SH，则= ZN1sH lim1s=580MPaH1SH= ZN 2sH lim 2s=MPa425.1H 2SHsH =取425.1 MPa初算小齿轮的分度圆直径ö2 4K Tæ Z Z³ 3çE H ÷=t 1- 0.5d188.83mmf )s2 ç÷tf0.85u(1èø

7、RRH1.计算载荷系数，由表查得使用系数 KA = 1.0齿宽中点分度圆直径为= d1t (1- 0.5fR ) =dm1t75.5 mmpdm1t n1n =故m/s2.84m160 ´1000=由图查得动载荷系数 KV由图查得齿向载荷系数则载荷系数1.1Kb =1.13K = KAKV Kb =1.24d1t2.对直径进行修正Kd1 ³ d1t 3=87.51mmKtz1 =z2 = uz1 =3.确定齿数，选齿数2251z2 =取51u' = z2 =z1Du2.32= -0.03% ，在3.确定传动则范围内u4.确定模数m = d1 =z13.98 mm按表

8、取m=分度圆直径为4 mmd1 = mz1 =d2 = mz2 =锥顶距为88204mmmmR = d1u2 +1 =2齿宽为111.09 mmb =fR R =33.3 mm34 mmb =取KFtY Y £ ss =FF0.85bm(1- 0.5f )F SR1. KbfRm同前2.圆轴力为2T1F =1236Ntd (1- 0.5f )1R3.齿形系数YF 和应力修正系数 YSucosd =0.921u2 +11cosd =0.242u2 +1则当量齿数为z1z=24v1cosd1z2z=209v2cosd2YF1 = 2.65YF 2 =YS 2 =由图查得2.131.884

9、.校核齿根弯曲疲劳强度Y=1.58S16.弯曲应力= YNsF limsFSF由图查得弯曲疲劳极限应力为sF lim1 =sF lim2 =由图查得220 MPa170 MPa系数YN 2 =YN1 =11SF =有表查得安全系数1.25 故= YN1sF lim1s=176MPaF1SF= YN 2sF lim2s=136MPaF 2SFKFtss=Y Y88.2MPaF1F1 S10.85bm(1- 0.5f )F1RYF 2YS 2ss =s=84.4 MPaF 2F1 YYF 2F1 S1ha = m =hf = 1.2m =c = 0.2m =齿顶高齿根高顶隙4 mm4.8 mm0.

10、8 mmud = arccos=23.3 °1u2 +11d = arccos=66.7 °2u2 +1齿顶圆直径da1 = d1 + 2m cosd1 =da2 = d2 + 2m cosd2 =齿根圆直径df 1 = d1 - 2.4m cosd1 =df2 = d2 - 2.4m cosd2 =2.低速级的斜齿圆柱齿轮设计与计算95.35205.95mmmm79.19201.66mmmm计算项目计算及说明计算结果考虑到带式机为一般机械，故大均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用7级精度查表得小齿轮齿面硬度为217255HBW，取硬度值

11、为240HBW进行计算；大齿轮齿面硬度为162217HBW，取硬度值200HBW进行计算1.选择材料，热处理方式和公差等级因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触强度进行设计，则有ö22K T u +1æ ZZ Z Z t 2ç E H e b ÷d3 ³ 3sHfduèø=1.试选载荷系数Kt1.42.选取齿宽系数fd 1.1=ZE =MPa3.查表得弹性系数189.84.节点区域系数ZH = 2.46 ，螺旋角=125.齿数比u=i=46.确定齿轮齿数，初选小齿轮齿数z4 = uz3 =z3 =取23 则z4 =92.0092

12、7.重合度端面重合度为éêë1 öùæ1e =ç+z÷ú cosb=1.88- 3.21.67azè34 øû轴向重合度为eb = 0.318fd z3 tanb= 1.71由图查得重合度系数 Ze = 0.76由图查得螺旋角系数 Zb =0.992.初步计算传动的主要8.接触应力= ZNsHlimsHSH由图查得接触疲劳极限应力为sH lim3 =580 MPasH lim 4 =390 MPa小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为N3 = 60n2aLh =4.47 

