展開(kāi)式圓柱齒輪齒輪減速器說(shuō)明書.doc

湖南工業(yè)大學(xué)課 程 設(shè) 計(jì)資 料 袋 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 20152016 學(xué)年第 一 學(xué)期 課程名稱 機(jī)械設(shè)計(jì) 指導(dǎo)教師 劉揚(yáng) 職稱 教授 學(xué)生姓名 羅俊 專業(yè)班級(jí) 材料1304 學(xué)號(hào) 13405701328 題 目 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 成 績(jī) 起止日期 2015 年 12 月 21 日 2016 年 1 月 1 日目 錄 清 單序號(hào)材 料 名 稱資料數(shù)量備 注1課程設(shè)計(jì)任務(wù)書12課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書13課程設(shè)計(jì)圖紙張4裝配圖15零件圖26 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書20092010學(xué)年第一學(xué)期 機(jī)械工程 學(xué)院（系、部） 機(jī)械工程 專業(yè) 1304 班級(jí)課程名稱： 機(jī)械設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)題目： 帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 完成期限：自 2015 年 12 月 21 日至 2016 年 1 月 1 日共 2 周內(nèi)容及任務(wù)一、設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)：（一組）運(yùn)輸帶牽引力F=940 N；輸送速度 V=2 m/s；滾筒直徑D=300 mm。工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差5%。二、設(shè)計(jì)任務(wù)：傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)； 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)； 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書的編寫。三、每個(gè)學(xué)生應(yīng)在教師指導(dǎo)下，獨(dú)立完成以下任務(wù)：（1） 減速機(jī)裝配圖1張；（2） 零件工作圖23張；（3） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份（60008000字）。進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2015.12.21-2016.12.22傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)2015.12.23-2016.12.25傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算2015.12.25-2016.12.31減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)、整理說(shuō)明書2016.01.01交圖紙并答辯主要參考資料1.機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）（濮良貴，紀(jì)明剛主編 高教出版社）2.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)（金清肅主編 華中科技大學(xué)出版社）3.工程圖學(xué)（趙大興主編 高等教育出版社）4機(jī)械原理（朱理主編 高等教育出版社）5.互換性與測(cè)量技術(shù)基礎(chǔ)（徐雪林主編 湖南大學(xué)出版社）6.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（單行本）（成大先主編 化學(xué)工業(yè)出版社） 7.材料力學(xué)（劉鴻文主編 高等教育出版社）指導(dǎo)教師： 年 月 日 機(jī) 械 設(shè) 計(jì)設(shè)計(jì)說(shuō)明書帶 式 運(yùn) 輸 機(jī) 傳 動(dòng) 系 統(tǒng) 設(shè) 計(jì)（10）起止日期： 2015 年 12 月 21 日 至 2016 年 01 月 01 日學(xué)生姓名羅俊班級(jí)機(jī)工1304學(xué)號(hào)13405701328 成績(jī)指導(dǎo)教師(簽字)機(jī)械工程學(xué)院（部）2016年01月01日第34頁(yè) 共53頁(yè)目錄1設(shè)計(jì)任務(wù)書21.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容21.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)21.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件22 傳動(dòng)方案的擬定33原動(dòng)機(jī)的選擇43.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型43.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量43.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速44 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比64.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比，64.2 分配傳動(dòng)比65 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算75.1 各軸的轉(zhuǎn)速75.2各軸輸入功率75.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩76傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算86.1高速級(jí)圓柱斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算86.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)137 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算187.1 低速軸的設(shè)計(jì)188 軸承的壽命校核278.1低速軸齒輪的載荷計(jì)算278.2軸承的徑向載荷計(jì)算278.3軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算278.4軸承壽命的計(jì)算及校核28九鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算299.1普通平鍵的強(qiáng)度條件299.2低速軸上鍵的校核29十 潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇3010.1齒輪的滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇3010.