机械设计基础课程设计说明书带式运输机传动装置的设计.doc

机械设计基础课程设计说 明 书题 目 名 称： 带式运输机传动装置的设计 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 工业设计（理） 学 生 姓 名： # 班 级： 工理 学号 指导教师姓名： 评 定 成绩： 课程设计任务书2009 2010 学年第 1 学期 机械工程学院 学院（系、部） 工业设计 专业 工理# 班课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 完成期限：自 2010 年 元 月 11 日至 2010 年 元 月 15 日共 1 周内容及任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm8001.8280三、工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为5%。三、设计任务1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。2、A1装配图1张进度安排起止日期工作内容2010.1.1113编写设计计算说明书2010.1.1415绘制装配图主要参考资料1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月2 金清肃.机械设计基础课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007年10月指导教师（签字）： 2009年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2009年 月 日目 录一、拟定传动方案4二、选择电动机5三、传动装置总传动比及其分配8四、传动装置的运动及动力参数计算9五、V带传动设计11六、齿轮传动设计14七、轴的设计17八、轴承的选择和校核22九、键连接的选择和校核24十、联轴器的选择26十一、箱体的结构设计27十二、减速器附件的选择28十三、润滑和密封33十四、课程设计总结34十五、参考文献35一、拟定传动方案结果传动装置的作用是根据工作的要求，将原动机的动力和运动传递给工作机。因此，传动装置的设计是整个设计工作中的重要一环，它对整部机器的性能、成本以及整体尺寸都有很大影响。合理地拟定传动方案是保证传动装置设计的基础。传动方案应该首先满足工作机的要求，如所传递的功率和转速。此外，还应满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是，想同时满足上述所有要求往往比较困难。因此，应根据具体的设计任务统筹兼顾，有侧重地保证主要的设计要求。V带传动电动机联轴器运输带一级圆柱齿轮减速器卷筒图1.1带式运输机传动方案的运动简图通过已知条件，作出带式运输机传动方案的运动简图如图1.1。二、选择电动机结果1、 电动机类型和结构型式的选择。按已知的工作要求和条件，因为没有特殊要求，所以选用 Y系列三相异步电动机。（Y系列电动机具有高效、节能、噪声小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率笔级符合国际标准（IEC），适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机以及农业机械和食品机械。）电压为380V。查2P94表10-2可得到我们所用信息如下：V带传动：带=0.968级精度的一般齿轮传动（油润滑）：齿轮=0.97齿式联轴器：联轴器=0.99(一对)球轴承（稀油润滑）：轴承=0.99(一对)卷筒：卷筒=0.962、 选择电动机容量。电动机所需工作功率: Pd= PW= 根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率：W=0.96。所以： PW= = =1.5KW3、 确定电动机的功率。 传动装置的总效率：总 =带2轴承齿轮联轴器卷筒=0.960.9920.970.990.96=0.87Pd=Pw/总=1.66KW4、 确定电动机转速。卷筒轴的工作转速：n卷筒= = =122.8r/min根据表2.1中推荐的合理传动比范围，取V带传动比i带=24，单级圆柱轮传动比范围i齿=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=in卷筒=（620）122.8=7372456r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min和1500r/min。由于750无特殊要求，不常用，故仅将同步转速1500r/min和1000 r/min两种方案进行比较。由表2.2查出有两种适用的电动机型号以有其各种参数列于表2.1中：方案电动机型号额定功率/KW电流/A电动机转速/（r/min）效率/%功率因数额定转矩/N.m噪声/A重量/kg同步转速满载转速1Y3-100L1-42.25.0915001420810.8114.852332Y3-112M-62.25.571000945790.7622.25341表2.1综合考虑电动机电流、转速、效率、额定转矩、噪声和重量，比较两种方案可知：方案2因电动机转速低、效率又小、噪声较大、重量较大。