带式输送机传动装置课程设计

1、1 .传动装置的总体方案设计1.1 传动装置的运动简图及方案分析1.1.1 运动简图带式输送机偿动方案1一输送腆带2T前康篙A商级囤柱齿轮件速器4一1带传动5一电港机输送市工作拉力F/kM6.5输送带工作速度1v/(m?s)0.85滚筒直径D/mm3501.1.2 方案分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩

2、输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.2 电动机的选择1.2.1 电动机的类型和结构形式电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。1.2.2 确定电动机的转速由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般机械设计中，优先选用同步转速为1500或I000r/min的电动机。这里选择1500r/min的电动机。1.2.3 确定电动机的功率和型号1.计算工作机所需输入功率FvPw1

3、000由原始数据表中的数据得FV100036.5。8510KW1000=5.25kW2.计算电动机所需的功率Pd(kW)PdPw/式中，为传动装置的总效率12n式子中1,2,n分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。带传动效率10.95一对轴承效率20.99齿轮传动效率30.98联轴器传动效率40.99滚筒的效率50.96.32总效率0.950.990.980.990.960.84PPWPd5.5250.84kW取Pd7.5kW6.58kW查表1n.186得选才iY132M4型电动机电动机技术数据如下：额定功率（kW）：7.5kW满载转速（r/min）：1440r/min额定转矩（N/m）：

4、2.2N/m最大转矩（N/m）：2.2N/m运输带转速60vnw-D600.853.140.3546.4r/min1.3 计算总传动比和分配各级传动比1.3.1 确定总传动比inm/nw电动机满载速率nm,工作机所需转速nw总传动比i为各级传动比的连乘积，即i印2in1.3.2 分配各级传动比总传动比inm/nw144046.431初选带轮的传动比i12.5,减速器传动比312.512.4取高速级齿轮传动比i2为低速级齿轮传动比i3的1.3倍，所以求的高速级传动比i2=4,低速级齿轮传动比i3=3.11.4 计算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1 计算各轴的转速传动装置从电动机到工作机有三

5、个轴，依次为1,2,3轴。n1nm1440-r/mini12.5576r/minn2上576r/mini24144r/minn3n2i3144,.八一r/min46.5r/min3.1n3n41.4.2计算各轴的输入功率PiPd16.580.95kW6.25kWP2P3P41.4.3计算各轴的输入转矩Pi236.58P2236.06P3246.060.990.98kW6.06kW0.990.98kW5.88kW0.990.99kW5.76kWP1T19550n16.2595505Nm103.62Nm576P216.06T29550坨9550-Nm401.90Nmn2144P35.88T3955

6、09550Nm1207.61Nmn346.5传动装置参数见表12表12传动装置的运动参数和动力参数轴号转速(r/min)输入功率(kW)输入转矩(Nm)15766.25103.6221446.06401.90346.55.88127.612.传动零部件的设计计算2.1 带传动2.1.1 确定计算功率并选择V带的带型1 .确定计算工率Pca由表2888查的工作情况系数Ka1.2,故PcaKaP1.27.5kW9kW2 .选才iV带的带型根据Pca,nm由2图811选用A型。3 .1.2确定带轮的基准直径并验算带速1 .初选小带轮的基准直径dd1。由2表87和表89,取小带轮的基dd1112mm。

7、2 .验算带速V。按2式（813）验算带的速度ddjm3.141121440,°，vm/s8.44m/s601000601000因为5m/sv30m/s,故带速合适。3 .计算大带轮的基准直径。由2式（815a），计算大带轮的基准直径dd2dd2i1ddi2.5112mm280mm根据2表88,圆整为dd2280。4 .1.3确定V带的中心距和基准长度1.根据2式（820）0.7（dd1dd2）a。2dd1dd2274.4mma0784mm初定中心距为a0500mm。2 .由2式（822）计算所需基准长度Ldo2a。-(ddldd2)23.142500一(11221630mm2皿dd

8、j4a0(280112)、280)mm4500由2表8-2选带轮基准长度Ld1640mm。3 .按2式（823）计算实际中心距a。LdLd0(16401630)、aa0(500)mm505mm22中心距的变化范围为481553mm。2.1.4验算带轮包角157.357.31180(dddd)180(280112)16012021a4852.1.5计算带的根数1 .计算单根V带的额定功率Pr由dd1112mm和nm1440r/min,查2表84得P01.6kW根据nm1440r/min,i12.5和A型带查2表85得F00.16kW查的2表86得K0.95,表82得Kl0.99,于是Pr(P0P

