带式运输机的一级圆柱40或圆锥41齿轮减速器课程设计说明书.doc

带式运输机的一级圆柱(或圆锥)齿轮减速器课程设计说明书目录一、设计课题及主要任务2二、传动方案拟定2三、电动机的选择4四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算5五、V带的设计7六、齿轮传动的设计9七、轴的设计12八、箱体结构设计及附件选择22九、键联接设计25十、轴承设计26十一、密封和润滑的设计27十二联轴器的设计27十三、设计小结28附：参考资料30一、设计课题及主要任务：1、 设计课题：设计用于链式传送设备或带式运输机的一级圆柱（或圆锥）齿轮减速器。2、 设计内容： 传动方案的拟定及说明（附图）； 运动学计算（电动机功率计算、传动比计算、运动及动力参数计算）； 直尺圆柱（或圆锥）齿轮传动件设计计算（选材、确定尺寸）； 轴的初步设计； 选择联轴器和轴承； 轴的结构设计（附结构简图）； 选择轴承、齿轮处的配合； 编写设计计算说明书、设计小结。3、 设计任务： 减速器装配图一张：只画俯视图（A3）； 零件图一张：大圆柱（圆锥）齿轮轴（A3）或大圆柱（圆锥）齿轮（A3）； 设计计算说明书一份。4、 设计要求： 图面整洁、符合各项标准规范要求； 设计说明书要求字迹工整、清洁，插图规范。5、 设计进度计划： 总体计算和传动件参数计算； 轴与轴系零件的设计； 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。6、 设计时间：2010年10月11日至2010年11月5日设计项目计算过程及说明主要结果二、传动方案拟定1、工作条件2、原始数据3、方案拟定运输机连续工作，单向运转。减速器小批量生产，运输带允许速度误差为5%。原始数据运输带拉力F（N）1900运输带速度V（m/s）1.6卷筒直径D（mm）400每天工作时间h24 传动方案分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 设计方案：本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动为一级直齿圆柱齿轮减速器。 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。a、带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 b、齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。简图如下：三、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：2、电动机功率选择：3、确定电动机转速：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 运输机主轴上所需要的功率：P=FV=1900N1.6m/s=3040W工作机所需功率由公式：Pw=P/1000w=3040/(10000.94)kw=3.23kww带式输送机的功率取0.94机械零件课程设计P18表2-4传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.85总电动机至滚筒主动轴之间的总功率由机械零件课程设计P18表24查得：带V带传动效率，取0.95；轴承一对滚动轴承的效率。取0.99；齿轮一对齿轮副效率（8级精度，油润滑），取0.97；联轴 器联轴器效率，取0.98；滚筒滚筒效率，取0.96（查机械设计基础机械课程设计指导书表2.3）电动机输出的功率: Po=Pw/总 =3.8KW一般电动机的额定功率：Pm=（11.3）Po=3.84.94KW由表21取电动机额定功率Pm=4kw机械零件课程设计滚筒工作转速为：n滚筒=601000V/（D）=(6010001.6)/（400）=76.4 r/min根据机械零件课程设计表2-5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=35。取带传动比i1= 。则总传动比理论范围为：i620。故电动机转速的可选范围：n=in滚筒=(1620)76.4=458.41528 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号（如下表1）机械设计基础课程设计指导书（第二版）P 10：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率等，可见第2方案比较适合。故选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能：（如下表2）Y系列三相异步电动机P=3040WPw=3.23kw总=0.85Po=3.8KWPm=4KWn滚筒=76.4r/min电动机型号为Y132M1-6表1：方案电动机型号额定值电动机转速(r/min)效率%外形尺寸mm重量Kg功率Kw电流A同步转速满载转速1Y160M1-8409.9175072084.06004203851182Y132M1-6409.40100096084.0515350315733Y112M-4408.771500144084.547535031568表2：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD132515（135+210）3152161781238801041四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算：1、传动装置总传动比为：2、分配各级传动装置传动比：3、运动参数及动力参数的计算：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n：i总= nm/n=nm/n滚筒=960/76.4=12.57总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比:i= i1i2式中i1、i2分别为带传动和减速器的传动比 