方案1比较适合。5、 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为：Y3-100L1-4。其主要性能：额定功率2.2KW，满载转速1420r/min，额定转矩14.8。 表2.2PW=1.5KWPd=1.66KW初定n卷筒=122.8r/min三、传动装置总传动比及其分配结果1、 根据电动机满载转速NM级工作转速N，可得传动装置所要求的总传动比为：i总= =11.562、 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比i1,i2,i3,in的乘积，即：ia=i1i2i3in分配各级传动比（1） 取i带=3（2） i总=i齿i 带i齿= =3.85i总=11.56i带=3i齿=3.85四、传动装置的运动及动力参数计算结果将传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机轴、轴、轴并设：i0、i1、-相邻两轴间的传动比；01、02-相邻两轴间的传动效率；P、P-各轴的输入功率（KW）；T、T-各轴的输入转矩（Nm）；n、n-各轴的转速（r/min）。1、 计算各轴转速（r/min）；n= =473.33(r/min)式中：nm-电动机的满载转速； i带-电动机轴至轴的传动比。同理：n= =122.94(r/min)卷筒：n卷筒=n=122.94(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）。 PI=Pd带=1.660.96=1.59KW P=PI轴承齿轮=1.590.990.97=1.53KW P=P轴承联轴器=1.530.990.99=1.50 KW3、 计算各轴转矩Td= =11.84NmTI=Tdi带带=11.8430.96=34.10 NmT=TIi齿齿轮轴承=34.103.850.970.99=126.07 NmT=T i联轴器联轴器轴承卷筒=126.07 10.99 0.99 =123.56 Nm将上述结果列入表4.1中，供后面设计计算使用。轴号功率P/KW转矩T/(Nm)转速n/（r/min）传动比i效率电动机轴1.6614.8142030.96轴1.5934.10473.333.850.96轴1.53126.07122.9410.98工作机轴1.50123.56122.94表4.1n=473.33(r/min)n=122.94(r/min)确定n卷筒=122.94(r/min)PI=1.59KWP=1.53KWP=1.50KWTd=11.84NmTI=34.10 NmT= 126.07NmT=123.56 Nm五、V带传动设计结果1、选择普通V带截型：查1P120表9-7得：KA=1.1 Pd=1.66KWPC=KAPd=1.11.66=1.83KW据PC=1.83KW和n1=473.33r/min查2P194图18-1得：选用A型V带2、确定带轮基准直径，并验算带速：查1P116表9-3，取dd1=95mmdmin=75dd2i带dd1=395=285 mm查1P116表9-3，取dd2=280mm带速V：V= = =7.06m/s带速越高则离心力越大，使带与带之间的正压力减小，传动能力下降，容易打滑。带速太低，则要求的有效拉力越大，使带的根数过多。一般取V=525m/s，使传动能力可得到充分的利用。若V过低或过高，可以调整小带轮直径和转速的大小。所算带速V=7.06m/s在525m/s范围内，带速合适。3、 确定带长和中心距：因为对中心距无明确要求，可按下式初定中心距a00.7 ( dd1+ dd2) a02( dd1+ dd2)0.7(95+285) mma02(95+285)mm285mma0760mm初定中心距a0=500mmL=2a0+=2500+ + =1605.8mm查2表18-2选取相近的L d=1600mm确定中心距aa0+=500+=497mm考虑安装、调整和补偿张紧的需要，中心距应有一定的变化范围，即：amin=a-0.015Ld=473mmamax=a+0.03Ld=545mm4、验算小带轮包角：1=180-57.3 =180-57.3=158.67120（适用）为保证传动能力，应使小带轮包角1120；若包角过小，可加大中心距或增设张紧轮。5、确定带的根数：查2P199表18-7 得：小带轮包角修正系数 K=0.95查2P197表18-4 得：单根V带传递的额定功率 P1=1.07KW查2P198表18-5 得：i1时单根V带的额定功率增量P1=0.17KW查2P195表18-2 得：KL=0.99Z= =1.60 (至少取2根)6、 确定单根带的初拉力。初拉力F0小，则带传动的传动能力小，易打滑；初拉力F0过大，则带的寿命低，对轴及轴承的拉力大。一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带的寿命的单根V带的初拉力应为查2P199表18-8 得V带每米长的质量q=0.10kg/mF0=500+qv2=500+0.17.062=110.71 kN7、 计算轴上压力为了设计轴和轴承，应该计算V带对轴的压力FQ。