机械设计课程设计何远洋.docx

安徽工业大学机械设计课程设计计算说明书 学 号： 139054584 作 者： 何远洋 指 导 老 师： 路曼 班 级： 机1310 2016年04月07日目 录1. 电动机的选择 1.1计算负载功率、效率、电机所需功率4 1.2选择电动机型号5 1.3确定电动机的转速5 1.4确定电动机型号及结构尺寸62. 计算传动装置的总传动比并分配传动比 2.1计算运动装置的总传动比6 2.2分配传动比73. 计算各轴的动力参数P、N、T74.带传动设计 4.1带传动的设计计算8 4.2带轮的结构设计115.高速级的齿轮设计 5.1选精度等级、材料及齿数13 5.2按齿面接触疲劳强度设计14 5.3按齿根弯曲疲劳强度设计17 5.4几何尺寸计算21 5.5圆整后的强度校核22 5.6主要设计结论23 5.7齿轮的结构设计236.低速级的齿轮设计 6.1选精度等级、材料及齿数24 6.2按齿面接触疲劳强度设计24 6.3按齿根弯曲疲劳强度设计28 6.4几何尺寸计算32 6.5圆整后的强度校核32 6.6主要设计结论33 6.7齿轮的结构设计347. 轴的设计 7.1高速轴的设计35 7.2中间轴的设计36 7.3低速轴的设计388. 轴的强度校核389. 轴承寿命的校核4210.键连接的选择及校核计算 10.1键的选择42 10.2键的校核4311. 联轴器的选择及载荷计算4312. 减速器润滑及密封4413. 箱体及其附件结构设计45solidworks辅助设计部分48MATLAB辅助设计部分501机械设计课程设计任务书课程设计题目：带式运输机的传动装置设计一、设计内容 带式运输机传动方案如右图所示。每位同学应完成下列工作量： 1. 根据给定的已知条件进行V带传动和二级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算，设计计算说明书一份（内容包括：选择电动机，传动比分配，带传动设计计算，齿轮传动设计计算，轴的设计及强度校核等）。2. 绘制齿轮减速器装配图（图幅A0）一张(包括主视图，俯视图和左视图)，按比例绘制视图，按国家标准绘制标题栏和明细表，标注尺寸、配合等技术要求，注明技术特性。3. 轴、齿轮零件工作图各一张（图幅A3）。二、已知条件：（按学号顺序从附表中选一题，并将技术数据填在下面的空白中）1 输送带工作拉力；2 输送带工作速度（允许输送带速度误差为）；3 滚筒直径；1.电动机的选择1.1计算负载功率、效率、电机所需功率 标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应等于或大于工作要求功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作、或使工作机长期过载、发热大而损坏；容量过大，则增加成本，并且由于功率低而造成浪费。工作机所需功率PW(kw)工作机所需功率PW应由机器工作阻力和运动参数求得： 注：F为工作机的阻力，N；V为工作机的速度，m/s；电动机-工作机的总效率 =123324注：式中、分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒（含轴承）的传动效率。查机械设计课程设计手册表1-5可知：=0.97 =0.99 =0.97 =0.99=0.97x0.993x0.972x0.99=0.85Pd=所以电机所需功率为Pd= 1.2选择电动机型号三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，常应用于工业。Y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。因此，选用Y系列三相异步电动机作为带式输送机的电机。1.3确定电动机的转速由相关手册推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比=840,而工作机的转速所以电动机转速可选范围nd=inw（840）75r/min=（6003000）r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。Pd=11.23kw1.4确定电动机型号及结构尺寸根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号Y112M-4。其性能如下表： 电动机型号额定功率/KW满载转速nm/ （r/min） 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y160L-4 15 1460 2.2 2.3结构尺寸如下表: 机座 极数 安装尺寸 (mm)外形尺寸 (mm)ABCDEFGHKABACADHDLY-112M2.4.6.8190140702860824112122302401903004002.计算传动装置的总传动比并分配传动比2.1计算运动装置的总传动比总传动比为2分配传动比考虑到总传动比较大，增加带传动。带传动的传动比取为2考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近取，故高速级的传动比为：低速级的传动比为：3. 计算各轴的动力参数P、N、T3.1计算各轴的转速 带 轴 轴 轴 卷筒轴 3.2计算各轴的输入功率轴 轴 =9.94KW轴 =9.54KW n1=1460r/minn2=730r/minn3=191.71r/minn4=75.52r/minnw=75.52r/minP1=10.35kwP2=9.94kwP3=9.54kw3.3计算各轴的输入转矩电动机的输出转矩为轴 轴 轴 卷筒轴 将上述结果汇总于下表，以备查用。轴名功率P/KW转矩T/(N*m)转速n/(r/min)轴10.35730轴9.94191.71轴9.5475.524. 带传动设计 4.1带传动的设计计算设计带式输送机传动系统中第一级采用普通V带传动。电动机功率为4KW,转速为1460r/min(1)确定计算功率Pca由表8-8查得工作情况系数KA=1.1Pca=KAP=1.1x4=4.4kW(2)选择v带带型根据n1,Pca 上图可选出A型(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮直径dd,查下表取出小带轮基准直径dd1=75mm验算带速v =(*)/(60*1000)=7.64m/s5m/s7.64m/s（6）计算带的根数1）计算单根V带的额定功率Pr。