链式运输机传动设计.doc

《链式运输机传动设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《链式运输机传动设计.doc（42页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、xxx大学机械设计课程设计计算说明书2012-2013学年第一学期 学院：机电工程学院 专业：机械设计制造及其自动化 学生姓名： 学号：课程设计题目：链式运输机传动系统设计指导教师： 2013年01月10日目录1 设计任务12 传动方案分析和拟定13 原动件的选择与传动比的分配13.1原动件的选择 13.2计算总传动比和分配传动比 33.3传动系统运动和动力参数的计算 34 传动零件的设计计算4 4.1减速器外部传动零件的设计计算4 4.2 减速器内部传动零件的设计计算75 轴的设计计算17 5.1减速器中间轴的设计计算17 5.2减速器高速轴的设计计算23 5.3减速器低速轴的设计计算296

2、 滚动轴承及键联接的校核计算34 6.1滚动轴承的校核计算347 减速箱的润滑方式和密封种类的选择367.1润滑方式的选择36 7.2润滑油的选择36 7.3密封方式的选择368 设计小结409 参考资料41一设计任务 设计链式运输机传动系统1. 工作条件 运输机工作平稳，单向运转，两班制工作，使用年限5年，每年300天，允许拽引链速度误差为。 2. 原始数据（所选题号6）已知条件：拽引链拉力F=11500N 拽引链速度V=0.38m/s 拽引链链轮齿数Z=8 拽引链链节距p=80mm2 传动方案的分析和拟定本传动装置传动比不大，采用二级传动。在电动机与链传动之间布置一台两级直齿圆柱齿轮减速器

3、，轴端连接选择滑块联轴器。链式运输机传动系统示意图三电动机的选择1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2) 计算和选择电动机的容量a 求工作机的所需功率：式中 工作机构的效率（含卷筒及轴承的效率）。由手册查得：，则=0.980.96=0.94。 b . 工作机所需要的有效功率为电动机输出轴与减速器输入轴间联轴器的传动效率，取；一对滚动轴承的传动效率（3对），取（球轴承）；一对闭式圆柱齿轮的传动啮合效率（2对），当齿轮精度为8级（不含轴承效率）稀油润滑时取；链传动效率，取=0.97。则 传动系统的总效率 查手册Y系列三相异

4、步电动机型号与技术数据表选取电动机的额定功率为c .电动机转速的选择和型号的确定：根据电动机的有关知识可知：通常设计应优先考虑选择同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。根据电动机所需功率和同步转速，查Y系列三相异步电动机型号与技术数据表可知，电动机型号为Y160M-4或Y160L-6。相据电动机的满载转速和拽引链转速可算出总传动比 。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中：i=40.42d1=52mm方案号电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min总传动比堵转转矩额定转矩Nm最大转矩额定转矩Nm1Y132S-45.51500144025.342.22.2

5、2Y160L-65.5100097016.842.02.0由上表可知，方案五中电动机转速高，价格低。故初选电动机型号为Y132S-4。查表知，该电动机中心高H=160mm，轴外伸轴径为38mm，轴外伸长度为80mm。3）.计算总传动比和各级传动系统的传动比 1) 由选定的电动机满载转速和拽引链转速，求出传动装置的总传动比i 其中=1440r/min； 2） 分配传动装置的传动比由i=可知，要分配齿轮的传动比，先确定链传动的传动比。由于链传动的传动比i=23.5m/s,初步选定=3。=i/=40.42/3=13.47。 按两级大齿轮浸油深度相近，以使润滑简便的原则推荐高速级传动比应大于低速级传动

6、比，其。取,则 4）.传动系统的运动和动力参数计算（1）各轴转速：（2）各轴的输入功率：（3）各轴转矩各传动轴的运动和动力参数轴号转速功率转矩传动比效率电动机轴14405.536.4714.23.20.990.960.96I14405.4436.47II342.865.28105.07III107.145.12234.45四传动零件的设计计算1.减速器外部传动零件的设计计算链传动的设计1 选定链轮齿数初步假设链速v0.63m/s，由表8-8查得小齿轮的齿数，取=21，根据初步选定的链传动比=3，所以（120合适）。2 根据实用功率曲线，选链条型号初定中心距，；链节数为取=124节。由于中心距可