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇3011 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)3111.1減速器箱體的設(shè)計(jì)3111.2減速器附件的設(shè)計(jì)3112 設(shè)計(jì)總結(jié)3413 參考文獻(xiàn)351設(shè)計(jì)任務(wù)書1.1 課程設(shè)計(jì)的設(shè)計(jì)內(nèi)容設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，其傳動(dòng)轉(zhuǎn)動(dòng)裝置圖如下圖-1所示。圖1.1帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置1.2 課程設(shè)計(jì)的原始數(shù)據(jù)已知條件：運(yùn)輸帶的工作拉力：F=1200N；運(yùn)輸帶的工作速度：v=1.8m/s；卷筒直徑：D=400mm；使用壽命：8年，每年工作日300天，2班制，每班8小時(shí)。1.3 課程設(shè)計(jì)的工作條件 設(shè)計(jì)要求：誤差要求：運(yùn)輸帶速度允許誤差為帶速度的5%；工作情況：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，空在啟動(dòng)，工作載荷有輕微沖擊；制造情況：中批量生產(chǎn)。2 傳動(dòng)方案的擬定帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)方案如下圖所示-合理的傳動(dòng)方案，首先應(yīng)滿足工作機(jī)的性能要求，其次應(yīng)滿足工作可靠，轉(zhuǎn)動(dòng)效率高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，結(jié)構(gòu)緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護(hù)方便等要求。任何一個(gè)方案，要滿足上述所有要求是十分困難的，要多方面來(lái)擬定和評(píng)比各種傳動(dòng)方案，統(tǒng)籌兼顧，滿足最主要和最基本的要求，然后加以確認(rèn)。本傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比不大，采用二級(jí)傳動(dòng)。具體傳動(dòng)功率大，結(jié)構(gòu)緊湊且尺寸小，適應(yīng)繁重的工作條件。3原動(dòng)機(jī)的選擇3.1 選擇電動(dòng)機(jī)的類型按按照設(shè)計(jì)要求以及工作條件，選用一般Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)，電壓為380V。3.2選擇電動(dòng)機(jī)的容量3.2.1工作機(jī)所需的有效功率為：P1=Fv/1000=12001.8/1000=2.16(kw)式中：P1工作機(jī)所需的有效功率（KW） 帶的圓周力（N）3.2.2 電動(dòng)機(jī)的輸出功率傳動(dòng)裝置的總效率：=1223442=0.85式中 1-運(yùn)輸機(jī)平型帶傳動(dòng)效率 2-聯(lián)軸器的效率3-對(duì)滾動(dòng)軸承的效率 4-閉式圓柱齒輪傳動(dòng)效率常見(jiàn)機(jī)械效率見(jiàn)參考資料2附表1 電動(dòng)機(jī)所需功率為P= P1/h=2.16/0.85=2.54kw因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)的功率稍大于即可，根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-1所示Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)的技術(shù)參數(shù)，可選擇電動(dòng)機(jī)的額定功率。3.3確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速已知輸送機(jī)滾筒轉(zhuǎn)速n3=(6010001.8)/3.14400=86.0r/min根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表2-2，兩級(jí)圓柱齒輪減速器一般傳動(dòng)比范圍為840，則總傳動(dòng)比合理范圍為=840，故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為688r/min3440 r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速的有3000 r/min 、1500r/min、1000 r/min、750 r/min ，在一般機(jī)械中，一般選取1500 r/min或1000 r/min的電動(dòng)機(jī)，為降低成本，優(yōu)先選取1500 r/min的電機(jī)，再由電動(dòng)機(jī)的額定功率，可根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表12-1查得，可選取Y100L24型號(hào)的電動(dòng)機(jī)，其數(shù)據(jù)列于表1中。表3.1電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)堵載轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)速最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132S631420222.34 確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比，I=no/n3=1420/86=16.5式中：i-總傳動(dòng)比； n0-電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速； n3-傳送帶滾筒轉(zhuǎn)速。4.2 分配傳動(dòng)比根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表3-4查得，閉式圓柱齒輪的傳動(dòng)比的適用范圍。所以二級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比的分配如下：由推薦取值i1=(1.31.4)i2高速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 ：i1=4.6低速級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)比 ：i2=3.65 傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算減速器傳動(dòng)裝置中各軸由高速軸到低速軸依次編號(hào)為電動(dòng)機(jī)I軸、軸、III軸。5.1 各軸的轉(zhuǎn)速n=vo =1420r/sn=n/i1=1420/4.6=309r/snIII=nII/i2=309/3.6=86r/s5.2各軸輸入功率P0=3.0kwp= P0*2=(3.00.99) kw =2.97 kwp= p*(32*4)= (2.970.9920.97) kw =2.82 kwpIII=pII*(32*4)=2.68kw5.3 各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=9.55*pI/nI=9.552.971420=19974NmmT=9.55*pII/n2=9.552.82309=87155NmmTIII=9.55106*pIII/n2=9.551062.6886=297605Nmm將5.1、5.2、5.3節(jié)中的結(jié)果列成表格。