13、0;108= N3 i=N´1081.08 ZN 2 =1.12，则1.1242ZN1 = 1.0由图查得系数由表取安全系数SH= ZN 3sH lim3s=626MPaH 3SH= ZN 4sH lim4s=437MPaH 4SHsH =取437 MPa初算小齿轮的分度圆直径ö22K T u +1æ ZZ Z Z t 2ç E H e b ÷³ 3=d3t59.00mmsHfduèø1.计算载荷系数，由表查得使用系数 KA = 1.0pd3t n2n=因m/s0.9660 ´1000= 1.05Kb =

14、由图查得动载荷系数 KV由图查得齿向载荷系数1.11Ka =由表查得齿间载荷分配系数1.1则载荷系数K = KAKV KbKa =1.28Kt差异较大，故需对d3t 进行修正，即2.K与Kd3 ³ d3t 3=57.29mmK3.确定模数t= d3 cosb=m2.44 mmnz3mn =按表取2.5 mm4.计算传动中心距为a = m (z + z ) =n34146.96mm2 cosb圆整，取a =150 mm则螺旋角为b= arccos mn (z3 + z4 ) =16.598°2a因b 值与初选值相差较大，故对与b有参数进行修正ZH =由图查得节点区域系数则端面

15、重合度为2.46éêë1 öùæ1ç÷ú cosb=e =+z1.88- 3.21.64azè 34 øû轴向重合度为3.确定传动e = 0.318fz tanb=2.4bd 3由图查得重合度系数 Ze =由图查得螺旋角系数 Zb =0.780.99ö22KT u +1æ ZZ Z Z 2ç E H e b ÷³ 3=d3t58.05mmsHfduèø精确计算圆周速度为pd3t n2n=m/s0.9460&

16、#180;1000= 1.05由图查得动载荷系数 KVK值不变= d3t cosb=mmm2.42nz3mn =查表，取2.5 mm，则高速级中心矩为a = mn (z3 + z4 ) =150mm2cosb则螺旋角修正为b= arccosmn (z3 + z4 ) =16.598°2a=16°3552修正完毕，故分度圆直径为mn z3d =60.00mm3cosbmn z4d =240.00mm4cosb齿宽为b =fd d3 =66 mmb4 =取70 mmb = b + (5 10)34b3 =取75 mm2KTY Y Y £ ss =2F S eFFbmd

17、31. KT2 d3m同前2.齿宽 b = b4 =70 mm3.齿形系数YF 和应力修正系数 YSz3z=26.1v 3cos3 bz4z=105v 4cos3 bYF 4 =YS 4 =Ye =Yb =由图查得 YF 3 = 2.61YS 3 = 1.594. 由图查得重合度系数5. 由图查得螺旋角系数2.251.790.710.926.弯曲应力= YNsF lims4.校核齿根弯曲疲劳强度FSF由图查得弯曲疲劳极限应力为sF lim3 =sF lim4 =由图查得220 MPa170 MPa系数YN 4 =YN 3 =11SF =有表查得安全系数1.25 故= YN 3sF lim3s=

18、176MPaF 3SF= YN 4sF lim 4s=136MPaF 4SF2KTss =Y Y Y Y =266.1MPaF 3F 3 S 3e bbmdF13YF 4YS 4s =s=s64.1MPaF 4F 3 YYF 2F 3 S 3mn=m端面模数2.60870mmtcosbh = h*m =齿顶高齿根高全齿高顶隙2.5 mm3.125 mm5.625 mm0.625 mmaah = (h + c )*m =fah = ha + hf =c = c*m =n齿顶圆直径5.计算齿轮传动其他几何da3 = d3 + 2ha =da4 = d4 + 2ha =齿根圆直径df3 = d3 -