根据机械零件课程设计表2-5，取io =3（普通V带 i=24）因为：ioi1i2所以：i2ioi112.57/34.19根据机械零件课程设计公式（2-7）（2-8）计算出各轴的功率（P电机轴、P高速轴、P低速轴、P滚筒轴）、转速（n电机轴、n高速轴、n低速轴、n滚筒轴）和转矩（T电机轴、T高速轴、T低速轴、T滚筒轴） 计算各轴的转速：轴（高速轴）：n高速轴=nm/io=960/3.0=320r/min轴（低速轴）：n低速轴=n高速轴/i1=320/4.19=76.4r/min滚筒轴：n滚筒轴=n低速轴= 76.4r/min2）计算各轴的功率：根据机械设计基础 课程设计指导书P12轴（高速轴）：P高速轴= Po01= Po1=3.80.96=3.648KW轴（低速轴）：P低速轴= P高速轴12= P高速轴23 =3.6480.980.97=3.468KW滚筒轴：P滚筒轴= P低速轴23= P低速轴24 =3.4680.980.99=3.36KW3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输入转矩为：T电机轴=9550Po/nm=95503.8/960=37.80Nm轴（高速轴）：T高速轴= T电机轴io01= T电机轴io1=37.830.96=108.87Nm 轴（低速轴）：T低速轴= T高速轴i112= T高速轴i124 =108.874.190.980.99=442.57 Nm滚筒轴输入轴转矩为：T滚筒轴= T低速轴24=429.38 Nm4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：P高速轴1= P高速轴轴承=3.6480.98=3.575 KWP低速轴1= P低速轴轴承=3.4680.98=3.399KW5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T高速轴1= T高速轴轴承=108.870.98=106.69 NmT低速轴1= T低速轴轴承=442.570.98=433.72 Nm综合以上数据，得表如下：i总=12.57io =3i24.19n高速轴=320r/minn低速轴=76.4r/minn滚筒轴=76.4r/minP高速轴=3.648KWP低速轴=3.468KWP滚筒轴=3.36KWT电机轴=37.80NmT高速轴=108.87NmT低速轴=442.57 NmT滚筒轴=429.38 NmP高速轴1=3.575 KWP低速轴1=3.399 KWT高速轴1=106.69 NmT低速轴1=433.72 Nm参数电机轴高速轴（轴）低速轴（轴）滚筒轴（w轴）功率P(KW)3.83.6483.4683.364转速n(r/min)96032076.476.4转矩T（Nm）37.8108.87442.57429.38传动比i34.191效率0.960.950.97五、V带的设计1、选择普通V带型号：2、方案选取：由课本机械设计基础P132表8.21查得KA=1.2由 PC= KA Pm=1.24.0=4.8KW根据 PC =4.8kw ， n电机轴=960（r/min）课本P134图8.13得知可选用A、B型V带两方案；方案1：取A型V带1)确定带轮的基准直径，并验算带速：根据课本表8.6P124、 P134图8.13则取小带轮d1=100mm且d1=100mmdmin=75mm d2=n1d1/n2=id1=3100=300mm根据机械设计基础表8.3取d2=280mm则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：i= d2 / d1 =280/100=2.8； n2 = n1/i=960/2.8=342.86r/min；从动轮的转速误差为：（342.86-320）/320=7.143%5%（大于5%的误差范围）故A方案不合适方案2：取B型V带1）确定带轮的基准直径根据课本表8.6P124、 P134图8.13则取小带轮d1=140mm且d1=140mmdmin=125mm d2=n1d1/n2=id1=960/320140= 420mm根据机械设计基础表8.3取d2=425mm 则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：i=d2/d1=425/140=3.04；n2=n1/i=960/3.04=315.79r/min从动轮的转速误差为：（315.79-320）/320=-1.32%在5%以内，为误差值允许范围。2）带速验算： V=n1d1/（100060）=960140/（100060）=7.036m/s 介于525m/s范围内，故合适。3)确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2）（根据公式8-14） 0.7（140+425）a02（140+425）395.5a01130初定中心距a0=760 ，则带长为：L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2760+（140+425）/2+（425-140）2/(4760)=2434.2 mm根据机械设计基础表8.4选取基准长度Ld=2500 mm实际中心距：a= a0+(Ld-L0)/2=760+(2500-2434.2)/2=792.9mm中心距a的变动范围：amin=（a-0.015Ld）=792.9-37.5=755.4mmamax=（a+0.03 Ld）=867.9mm根据机械设计基础P135公式（8-16、8-17）4）验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(425-140)57.3/792.9=159.4120故合适 5）确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK）（公式8-18）根据n2 =960r/min查表8.10用内插法得：P0=1.82+（2.13-1.82）/(980-800) (960-800)=2.096KW由（公式8.11）得功率增加量：P0= Kb n1（1-1/Ki）由表8.18查得Kb=2.649410-3 ；根据实际传动比i=3.04；查表8.19得Ki =1.1373则P0 =0.307Kw由表.