带式输送机传动装置设计课程设计论文

1、机械设计课程设计说明书设计课题：带式输送机传动装置设计呼伦贝尔学院工程技术学院机械设计_课程设计任务书姓名：专业：班级：指导教师：职称：课程设计题目： 二级锥齿圆柱减速器已知技术参数和设计要求：动力来源：电力，三和交流，电圧380/220V;输送带的牵引力F = 2600N,运 输带速度V=l.lm/s,运输机滚筒直径为D = 220mmo两班制，单向运转， 载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。工作寿命为八年;检验间隔 期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修：运输带速度允许误差：5% 制造条件及生产批星：一般机械厂制造，小批量生产。按通用零件的设计原理、 方法和机械设计完成传

2、动装置所需仪器设备：计算机、软件CAD、铅笔、本、计算器成果验收形式：提交的设计成果为：1、设计说明书1份2、传动装置装配图1张3、零件图2张4、设计手稿设计成果通过答辩、査阅等形式验收参考文献：1 .机械设计课程设计手册（第三版）高等教育出版社吴宗泽2 机械设计（第九版）高等教育出版社濮良贵 纪名刚 主编时间 安排指导教师:教研室主任:注：本表下发学生一份，指导教师一份，栏目不够时诸另附页。 课程设计任务书装订于设计计算说明书封而之后，目录页之前。工程技术学院机械设计课程设计成绩评定表专业： 机制机电 班级:12机电班 学号:201217102030姓名：左玖川设计任务与要求指导教师评语课程

3、小组评定年 月日第一章、设定基本参数(1)第二章、动力机的选择(1)2.1、选择电动机(1)2.2、选择电动机的功率(1)2.3、确定电动机转速(2)第三章、传动比分配 (2)第四章、传动装置运算机动力参数(3)4.1、各轴转速 (3)4.2、各轴功率 (3)4.3、各轴转矩 第五章、传动件的设计计算(4)5.1、高速级锥齿传动设计计算(4)5.2、低速级斜齿圆柱齿的设计计算(10)第六章、轴的设计计算(17)6.1、I轴上力的计算(17)6.2、I轴的校核(20)6.3 111轴的设计(22)6.4、III轴的校核(26)第七章、键连接的选择及计算(27)7.1、输入键的计算(27)7.2、

4、中间轴的计算(28)7.3、输出键的计算(28)第八章、联轴器的选择(29)第九章、润滑与密封(29)第十章、减速器附件的选择(30)第十一章、轴的校核.(33)第十二章、总体设计(33)第十三章、参考文献 (34)计算及说明结果设定基本参数1. 设备工作环境有粉尘，常温连续工作，该传动设 备的传动系统由电动机-减速器输送带组成，工作寿 命为10年。输送带拉力传送带速度卷筒直径使用年限2600Nl.lm/s22010年二电动机选择1、选择电动机类型77 = 0.84心=2.98Pd = 3.54P=4kv按其工作要求和零件，选用Y系列鼠笼三相异步电 动机。2、选择电动机功率工作机要求的电动机输

5、出功率为Pa = P山畏其中& = FV/1000亀则：Pd = FV/100（h?u.“由电动机至输送带的传动总效率为：久为圆锥齿轮传动（8级精度，油润滑）的效率几为一对滚动轴承的传动效率心为一对球轴承的效率弘为联轴器的传动效率心为卷筒效率风为一般齿轮传动效率结果计算及说明查表15（机械设计课程设计手册）得:珀=0.96爪=098=0 99 % = 0.99 rjs = 0.96 % = 0.97贝ij： H =仍於7h可洞5% = 0.84Pw = Fyi000?vv = 2.98kw Pd = F% = 3.54ktv由机械设计课程设计手册中表12-1选取额定Pw =2.98kwPd =

6、3.54kwS 二 95.5功率P=4kw3、确定电动机的转速卷筒轴工作转速601000 廿nw= JZD 二95.5计算输入转速初估传动比：i=12.6则输入转速凡m = i 二95. 5 X 12. 6二 1203. 3由机械设计课程设计手册中表12-1选取电动机转速为1440r/min,型号为Y112M-4额定功率同步转速满载转速起动转矩最k转矩电机总重4150014002.22. 3430Kw厂/min l%iin l：jN MNMN三、传动比分配计算及说明计算项目计算说明计算结果总传动比i=n=15i=15分配传动比H =0.25 l2g w3% = 3 5 = 51=3i2 = 5