如下表5.1所示：表5.1 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/（Nm）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動(dòng)比i效率高速軸軸2.9719.9714204.60.94中間軸軸2.8287.163093.60.93低速軸III軸2.68297.61866傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)及計(jì)算6.1高速級(jí)圓柱斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表7-1查得，小圓柱斜齒輪1選用40Cr號(hào)鋼，7級(jí)精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS1=260<350；大圓柱斜齒輪2選用45號(hào)鋼，7級(jí)精度，熱處理為調(diào)質(zhì)HBS2=230<350。由此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為30HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應(yīng)先保證接觸疲勞強(qiáng)度，再校核彎曲強(qiáng)度。螺旋角：初選=14小齒輪齒數(shù)：初選z1=24大齒輪齒數(shù)：初選z2=z1i1=244.6=1116.1.2 按接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中7-20式，式中：許用接觸疲勞強(qiáng)度(MPa) 接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，（按失效概率為1%計(jì)算，由于點(diǎn)蝕破壞發(fā)生后只引起噪聲、振動(dòng)增大，并不立即導(dǎo)致不能繼續(xù)工作的后果，故可?。X輪的疲勞極限（MPa），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖7-18（a）按齒面硬度查得圓柱齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值）Hlim1=720MP, Hlim2=580MP接觸疲勞壽命系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-13式，式中：齒輪的工作應(yīng)力循環(huán)次數(shù)齒輪的轉(zhuǎn)速（r/min），（其中n1=1420r/min，n2=309r/min） 齒輪每轉(zhuǎn)一圈，同一齒面的嚙合次數(shù)， 齒輪的工作壽命（h），Lh=283008=38400h所以：小齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，N1=60n1jLh=601420138400=3.272109 大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，N2=60n2jLh=60309138400=7.120108根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：接觸強(qiáng)度計(jì)算的尺寸系數(shù)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖7-20查得：接觸疲勞強(qiáng)度安全系數(shù),由文獻(xiàn)【1】表7-8取 將上述各式代入許用應(yīng)力計(jì)算公式， HlKHN1lim/SH=（1720）/1.05=686MPH2=KHN2lim/SH=（1580）/1.05=552MP >， 計(jì)算取H=Hl,H2min= H2=552mpa6.1.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中7-25式計(jì)算，其公式為： 確定上式的各計(jì)算數(shù)值如下：（1） 初定螺旋角=15度，并試選載荷系數(shù)。（2） 由表51可知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：。（3） 確定齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-6選取=0.8。（4） 確定彈性影響系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-5查得=189.8。（5） 確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),斜齒輪為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，由文獻(xiàn)【1】圖7-14得=2.43。（6） 確定重合度系數(shù)。 由文獻(xiàn)【1】式（7-27）可得端面重合度為：軸面重合度為： 因，由文獻(xiàn)【1】式7-26得重合度系數(shù)(7) 確定螺旋角系數(shù)(8) 試算所需小齒輪直徑，由公式和以上各計(jì)算值可得：6.1.4確定實(shí)際載荷系數(shù)K與修正分度圓直徑 （1）根據(jù)文獻(xiàn)【1】式（7-2）可知： 式中使用系數(shù)，因?yàn)楣ぷ鬏d荷有輕微沖擊，根據(jù)文獻(xiàn)【1】查表7-8 取=1.25。 動(dòng)載荷系數(shù)，計(jì)算圓周速度v=2.35m/s，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表7-7和普通傳動(dòng)應(yīng)降低成本精度可選得低些，可知前面取8級(jí)精度合理，由齒輪的速度與精度根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-7得=1.15。 齒間載荷分配系數(shù)，齒寬初定，計(jì)算單位載荷值為，根據(jù)文獻(xiàn)【1】查表7-3取值為1.5。 齒向載荷分布系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】由表7-4得 =1.32。將各計(jì)算值帶入載荷系數(shù)計(jì)算公式得出=2.85，與試選載荷系數(shù)相差較大，故按實(shí)際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，根據(jù)文獻(xiàn)【1】由式（7-12）得：（2） 計(jì)算法面模數(shù)：6.1.5 確定許用齒根彎曲應(yīng)力 根據(jù)文獻(xiàn)【1】由式（7-22）得許用彎曲應(yīng)力公式為： 式中齒根彎曲疲勞極限，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-21（a）取，。 齒根彎曲疲勞安全系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表7-8查得=1.25。 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)=2。 彎曲壽命系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-22查得。 