查得长度修正系数KL =1.03由图8.11查得包角系数K=0.97得Z =1.999根故取2根B型普通V带6）计算轴上的压力根据公式（8-19）得：F0=500PC（2.5/ K-1）/zv +qv2 查表8.6得B型普通v带每米的质量q =0.17kg/m则得：F0=5004.8（2.5/0.97-1）/（27.036）+0.177.0362=116.54 N由公式8.20得作用在轴上的压力：FQ=2zF0sin(/2)=22116.54sin(159.4/2)=458.7 NKA=1.2PC =4.8kwd1=100mmd2=280mmi=2.8n2=342.86r/minA方案不合适d1=140mmd2= 425mmi=3.04n2=315.79r/minV=7.036m/sB方案合适L0=2434.2 mmLd=2500 mma=792.9mmamin=755.4mmamax=867.9mmP0=2.096KWZ =2根F0=116.54 NFQ=458.7 N六、齿轮传动的设计：1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级：2、初选主要参数：3、按齿面接触疲劳强度计算：4、确定模数：5、基本几何尺寸计算：6、按齿根弯曲疲劳强度校核计算7、验算齿轮圆周速度：小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。由机械设计基础P211表10.21齿轮精度初选8级，齿面精糙度R 1.63.2m根据机械设计基础选择原则P209选取：小齿轮的齿数Z1=25；传动比i=4.19取4.0大齿轮齿数Z2=Z1i=254=100根据表10.20取齿宽系数d=1.2根据公式10.22计算小齿轮分度圆直径： d176.43确定各参数值： 载荷系数： 查课本表10.11取K=1.1； 小齿轮名义转矩（P191公式）T1=9.55106P/n1=9.551063.648/320 =1.0887105 Nmm 许用应力 查课本图10.24（c）P188 查表10.10 按一般可靠要求取安全系数SH=1； 则 取两式计算中的较小值，即H=530Mpa于是d176.43=0.59976.43mm=45.78mmm=d1/Z145.78/25=1.831由表10.3取标准模数值 m=2d1=mZ1=225=50 mmd2=mZ2=2100=200 mma=m （Z1+Z2）/2=2（25+100）/2=125 mm由公式d=b/d1得b=60mm则b1=65mm（课本P210）由公式（10.24） 进行校核式中 齿形系数YF ：YF1 =2.65；YF2 =2.18（查表10.13） 应力修正系数Ys ：Ys1 =1.59 ；Y s2 =1.80（表10.14） 许用弯曲应力 查（图10.25）得：Flim1=210MPa；Flim2=190Mpa查（表10.10）得：安全系数SF=1.30查（图10.26）得：YNT1= YNT2=1由公式（10.14）可得： 故 =155.26MPaF1=144.59MPaF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1450320/（601000） =0.837 m/s对照表10.22可知选择8级精度合适。齿轮的基本参数如下表所示:名称符号公式齿1齿2齿数25100分度圆直径50200齿顶高33齿顶圆直径56 206中心距125Z1=25Z2=100T1=1.0887105 NmmH=530Mpam=2d1=50 mmd2=200 mma=125 mmv=0.837 m/s齿轮选择8级精度七、轴的设计（一）输入轴的设计计算：1、齿轮轴的设计：2、轴的结构设计3、求齿轮上作用力的大小、方向：（二）输出轴的设计计算：1、选择轴材料：2、按扭转强度估算轴的直径3、确定轴各段直径和长度4、求齿轮上作用力的大小、方向5、求支反力6、画弯矩图（如下图）7、画转矩图（如下图）：8、画当量弯矩图 （如下）9、校核危险截面强度10、附：轴加工表面粗糙度推荐用表：轴简图： 选择轴材料：由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。有机械设计基础表14.4得：抗拉强度极限B=650MPa，屈服极限s=360MPa； 按扭转强度估算轴的直径：轴的输入功率为P=3.648 KW；转速为n1=320 r/min根据课本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107118则d=0.226（107118）mm=24.18226.668mm考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=（24.18226.668）(1+5%)mm=25.39128.0mm选d=30mm1）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。2）确定轴的各段直径 由上述可知轴段1直径最小d1=30mm。轴的直径d101818303050508080100轴上圆角/倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小轴肩高度Hmin22.53.54.55.5轴环宽度bb1.4h轴上圆角半径R0.81.01.622.5 轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d1+22.5mm=30+5=35mm； 轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：d3=d2+21mm=37mm;圆整后取d3=40mm。 轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有d4=d3+10mm=50mm、为了便于拆卸左轴承，根据书2，129页附表10.1可知，所选61909型轴承的安装直径：50da63mm，所以取d5=60mm、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d2=35mm3）确定轴的各段长度 已知毂宽为65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为63mm。 轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为3.5mm。 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为18mm。 为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm。又查书机械设计基础 课程设计指导书的附表10.1知，所选滚动轴承的宽度为：B=14mm。所以轴承支点的距离为：L=（14/2+2+14+65/2）2=111mm 确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位。b、减速器中两个齿轮的中心距a =125mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：查书机械设计基础 课程设计指导书17页表4.1得，地脚螺钉直径为：df =0.036a+12=0.036125+12=16.5mm 圆整后得：df =20mm箱盖的壁厚为：1=0.025a+1mm=0.025125+1=4.125mm8mm取1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df=（0.40.5）20mm=（810）mm 取d3=8mm轴旁连接螺栓直径为：d1 =0.75 df =0.7520=15mm由于较大的偶数则d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16；查机械设计基础 课程设计指导书手册表4.2得C1min=22，C2min=20；所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为： y=1+C1min+ C2min +（510）=8+22+20+5=55mmc、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为4mm。d、由b、步可知d3=8mm查书机械设计基础 课程设计指导书23页表4.5得，螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d3=1.28mm=9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为17.4mm。综合上述，轴段2的长度为：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书机械设计基础 课程设计指导书68页附表1.7得，L=58mm。 在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小510mm，键槽的规格查书机械设计基础 课程设计指导书108页附表5.11得，轴段1的键槽深度为4.0mm，宽度为8mm；轴段3的键槽深度为5mm，宽度为12mm。 小齿轮分度圆直径：d1=50mm； 作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.0887105 Nmm 求圆周力Ft：Ft=2T1/d1=21.0887105 /50=4354.8N 求径向力Fr：Fr=Fttan=4354.8tan200=1391.0 强度校核（图如下）：A 绘制轴受力简图（如图a）：aB 绘制弯矩图：（b）水平支点反力为：=2177.4N垂直支点反力:= =695.5Na、水平面弯矩图（如图c）-截面处的弯矩为：MH1= = 2177.4111/2=120845.7N.mm-截面处的弯矩为：MH2=2177.429=63144.6N.mm（c）b、垂直平面弯矩图（如图d）：-截面处的弯矩为：MV1= =695.5111/2=38600.25Nmm-截面处的弯矩为：MV2=695.529 Nmm=20169.5Nmm（d）C、绘制合弯矩图（如图e）由M=得到：-截面的合成弯矩为： M1=126860.799Nmm-截面的合成弯矩为： M2= =66287.626Nmm(e)D、绘制扭矩图（如图f）转矩：T=108870Nmm(f)E、求当量弯矩：因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，取修正系数=0.6，由机械设计基础（第二版）P271公式Me=得到：-截面的弯矩合成为：Me1=142690.668Nmm-截面的弯矩合成为： Me2= =93064.568NmmF、确定危险截面及校核强度：由以上图可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也对-进行校核。截面-：e1=22.30MPa截面-： e2= =21.71MPa查机械设计基础272页表14.2得【-1b】=60MPa，满足e【-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，硬度217255HBS。 