7、四、 传动装置运算及动力参数1、各轴转速I 轴输入转速:= nm = 1440r/min LiHi 1440 = -:- = 5r iII 轴输入转速：ll 3 二480 fminlj_ 48o.III轴输入转速：心一匸一丁二95. 5厂/min口IV 轴输入转速:n4 = 95-5r/mjnri2、各轴功率I： p i = p 20 i = p d 耳=3.54 xo. 99二3. 50IIp2 = p, r/ls = 3.50 x 0.96 x 0.98 = 3.30kIII :p2 = p27j2a = PEJh = 3.30 X 0.98 X 0.97 = 3.14kw结果Td =55

8、0 Panm9550 X 3.541440= 23.48Np. = p3?/34 = p洞凋.=3.14 X 0.99 X 0.99 = 3.08kw3、各轴转矩计算及说明Ti =23.26 NT2 =65.65 NI轴的输入转矩:Tl = T(i107q1 = Ta% = 23.48 X 0.99 = 23.26 N MII轴的输入转矩：T2 = 23.26 x 3 x 0.96 X 0.98 = 65.6s N MIII轴的输入转矩:T： = T2i2T/22 = 65.65 X 5 x 0.98 x 0.97 = 312.03N mIV轴的输入转矩人=人刁34 = T凋胡.=312.03

9、 X 0.99 X 0.99 = 305.82五、传动件设计计算1、高速级锥齿传动设计计算（1）、选择材料、热处理方式和公差等级=312.0 317； = 305.：考虑到带式输送为一般机械，大小齿轮均采用45号钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，机械设计第九版, 表101得齿面硬度HBWX = 217-255 HBW2 = 162217。平均硬度 HBWX = 236 , HBW2 = 190, HBWi - HBW2=46,在3050HBW Z间，选用8级精度。（2）、初步计算传动主要尺寸1）按齿面接触疲劳强度计算结果计算及说明 试选/cHt =1-3 ,压力角必=20。习=24z2 =

10、72 计算小齿轮传递的转矩几= (9.5 号m14402.65 x lo 由图10-20查的区域系数务=2.5 由表10-5查的材料的弹性影响系数=5.046选取齿宽系数k =N2= 1.6N25046 脳0 = 1.68 脳 10910-23 查的接触疲劳寿命ZE = 189.8MPaI 计算疲劳许用应力由图10-25d查的人齿轮和小齿轮的接触疲劳极限分别为lim厂 600Mp“ , X. = o ,分锥角 5*1 = 20.48. 62 = 69.52 ,齿宽久=b2 = 29,大小齿轮 选用45钢（调制）。齿轮按8级精度。2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算选择材料、热处理方式面为硬齿面，小

11、齿轮40Cr,哽度选用50HRC, 大齿轮45钢，硬度选用45HRC,调质后便面淬火，齿轮 的精度选用8级精度。选小齿轮齿数N二24,人齿轮齿数 亦二120,初选螺旋角0二14。，压力角a二20。结果计算及说明按齿面接触疲劳强度计算1)由式(10-24)得计算小齿轮分度圆直径2陥 x ( + 1) x (% ZgZ坷)2(pdX uX %2确定公式中的各参数 式选载荷系数KHt=l. 3 由图10-20查得区域系数务二2. 43o 由式(10-21)计算接触疲劳强度重合度系数Z膚at =arctan(tann /cos )=arctan(taii20 /cos 14 )=20.56。0.985

12、aatL =arcosz1 cosat/(zx*ncos)5 )=29.974aatz =arcosz2cosat /(z2 +2/incos/? )=23.42 血=Z (tan aati -tan 化)+ z2 (tan aati + tan 吐)/2 朮=1.643%=胪讥aiW / =0.7x 20x tan 14 /3.14=1.905=0.669 由式(10-23)可得螺旋角系数Z広Z 亩 cos 辱 Jcosl4 =o.985 计算接触疲劳许用应力由图1025e查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：amimi=600MPa, Hlim产550MPa结果计算及说明由式(10-15