尺寸系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-23查得=1。將上述各式值帶入許用彎曲應(yīng)力計(jì)算公式得:6.1.6 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)文獻(xiàn)【1】式（7-28）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： 式中K載荷系數(shù)，已知，齒高h(yuǎn)=2.25m=3.74mm,b/h=0.841.2/3.74=8.8根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-11得,則K=1.251.151.51.28=2.76。 齒形系數(shù)，當(dāng)量齒數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-16得。 應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-17得。 已知大小齒輪齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)，則，所以大齒輪數(shù)值大，按大齒輪計(jì)算。 重合度系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】式（7-30）計(jì)算可得=。 螺旋角影響系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-25得=0.87。 轉(zhuǎn)矩，由表5-1可知小齒輪轉(zhuǎn)矩。 將以上各計(jì)算值帶入設(shè)計(jì)公式： 對(duì)此計(jì)算可知，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，但是由于齒輪模數(shù)mn的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲強(qiáng)度算得得模數(shù)1.47mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值mn=1.5mm，按接觸強(qiáng)度算的的分度圓直徑d3=41.6mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。這樣設(shè)計(jì)，即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，有滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊避免浪費(fèi)。于是有：圓整后，取，則，z2=u1z1=4.627 取z2=1256.1.7 幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距a=(z1+z2)m2/2cos=(27+125)1.5/2cos15。=109.58mm將中心距圓整為110.(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn/2a=arccos(27+125)1.5/220=159因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn/cos=(271.5)/cos159=42.2mmd2=z2mn/cos=(1251.5)/cos159=194.4mm(4) 計(jì)算齒頂圓直徑 da3=d3 +2ha= 計(jì)算齒輪寬度 圓整后取；。（一般小齒輪齒寬比大齒輪多510mm）。6.2低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)6.2.1選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)已知齒數(shù)比u1=3.6,小齒輪轉(zhuǎn)速n1=309,輸入功率,直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。 （1）材料及熱處理：根據(jù)文獻(xiàn)【1】由表7-1選擇小齒輪材料為40，調(diào)質(zhì)處理，硬度為250HBS，為軟齒面。大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為210HBS。 （2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作器，速度不高，故選用8級(jí)精度。 （3）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，大齒輪齒數(shù)Z2=3.624=86.4，取Z2=87。由此可知兩齒輪為閉式的軟齒面嚙合，且二者材料硬度差為40HBS，可以有效地防止膠合破壞，另外兩齒輪嚙合應(yīng)先保證接觸疲勞強(qiáng)度，再校核彎曲強(qiáng)度。6.2.2確定材料的許用接觸應(yīng)力 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中7-20式： 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖7-18a按齒面硬度查得錐齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，（一般選取中間偏下值，MQ上選值）Hlim1=620MP, Hlim2=550MP 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中7-21式： 齒輪的轉(zhuǎn)速：n3=309r/min，n4=86r/min 齒輪的工作壽命：Lh=283008=38400h 則： N3=60n3jLh=60309138400=7.120108 N4=60n4jLh=6086138400=1.981108根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖7-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：根據(jù)文獻(xiàn)【1】中圖7-20查得：由文獻(xiàn)【1】表7-8?。?將上述各式代入許用應(yīng)力計(jì)算公式：H3KHN1lim/SH=（1620）/1.05=590MPH4=KHN2lim/SH=（1550）/1.05=524MP H=(H3+H4)/2 = (590+524)/2=557mp<1.23H4=645mp H= 645mp6.2.3按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中（7-11）式計(jì)算，其公式為：（1）初定螺旋角=15度，并試選載荷系數(shù)。（2）由表51可知小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩： T2=87155Nmm（3）確定齒寬系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-6選取=0.8。（4）確定彈性影響系數(shù)，由文獻(xiàn)【1】表7-5查得=189.8。（5）確定節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù),直齒輪為標(biāo)準(zhǔn)齒輪，由文獻(xiàn)【1】圖7-14得=2.5。（6）確定重合度系數(shù),，由文獻(xiàn)文獻(xiàn)【1】式（7-9）計(jì)算重合度為：=1.88-3.6(1/z1+1/z2)=1.689由文獻(xiàn)【1】式（7-8）計(jì)算重合度系數(shù)（7） 試算所需小齒輪直徑。