FQ可以近似按带两边的初拉力F0的合力计算 FQ2ZF0sin() =22110.71sin() =435.20N8、 V带带轮。 带轮常用材料为灰铸铁。当带速小于30m/s时，一般采用铸铁HT150或HT200；转速较高时可用铸铁或钢板冲压焊接结构；小功率时可用铸铝或塑料。PC=1.83KW选用A型V带dd2285 mm取dd2=280mmV=7.06m/s285mma0760mm初定a0=500mmL=1605.8mmL d=1600mm确定a497mm1=158.67Z=2F0=110.71 kNFQ435.20N六、齿轮传动设计结果1、材料选择 带式输送机的工作载何比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。2、参数选择由于采用软齿面闭式传动,故齿数取z1=24z2=i12z2=3.8524=92.4 取整z2=92根据工况查1P147表11-2，取载荷系数K=1.1。由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查1P151表11-5，取齿宽系数d=1.0。采用单级减速传动，齿数比u=i12=3.85。由于两齿轮都是钢制的，查1P148表11-3，取弹性影响系数ZE=189.83、确定许用应力 小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。许用应力可根据查1P14511-1通过线性插值来计算，即H1=513+（545-513）MPa=532 MPaF1=301+（315-301）MPa=309 MPa大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，由查1P145表11-1通过线性插值求得许用应力分别为H2=491 MPa， F2=291 MPa4、前面已算出： T1=33.39N.m=33390N.mm5、按齿面接触疲劳计算取较小的许用应接触应力H2代入 1P148（11-7）式中，得小齿轮分度圆直径为d12.32 =（2.32） =44.2mm齿轮的模数为m= =1.84mm查1P54表4-2 取标准模数m=2mm6、计算齿轮的主要几何尺寸 分度圆直径d1=mz1=(224)mm=48mm d2=mz2=(292)mm=184mm齿顶圆直径da1=(z1+2ha*)m=(24+21)2mm=52mmda2=(z2+2ha*)m=(92+21)2mm=188mm齿根圆直径df1=d1-2hf=(z1-2ha*-2c*)m=(24-21-20.25)2=43mmdf2=d2-2hf=(z2-2ha*-2c*)m=(92-21-20.25)2=179mm中心距a=mm=116mm齿宽b=dd1=148mm=48mm故取b2=48mm,b1=b2+(510)mm，取b1=55mm7、按齿根弯曲疲劳强度校核 确定有关关系如下齿形系数YFa 查1P149表11-4得 YFa1=2.65 YFa2=2.196应力修正系数YSa 查1P149表11-4得 YSa1=1.58 YSa2=1.782带入 1P149（11-9）式中，得F1= =MPa =66.767MPaF 1=309MPaF2= = =62.402MPaF 2=291MPa齿根弯曲强度校核合格。取z1=24取z2=92d144.2mmm=1.84mm取标准模数m=2mmd1=48mmd2=184mmda1=52mmda2=188mmdf1=43mm df2=179mm a=116mmb=48mm故取b2=48mm取b1=55mmF1=66.767MPaF2=62.402MPa七、轴的设计结果（一）、输出轴设计1、选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢，正火处理。查1 P224表15-1可知： 强度极限b=600Mpa,屈服极限s=300Mpa,许用弯曲应力=55Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径 当作用在轴上的弯矩比扭矩小，或轴只受扭矩时，值取较大值，即=40，A值取较小值，即A=118。单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d =27.35mm 查2P121表12-13 并且考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%7%（一个键槽）或10%15%（两个键槽）所以取d=30mm3、确定各段轴的直径将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图6-2（a），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=45mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴环定位,轴环直径满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,所以d5=55mm，d6=46 mm，根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=40mm.4、选择轴承型号.