13、)得计算应力循环次数：M=60tiS=60X 960 X 1 X(2 X 8 X 365 X 10)=3.36384x1/V2=/V1/u=3.36384x 1o9/4.8=6.72768x Io8由图10-23查得解除疲劳寿命系数K/ni=90, Khn2=95取失效概率为1%,安全系数S=l,由式(10-14)得:0.9 X 85oi=765MPa0.95 X 7Oo=41.02h2 =Hiim2 =-=665MPas取DM和冋hL屮的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许 用力，即QH】=%h=665MPa 计算小齿轮的分度圆直径dieX ( + 1) x ZEZEZpj 2 (pdX uX=4

14、1.02 nun2)调整小齿轮的分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备：圆周速度15兀d过几,3.14 X 41.02 X 48o伙=60 X 100o=60 X lOOo =1.03ni/s齿宽bb=dit=lx 41.02 =41.02 mm结果计算及说明计算实际载荷系数Kh 由表10-2查得使用系数岛=1 根据=1.03m/s，8级精度，由图10-8 查得动载系数Kv=1.05 齿轮的圆周力13N 7Ftl/b=lx 3.2xlo3N/41.02=78.03N/m100N/m查表10-3得齿间载荷分配系数Khq=1.4由表10-4查得8级精度，小齿轮相对于支di=撑非对称布置时，KHp=

15、lA248.03m则载荷系数为KH=KAHaH,=2.081m由式(10-12),町得按实际载荷系数算得的分度圆直径右=r.2.08748.03mdr= dlt3/ = 41.02 4 1-3 =4&03mm7 Kfftm及相应的齿轮模数mm=d1cosP /Z=48.03* cos 14 /20=1.93)按齿根弯曲疲劳强度设计由式(10-20)试算齿轮模数，即计算及说明结果确定公式屮的各参数:试选载荷系数KFt=1.3 由式(10-18)可得计算弯曲疲劳强度的重 合度系数丫脸fb = arctan(tanj5 /cos吐)=13.140。5=ECos 邛 b=H32Y 辟 =0.25+0.

16、75疋=0.683 由式(10-17)可得计算弯曲疲劳强度的螺B14。120=1-1.905x 120=0.778计算YFaYsa由当量齿数 zvl=Z1/cos =26.27zv2=z2/cos-p =131.3查图1017.得齿形系数YFal=2.62YFa2=2A9查图10-18查得应力修正系数“1=1.6 &2=1$2由图表10-24e查得小齿轮的人齿轮的齿根弯曲疲劳极限为：crFlimi=400MPa C7Flim2=380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85,Kfn2=0.88,取弯曲疲劳寿命系数s=1.4關竝Fiinu=3 03.5 7MPasYpal =2

17、.62刼 2 =2.19结果计算及说明0厂心21 魅Fiim2 =23 8.86MPas% =0.0138 % =0.0167因为大齿轮的姿怦人于小齿轮，所以取: 舉=-=0.0167100N/in查表103得齿间载荷分配系数=1.4, 阴 = 1.34mn=2zx=24z2=120则载荷系数为心=Ka心昭 K刊=1.91取m近似2mm,分度圆直径取d=4&03mm来算 小齿轮的齿数即Z =d1 cos卩!mn =23.29取z】=24 z2=iiz1=120 取z2=120几何尺寸计算计算中心距(2 +辺血(120 + 24)X 2a= 2cosp =2 xcosl4 =147.69m考虑模

18、数有1.543增大到2,为此将中心距减小到147mm。按圆整后的中心距修正螺旋角 计算大小齿轮的分度圆直径di=zimn_ 24 脳2 cos尾 COS12.88-49.89nun结果计算及说明d2 =乃竽120 %24 83nilll厶 cos尾 COS12.88 掳 计算齿轮宽度b=0&d,=X 49.89 =49.89nun取鸟=5 0mm br=55 nim 主要结论：a = 12.8ib 人=5s,b2 = 50齿数Z = 24 , z2 = 120 ,模数m二2mm,压力角 a = 12.88 ,变位系数加=o = o ,中心距 a二 147mm, 齿宽bt = 5s, = 5o,