19、 2hf =df4 = d4 - 2hf =65.00245.00mmmm53.75233.75mmmm四、齿轮上作用力的计算计算及说明高速轴传递的转矩为 T1 = 46216.51计算结果计算项目N.mmn1 =转速为720 r/min小齿轮大端分度圆直径d1 =88 mm1.圆周力为2T1F =1236Nt1d（1- 0.5f）1R2. 径向力为Fr1 = Ft1 tana1 cosd1 =3. 轴向力为Fa1 = Ft1 tanasind1 =4. 法向力为1.高速级齿轮传动的作用力413 N178 NFt1F =1315Nn1cosa从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，左右

20、方向相反低速轴传递的转矩为 T2 = 99792.45N.mmn2 =转速为311 r/mind3 =小齿轮分度圆直径60 mm小齿轮左旋，大齿轮右旋1.圆周力为= 2T2=F3326Nt3d32.径向力为2.低速级齿轮传动的作用力tananF = F=1263 Nr3t3cosb3. 轴向力为Fa3 = Ft3 tanb=4. 法向力为992 NFt1F =n13694Ncosa cosbn从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，左右方向相反五、轴的设计与计算1.高速轴的设计与计算及轴承、键和联轴器的选择与校核计算及说明计算结果计算项目1.高速轴传递的功率为P1 = 3.48 kWT

21、1 =n1 =转矩为转速为46216.51 N.mm720 r/min88 mm34 mm1.已知条件小齿轮分度圆直径d1 =齿轮宽度b1 =因传递的功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用材料45钢，调质处理2.选择轴的材料轴径可按下式求得，有表取C=120 则Pd ³ C3 =nmm20.30考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%5%，则d= 20.91mm21.31=dmin取20.9 mm1.设计轴的结构并绘制出轴的草图2.轴段1的设计d1 =L1 =30 mm115 mm（根据联轴器设定）选用A型普通平键3.轴段2的设计4.结构设计d2 =L2 =35 mm（根据轴承内径选择）

22、16 mm4.轴段3的设计d3 =L3 =42 mm130 mm5.轴段4的设计d4 =L4 =35 mm（根据轴承内径选择）16 mm6.轴段5的设计d5 =L5 =30 mm58 mm1.画出轴的受力简图l1 =l2 =l3 =96.5 mm147 mm54 mm2.支承反力在水平面上为d（1 1- 0.5fR）F l - Fr1 3a12N106R=1Hl2= Fr1 + R1H =R2H在垂直面上为519 N= - Ft1l3=RN-4541Vl2= -Ft1 - R1V =R2VN-782支承1的总支承反力R =R2+ R2 =466 N11H1V支承2的总支承反力R =R2+ R2

23、 =939 N22H2V3.弯矩计算 在水平面上为MaH= -R1H l2 =-15638N.mmd1 (1- 0.5fR ) =M= F6663N.mmbH左a12在垂直面上为MaV= R1V l2 =-667300N.mmN.mm=M bV5.轴的受力分析弯矩M =+ M 2 =M 2685386663N.mmN.mmaaHaVM=+ M 2 =M 2bH左bVb左4. 画出弯矩图5. 画出转矩图轴承2处的弯矩较大，同时作用有转矩，故a点截面为截面其抗弯截面系数为pd 3W =432抗扭截面系数为=4207mm³pd 3=416=WT8414mm³最大弯曲应力为= Ma

24、 Ws=16.3MPaA6.校核轴的强度扭剪应力为T1t=WT5.49MPa按弯扭强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6 ，则当量应力为() = 17.6 MPas = s + 4at22eA由表查得45钢调质处理抗拉强度极限sB= 650MPa，由表查得轴的弯曲应s -1bss =60MPa。，e-1b选择LX3型弹性柱销联轴器（G7.联轴器的选择直径d=30 mm轴孔长度L60 mm联轴器键联接选用A型普通平键b×h=长10 ×8 （GB/T96-2003）50 mm挤压应力为4T1s =19.3 MPapd hl1取键、轴及联