由=200mm和n1=1460r/min查表得=5.13kw根据n1=1460r/min，i=2.4和A型带查表可得查表可得于是可得2)计算V带的根数z。z=2.15故取3根带（7）计算单根V带的初拉力查表可得A型带的单位长度质量q=0.17kg/m,所以441.79（8）计算压轴力4.2带轮的结构设计Z=2.15F0=441.79由带轮的小带轮直径为75，大带轮直径为180，故小带轮采用实心式，大带轮采用腹板式。具体设计图见下图。 5. 传动比和动力参数的修正因为所选带轮的直径均为标准值故不需再次修正传动比和动力参数。6. 齿轮设计6.1高速级的齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数（1）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第九版表10-6，选用7级精度。（2）材料选择，由机械设计第九版表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 ( 3 )选小齿轮齿数Z1=25大齿轮齿数Z2= Z1*i1=253.81=95.35取Z2=96 ( 4 )初取螺旋角，初选螺旋角，压力角Z1=25Z2=962.按齿面接触疲劳强度设计(1)由下式计算分度圆直径 1)确定公式中各参数值。 初选载荷系数 由机械设计第九版表10-7选取齿宽系数=1 由机械设计第九版表10-20查取区域系数=2.5 由机械设计第九版表10-5查得材料的弹性模量 由机械设计第九版式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数 由机械设计第九版式（10-23）可得螺旋角系数 计算接触疲劳许用应力由机械设计第九版图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=560MPa。由机械设计第九版式（10-15）计算应力循环次数。 =6014601（2830010）= 由机械设计第九版图10-23查取接触疲劳寿命系数 ；取失效概率为1%、安全系数S=1.由 机械设计第九版式（10-14）得： =0.95580 / 1MPa=551MPa =1.05560/ 1MPa=558MPa取两者最小的数作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即： =523Mp2）试计算小齿轮分度圆直径 =82.34mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备 圆周速度V m/s=3.15m/s 齿宽b =182.34mm=82.34mmV=3.15m/sB=82.34mm2）计算实际载荷系数由机械设计第九版表10-2查得使用系数根据v=3.15m/s，7级精度由机械设计第九版图10-8查得动载系数齿轮的圆周力查机械设计第九版表10-3得齿间载荷分配系数=1.2由机械设计第九版表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，=1.421 则载荷系数为=3）由机械设计第九版式（10-12）,可得按实际载荷算得的分度圆直径相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1)由机械设计第九版式（10-20）计算齿轮模数1）确定公式中各参数值。 初选载荷系数=1.3 由机械设计第九版式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由机械设计第九版式（10-10），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查机械设计第九版图10-17，得齿形系数 =2.65 =2.23查机械设计第九版图10-18，得修正系数 =1.58 =1.76查机械设计第九版图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=380MPa、=320MPa查机械设计第九版图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳极限系数S=1.4，由机械设计第九版式（10-14） 得：因为大齿轮的大于小齿轮所以取=0.01812) 试算出齿轮模数3)(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽b=148.442mm=48.442mm齿高h及宽高比b/h: h=4.359 b/h=11.1112）计算实际载荷系数 根据V=1.017m/s，7级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数=1.05由Ft1=2T1/d1t,KAFt1 / bB=48.442mm 查机械设计第九版表10-3得齿面载荷分配系数=1.2由机械设计第九版表10-4用插值法查得=1.409 结合b/h=11.111查机械设计第九版图10-13得=1.34则载荷系数=3 ) 由机械设计第九版式（10-13）可得实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=2.5mm；为了同时满足接触疲劳强度算得分度圆直径=66.42mm来计算小齿轮的齿数，即取=26，则=98.96取=99，与互质。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 中心距圆整为160mmmn=2.5a=160mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 (3) 计算小大齿轮的分度圆直径（3） 计算齿轮宽度=164.41mm取=64mm =70mm5、圆整后的强度校核齿轮副的中心距在调整后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计第九版式（10-22）中的各参数，这里仅给出计算结果： 满足齿面接触疲劳强度=70mm=64mm（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计第九版式（10-17）中的各参数，这里仅给出计算结果： 6. 