初选深沟球轴承,代号为6008,查2P130表13-2可得: 内径为d=40mm,轴承宽度B=15mm,安装尺寸da=46,故轴环直径d6=46mm. 5、确定轴各段直径和长度段：d1=30mm 长度取L1=51mm段:d2=35mm 考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，III段：d3=40mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为10mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,还要加上一个封油盘（取宽为12mm），故III段长：L3=（2+10+15+12）=39mm段直径d4=45mm L4= 48-2=46mm段直径d5=55mm L5=5mm段直径d6=46mm. 长度与右面的套筒相同，即长度L6=5mm段直径d7=40mm 考虑到还要加一个封油盘，封油盘宽取12mm所以L7=12+15=28mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=107mm根据以上数据，作出输出轴的结构简图如图6.1所示：图6.1输出轴6、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：查设计说明书P9 知：T=126.07Nm=126070Nmm 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d2=2126070/184=1370N 径向力：Fr=Fttan20=1370tan20=499N7、求作用在轴上的外力和支反力 轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力Ft和径向力Fr，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。 将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。垂直面的支反力（见图6-2（b） RAV=RBV=249.5N水平面上的支反力（见图6-2(c)） RAH=RBH=685N8、作弯矩图图6.2轴的强度计算作垂直弯矩图（见图6.2（b） 垂直面上截面的D处的弯矩 MDV=RAV67=249.567=16716.5 Nmm作水平面弯矩图（见图6.2（c） 水平面上截面D处的弯矩 MDH=RAH67=68567=45895 Nmm作合成弯矩图（见图6.2（d） 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为 MD=48844.6 Nmm作扭矩图（见图6.2（e）扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。 TII=126070 Nmm校核轴的强度 轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数=0.6。轴的材料为45钢，正火处理，查表15-1得=55MPa。ca=9.9 MPa所以轴的强度满足要求。（二）、输入轴设计1、选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢，正火处理。查1 P224表15-1可知： 强度极限b=600Mpa,屈服极限s=300Mpa,许用弯曲应力=55Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径 当作用在轴上的弯矩比扭矩小，或轴只受扭矩时，值取较大值，即=40，A值取较小值，即A=118。单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与V带轮同轴，从结构要求考虑，输入端最小直径为：d =17.67mm 查2P121表12-13 并且考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%7%（一个键槽）或10%15%（两个键槽）所以取d=20mm3、确定各段轴的直径将估算轴d=20mm作为外伸端直径d1与V带轮轴相配，取第二段直径为d2=25mm左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=35mm，但是若取d4=35mm，则跟据前面设计出来的小齿轮的齿根圆直径为df1=45mm这个条件，当分度圆直径与轴径相差不大、齿根圆与键槽底部距离x2.5mn(mn 为模数)时，可将齿轮与轴制成一体，所以便将齿轮与轴做成一体的。轴环直径在此只需满足左侧轴承的安装要求,所以d5 =36mm根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与右端轴承相同,取d6=30mm.4、选择轴承型号.