25、轴器的材料8.键的选择及键连接强sp = 125150MPa，spsp，强度度的校核齿轮处键联接选用A型普通平键b×h=长10 ×8 （GB/T1096-03）28 mm挤压应力为4T1s =42.8 MPapd hl5取键、轴及联轴器的材料spsps= 125150MPa，强度足够p1.当量动载荷选用30207（GB/T 297-1994)轴承内径d=厚度B= C=35 mm17 mm外径D=72 mmC0 =54200NY=63500Ne=0.371.6轴承1、2的内部轴向力分别为R1S =146 N12YR2S =293 N22Y外部轴向力A=S2 + A =178

26、N471 NS1则两轴承的轴向力分别为9.轴承的选择与核校Fa1 = S2 + A =Fa2 = S2 =471 N293 NeFa1/R1 = 1.011由P1 = 0.4R1 + YFa1 =941 N因Fa2/R2 = 0.313eP2 = R2 =939 N2.轴承P1P2因fT =f p =以下工作，查10æC ö 3106fç T÷Lh =çP ÷60nf1 è pø轴承预期L'=24000hhL L'，故轴承hh2.中间轴的设计与计算及轴承、键和联轴器的核计算项目计算及说明1.中间轴传

27、递的功率为P2 =3.24 kW计算结果T2 =n2 =d2 =转矩为转速为齿轮分度圆直径99792.45 N.mm311 r/min204 mm34 mm1.已知条件d3 =b3 =齿轮宽度b2 =因传递的功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用材料45钢，调质处理2.选择轴的材料轴径可按下式求得，有表取C=120 则Pd ³ C3 =nmm26.23=dmin取26.2 mm1.设计轴的结构并绘制出轴的草图2.轴段1的设计d1 =L1 =30 mm（根据轴承内径选择）43 mm3.轴段2的设计d2 =L2 =35 mm73 mm4.结构设计选用A型普通平键4.轴段3的设计d3

28、=L3 =40 mm13 mm5.轴段4的设计d4 =L4 =35 mm38 mm选用A型普通平键6.轴段5的设计d5 =L5 =30 mm41 mm（根据轴承内径选择）1.画出轴的受力简图l1 =l2 =l3 =70.5 mm62.5 mm59.5 mm2.支承反力在水平面上为d（2 1- 0.5fR）+ Fa3 d3F (l + l ) - F l + Fr3 23r2 3a 2908 N22R=1Hl + l + l123= Fr3 - R1H - Fr2 =R2H-57 N在垂直面上为= F（t3 l2 + l3）+ Ft2l3=RN24901Vl + l + l123= Ft3 +

29、Ft 2 - R1V =R2VN2072支承1的总支承反力R =R2+ R2 =2650 N1支承2的总支承反力1H1VR =R2+ R2 =2073 N22 H2V3.弯矩计算 在水平面上为MaH左 = -R1H l1 =d3-63999N.mmM= M+ F=-34253N.mmaH右aH右a32MbH右 = -R2Hl3 =3416N.mmd 22M= M- F=-14755N.mmbH左bH右a 2在垂直面上为= R1V l1 = R2V l3 =MaVM bV175554123286N.mmN.mm5.轴的受力分析弯矩M=M 2+ M 2=1868551788641241651233

30、33N.mm N.mm N.mmN.mma左aH左aVM=M 2+ M 2a右aH右aVM=+ M 2M 2bH左bVb左M=+ M 2M 2b右bH右bV4. 画出弯矩图5. 画出转矩图a左侧弯矩大，故a左侧为截面其抗弯截面系数为pd 3W =232抗扭截面系数为=mm³4207pd 3=216=WTmm³8414最大弯曲应力为Ms =a左44.4MPabW6.校核轴的强度扭剪应力为T2t=WT11.9MPa按弯扭强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6 ，则当量应力为+ 4(at)2s =s2= 46.6 MPaeb右由表查得45