19、小齿轮选用45钢（调制），大齿 轮用45钢正火处理。齿轮按8级精度。六、轴的设计计算1、I轴上的力的计算求输入轴的功率P、转速11和转矩TPi=3.50kwn1=1440r/min 人=2.326 x lo4N m求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮平均分度直径:dmi, =(10= 60 x(10.5 X 0.3)= 5i mm2Tmi.2脳2226脳51=912.5NFr = Ft tan 20 cos 未= 280.27NFa = F(-t3n 2o sin = 93.44“结果受力图见下:计算及说明min -1E图61初步确定轴的最小直径:30238选按式15-2初步估算轴的最小直径

20、，选取轴的 材料为45钢调制处理。根据表15-3,取儿= 112倍=112x=15.05轴的最小直径显然是安装联轴器上的直径 rf0=l ROMAN迪3 = 2 ROMak biib，为了使所选轴的直径 rfB= 1 ROMAN 010 3 = 2 ROMAN- ano与联轴器的孔相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩TwKaT,查表14-1,考虑转矩变化很小，故取心=13rca = KA-T3 = 1.3 X 23260 = 30238N结果计算及说明査GB/T5014-2003或手册，选用Lx2型弹性柱销 联轴器，其公称转矩为560000N - nun,而电机轴的直径 为28

21、nun,所以联轴器直径不能太小，取d 12 = 20mm, 半联轴器长度L=52mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 为 38mm。L12=36mm根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度23为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制=27mm作出一轴肩故取23段直径d23 = 27mm,左端用轴端挡圈定位。12段长度适当小于L,所以取L12=36nmi初步选择滚动轴承。因轴同时承受径向力，选用单列圆锥滚了轴承,34=30mm34=25.25m参照工作要求并根据d23 = 27mm,由机械设计表4513-1,初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚=37mm子轴承30306,其尺寸dXDXL

22、=30X72X20.75,所以d34, = 30mm, rfff/34 = 25.25mm这对轴承均采用轴肩的轴向定位，有表GB/T297-1994查的30306轴承的轴肩高度禹5 = 37mm。结果计算及说明取安装齿轮处轴段67的直径d67 = 25mm,为 使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承的宽度，故 取$6 = 2o, = 30inm轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承的拆装 及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半 联轴器右端面间距的距离1 = 30,取l22 = 50mm,锥齿齿轮轮毂宽度为30mm,为使套筒断面可 靠地押金齿轮取味7 = 41mm , 由于 lb =

23、2la，三；取?45=74mm(10)轴的周向定位：圆锥齿的轴向定位采用平键 连接，按= 25mm ,由于机械设计表6-1查的平 键截面bXh二8X7,键槽用铳刀加工，长为25mm,同时 保证齿轮与轴的配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂的配合为兀。同样，半联轴器的平键截面为bXhXl二8X7X28,与轴的配合为饥。)确定轴的圆角和倒角尺寸，参考表15-2,取 轴端倒角为口22、轴的校核求轴上的载荷：67 =25mm,(56 = 2 056=30mm?67=41mm45=74mm首先很据图示，计算交点时，从手册中取值, 对于30306型柱销滚子轴承，查的=15.3,因此，作为计算及说明简支梁的轴的

24、承跨距山=60h=a + 30.5（一）、对点A取距，占=0, ll fNH2Yk += 对点B取距：= 0FnH2，S 尸2 =。得 Fnh. = 1372.2JV FNH2 = 46qNMh = FNli2Lx =46060.5 = 27831.2sW -mmyjw. = o（二）对A点取矩厶FnVLFt（厶i 4厶 J + Mq = 0对B点取矩Fnv丄、尸厂（厶！ +厶J二+ Ma 0结果Fnv = 42FNVi =Fjv 卩! = 422.3NFn“ = 112.7 6iV= Fn“L、=21660.5 = 6821.9s7V - mm.m_J（42289.5）s + （ 13068

25、）2 = 28655.ls/V -ththpT=9549n = 2652sJV，rnTn水平面垂直面支反力Fnhi = 137 2.2AfFjvy=422.3NFnh 工=46qN5 =112.76jV弯矩Mh = 27831.2siV -mm总弯矩M二28655.1SN 77vn扭矩T二26525/V mm28结果计算及说明按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最人弯矩和扭矩的截面的强度。B截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循坏变应力，取Q = 根据式（15-5）轴的计算应力为Mpa已知高速级的小圆锥齿轮的分度闘直径为ca =46 MpaFt =