主要设计结论 齿数 模数，压力角螺旋角变位系数中心距齿宽 小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮选用7级精度。7.齿轮的结构设计对于小齿轮，应采用实心式结构 对于大齿轮：其齿顶圆直径为247.35mm，大于160mm而小于500mm，因此采用腹板式结构。6.2低速级的齿轮设计1.选精度等级、材料及齿数（1）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第九版表10-6，选用8级精度。（2）材料选择，由机械设计第九版表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度240HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS。 ( 3 )选小齿轮齿数Z1=25大齿轮齿数z2=uz1=2.5325=63.25取Z2=64 ( 4 )初取螺旋角，初选螺旋角（5） 压力角2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由下式计算分度圆直径 1)确定公式中各参数值。 初选载荷系数 由机械设计第九版表10-7选取齿宽系数=1 由机械设计第九版表10-20查取区域系数=2.5 由机械设计第九版表10-5查得材料的弹性模量 由机械设计第九版式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数 由机械设计第九版式（10-23）可得螺旋角系数 计算接触疲劳许用应力由机械设计第九版图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。由机械设计第九版式（10-15）计算应力循环次数。 =60x1460x1x(2x8x300x10)= 由机械设计第九版图10-23查取接触疲劳寿命系数 ；取失效概率为1%、安全系数S=1.由 机械设计第九版式（10-14）得： =0.90x600MPa=540MPa =0.95x550MPa=523MPa取两者最小的数作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即： =523Mp2）试计算小齿轮分度圆直径 =85.088mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷前的数据准备 圆周速度V m/s=0.8541m/s 齿宽b =185.088mm=85.088mm2）计算实际载荷系数由机械设计第九版表10-2查得使用系数根据v=0.8541m/s，8级精度由机械设计第九版图10-8查得动载系数齿轮的圆周力查机械设计第九版表10-3得齿间载荷分配系数=1.2由机械设计第九版表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时，=1.463v=0.8541m/s 则载荷系数为=3）由机械设计第九版式（10-12）,可得按实际载荷算得的分度圆直径相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1)由机械设计第九版式（10-20）计算齿轮模数1）确定公式中各参数值。 初选载荷系数=1.3 由机械设计第九版式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由机械设计第九版式（10-10），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查机械设计第九版图10-17，得齿形系数 =2.65 =2.23查机械设计第九版图10-18，得修正系数 =1.58 =1.76查机械设计第九版图10-24查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa、=380MPa查机械设计第九版图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳极限系数S=1.4，由机械设计第九版式（10-14） 得：因为大齿轮的大于小齿轮所以取=0.01652)试算出齿轮模数2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽b=150.434mm=50.434mm齿高h及宽高比b/h : h=6.7401 b/h=10.992）计算实际载荷系数 根据V=0.8455m/s，8级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数=1.01由查机械设计第九版表10-3得齿面载荷分配系数=1.2 由机械设计第九版表10-4用插值法查得=1.421 结合b/h=10.99查机械设计第九版图10-13得=1.34则载荷系数=3 ) 由机械设计第九版式（10-13）可得实际载荷系数算得的齿轮模数由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取=3.5mm；为了同时满足接触疲劳强度算得分度圆直径=74.89mm来计算小齿轮的齿数，即=3.5mm取=26，则=65.78取=67，与互质。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 此中心距圆整为165mm（4） 按圆整后的中心距修正螺旋角 (3) 计算小大齿轮的分度圆直径（5） 计算齿轮宽度=190.18mm取=90mm =96mm5、圆整后的强度校核齿轮副的中心距在调整后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计第九版式（10-22）中的各参数，这里仅给出计算结果：=26=67 满足齿面接触疲劳强度（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计第九版式（10-17）中的各参数，这里仅给出计算结果： 7. 主要设计结论 齿数 模数，压力角螺旋角变位系数中心距齿宽 小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质），齿轮选用8级精度。8.