9、0)KKl(1.60.16)0.950.99kW1.66kW2 .计算V带的根数ZZPa-9-5.4取6根Pr1.663 .1.6确定带的初拉力和压轴力由表2表83得A型带单位长度质量q0.10kg/m,所以(F0)min500(2.5K)Pcaqv250050.95)90.10(8.44)2N216NKzv0.9568.44应使带的实际初拉力F0（F0）min压轴力最小值(Fp)min2z(Fo)minSin26216sinN2553N4 .1.7带轮的结构设计1.带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT2002.带轮结构形式小带轮选用实心式,大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照2表810图81

10、4确定。大带轮结构简图如图图212.2齿轮传动（一）高速级齿轮传动2.2.1 选择精度等级，材料及齿数1 .运输机为一般工作机，速度不高，参考2表10-6,故选用7级精度。2 .材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3 .选小齿轮齿数425,大齿轮齿数Z225i22541002.2.2齿轮强度设计1 .选取螺旋角初选螺旋角3=142 .按齿面接触强度设计按2式（1024）试算，即*（1）确定公式内的各计算数值32KJ1u.duh1）试选载荷系数Kt1.62）小齿轮的传递转矩由前面算得T1103.

11、62Nm10.362104Nmm3）由2表10-7选取齿宽系数d114）由2表105差得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa25）由2图1025d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。6）由式21013计算应力循环次数NiN260nljLh605761(1030082)一91.65910991.65910940.4151091.057）由2图1023取接触疲劳强度寿命系数Khni0.97,Khn28）计算接触疲劳许用应力H1Khn1lim10.97600MPa582MPasKh21.05550MPa577.5MPas9）由

12、2图选取区域系数Zh2.43310）由2图1026查的10.781,20.885则120.7810.8851.6711）许用接触应力hLJ,582577.5H1-H-HMPa579.75MPa2 2（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得dt53.98mm.21.610.36210452.433189.8-3 （）11.674579.752）计算圆周速度d1tQ6010003.1453.985766010001.63m/s3）计算齿宽b及模数mntdd1t153.98mm53.98mmdtcosmntZ）53.98cos14252.1h2.25mnt4.725mmb/h53.98

13、4.72511.424）计算纵向重合度0.318dZ1tan0.318125tan141.985）计算载荷系数已知使用系数Ka1,根据v1.63m/s,7级精度，由2图10-8查的动载系数Kv1.08；由表104查的Kh1.42；由表1013查得Kf1.4；由表io3差得KhKf1.2。故载荷系数KKAKVKHKh11.081.21.421.846)按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式(1010a)得7)计算模数mnd1,Kd1t3:Kt1.8453.983mm,1.656.56mmmnd1cos56.56cos142.2mm253.按齿根弯曲疲劳强度设计由1式(1017)mn_22

14、KT1Ycos2dZ1YFaYsaf(1)确定计算参数1)计算载荷系数KAKVKFKF11.081.21.41.81计算纵向重合度1.98,从1图1028查的螺旋角影响系数Y0.883)zv143cos253cos1427.374)查齿形系数由1表105查得Yf5)查取应力校正系数由1表105查得Ys6)劳极限7)Zv2Z23cos100cos314109.472.62；1.59;Yf22.18Ys21.79由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限fei500MPa;大齿轮的弯曲疲FE2380MPa由1图1018取弯曲疲劳寿命系数KFN10.87,KFN20.98)计算弯曲许用应力取弯曲疲劳

15、安全系数S=1.4,由式1(1012)得fiF2KFN1FE1""SKFN2FE2S0.8750031Q71MPa1.40.93801.4244.29MPa9)计算大小齿轮的YFaYSaYFa1YSa1fi2.621.59310.710.0134大齿轮数值大。(2)设计计算mn3YFa2YSa2F22.181.79244.290.01621.8110.3621040.88cos214212521.670.0161.68mm由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取mn2.0以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d156

16、.56计算齿数。56.56cos1427.44取Zi27，则Z24271082.2.3几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为(乙Z2)mn2cos(27108)2mm139.18mm2cos14140mm。2.按圆整后的中心距修螺旋角arccos(zz2)mn(27108)2-narccos-15.36za2140因3值改变不大故参数,Zh不必修正。3 .计算大小齿轮分度圆直径d1zmncos272mmcos15.3656mmd2Z2mn1082mmcoscos15.36224mm4 .计算齿轮宽度bdd1156mm56mm圆整后取B256mmB161mm5 .2.4齿轮结构设计（中间轴大齿