26、2554.4迅Fr =953.78NFa =584.11/V前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1査得b】 = 60MPa,6,vbi,故安全。3、输出轴（III轴）的设计（1）求输入轴上的功率P,转速山和转矩P3 = 3.14/cwn3 = 95.5r/minT3312. 03N mm(2) 求作用在齿轮上的力244.83mm2TFt =2554.48“dmlFr = Ft tan an cos B 953.78NFa = Ft tan sin 0 = 584. iin(3) 初步确定轴的最小直径29先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴材料为计算及说明结果d

27、min =35.88mr力弯矩图图 6.3.445钢，调质处理，根据表15-3,取A = h2,于是得：.3冋dmn = Aq = 35.88mm护3输入轴的最小直径很显然是安装联轴器的直径d, ,Y图6 4丫为了使所选的轴直径d-2与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号(4) 圆周力片,径向力片，及轴向力Fq及轴的剪结果计算及说明联轴器转矩：Tca=kAT3,按式（152）,查表（14-1）故取亿4 = 1.3,贝！JTCa = 4O564oN mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查=40mmrf2a = 47771L12 = 82m标准手册LX3型弹性注销联轴器，其公

28、称转矩 1250000N*min ,而半联轴器孔径d = 40mm ,故取 di? = 40mm,半联轴器长度为厶=112mm,半联轴器 与周配合的轮毂长度为厶1 = 84mm。d23 = 4 rm轴的结构设计6.3.6输出轴轴上零件的装配（7）根据轴向定位的要求确定， d2a = d12 + 0.07dlt = 4?mm ,左端用轴端挡圈定位，为了 保证周程度端盖只压在半联轴器上而不压在轴端面上故 12段长度应适当小于，所以Li3 = 82m7n初步选择滚动轴承因轴承同时受由径向力和轴向力故选用单列圆锥 滚子轴承，参照工作要求并根据d2. = 47mm ,由表6-7结果中初步选取0基本游隙组

29、标准精度等级的单列圆锥滚了计算及说明轴承 30310,其尺寸 d*D*T=50* 110*29.25 (nun)即： d34 = d7Q = 50mm 而 L34 = 29.25mm 右端轴承釆用 轴间定位，由表6-7查得30310型轴定位轴间高度故 d4$ = 6omm.取56右端为非定位轴肩取56 = 66J45=2*36-2=70.“56=66?45=70，23=50mm匕=8 mm齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已 知轮轮毂的宽度为55mm,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16-7 = 50mm齿轮的 轮毂直径取为55mm所以de.： =55mm。齿轮的右

30、端采用轴 肩定位,轴肩高度h0.07d,故取h = 4inm,则轴环处的直 径为dS6 = 63o 轴环宽度bn 1.411,取“6 =8 mm。(10)轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承的拆 装及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与 半联轴器右端面间距的距离1 = 30,取!23 = 50mm,)齿轮箱体内壁的距离a=16iiun,人锥齿与人 斜齿的距离C=20mm,在确定滚子轴承的位置时应距离内 壁一段距离，可求得278 = 57.25结果(轴的周向定位：圆锥齿的轴向定位采用平 键连接，按d6r = 55mm ,由于机械设计表6-1查的 平键截面bXh二16X10,键槽用铳刀加工

31、，长为36mm, 同时保证齿轮与轴的配合有良好对中性，故选择齿轮轮计算及说明33毂的配合为兀。同样，半联轴器的平键截面为bXhx 1=12X8X70,与轴的配合为忍。4、III轴的校核：YMa = o（-）对A点取矩乙-许厶1 +你叱（厶1 +乙2）= 0fnhi =1693.94A/FnH2 =860/VYmb = 0对B点取矩厶FnhxL、4- FtL2 = 0得 Fnhi = 1693.94/VFNH2 = 860N 取向上为正Mh = FNHlL1 = 2614 x 55.5 = 94013.7N 肌加其中：厶 1 = 55.5mm, L2 = 109.25mmYMa = o（二）对A

32、点取矩厶FnU2（S +厶 2）疗厶 + Mq = 0MB = Q对B点取矩厶Fnui（S +厶 2）+ 耳乙 2 + Mq = 0得你 = 1066.48N Fnv2 = -H2.7NMVl = FNV1Ll = 1468 x 55.5 = 59189JV mmMV2 = MV1 -Ma = -（71503 一 59189）=12313N 侈mm=J（94103）2 + （59189）2 = 1110937V - mmM2J(94103)3 + ( 12313)，= 94815N mm1=9549$ = 312O3o7V - mm结果计算及说明进行校核时，通常只校核轴上承受最人弯矩和扭矩 的