7、调，可不算实际中心距。估计，链条链板可能产生疲劳破坏，由表86查得=1.11，由表87查得（初取单排链），由图816查得=1.0，由表85查得。该链条在实验条件下所需传递的功率由图814，按=4.90kw，=107.14r/min,选取链条型号为16A，p=25.40mm，且与的交点在曲线顶点左侧，确系链板疲劳破坏，估计正确。3 校核链速与原假设v0.63m/s范围合适。4 计算链长和中心距链长 L=中心距调整量 5 计算作用在轴上的轴压力工作拉力在轴上 F=1000P/v=1000*5.12/0.95=5390N作用在轴上的压轴力 计算结果：链条型号16A1124 GB/T 12431997

8、6 链轮结构设计A滚子链轮主要尺寸计算由于低速轴最小轴径为35mm，所以小链轮的轮毂直径，滚子链链号为16A，查表81得：节距p=25.40mm，排距。根据上述计算，链节数为124，,根据表82；滚子链主要尺寸计算公式：分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径齿侧凸缘（或排间槽）直径/mm (h2为内链板高度)a. B. 滚子链链轮齿槽形状计算最大齿槽形状齿面圆弧半径 齿沟圆弧半径齿沟角（）最小齿槽形状齿面圆弧半径 齿沟圆弧半径齿沟角（）C.滚子链链轮轴向齿形计算最大齿槽形状齿面圆弧半径 齿沟圆弧半径齿沟角（）最小齿槽形状齿面圆弧半径 齿沟圆弧半径齿沟角（）2.减速器内部传动零件的设计计算齿轮设计本

9、设计中的双级圆柱齿轮减速器是二级减速器中最简单的一种，由于工作载荷不大，故高速轴和低速轴均采用直齿圆柱齿轮，且设计中的减速器为一般用途减速器，故选用软齿面齿轮传动。 已知输入功率，小齿轮的转速，寿命为5年（每年工作300天），双班制。1. 高速级直齿轮传动设计（1） 选择材料。查表9-5，小齿轮选用40Cr调质处理，；大齿轮选用45钢调质处理，计算时取，。（二者材料硬度差，合适）（2） 按齿面接触疲劳强度初步设计由式 小齿轮传递的转矩。齿宽系数。查课本表9-10知，软齿面、非对称布置取。齿数比u：对减速运动。载荷系数K：初选（直齿轮、非对称布置）。确定许用接触应力由式 a. 接触疲劳极限应力由

10、图9-34c查得， ，（按图中MQ查值）。b.安全系数查表9-11，取。c.寿命系数。由式（930）计算应力循环次数，式中 , , 查图9-35得，（均按曲线1查得）故 计算小齿轮分度圆直径初步确定主要参数a. 选取齿数。取.b. 计算法向模数。选取标准模数。c. 计算分度圆直径 。 （合适）。d. 计算中心距a。a=1/2()=1/2(60+180)=120mme. 轮齿宽度。.（3） 验算齿面接触强度由式(921) 弹性系数。由表9-9 查得，。节点区域系数。由图9-29 查得，。 重合度系数。由故 载荷系数K。a. 使用系数。由表9-6查得。b.动载系数。由查图9-23，（初取8级精度）

11、。c.齿向载荷分布系数。由表9-7，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得 d.齿间载荷分配系数。先求 由由前可知 ，所以故 验算齿面接触疲劳强度 (4)验算齿根弯曲疲劳强度由式 由前已知：。载荷系数K。a. 使用系数同前，即。b.动载系数同前，即。c.齿向载荷分布系数。由图9-25，当 时，查出d.齿间载荷分配系数。由，查表98知，知，又由 ，得。故 齿形系数。由，查图932得 齿根应力修正系数。由，查图9-32，得 重合度系数。由前可知：。许用弯曲应力。由式 a.弯曲疲劳极限应力。 由图936c，查得。b.安全系数。由表9-11取。c.寿命系数。由，查图9-37， 得