齿轮的结构设计对于小齿轮，应采用实心式结构 对于大齿轮：其齿顶圆直径为187.96mm，大于160mm而小于500mm，因此采用腹板式结构。总体设计表格参数高速级低速级齿数26992667中心距 160165法面模数2.53.5螺旋角12.64913.0590法面压力角2020齿宽706496907. 轴的设计7.1高速轴的设计7.1.1高速轴的结构设计（1） 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步计算轴的基本直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得：由于采用带传动，输入轴不需要联轴器，初选轴的直径为30mm.（2） 拟定轴上零件的装配方案（如图）（3） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a） 由于输入轴由大带轮直接传动，所以设置输入轴直径为26mm。b） 该段轴需要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7207AC型，即该段直径定为32mm。c） 该段轴是为轴套提供轴向定位，该段直径选为40mm。d） 该段为齿轮轴的退到道圆角，圆角设为3mm.e） 该段轴为齿轮轴，分度圆直径为 65 mm,齿顶圆直径为70mm。f） 此段轴环为挡油环提供轴向定位，考虑到轴承定位准确可靠，该段直径为40mm。g）该段轴需要安装轴承，考虑到轴肩需要3mm的圆角，则轴承选用7207AC型，即该段直径定为32mm。（4） 各段长度的确定a) 该段由伸出轴与大带轮配合，定为50mm。b) 该段综合考虑箱体凸缘厚度和轴承端盖的的宽度，定为8mm.c)该段轴需要安装轴承和挡油环，轴承宽度为17mm，并且轴承需要离箱体12mm加上套筒准确定位，故该段长度为50mm。d）该段轴定为100mm.e)该段由该段齿轮轴宽度为定为70mm。f）该段轴由低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁厚的距离至少8mm,且轴承距内壁12mm，取8mm。g）该段轴需要安装轴承，轴承选用7207AC型，综合考虑箱体凸缘厚度和轴承端盖的的宽度，定为40mm。7.2中间轴的设计7.2.1中间轴的结构设计（1) 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步计算轴的基本直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得：故初选轴的直径为40mm.(2) 拟定轴上零件的装配方案（如图）（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a） 该段轴需要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7209AC型，即该段直径定为45mm。b)该段轴是为轴套提供轴向定位，该段直径选为50mm。c)该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mm.d)该段轴为齿轮轴，分度圆直径为91mm,齿顶圆直径为98mm。e)该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mm.f) 该段为高级大齿轮定位轴肩，为60mm.g) 该段为低速级大齿轮齿宽确定，直径定为50mm.h) 该段轴需要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7209AC型，即该段直径定为45mm。各段长度的确定a) 该段综合考虑箱体凸缘厚度和轴承端盖的的宽度，定为9mm.b)该段轴需要安装轴承和挡油环，轴承宽度为19mm，并且轴承需要离箱体12mm加上套筒准确定位，故该段长度为48mm。c）该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mm.d) 该段由该段齿轮轴宽度为定为96mm。e) 该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mmf) 该段为低速级大齿轮定位轴肩，且大齿轮与小齿轮间距为10mm.g) 该段由低速级大齿轮齿宽确定，定为90mm.h）该段轴由低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁厚的距离至少8mm,且轴承距内壁12mm，取12mm。该段轴需要安装轴承，轴承选用7209AC型，综合考虑箱体凸缘厚度和轴承端盖的的宽度，定为50mm。7.3低速轴的设计7.3.1低速轴的结构设计（1) 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步计算轴的基本直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0=112，于是得：故初选轴的直径为40mm.(2) 拟定轴上零件的装配方案（如图）（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a）设置输出轴直径为52mm。b） 该段轴需要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7211AC型，即该段直径定为55mm。c)该段轴是为轴套提供轴向定位，该段直径选为56mm。d)该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mm.e)该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mm.f) 该段为高级大齿轮定位轴肩，为65mm.g) 该段为低速级大齿轮齿宽确定，直径定为60mm.h) 该段轴需要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用7211AC型，即该段直径定为55mm。各段长度的确定a) 该段定为80mm.b)该段轴需要安装轴承和挡油环，轴承宽度为21mm，并且轴承需要离箱体12mm加上套筒准确定位，故该段长度为50mm。c）该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mm.d) 该段由该段齿轮轴宽度为定为90mm。