33、截面（即危险截面B）的强度。根据图6.3.4可知 右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴 的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6 , 根据式（15-5）轴的计算应力为neb bt（dW 二五二 12580k二0. 5h=3mmd二18mm前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计 （第八版）表15-1查得 0】 = 6OMPa6V0i|,故 安全。七、键连接选择及计算1）输入轴键计算校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为b X h X 1 = 6mm X 6mm x 25mm接触长度r二25-6二19mm键与轮毂键槽的接触高度k二0.5h二3mm d二18mm则

34、 键 联 接 的 强 度 为故合格结果计算及说明校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键b X h X 1 = 8inm X 7mm x 28mm接触长度r二28-8二20mmd二24mm键与轮毂键槽的接触高度k二0. 5h二3. 5mm则 键 联 接 的 强ap = 2T x= 36MPa ap = 60mpa，故合格。2）中间轴键计算校核圆锥齿轮处的键连接k二0.5h二3. 5mmd二24mm该处选用普通平键尺寸b X h X L = 10mm X 8mm x 28mm接触长度r二28-10二18mm键与轮毂键槽的接触高度k-0. 5h-4mmd-35m 则;键联接 的叶=2丁篇= 55M

35、Pa Vdp = IIOa/pq选用钢材料3）输出轴键计算校核联轴器处的键连接该处选用普通平键b X h X V = 16mm X 10mm x 40mm接触长度r二40-16二24mm键与轮毂键槽的接触高度20. 5h=5mm d二55mm计算及说明结果则 键 联 接 的 强 度 为选用钢材ap = 2T = 56.73MPa 2m/s ,可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承， 并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。计算及说明结果十、减速器附件的选择夕1称符号计算公式结果箱座壁厚b = 0.025a 4- 388箱盖壁厚6(7 = 0.02a + 3 88箱盖凸缘

36、厚度b】b = 15a10计算及说明结果机盖，机座肋厚ni口、a 0.850.85码q78.5轴承端盖外径d2D2=D+ （5、5. 5） d3140 （1 轴）12102 （3 轴）i （2 轴）轴承旁联结螺栓 距离sSD2120 （1 轴）12100 （3 轴）i （2 轴）2.对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的 位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视 孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加 工岀支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制 成， 用 M6 紧固 /x = 140mmJ2 = 125mm,b1 = 120mm,b2 =

37、 105mm, d = 7mm 孔数 8 , 盖厚 6 = 4mm R = 5mmB油螺塞：外六角油塞及封油垫M20X1-5放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他 部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此 油孔处的机体外壁应凸起块，由机械加工成螺塞头部 的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995油标位在便于观察减速器油面及油而稳定Z处。结果计算及说明 杆式油标(表 7-10) M16. di = 4mmtd2 = 16mm,d3 =6mm, h = 35mm, a = 12mm b = Smm c = 5mm D = 26

38、mm = 22mmD通气：表11-5由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大， 为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以 便达到体内为压力平衡数据： M22X 1.5 d、= 7mm, L = 29mm, a = 4mm S = 22mm Z) = 32E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚 度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度， 在机体联结G吊钩：箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉GB825-88) M16在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.数据：K = Q + Q = 40mm H = 0.8K = 32

39、mmKh=0.5H=16imnr=- = 7mmb = Yl. 82 5Y6 = 15mm计算及说明结果H一、轴承校核1）输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为o基本游隙组，标准精度级的单 列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为 d X D X T = 25mm X 62mm x lS.ZSmm , 轴向力长：384.75宽：272.5高：265.83载荷水平面H垂直面V支反力F= 1854. 6.V屜=5471. 03;V= 734. 8ArFsv2 = 10591. 04.VFa = 111.08/V., e = 0.3 Y=2, X=0.4昭=”鬲+F為】= 5776NFdi =身=1444N Fd2身=328.75N则由表（137）可得则蚣+尸山 九 轴承2紧1松所以 Ffll=Fdl = 1444/V Fa2=Fa + Fdl = 1555.08/