17、轮）因齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按1图1039荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图22图22（二）低速级齿轮传动6 .2.5选择精度等级，材料及齿数1 .运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2 .材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。3 .选小齿轮齿数z130,大齿轮齿数z230i2303.1934 .2.6齿轮强度设计=12°1 .选取螺旋角初选螺旋角32 .按齿面接触强度设计u1(ZhZe”h)23 1式（1021）试

18、算，即dit（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt1.62）小齿轮的传递转矩由前面算得T2401.90Nm40.19104Nmm3）由1表10-7选取齿宽系数d114）由1表106差得材料的弹性影响系数Ze189.8MPa2。5）由1图1021d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。6）由式11013计算应力循环次数NiN260nJLh601441(1030082)一90.4147210990.41472103.1_90.133781097)由1图1019取接触疲劳强度寿命系数Khni1.06,Khn21.128

19、)计算接触疲劳许用应力KH1HN1lim11.06600MPa636MPasH2Khn2lim21.12550MPa616MPas9)由1图选取区域系数Zh2.4510)由端面重合度近似公式算得11111.883.2()cos1.883.2()cos121.7乙z2309311）许用接触应力hhih2636616MPa626MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t,有计算公式得dit一4一21.640.19104.1(2.45189.8)211.73.162682mm2)计算圆周速度d1tn1v6010003.14821446010000.62m/s3）计算齿宽b及模数mntdd1t18

20、2mm82mmmntd1tcos482cos12302.67h2.25mnt6.01mm82b/h13.646.014)计算纵向重合度5)计算载荷系数0.318dtan0.318130tan122.03已知使用系数Ka1,根据v0.62m/s,7级精度，由1图108查的动载系数Kv1.02;由表104查的Kh1.425；由表1013查得KF1.41；由表103差得KhKf1.2。故载荷系数KKAKVKHKH11.021.21.4251.746）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由1式（1010a）得d1d1t3，823/1i74mm84.39mm1,Kt,1.67）计算模数mnmndco

21、sZi84.39cos12302.75mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计由1式（1017）mn3_22KT2Ycos2dZiYFaYsaf（1）确定计算参数1）计算载荷系数KKaKvKfKf11.021.21.411.732）计算纵向重合度2.03,从1图1028查的螺旋角影响系数Y0.893）计算当量齿数乙30zv1332.05cos3cos312Zv2Z23cos399.37cos124）查齿形系数由1表105查得Yf12.492；Yf22.1825）查取应力校正系数由1表105查得YS11.595;YS21.791FE1500MPa;大齿轮的弯曲疲6）由1图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极

22、限劳极限FE2380MPa7）由1图1018取弯曲疲劳寿命系数Kfni0.9,Kfn20.938）计算弯曲许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式1（1012）得K0.9500fi-321.43MPaS1.4K0.93380f2FN2FE2252.43MPaS1.49）计算大小齿轮的YFaYSafYFa1YSa1fi2.4921.595321.430.01234YFa2YSa2F22.1821.791252.430.0155大齿轮数值大。（2）设计计算44_2_.21.7340.19100.89cos12mn320.0155'、13021.72.29mm由接触疲劳强度计算的模数m大于

23、由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取mn2.5以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d184.39计算齿数。84.39cos122533.02d1cosZ1m取乙33,则z23.133102.3取整z21022.2.7几何尺寸计算1 .计算中心距(Z1Z2)mna2cos(33102)2.5mm172.53mm2cos12将中心距圆整为173mm。2 .按圆整后的中心距修螺旋角(33102)2.5arccos112.742173(4Z2)mnarccosza因3值改变不大故参数，K,ZH不必修正。3 .计算大小齿轮分度圆直径z1mn332.5d1mm84.58m

24、mcoscos12.74d2Z2mncos1022.5mmcos12.74261.42mm4 .计算齿轮宽度bdd1184.58mm84.58mm圆整后取B285mmB190mm2.2.8四个齿轮的参数列表如表21表21齿轮模数m(mm)齿数Z压力角()螺旋角()分度圆直径d(mm)齿顶圆直径da(mm)齿底圆直径df(mm)高速级小齿轮22720°15.3°566051高速为轮攵大齿210820°15.3°224228219低速多轮攵小齿2.53320°12.7°84.5889.5878.33低速多轮攵大齿2.510220°