12、d.尺寸系数。由，查图9-38，。则 验算齿根弯曲疲劳强度故弯曲疲劳强度足够。（5） 确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 中心距 （6） 确定齿轮制造精度由查表9-13确定齿轮第级公差组为8级精度。第、公差组与组同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小轮为GJ，在其工作图上标记为：8GJ GB/T 10095-1988，大齿轮齿厚偏差为HK，在其工作图上标记为：8HK GB/T10095-1988。（7）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录1） 2.低速级斜齿轮传动设计（1）选择材料查表9-5，小齿轮选用40Cr调质处理，；大齿轮选用45钢调质处

13、理，计算时取，。（二者材料硬度差，合适）（2）按齿面接触疲劳强度初步设计由式 小齿轮传递的转矩。齿宽系数。查课本表9-10知，软齿面、非对称布置取。齿数比u：对减速运动。载荷系数K：初选（直齿轮、非对称布置）。确定许用接触应力由式 b. 接触疲劳极限应力由图9-34c查得， ，（按图中MQ查值）。b.安全系数查表9-11，取。c.寿命系数。由式（930）计算应力循环次数，式中 , , 查图9-35得，（均按曲线1查得）故 计算小齿轮分度圆直径初步确定主要参数a. 选取齿数。取，取。b. 计算模数。，取标准值2mm。c. 计算分度圆直径。（合适）；。d. 计算中心距。e. 计算齿宽。,元整取b=

14、61mm。（3） 验算齿面接触疲劳强度由式弹性系数 由表9-9查得，。节点区域系数 由图9-29查得，。重合度系数由 则载荷系数K a.使用系数。由表9-6查得b.动载系数。由查图9-23（初选8级精度）。c.齿向载荷分布系数。由表9-7，按调质齿轮、8级精度，非对称布置，装配时不作检验调整，可得d.齿间载荷分配系数。由表9-8先求 由前可知 则 故 验算齿面接触疲劳强度（4） 验算齿根弯曲疲劳强度由式 前可知，。载荷系数K。a. 使用系数同前，即。b. 动载系数同前，即。c. 齿向载荷分布系数。由图9-25，当，时，查出。d. 齿间载荷分配系数。由，查表9-8，知，又由 ，得。故 。齿形系数

15、。由，查图9-32，得，。齿根应力修正系数。由，查图9-33得，。重合度系数。同前，。许用弯曲应力。由式。式中弯曲疲劳极限应力，由图9-36c，查得：,(按MQ查值)；安全系数，由表9-11 取；寿命系数，由，查图9-37，得；尺寸系数，由，查图9-38，。则 验算齿根弯曲疲劳强度 故弯曲疲劳强度足够。（5） 确定齿轮的主要参数及几何尺寸分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽 取中心距 （6） 确定齿轮制造精度由前计算知查表9-13，确定齿轮第公差组为8级精度，第、公差组与第组同为8级。按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小齿轮为GJ，在其零件工作图上标记为：8GJ GB/T10095-198

16、8，大齿轮齿厚偏差为HK，其在零件工作图上标记为：8HK GB/T10095-1988。（7）确定齿轮的结构、尺寸并绘制零件工作图（见附录1)五轴的设计计算 由于中间传动轴上有大小两个齿轮，输入轴和输出轴轴长的确定应以轴为参照，故应先设计轴。1. 中间轴的设计已知：。 轴上齿轮： ， ， （1）选择轴的材料选用45钢，正火处理。估计轴的直径小于100mm，由表13-1查得：（2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式，查表13-2得，取（此轴为转轴，又是减速器的中间轴）。则因最小直径在装齿轮处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即 取标准值（3）轴的结构设计确定各轴段的直径考虑轴上的两个齿轮分别由