31、钢调质处理抗拉强度极限sB= 650MPa，由表查得轴的弯曲应力s-1b =60MPa。ss，强度满足要求。1e- b齿轮2键联接选用A型普通平键b×h=长10 ×8 （GB/T1096-2003）32 mm挤压应力为4T2s =64.8 MPapd hl4取键、轴及联轴器的材料钢，由表查得，强度足够sp =125150MPa，7.键的选择及键连接强spsp度的校核齿轮3键联接选用A型普通平键b×h=长10 ×8 （GB/T1096-2003）70 mm挤压应力为4T2s =23.8 MPapd hl2取键、轴及联轴器的材料钢，由，强度足够sp = 12

32、5150MPa， 1.当量动载荷spsp选用30206（GB/T 297-1994)轴承内径d=厚度B= C=30 mm16 mm外径D=62 mmC0 =43200NY=50500Ne=0.371.6轴承1、2的内部轴向力分别为R1S =828 N12YR2S =648 N22Y外部轴向力A = Fa3 - Fa 2 =813 NS2 + A =S11461 N则两轴承的轴向力分别为8.轴承的选择与核校Fa1 = S2 + A = Fa2 = S2 =因Fa1/R1 = 0.5511461 N648 Ne 3398 Ne2073 NP = 0.4R1 + YFa1 =因Fa2/R2 =0.3

33、13P2 = R2 =2.轴承P1P2因，故只需校核轴承1。轴承在100fT =f p =以下工作，查表得1011.2æ fC ö 3106ç T÷Lh =140191.3hçP ÷60nf2 è pø为h轴承预期=L'24000hL L'，故轴承足够hh3.低速轴的设计与计算及轴承、键和联轴器的选择与校核计算项目计算及说明1.低速轴传递的功率为P3 = 3.05 kW计算结果T3 =n3 =转矩为转速为375578.9 N.mm77.6 r/min 240 mm70 mm1.已知条件小齿轮分度圆直

34、径d4 =齿轮宽度b4 =因传递的功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用材料45钢，调质处理2.选择轴的材料轴径可按下式求得，有表取C=110 则Pd ³ C3= 37.41nmm考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%5%，则d= 38.53mm39.28=dmin取38.5 mm1.设计轴的结构并绘制出轴的草图2.轴段1的设计d1 =L1 =40 mm82 mm（略小于联轴器宽度）选用A型普通平键3.轴段2的设计d2 =L2 =45 mm45 mm4.轴段3的设计d3 =L3 =4.结构设计50 mm34 mm（根据轴承内径选择）5.轴段4的设计d4 =L4 =55 mm45.5 m

35、m6.轴段5的设计d5 =L5 =60 mm15 mm7.轴段6的设计d6 =L6 =55 mm68 mm选用A型普通平键8.轴段7的设计d7 =L7 =50 mm45.5 mm（根据轴承内径选择）1.画出轴的受力简图l1 =l2 =l3 =67 mm132 mm241.5 mm2.支承反力在水平面上为d42F l - Fr 4 2a 4935 NR=1Hl + l12= Fr4 - R1H =R2 H328 N在垂直面上为Ft4l2=R2206 N1V+ ll12= Ft4 - R1V =R2V1120 N支承1的总支承反力R =+ R2 =R22397 N11H1V支承2的总支承反力R =

36、+ R2=R21167 N22 H2V3.弯矩计算 在水平面上为MaH左 = R1H l1 =MaH右 = R2Hl2 =在垂直面上为6266343307N.mmN.mm= R1V l1 =MaV147833N.mm5.轴的受力分析弯矩M=+ M 2 =M 2160566154046N.mmN.mmaH左aVa左M=M 2+ M 2 =a右aH右aV4. 画出弯矩图5. 画出转矩图因a左侧弯矩较大，因此此截面为截面其抗弯截面系数为pd 3W =632抗扭截面系数为=mm³16326pd 3=616=WTmm³32651最大弯曲应力为= Ma左s=9.84MPaAW6.校核轴