25、;12.7°261.42266.42255.17续表21齿轮旋向iOB轮毂L材质热处理结构形式硬度高速级小齿轮右616140Cr调质实体式280HBS高速级大齿轮左566545钢调质腹板式240HBS低速级小齿轮左909040Cr调质实体式280HBS低速级大齿轮右859245钢调质腹板式240HBS2.3轴系部件设计第（）轴设计2.3.1 初算第III轴的最小轴径1 .输出轴上的功率P3,转速03,转矩T3由前面算得：P35.88kW,0346.5r/min,T31207610Nmm2 .求作用在齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径d2261.42mmFt2T3d2212076109

26、239N261.42FrFtUcos9239tan203448Ncos12.74FaFttan9239tan12.742089N3 .初步确定轴的最小直径先按1式（152）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1表153,取A113,于是得dminA0303°5.881133mm56.7mm，46.5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d,故需同时选取联轴器的型号。查1表141,考虑到转矩变化小，故取Ka1.5。则联轴器的计算转矩TcaKaT31.51207610Nmm1811415Nmm。查GB/T50141985,选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为20

27、00000Nmm.半联轴器的孔径d60mm,故取d60mm,半联轴器长度L142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mmo2.3.2第III轴的结构设计1.各段轴直径的确定如表22ag直径(mm)理由60由前面算得半联轴器的孔径d60mm70为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩，h(0.070.1)d4.26mm，故取d70mm。IV75根据d70mm选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315其尺为dDT75mm160mm40mm。故dVdV-V75mm。IV-V87左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由2上差得30315型轴承的定位轴肩局度h6mm,因此取dvv87m

28、m。V-VVV89齿轮右端米用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h6mm,则轴环处直径dV-V89mm,齿轮处直径见VV段理由。VV77取安装齿轮处的轴段直径dV-V77mm。V-V75见IV段理由。表222.各轴段长度的确定如表23ag长度(mm)理由105为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比11略短些，取l105mm。50轴承端盖总长度为20mm,取端盖外端面与半联轴器右端面间距离l30mm，故取l50mm。IV40IV为联轴器长度，故lv40mmIV-V97lV-VLcas12(652016812)mm97mmV-V12轴环处轴肩高度h6mm,轴环宽度b1.4

29、h,取12mmV-VV-V88已知齿轮轮毂宽度为92mm,为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段略短于轮毂宽度，故取lV-V（924）mm88mmV-V68取齿轮距箱体内壁距离为a16mm,第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮c20mm。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内归卡距离s,取s8mm。滚动轴承优度T40mm。第II轴上大齿轮轮毂长L65mm。则lv-VTsa（9288）（408164）mm68mm表233.第III轴的结构简图如图23图23第（II）轴设计2.3.3初算第（II）轴的最小直径1 .第（II）轴上输入功率P2,转速02,转矩丁2由前面算得p26.06kW,n214

30、4r/min,T240.19104N/mm2 .分别计算大小齿轮上的力已知第（II）轴上大齿轮分度圆直d2224mm2T2d22401900FtFrFaFttan小齿轮上分度圆直径为FtFrFFaFttan9503tan12.742149N3.初步确定轴的最小直径P26.06dminA）3.1133mm39.31mm；n2144根据最小直径查2GB/T2971994选取30309。轴承的规格为dDT45mm100mm27.25mm2.3.4.第（II）轴的结构设计1.确定轴的各段直径如表24tanFtcos35882T2d1tanncos224n9239tan15.36N3588Ntan20c

31、os15.36986Nd184.58mm2401900N9503N84.581354N9503tan203546Ncos12.74ag直径(mm)理由45根据轴承的尺寸dDT45mm100mm27.25mmd45mm50根据d45mm取小齿轮安装处直径d50mm。IV58小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,取故h6mm,则轴环处直径dV58mm。IV-V50取大齿轮安装处直径dvv50mm。V-VVV45理由同段。2.确定轴的各段长度表24为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和IV段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。轴环处轴肩高度h4mm,轴环宽度b1.4h。轴环处长度取lV12mm其它轴的尺

32、寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。2.3.5第（II）轴的强度校核1 .轴的载荷分析图24rrn-nnTHTIll”上NF，八lrrnnri图242 .大小齿轮截面处的力及力矩数据现将由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面,计算出的两个截面处的MH,MV,M的值列于下表25载荷水平囿垂直向支反力FFnhi7775NFnh25316NFnvi2897NFnv2705N弯矩MMH1553969NmmMH2399313Nmm-"MV1181688NmmMV1181688Nmm_"MV257445NmmMV257445Nmm总弯矩-'M1

33、583003Nmm_"_M1561362Nmm_,_M2403423Nmm_"M1402813Nmm扭矩TT2401900Nmm表253.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大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据1式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力,取0.6,轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表1151查得160MPa。因此，ca小故安全。4 .精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不