17、轴的两端装拆，此处装大齿轮和小齿轮处的轴头直径均取为28mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取1.5mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2mm，轴环和轴头半径差为倍的倒角尺寸，所以轴环直径取38mm。两端装轴承处的轴颈应小于28mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为25mm。初选轴承类型及型号因轴承受径向而不承受轴向载荷的作用，所以选用深沟球轴承。根据轴颈直径为25mm，初选6205轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。确定各段轴的长度齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装大齿轮和小齿轮处的轴头长度分别

18、取为52mm和67mm。取轴环宽度，小齿轮端面到减速器内壁距离取为13mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为5mm，所以右端套筒长度为14mm，左端套筒长度为14mm，由机械设计手册查得6205轴承的宽度为17mm。轴端倒角尺寸取为1mm，所以装左轴承的长度为34mm，装右端轴承段轴的长度为34，轴的全长为195mm。轴上零件的周向固定大齿轮及小齿轮处均采用A型普通平键联接，由手册查得截面尺寸为，长度取为45mm和60mm。确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为1mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。（4） 轴的受力分析轴上扭矩 由前可知：齿轮上的作用

19、力确定跨距右端支反力作用点至大齿轮上力作用点间距离为左端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为两齿轮上力作用点间的距离为作计算简图（见图6-1b）求水平面内支反力和，并作水平面弯矩图（见图6-1c、d）截面3的弯矩 图6-1求垂直面内支反力和，并作垂直面内弯矩图（见图6-1e、f）截面3的弯矩 截面2的弯矩 作合成弯矩M图（见图6-1g）截面3的合成弯矩 截面2的合成弯矩 作扭矩T图（见图6-1h）（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图6-1a所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但截面和截面所受载荷较小，可不考虑。截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，故课排除

20、，截面和直径相同，应力集中情况相同，但截面所受载荷较截面小，也可排除。所以只需对截面和进行安全系数校核。A. 截面的安全系数校核计算应力集中系数：名称根据数值有效应力集中系数查表13-9（A型普通平键）绝对尺寸系数查表13-10（轴径）表面状态系数查表13-11（精车、表面粗糙度表面未强化处理）等效系数查表13-13得；截面的抗弯、抗扭截面模量由轴的直径，键槽宽，键槽深，查表13-14得截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，；安全系数：弯曲安全系数 扭转安全系数综合安全系数 取，合适。B. 截面的安全系数

21、计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按，查表13-8得。由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为，故，安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。（6）校核键连接的强度两个齿轮间轴上所受的扭矩相同，安装两齿轮处的轴头直径及键的截面尺寸也相同，大齿轮处键长较短，故应校核该处键联接的强度。键长，工作长度，键高，接触高度挤压强度和剪切强度校核由表4-1查得，故合适。2.输入轴的设计已知：。 轴上齿轮：。 电动机轴径。 （1）选择轴的材料选用45钢，

22、调质处理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式，查表13-2得因最小直径在装联轴器处，此处有一键槽，故轴径应增大5%，即 。(3) 联轴器的选择为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销齿式联轴器公称转矩由表161选取载荷系数k=1.3，则计算转矩型号选择由与电动机主轴直径为38mm长80mm，通过机械设计手册查得 选LZ3型弹性柱销齿式联轴器，标记为：因为与该联轴器连接的传动轴直径为25mm，大于前面最小直径19.3mm，所以该轴的最小直径取25mm。（3）轴的结构设计确定各轴段的直径考虑轴上有多处需设轴肩，齿轮由轴端装拆，安装联轴器处轴头直径取为25mm，安装齿轮处

23、轴头直径取为32mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为3mm，轴环和轴头半径差为倍的倒角尺寸，所以轴环直径取42mm。两端装轴承处的轴颈应小于30mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取40mm。初选轴承类型及型号因轴只承受径向而不承受轴向载荷的作用，所以选用深沟球轴承。根据轴颈直径为30mm，初选6206轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。确定各段轴的长度根据轴在减速箱内的布置，箱内部分等长，外伸部分取为300，其中安装联轴器部分取为110mm，总长为548mm。齿轮和轴承间采用套筒进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的