轴的输入功率为P=3.468 KW；转速为n=76.40 r/min根据课本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107118则d=0.357（107118）mm=38.19942.126mm考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=（38.19942.126）(1+5%)mm=40.1144.23mm 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=45mm，根据计算转矩：TC=KAT=1.2442.57=531.084Nm，查标准GB/T 50141985，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为L3=36mm 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为200mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm 大齿轮分度圆直径：d2=200mm 作用在齿轮上的转矩为：T2=4.4257105Nmm 求圆周力Ft：Ft=2T2/d2=24.4257105/200=4425.7N 求径向力FrFr=Fttan=4425.7tan200=1610.82N根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型（如下图所示）：水平面的支反力：=2212.85N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则=805.41N水平面的弯矩：=2212.85111/2=122813.175Nmm垂直面的弯矩：MV= =805.41111/2=44700.255Nmm 合成弯矩：M=130685.024Nmm转矩：T=4.4257105Nmm因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6则Me=461464.402Nmme=27.736MPa查机械设计基础272页表14.2得【-1b】=60MPa，满足e【-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。轴加工表面粗糙度推荐用表加工表面表面粗糙度Ra值/m与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面轮齿工作面3.21.6齿轮基准孔（轮毂孔）1.6齿轮基准轴径1.6与轴肩相靠的端面3.2齿顶圆3.2平键键槽3.2（工作面），6.3（非工作面）与传动件及联轴器相配合的轴肩端面3.21.6与轴承密封装置相接触的表面3.21.6螺纹牙工作面1.6其它表面6.33.2（工作面），12.56.3（非工作面）d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=60mmd6=35mmL=111mmL1=58mmL2=106mmL3=20mmL4=63mmL5=10mmL6=18mmFt=4354.8NFr=1391.0N=2177.4N=695.5NMH1 =120845.7 Nmm MH2=63144.6 NmmMV1=38600.25NmmMV2=20169.5NmmM1=126860.79NmmM2=66287.626NmmT=108870NmmMe1=142690.668NmmMe2=93064.568Nmmd1=45mmL1=82mmd2=52mmL2=74mmd3=55mmL3=36mmd4=60mmL4=58mmd5=66mmL5=10mmd6= 55mmL6=21mmFt=4425.7NFr=1610.82N=2212.85N=805.41NMHC=122813.175NmmMV=44700.255NmmM=130685.024NmmT=4.4257105NmmMe=461464.402Nmm八、箱体结构设计及附件选择：1、窥视孔和窥视孔盖：2、放油螺塞：3、油标：4、通气器：5、启盖螺钉：6、定位销：7、调整垫片：8、环首螺钉、吊环和吊钩：9、 密封装置10、其余附件选择：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。名称功用材料规格螺栓安装端盖6级M1260 GB/T5782螺栓联接机箱、机座6级M840 GB/T5782螺栓固定机座6级M1645 GB/T5782螺栓固定视孔盖8级M610 GB/T5782销定位35钢GB/T 119.1 A628垫圈调整安装65MnGB/T 93 8垫圈调整安装65MnGB/T 93 12螺母固定安装5级M12 GB/T 6170-2000螺母固定安装5级M8 GB/T 6170-2000油标测量油面高度组合件通气器透气Q235启盖螺钉6级GB/T 5782箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d9df，d1, d2至外机壁距离C122, 20, 16df， d2至凸缘边缘距离C222，16轴承旁凸台半径R122，16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 55大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九、键联接设计1输入轴与大带轮联接键选择：2、输入轴与齿轮1联接键选择：3、输出轴与齿轮2联接键选择：此段轴径d1=30mm,L1=60mm查机械零件课程设计（第二版）P170 附表4-1GB1096-79选用C型平键得：公称尺寸（bh）：87 根据课本机械设计基础 课程设计指导书（第二版）P279式得：L=L1-0.5b=60-0.58=56mmjy=4 T/(dhL)=437.801000/（30756） =12.86Mpa jy