6.2.4確定實(shí)際載荷系數(shù)K與修正分度圓直徑（1）根據(jù)文獻(xiàn)【1】式（7-2）可知： 式中使用系數(shù)，因?yàn)楣ぷ鬏d荷有輕微沖擊，根據(jù)文獻(xiàn)【1】查表7-8 取=1.25。 動(dòng)載荷系數(shù)，計(jì)算圓周速度v=d3tn3/601000=0.970m/s，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表7-7和普通傳動(dòng)應(yīng)降低成本精度可選得低些，可知前面取8級(jí)精度合理，由齒輪的速度與精度根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-7得=1.08。 齒間載荷分配系數(shù)，齒寬初定b=dd1t=0.860=48mm，計(jì)算單位載荷值為2KAT1/bd1t=(21.2587155)/4860=75.7N/M<100 N/M，根據(jù)文獻(xiàn)【1】查表7-3取值為1.2。 齒向載荷分布系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】由表7-4得 =1.32。將各計(jì)算值帶入載荷系數(shù)計(jì)算公式得出=2.14，與試選載荷系數(shù)相差較大，故按實(shí)際載荷系數(shù)修正所算的分度圓直徑，根據(jù)文獻(xiàn)【1】由式（7-12）得：d3= d3t3(k/kt)=603(2.14/1.3)=70.9（3） 計(jì)算模數(shù)：m=d3/z3=70.9/24=2.95mm6.2.5 確定許用齒根彎曲應(yīng)力 根據(jù)文獻(xiàn)【1】由式（7-22）得許用彎曲應(yīng)力公式為： 式中齒根彎曲疲勞極限，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-21（a）取，。 齒根彎曲疲勞安全系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】表7-8查得=1.25。 試驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)，按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)=2。 彎曲壽命系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-22查得。 尺寸系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-23查得=1。將上述各式值帶入許用彎曲應(yīng)力計(jì)算公式得:6.2.6 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)文獻(xiàn)【1】式（7-28）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為： 式中K載荷系數(shù)，已知，齒高h(yuǎn)=2.252.95=6.64mm,b/h=48/6.64=7.22 根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-11得,則K=1.251.081.21.25=2.03。 齒形系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-16得。 應(yīng)力校正系數(shù)根據(jù)文獻(xiàn)【1】查圖7-17得。 已知大小齒輪齒形系數(shù)和應(yīng)力校正系數(shù)，則，所以大齒輪數(shù)值大，按大齒輪計(jì)算。 重合度系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】式（7-30）計(jì)算可得= 轉(zhuǎn)矩，由表5-1可知小齒輪3轉(zhuǎn)矩T3=87155Nmm. 將以上各計(jì)算值帶入設(shè)計(jì)公式： =1.92mm 由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度，所以將計(jì)算出來(lái)的數(shù)值1.92按國(guó)標(biāo)圓整為m=2。再按接觸強(qiáng)度計(jì)算出的分度圓直徑d3=70.9mm，協(xié)調(diào)相關(guān)參數(shù)與尺寸為：Z3=70.9/2=35，z4=u2z4=3.635=1266.2.7 幾何尺寸計(jì)算分度圓直徑： d3=mz3=235=70mmd4=mz4=2126=252mm齒頂圓直徑：齒根圓直徑：中心距： 齒寬： （一般小齒輪齒寬比大齒輪多510mm）6.2.8 確定齒輪結(jié)構(gòu)形式結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，所以都選擇腹板式齒輪。 小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，所以都選擇實(shí)心結(jié)構(gòu)的齒輪。7 軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算7.1 低速軸的設(shè)計(jì)7.1.1 總結(jié)低速軸的參數(shù)表7.1 低速軸各項(xiàng)參數(shù)功率P/KW轉(zhuǎn)速n（r/min）轉(zhuǎn)矩T/（Nm）分度圓直徑（mm）壓力角（）2.6886297.61252207.1.2 軸的受力分析由上述7.1.1中低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)可求得大直齒輪的嚙合力：大直齒輪的圓周力：大直齒輪的徑向力：大直齒輪的法向載荷：7.1.3軸的材料的選擇由于低速軸轉(zhuǎn)速不高，但受力較大，故選取軸的材料為45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，調(diào)質(zhì)處理。7.1.4軸的最小直徑根據(jù)文獻(xiàn)【1】中12-2式可初步估算軸的最小直徑，式中：最小直徑系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-3按45鋼查得A0=114因此： 輸出軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中11-1式查得，式中：聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩（） 工作情況系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表11-1按轉(zhuǎn)矩變化小查得， 低速軸的轉(zhuǎn)矩（），由表7.1可知：因此： 按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 5014-2003或根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表16-4查得，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其具體結(jié)構(gòu)及基本參數(shù)如圖7.1以及表7.2所示， 圖7.1 HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)形式圖表7.2HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器基本參數(shù)及主要尺寸型號(hào)公稱轉(zhuǎn)矩TnN.m許用轉(zhuǎn)速n（ r/min）軸孔直徑（d1、d2、dZ）軸孔長(zhǎng)度mmDmm轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Kg.m2質(zhì)量kgY型J、J1、Z型LL1LHL3630500030,32,35,388260821600.6840,42,45,4811284112由上表可知，選取半聯(lián)軸器孔徑，故取，半聯(lián)軸器的長(zhǎng)度，與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。