初选深沟球轴承,代号为6006,查2P130表13-2手册可得: 轴承内径d=30mm宽度B=13,安装尺寸da=36,故轴环直径d6=36mm. 5、确定轴各段直径和长度段：d1=20mm 长度取L1=51mm段:d2=25mm 考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，III段：d3=30mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为7mm，再加上一个封油盘（取宽为12mm），故III段长：L3=（7+13+12）=32mm段： L4= 55mm段：d5=36mm L5=10mm段：d6=30mm. 考虑到还需要一个封油盘，取封油盘宽为12mm，所以 L6=13+12=25mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=109mm根据以上数据，作出输入轴的结构简图如图6.3所示：图6.3输入轴d1=30mm L1=51mmd2=35mm L2=55mmd3=40mm L3=39mmd4=45mmL4=46mmd5=55mmL5=5mmd6=46mmL6=5mmd7=40mmL7=28mmL=107mmFt=1370NFr=499NRAV=RBV=249.5NRAH= RBH=685NMDV=16716.5NmmMDH=45895 NmmMD=48844.6 Nmmca=9.9 MPad1=20mm L1=51mmd2=25mm L2=55mmd3=30mm L3=32mmd4与齿轮一体L4=55mmd5=36mmL5=10mmd6=30mmL6=26mmL=109mm八、轴承的选择和校核结果（一）、从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=103008=24000h 由初选的轴承的型号为: 6008, 查2表P130表13-2可知:内径d=40mm,外径D=68mm,宽度B=15mm,基本额定动载荷Cr=17.0KN, 基本静载荷Cor=11.8KN, 极限转速11000r/min（油润滑）8500 r/min（脂润滑）1、 已知nII=122.94(r/min)II轴轴承上的作用力：圆周力：Ft=2T/D=2126070/68=3708N 径向力：Fr=Fttan20=3708tan20=1350N两轴承径向反力：Fr1=Fr2=Fr=1350N根据1P187表13-7得轴承内部轴向力FS=0.63Fr 则FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x1350=850.5N2、 FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=FS1=850.5N Fa2=FS2=850.5N3、求系数x、y= =0.63=0.63根据1P186表13-5得e=0.68e x1=1 e x2=1y1=0 y2=04、计算当量载荷P1、P2根据1P187表13-6 取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=f P (x1Fr1+y1 Fa1)=1.5(11350+0)=2025NP2=f P (x2F r1+y2Fa2)= 1.5(11350+0)=2025N5、轴承寿命计算P1=P2 故取P=2025N深沟球轴承=3设工作温度不高于120查1P185表13-4知：ft=1L10h= 419128hL10h24000h预期寿命足够 （二）、主动轴上的轴承:由初选的轴承的型号为:6006 查1表14-19可知:内径d=30mm,外径D=55mm,宽度B=13mm,基本额定动载荷Cr=13.2KN,基本静载荷Cor=8.30KN,极限转速10000r/min（脂润滑）14000r/min（油润滑）根据根据条件，轴承预计寿命Lh=103008=24000h 1、已知nI=473.33(r/min)I轴轴承上的作用力：圆周力：Ft=2TI/D=234100/55=1240N 径向力：Fr=Fttan20=1240tan20=451N两轴承径向反力：Fr1=Fr2=Fr=451N根据1P187表13-7得轴承内部轴向力FS=0.63Fr 则FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x451=284.13N2、FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=FS1=284.13N Fa2=FS2=284.13N3、求系数x、y= =0.63= =0.63根据1P186表13-5得e=0.68 e x1=1 e x2=1y1=0 y2=04、计算当量载荷P1、P2根据1P187表13-6 取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=f P (x1Fr1+y1 Fa1)=1.5(1451+0)=676.5NP2=f P (x2F r1+y2Fa2)= 1.5(1451+0)=676.5N5、轴承寿命计算P1=P2 故取P=676.5N深沟球轴承=3设工作温度不高于120查1P185表13-4知：ft=1L10h= 