e) 该段为齿轮轴的退刀圆角，圆角设为3mmf) 该段为低速级大齿轮定位轴肩，且大齿轮与小齿轮间距为10mm.g) 该段由低速级大齿轮齿宽确定，定为91mm.h）该段轴由低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁厚的距离至少8mm,且轴承距内壁12mm，取12mm。该段轴需要安装轴承，轴承选用7211AC型，综合考虑箱体凸缘厚度和轴承端盖的的宽度，定为60mm。8、轴的强度校核高速级齿轮上的力低速级齿轮上的力 （2）确定轴的最小直径 选取轴材料为45钢，调质处理，根据机械设计第九版表15-3，取=112，则高速轴中间轴低速轴低速轴圆周力Ft=Ft3=11115.73N径向力Fr=Fr3=4131.26N齿轮输入扭矩T3=1269.81Nm垂直面内Fby-Fay-Fr=0Fay*(L1+L2)=Fr*L2L1=168 L2=95可计算出轴承在垂直面内的支撑力 Fay=1492.3N Fby=5623.6N My=Fr3/30=1.38MPa可计算出轴承在水平面内的支撑力 Fax=4015.2N Fbx=15130.9N Mx=Ft3/30= 3.71MPa （3）判断危险截面。 如图所示,齿轮啮合初的力会产生垂直面弯矩(My),水平面弯矩(Mx),则该处产生的合弯矩是 M=前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得：。，故安全。9.轴承寿命的校核1、中间轴承的校核一、各轴轴承选择 中间轴因为也装有斜齿轮,需要承受轴向力,所以也需要向心推力轴承,且由于轴的加粗,所以选用7208AC,低速轴因为装有直齿圆柱齿轮,所以可以不用承受齿轮的轴向力,所以不选用推力轴承,所以选用角接触轴承7211AC。 各轴轴承： 二、低速轴：7211AC B=21mm，D=100mm 三、中间轴：7209AC B=19mm，D=80mm 四、高速轴：7207AC B=17mm，D=72mm已知低速轴选用的是7211AC轴承.现对其进行校核:a)径向力的求解参考第四部分对轴的校核,可以得到如下的已知条件:轴承在垂直面内的支撑力Fay=1492.3NFby=5623.6N轴承在水平面内的支撑力Fax=4015.2NFbx=15130.9N派生轴向力，由轴承代号7211AC查表得Y=0.87，e=0.68 外加轴向载荷2374.3-916.15=1458.15因，所以轴承2被压紧，轴承1被放松。于是 只需验算轴承1，（）轴承因具有的基本额定动载荷 由表查得7211AC轴承的基本额定动载荷 满足寿命要求。10.键连接的选择及校核计算10.1键的选择选圆头普通平键，材料为钢。所选的结果见下表：键宽b键高h键长L轴的直径d(mm)工作长度l（mm）工作高度k（mm）转矩T（Nm）高速轴874026505140.98中间轴1496050555.5515.51输出轴181070606561256.73614970528051206.84210.2键的校核由式可得：键1 ：键2： 键3： 键4： 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。11.联轴器的选择及载荷计算11.1输出轴与工作机之间的联轴器 输出轴与工作机之间联轴器的设计计算由于输出轴的转速较低，传递的转矩较大，又因减速器与工作机不在同一机床上，要求有较大的轴线偏移补偿，且本题中载荷平稳，没有冲击。因此常选用承载能力较高的刚性联轴器所以选用弹性柱销联轴器 。其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径 轴孔长 11.2载荷计算公称转矩： 由表14-1查得，故由式（14-1）得计算转矩为故选用的联轴器的型号的许用转矩满足从中查得LX4型弹性联轴器的许用转矩为2500Nm，许用的最大转速为3870r/min，轴径为之间，故合用。其余计算从略。12.减速器润滑及密封12.1齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，计算它们的速度：，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表19-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。12.2滚动轴承的润滑 由于滚动轴承的速度较低，三对轴承的均小于20，所以可用脂润滑。查2表19-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。10.3减速器的密封为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。13.箱体及其附件结构设计13.1箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。13.1.1确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。13.1.2合理设计肋板； 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。13.1.3合理选择材料； 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。13.1.4由2表6-5设计减速器的具体结构尺寸见下页表格。减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚=0.025a+3810箱盖壁厚1=0.02a+3810箱体凸缘厚度箱座b=1.515箱盖b1=1.512箱座底b2=2.525加强肋厚箱座m0.858.5箱盖m10.858.5地脚螺钉直径和数目df=0.036a+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72 dfM16箱盖和箱座联接螺栓直径d2=0.6 dfM12接上表轴承盖螺钉直径和数目高速轴d3 =0.4-0.5 dfM8n=4中间轴M8低速轴M10轴承盖外径D2高速轴D2=D+5d3122中间轴112低速轴135观察孔盖螺钉直径d4=0.4 dfM8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126d12