37、的强度扭剪应力为T3t=WT11.5MPa按弯扭强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6 ，则当量应力为()s =sat+ 42=216.9 MPaeA由表查得45钢调质处理抗拉强度极限sB= 650MPa，由表查得轴的弯曲应力s -1b =60MPa。ss ，强度满足要求。e-1b齿轮4处键联接选用A型普通平键b×h=长16 ×10 （GB/T1096-2003）56 mm挤压应力为4T3s =68.3 MPapd hl6取键、轴及联轴器的材料钢，由表查得spsp7.键的选择及键连接强sp = 125150MPa，强度足够度的校核联

38、轴器处键联接选用A型普通平键b×h=长12 ×8 （GB/T1096-2003）70 mm挤压应力为4T3s =80.9 MPapd hl1故其强度也足够1.当量动载荷选用30210（GB/T 292-1994)轴承内径d= 厚度B=C=50 mm20 mm外径D=90 mmC0 =73200NY=92000Ne=0.421.4轴承1、2的内部轴向力分别为R1S =856 N12YR2S =417 N22Y则两轴承的轴向力分别为Fa1 = S1 =856 N9.轴承的选择与校Fa2 = S2 =核417 N因Fa1/R1 =e0.357P1 = R1 =因Fa2/R2 =

39、0.357P2 = R2 =2.轴承2397 Ne1167 NP1P2因，故只需校核轴承1。轴承在100fT =f p =以下工作，查表得11.2C ö3æ106fç T÷L=3540701hçP ÷h60nf3 è pø为h器预期24000L'=hL L'，故轴承足够hh六、器的润滑与密封1.齿轮的润滑闭式齿轮传动，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以选择脂润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1

40、/3。大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，箱使用前须加注润滑脂，使油面高度达到33-71mm。从而选用LAN-68润滑油。2.轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度。由于V齿=0.89m/s2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用润滑脂（GB 7324- 1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZN-3的润滑脂。3.器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部

41、杂质进入箱体内部影响箱体工作，在箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。七、器附件的选择确定1.轴承端盖根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3；D2=D0+2.5d3； e=1.2d3；e1e；m由结构确定；D4=D -

42、(1015)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24)mm；d1、b1由密封确定；b=510，h=(0.81)b2.油面指示器用来指示箱内油面的高度。3.放油为排放放油螺塞器箱体内污油和便于箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°2°，使油易于流出。4.窥视视窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向内注入润滑油。器箱体5.对由箱销配时能够保持精确位置6.由于装配。在箱体剖分面上涂有密封用的水或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋6.轴承盖螺钉，轴承用作安装连接用。盖连接螺栓八、器的箱体计算名

43、称mm111.086锥齿轮锥距低速级中心距a150）+188箱座壁厚d1箱8b =1.5d箱座凸缘厚度b1 =1.5d1箱盖凸缘厚度12p =2.5d20箱座底厚度df地脚螺栓直径16n d1d24地脚螺栓数目轴承旁联接螺栓直径12箱盖与箱座联接螺栓直径d3d4dfdf轴承端盖固定螺视箱体外壁至轴承座端面距离K42d50.8 d28销直径箱座加强筋厚度m0.858m1 0.85d18箱盖加强筋厚度D轴承端盖直径132102130九、1.拆卸器的绘制与结构分析器按拆卸的顺序给所有零、部件编号，并登记名称和数量，然后分类、分组保管，避免产生保证和丢失；拆卸时避免随意敲打造成破坏，并防止碰伤变形等，以使再装配时仍能器正常运转。拆卸顺序：拆卸观察。拆卸箱体与箱螺栓，起出销钉，然后拧动起盖螺钉，卸下箱盖。拆卸各轴两边的轴承盖、端盖。一边转动轴顺着轴旋转方向将高速轴轴系拆下，再用橡胶榔头轻敲轴将低、中速轴系拆卸下来。最后拆卸其它附件如油标尺、放油螺塞等。2.分析装配方案按照先拆后装的原则将原来拆卸下来的零件按编好的顺序返装回去。检查箱