34、必校核。截面II,III,IV,V处应力集中的影响接近，但截面III,IV处轴径也很大比II,V处轴径大。所以校核II,V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。5 ）截面II左侧3333W0.1d0.145mm9113mm.3_33_3WT0.2d0.145mm18225mm712541一截面左侧的弯矩为M583003Nmm247521Nmm71.25截面上的扭矩为m12(?3)2W,5830032(0.6401900)20.1503MPa50.5MPaT2401900Nmm截面上的弯曲应力247521MPa27.16MPa9113截面上的扭转切应力TWt40190

35、0MPa22.05MPa18225轴的材料为45钢,调质处理，由1表151查得b640MPa,16155MPa及按1附表32查取。155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数200.044,D501.111,经插值可查得45d451.380.85故有效应力集中系数按1式（附表34)为1)10.82(2.011)1.83由1附图32尺寸系数0.751)10.82(1.381)1.32，又由附图33的扭转尺寸系数0.72轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，及1,按1式（32）及式（312a）得综合系数为1.830.75112.530.92由1§3

36、1及§3-2得碳的特性系数0.10.2,取1.320.72111.920.920.10.050.1,取0.05是，计算安全系数Sca值，按1式（156）(158)则得2.01又由1附图31可得轴的材料敏感系数为0.8227542.5327.160.10155cc22.051.9222.050.0527.14SSS2S2_4_7.14_.427.1423.49S1.5故可知其安全。2）截面II右侧抗弯截面系数W按1表154中的公式计算W0.1d30.1503mm312500mm3WT0.2d30.1503mm325000mm3弯矩M及弯曲应力为Mb71.2541583003Nmm71.

37、25247521Nmm24752112500MPa19.8MPa扭矩T2及扭转应力为T2401900Nmm16.08MPaT3401900-MPaWT25000.kkk过盈配合处的仁，由1附表38用插值法求出，并取40.8、于是得kk3.480.82.78轴按磨削加工由1附图34得表面质量系数为0.92故得综合系数k11K13.4813.570.92k110.92K12.7812.87所以轴在截面右侧安全系数为2753.5719.80.103.8915516.082.8716.080.0526.6SSS2S23.896.63.8926.623.35S1.5故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。

38、因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。第（I）轴设计2.3.6初算第（I）轴的最小直径1.先按1式（152）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据1表153,取A0120。ming1203黑mm27mm根据最小直径选取30307轴承，尺寸为dDT35mm80mm22.75mm2.3.7第（I）轴的结构设计根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mmo即II-III段长度为50mmo再根据轴（III）,（II）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图25图252.3.8轴系零

39、部件的选择根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表2-6轴承（GB/T2971994）键（GB/T1096-2003）联轴器（GB/T50141985）轴I303078mm7mm90mm（带轮）12mm8mm50mm（小齿轮）轴II3030914mm9mm80mm（小齿轮）14mm9mm53mm（大齿轮）轴III3031518mm11mm90mm（联轴器）22mm12mm80mm（大齿轮）HL5表263 .减速器装配图的设计3.1 箱体主要结构尺寸的确定3.1.1铸造箱体的结构形式及主要尺寸减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表3-1名称符号齿轮减速器箱座壁

40、厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘壁厚b112箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地角螺栓直径df18地角螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径d114连接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d38视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8dfd1d2至夕卜箱壁品巨离C124/20/16dfd2至凸缘边缘距离C222/14轴承旁凸台半径R118凸台高度h低速轴承外径确定外箱壁至轴承座端面距离I146铸造过度尺寸x,yx=5y=25大齿轮顶圆与内箱壁距离110齿轮端面与内箱壁距离2>8箱盖箱座肋厚mm.mm18轴承端盖外径D2201轴承旁连接螺栓距离s201盖与座连接螺栓直径d2103.1.2箱体内壁的确定箱

41、体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3050mm,由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。3.2 减速器附件的确定视孔盖：由3表114得，由是双级减速器和中心距a425mm,可确定视孔盖得结构尺寸。透气孔：由3表115得，选用型号为M161.5的通气塞液位计：由3表710得，选用M16型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚22.5倍选取。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2,直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表3-1的定位销直径为8mm吊环：由3表113得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表3-1中确定的尺寸可以确定吊耳环的尺寸。4 .润滑密封及其它4.1 润滑1 .齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12m/s,所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高(不小于10mm,1/6齿轮。2 .轴承