7.1.5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)7.1.5.1 擬定軸上零件的裝配方案 低速軸的裝配方案如下圖7.2所示，7.1.5.2 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求。-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑式中：軸處軸肩的高度（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P283中查得定位軸肩的高度，故取左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不是壓在軸的端面上，故-段的長(zhǎng)度應(yīng)比稍短一些，現(xiàn)取。初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，文獻(xiàn)【1】中表10-1選用6型深溝球軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表15-4中參照工作要求根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的深溝球軸承。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表15-4軸承代號(hào)6208，其尺寸為，故；而。由文獻(xiàn)【2】表15-4可知6208型軸承的定位軸肩高度，因此。 取軸處非定位軸肩軸肩的高度，則與齒輪配合的軸段-的直徑 齒輪采用軸肩進(jìn)行軸向定位，則齒輪的右端應(yīng)有一軸環(huán)，軸環(huán)的高度：考慮到軸環(huán)的右端為非定位軸肩，故取，則，軸環(huán)的寬度應(yīng)滿足取。取輪轂的寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。 取軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取。 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離16，圓柱體齒輪之間的距離20。考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取，已知滾動(dòng)軸承寬度，由6.2.8可知高速級(jí)大齒輪結(jié)構(gòu)為腹板式，根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖7-31（a）中可初取高速級(jí)大齒輪輪轂長(zhǎng)，已知軸承寬度，則： 至此，經(jīng)過(guò)步驟已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度，如上圖7.4所示，并歸納為下表7.3所示，表7.3 低速軸的參數(shù)值軸的參數(shù)參數(shù)符號(hào)軸的截面（mm）軸段長(zhǎng)度4250434557317軸段直徑32384043494340軸肩高度221.5323.57.1.5.3 軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用圓頭普通平鍵連接。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表4-1按查得齒輪輪轂與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，按查得聯(lián)軸器與軸連接的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為，半聯(lián)軸器與軸配合為；滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。7.1.5.4 確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-2查得，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見(jiàn)圖7.2。7.1.6 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖（圖7.2）做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（7.3圖）。根據(jù)文獻(xiàn)【1】圖12-23可知，深溝球軸承的支點(diǎn)位置即為軸承寬的中點(diǎn)，已知B=18mm，因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖7.3所示。 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?，F(xiàn)將計(jì)算出的截面處的、以及的值列于下表。表7.4 低速軸上的載荷分布載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T7.1.7 按彎扭校核軸的疲勞強(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)文獻(xiàn)【1】中12-5式查得，式中：C截面的計(jì)算應(yīng)力（MPa）折合系數(shù)，該低速軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中P289應(yīng)取折合系數(shù) 抗彎截面系數(shù)（mm3），按實(shí)心圓軸得 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)文獻(xiàn)12-1查得。因此，故安全。7.1.8 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度7.1.8.1 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(guò)度配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(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A，B均無(wú)需校核。 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載荷的情況來(lái)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，但應(yīng)力集中不大(過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中均在兩端)，而且軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和顯然更不必校核。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中第四章附表可知鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。