24、轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装齿轮处的轴头长度应取为60mm。取轴环宽度8mm，齿轮端面到减速器内壁距离取为24mm。轴承端面到减速器内壁的距离取为5mm,所以左端套筒长度为18mm，右端套筒长度为20mm，由机械设计手册查得6206轴承的宽度为16mm。轴端倒角尺寸取为1mm，所以装左轴承段轴的长度为36mm，装右端轴承段轴的长度为mm，轴的全长为548mm。轴上零件的周向固定齿轮和联轴器处均采用A型普通平键联接，由手册查得截面尺寸分别为、，长度取为mm和mm。确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为2mm，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。（5

25、） 轴的受力分析轴上扭矩 由前可知：齿轮上的作用力确定跨距左端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为右端支反力作用点至小齿轮上力作用点间距离为作计算简图（见图6-2b）求水平面内支反力和，并作水平面弯矩图（见图6-2c、d）截面的弯矩 求垂直面内支反力和，并作垂直面内弯矩图（见图6-2e、f）截面2的弯矩 作合成弯矩M图（见图6-2g）截面2的合成弯矩 作扭矩T图（见图6-2h）图6-2（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图6-2a所示看出，轴上多个截面存在应力集中，但由图6-2g可以看出的合成弯矩最大，是最危险截面；截面出存在着应力集中。所以需对截面和进行安全系数校核。A. 截

26、面的安全系数校核计算应力集中系数：名称根据数值有效应力集中系数查表13-9（A型普通平键）绝对尺寸系数查表13-10（轴径）表面状态系数查表13-11（精车、表面粗糙度表面未强化处理）等效系数查表13-13得；截面的抗弯、抗扭截面模量由轴的直径，键槽宽，键槽深，查表13-14得截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，；安全系数：弯曲安全系数 扭转安全系数综合安全系数 取，合适。B. 截面的安全系数计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按，查表13-8得。由

27、此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为，故，安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。（6）校核键连接的强度齿轮和联轴器间轴上所受的扭矩相同，安装齿轮处的轴头直径稍大，键的截面尺寸相同，但齿轮处键长较短，故应校核该处键联接的强度。键长，工作长度，键高，接触高度挤压强度和剪切强度校核由表4-1查得，故合适。3.输出轴的设计已知：。 轴上齿轮：。 （1）选择轴的材料选用45钢，正火处理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按轴所承受的扭矩初估轴的最小直径由式，查表13-2得因最小直径在装联轴器处，此

28、处有一键槽，故轴径应增大5%，即 。取标准值。（3）轴的结构设计确定各轴段的直径安装链轮处轴径取为35mm。考虑轴上的齿轮由轴端装拆，此处装齿轮的轴头直径取为42mm，轴环和轴头直径过渡处的倒圆半径取2mm，与轴头配合的齿轮孔的倒角尺寸为2mm，轴环和轴头半径差为倍的倒角尺寸，所以轴环直径取52mm。两端装轴承处的轴颈应小于42mm，同时考虑滚动轴承内径的标准值，所以轴颈直径取为40mm。 选轴承类型、型号和联轴器类型因轴承只受径向而不受轴向载荷的作用，所以选用深沟球轴承。根据轴颈直径为40mm，初选6308轴承，轴承采用飞溅润滑，轴上不设置挡油板。 确定各段轴的长度齿轮和轴承间采用轴肩和套筒