7.1.8.2 分析截面左側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表15-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及，根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查取。因,，經(jīng)插值后可查得， 查得尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)，軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即表面高頻淬火強(qiáng)化系數(shù)，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中2-19式得綜合系數(shù)， 又根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得應(yīng)力折算系數(shù)取，于是，計(jì)算安全系數(shù)值，根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式（12-6）式（12-8）則得，>>S=1.5式中： 故可知該低速軸安全。7.1.8.3分析截面右側(cè)根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表12-4按圓形截面查得，抗彎截面系數(shù)： 抗扭截面系數(shù)： 截面左側(cè)的彎矩： 截面上的扭矩： 面上的彎曲應(yīng)力： 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力： 過(guò)盈配合處由手冊(cè)查得過(guò)盈配合處的；軸按車削加工，查得表面質(zhì)量系數(shù)；尺寸系數(shù)；扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。故得綜合系數(shù)為 所以軸在右側(cè)的安全系數(shù)值為>>S=1.5式中： 故可知該低速軸的截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。由于該減速器沒(méi)有大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。8 軸承的壽命校核因?yàn)檩S承的壽命與所受載荷的大小有關(guān)，工作載荷越大，引起的接觸應(yīng)力也就越大，因而在發(fā)生點(diǎn)蝕破壞前經(jīng)受的應(yīng)力變化次數(shù)也就越少，亦即軸承的壽命越短。而低速軸的軸承所承受的載荷最大，故只需校核該軸的軸承的壽命。8.1低速軸齒輪的載荷計(jì)算由上述6.2中低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì)可求得大直齒輪的嚙合力： 大直齒輪的分度圓直徑： 大直齒輪的圓周力： 大直齒輪的徑向力： 大直齒輪的法向載荷：8.2軸承的徑向載荷計(jì)算 低速軸上的兩個(gè)軸承型號(hào)均為6208型的深溝球軸承，其基本額定動(dòng)載荷，基本額定靜載荷。由上表7.4可得： 軸承1： 軸承2： 8.3軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算 根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-5查得兩個(gè)軸承的徑向動(dòng)載荷系數(shù)和軸向動(dòng)載荷系數(shù)。所以根據(jù)文獻(xiàn)【1】中式10-8求得兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為 8.4軸承壽命的計(jì)算及校核根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表10-6按24小時(shí)連續(xù)工作的機(jī)械查得該滾動(dòng)軸承的預(yù)期壽命，取，齒輪轉(zhuǎn)速n=90r/min 。并取。故根據(jù)文獻(xiàn)【1】中10-10式可算出軸承基本額定壽命為故軸承絕對(duì)安全。九鍵聯(lián)接強(qiáng)度校核計(jì)算9.1普通平鍵的強(qiáng)度條件根據(jù)文獻(xiàn)【1】表4-1中可知，式中：傳遞的轉(zhuǎn)矩 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，此處為鍵的高度（） 鍵的工作長(zhǎng)度（），圓頭平鍵，為鍵的公稱長(zhǎng)度，為鍵的寬度（） 軸的直徑（） 鍵連接的許用擠壓應(yīng)力（），根據(jù)文獻(xiàn)【1】中表中按材料為鋼鐵，載荷性質(zhì)為輕微沖擊查得。9.2低速軸上鍵的校核對(duì)于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。對(duì)于鍵，已知：于是得， ，故該鍵安全。十 潤(rùn)滑方式，潤(rùn)滑劑以及密封方式的選擇10.1齒輪的滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇10.1.1齒輪潤(rùn)滑方式的選擇高速軸小圓柱斜齒輪的圓周速度：中間軸大圓柱齒輪和小圓柱齒輪的圓周速度：低速軸大圓柱齒輪的圓周速度： 取，一般來(lái)說(shuō)當(dāng)齒輪的圓周速度時(shí)，宜采用油潤(rùn)滑；當(dāng)時(shí)，應(yīng)采用浸油潤(rùn)滑。故此減速器齒輪的潤(rùn)滑應(yīng)將齒輪浸于油池中，當(dāng)齒輪傳動(dòng)時(shí)，既將潤(rùn)滑油帶到潤(rùn)滑處，同時(shí)也將油直接甩到箱體壁上利于散熱。10.1.2齒輪潤(rùn)滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】中表20-3中查得，齒輪潤(rùn)滑油可選用全損耗系統(tǒng)用油，代號(hào)是：AN68，運(yùn)動(dòng)粘度為：61.274.8（單位為：mm/s）。10.2滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑方式及潤(rùn)滑劑的選擇10.2.1滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑方式的選擇低速軸軸承：故軸承均應(yīng)采用脂潤(rùn)滑。10.2.2滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑劑的選擇根據(jù)文獻(xiàn)【2】表20-4中查得，滾動(dòng)軸承潤(rùn)滑可選用滾珠軸承脂。10.3密封方式的選擇10.3.1滾動(dòng)軸承的密封選擇滾動(dòng)軸承與箱體外界用氈圈密封，與箱體內(nèi)用封油環(huán)防止減速器內(nèi)的油液飛濺到軸承內(nèi)。10.3.2箱體的密封選擇箱體部分面上應(yīng)用水玻璃或密封膠密封.11 減速器箱體及附件的設(shè)計(jì)11.1減速器箱體的設(shè)計(jì)減速箱應(yīng)采用鑄鐵鑄造而成，其結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示。