29、进行轴向定位。为保证套筒与齿轮端面靠紧而定位，装齿轮处的轴头长度应略小于齿轮轮毂宽度，所以装齿轮处的轴头长度取为和59mm。取轴环宽度，右端套筒长度为21mm，左端套筒长度取为21mm，由机械设计手册查得6308轴承的宽度为18mm。轴端倒角尺寸取为1mm，所以装左轴承段轴的长度为39mm，装右端轴承段轴的长度为39，两轴承间轴段的长为195mm。箱外安装链轮部分长为36mm，外伸轴总长取为50mm。轴全长为281mm。轴上零件的周向固定齿轮及链轮处均采用A型普通平键联接，由手册查得截面尺寸为，长度取为30mm和50mm。确定轴上倒圆半径及轴头与轴颈表面粗糙度轴颈和轴头过渡处的倒圆半径取为2m

30、m，轴头表面粗糙度，轴颈表面粗糙度由轴承标准查得。（6） 轴的受力分析轴上扭矩 由前可知：齿轮上的作用力确定跨距左端支反力作用点至齿轮上力作用点间距离为右端支反力作用点至齿轮上力作用点间距离为作计算简图（见图6-3b）求水平面内支反力和，并作水平面弯矩图（见图6-3c、d）截面1的弯矩截面2的弯矩 求垂直面内支反力和，并作垂直面内弯矩图（见图6-3e、f）截面2的弯矩 作合成弯矩M图（见图6-3g）截面2的合成弯矩 作扭矩T图（见图6-3h）图6-3（5）轴的疲劳强度安全系数校核计算确定危险截面：由图6-3a所示看出，由于链轮的压轴力，截面的弯矩最大，截面处弯矩也较大。所以需对截面和进行安全系

31、数校核。A. 截面的安全系数校核计算应力集中系数：名称根据数值有效应力集中系数查表13-9（A型普通平键）绝对尺寸系数查表13-10（轴径）表面状态系数查表13-11（精车、表面粗糙度表面未强化处理）等效系数查表13-13得；截面的抗弯、抗扭截面模量由轴的直径，键槽宽，键槽深，查表13-14得截面上的应力：弯曲应力为对称循环变化，弯曲应力幅，平均应力；扭转切应力为脉动循环变化，扭转切应力，扭转切应力幅与平均切应力相等，；安全系数：弯曲安全系数 扭转安全系数综合安全系数 取，合适。B. 截面的安全系数计算应力集中系数有效应力集中系数：截面处有两种应力集中。轴直径变化过渡圆角的应力集中，由，按，查

32、表13-8得。由此可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其计算安全系数。绝对尺寸系数、表面状态系数及等效系数同前。截面上的应力：截面的弯矩为，故，安全系数：弯曲安全系数：扭转安全系数：综合安全系数取，合适。（6）校核键连接的强度齿轮和带轮间轴上所受的扭矩相同，安装齿轮处的轴头直径稍大，键的截面尺寸相同，但齿轮处键长较短，故应校核该处键联接的强度。键长，工作长度，键高，接触高度挤压强度和剪切强度校核由表4-1查得，故合适。六滚动轴承的校核计算（1） 低速轴上滚动轴承的校核由前知,深沟球轴承型号的型号是6308，由设计手册查得有关数据：。 因为该轴承不受轴向载荷，故。所以.因轴承运转中有轻微冲击载荷

33、，查表得。由表144查得（取轴承工作温度，所以该轴承满足寿命（2） 中间轴上滚动轴承的校核由前知,深沟球轴承型号的型号是6305，由设计手册查得有关数据：。 因为该轴承不受轴向载荷，故。所以.因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得。由表144查得（取轴承工作温度，所以该轴承满足寿命（3） 高速轴上滚动轴承的校核由前知,深沟球轴承型号的型号是6206，由设计手册查得有关数据：。 因为该轴承不受轴向载荷，故。所以.因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得。由表144查得（取轴承工作温度，所以该轴承满足寿命七减速箱的润滑方式和密封种类的选择1.润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨

34、损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮V1=d1n1/(601000)=3.1445284/(601000)=0.669m/s2m/s低速齿轮 V2=d2n2/(601000)=3.146679.78/(601000)0.276 m/s2m/s由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2.润滑油的选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。3.密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。 箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+18 8mm 机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚b=1.512 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=15.3216mm地脚螺钉数目a1.214 mm齿轮端面