11-1 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸(mm)名稱符號(hào)箱體的尺寸關(guān)系箱體的尺寸取值箱座壁厚考0.025a+3810慮到鑄造工藝，所有壁厚都不應(yīng)小于8箱蓋壁厚10.88箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.515、12、25地腳螺栓直徑df16地腳螺栓數(shù)目na>250 n66軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df12箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d2（0.50.6）df9聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150200160軸承蓋螺釘直徑d3（0.40.5）df7視孔蓋螺釘直徑d4（0.30.4）df6定位銷直徑d（0.70.8）d27df 、d1、 d2至外箱壁距離c1見(jiàn)文獻(xiàn)【2】中表6-120df 、d2至凸緣邊緣距離c2見(jiàn)文獻(xiàn)【2】中表6-116軸承旁凸臺(tái)半徑R1c216凸臺(tái)高度h根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)70外箱壁至軸承座端面距離l1c1 +c2+（510）42大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁距離11.214齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離210箱座肋厚mm0.859軸承端蓋外徑D2 凸緣式：D2D+(55.5) d3； D為軸承外徑120軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以M d1 和M d3互不干涉為準(zhǔn)，一般取SD212011.2減速器附件的設(shè)計(jì)11.2.1窺視孔及視孔蓋視孔用于檢查傳動(dòng)件工作情況，還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表19-4選擇，其尺寸如下圖11-1所示。圖11-1 視孔蓋11.2.2通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱內(nèi)油溫升高、內(nèi)壓增大，從而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表19-9該減速器采用M161.5的通氣塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-2所示：圖11-2 通氣塞11.2.3放油孔及螺塞為了將污油排放干凈，應(yīng)在油池最低位置處設(shè)置放油孔，放油孔應(yīng)避免與其它機(jī)件相靠近，以便于放油，根據(jù)文獻(xiàn)【2】表19-14中選取M181.5的外六角螺塞，其結(jié)構(gòu)如下圖11-3所示。 圖11-3 放油螺塞 圖11-4 油標(biāo)11.2.4油標(biāo)油標(biāo)用來(lái)指示油面高度，應(yīng)設(shè)置在便于檢查和油面較穩(wěn)定之處。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表19-8中，該減速箱上選用了M12（12）的油標(biāo)尺，其結(jié)構(gòu)如上圖11-4所示。11.2.5起吊裝置為便于拆缷和搬運(yùn)減速器，應(yīng)在箱體上設(shè)置起吊裝置。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表19-13和表19-12，該減速器選用了M8的吊環(huán)螺釘起吊箱蓋，選用吊鉤起吊箱座，其結(jié)構(gòu)如下圖11-5和圖11-6所示。 圖11-5 吊環(huán)螺釘 圖11-6 吊鉤11.2.6啟蓋螺釘為防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處外漏，常在箱蓋和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封膠，在拆缷時(shí)會(huì)因粘接較緊而不易分開(kāi)，故該減速器采用了M8的啟蓋螺釘，其結(jié)構(gòu)如下圖11-7所示。 圖11-7 啟蓋螺栓 圖11-8定位銷11.2.7定位銷定位銷用于保證軸承座孔的鏜孔精度，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下兩半孔始終保持加工時(shí)的位置精度。根據(jù)文獻(xiàn)【2】表14-11選取圓錐銷,其型號(hào)為A1060 GB117-2000，其結(jié)構(gòu)如上圖11-8所示。11.2.8軸承蓋軸承蓋用于對(duì)軸系零件進(jìn)行軸向固定和承受軸向載荷，同時(shí)起密封作用。該減速器采用凸緣式的軸承蓋。12 設(shè)計(jì)總結(jié)這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)的兩級(jí)圓錐圓柱減速器的課程設(shè)計(jì)可以說(shuō)是我們步入大學(xué)以來(lái)真正意義上的一次機(jī)械設(shè)計(jì)。通過(guò)兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐，既讓我們加深了對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)概念的理解，又讓我們把理論聯(lián)系了實(shí)際，不僅提高了我們機(jī)械設(shè)計(jì)認(rèn)識(shí)以及自身設(shè)計(jì)方面的綜合素質(zhì)，還為以后我們走向社會(huì)、走向工作崗位打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。機(jī)械設(shè)計(jì)并不是一朝一夕就能完成好的，需要我們查閱大量的資料，比如機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)、課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書等等。在整個(gè)設(shè)計(jì)過(guò)程中，我們必須得從整體出發(fā)，考慮到各個(gè)零件之間的聯(lián)系才能使我們?cè)O(shè)計(jì)的減速器能正確的安裝與使用。我設(shè)計(jì)的是兩級(jí)圓錐圓柱齒輪減速器，雖然不算是一個(gè)很大的機(jī)器，要真正的設(shè)計(jì)好它，還得有相關(guān)方面一定的知識(shí)儲(chǔ)備，畢竟機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ)，是一門綜合性很強(qiáng)的課程，它涵蓋了我們所學(xué)過(guò)的機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)、理論力學(xué)、材料力學(xué)、工程制圖、工程材料、互換性與測(cè)量技術(shù)等一系列課程。13 參考文獻(xiàn)【1】 機(jī)械設(shè)計(jì)，銀金光、劉楊主編，清華大學(xué)出版社，2012?！?】 機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)，銀金光、劉楊主編，清華大學(xué)出版社，2012?！?】 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，成大先主編，化學(xué)工業(yè)出版社，2008?！?】 互換性與測(cè)量技術(shù)，徐學(xué)林主編，湖南大學(xué)出版社，2005?！?】 機(jī)械原理，朱理主編，高等教育出版社，2003?！?】 工程制圖，趙大興主編，高等教育出版，2004。【7】 材料力學(xué)第四版，劉鴻文主編，高等教育出版社，2003。