843306hL10h24000h预期寿命足够Ft=3708NFr =1350Nx1=1 x2=1y1=0 y2=0P=2025NL10h=419128hFt=1240NFr=451Nx1=1 x2=1y1=0 y2=0P=676.5NL10h=843306h九、键连接的选择和校核结果图9.11、带轮与输入轴（1）、选用C型（多用于轴端）普通平键（2）、确定键的尺寸 轴径d1=20mm,L1=50mm 查2P119表12-11得：公称尺寸bh=66 T=34.10Nm=34100Nmm 综合考虑，并参考2P119表12-11可取L=20mm（3）、强度校核 查1P172表12-7得：当轮毂材料为钢，有轻微冲充时，许用挤压力p=100200 Mpa p=56.83Mpap 故此连接能满足挤压强度要求。 键的标记为：620 GB1096-19792、输入轴与齿轮 由于采用了齿轮与轴一体化的做法，故此不用键连接。3、输出轴与齿轮（1）、选用A型普通平键（2）、确定键的尺寸 轴径d1=45mm,L1=46mm 查2P119表12-11得：公称尺寸bh=149 T=126.07Nm=126070Nmm 综合考虑，并参考2P119表12-11可取L=40mm（3）、强度校核 查1P172表12-7得：当轮毂材料为钢，有轻微冲充时，许用挤压力p=100200 Mpa p=62.26Mpap 故此连接能满足挤压强度要求。 键的标记为：940 GB1096-19794、输出轴与联轴器（1）、选用C型（多用于轴端）普通平键（2）、确定键的尺寸 轴径d1=30mm,L1=50mm 查2P119表12-11得：公称尺寸bh=87 T=126.07Nm=126070Nmm 综合考虑，并参考2P119表12-11可取L=25mm（3）、强度校核 查1P172表12-7得：当轮毂材料为钢，有轻微冲充时，许用挤压力p=100200 Mpa p=96.05Mpap 故此连接能满足挤压强度要求。 键的标记为：725 GB1096-1979十、联轴器的选择结果综合扭矩、转速、轴孔直径等因素，可采用弹性柱销联轴器，查2P142表14-3可初选联轴器的型号为LT6联轴器：T=250 Nm n=3800 (r/min) 轴孔直径d=30mm 轴孔长度L1=60mm(J1型)前面已计算出T=126.07Nm n=122.94(r/min)查1P217表12-1 选K=1.5Tca=KT=1.5126.07=189.105 Nm由于TcaT nn故此联轴器的选择符合要求。十一、箱体的结构设计结果1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表11.1，单位mm。 符 号名 称尺 寸备 注箱底壁厚8=0.025a+1=0.025116+1=3.9 取=8（不小于8）1箱盖壁厚81=0.02a+1=0.02116+1= 3.32取1=8（不小于8）b箱座12b=1.5=12b1箱盖凸缘厚12b1 =1.51=12b2箱座底凸缘厚20b2=2.5=20m箱座肋厚6.8m0.85 =6.8m1箱盖肋厚6.8m10.851=6.8df地脚螺栓直径16df=0.036a+1216n地脚螺栓数目4a250时，n=4d1轴承旁连接螺栓直径12d1=0.75 df=12d2箱盖与箱座连接螺栓直径8d2=0.5df=8d3轴承盖固定螺栓直径8d3=0.5 df=8d4视孔盖螺栓直径6d4=0.4 df=6.4取d4=6c1df、d1、d2至外箱壁距离18查2P21表4-2知：c1min=14c1 c1minc2df、d2至凸缘边缘距离16查2P21表4-2知：c2min=12 c2 c2minl外箱壁至轴承端面距离42l= c1+ c2+(510)=42D1小轴承端盖外径96D1=D+（55.5）d3=96D=55为小轴承外径D2大轴承端盖外径108D2=D+（55.5）d3=108D=68为大轴承外径R箱盖外表面圆弧半径127h凸台高度401大齿轮顶圆与箱体内壁距离2511.2（取1 =25）2齿轮端面与箱体内壁距离122（取2 =12）d定位销直径6d=(0.70.8)d2 =6表11.1十二、减速器附件的选择结果1、窥视孔和视孔盖查2P28表4-3 知：如表12.1图12.1l1l2l3l4b1b2b3dR可用的减速器中心距直径孔数907560-7055407445单级a150表12.1图12.1视孔盖2、通气器综合考虑，为适应各种场合，选择A型通气罩（通气能力大，带过滤网，可防止停机后灰尘随空气进入箱内），查2P29表4-5 可知：如表12.2图12.2dd1d2d3d4Dhabch1RD1SkefM181.5M331.58316404012716184025.422622表12.2图12.2通气罩3、放油孔及螺塞 综合考虑，选择外六角螺塞查2P31表4-7 知：如表12.3图12.3dd1DeSLhbb1C中心距基本尺寸极限偏差M181.515.82824.22102715331单级a300表12.3图12.3放油孔及螺塞2、 油标综合考虑，选择油标尺查2P34表4-12 知：如表12.4图12.4dd1d2d3habcDD1M1241262810642016表12.4图12.4油标3、 起吊装置综合考虑，选择吊钩 查2P35表4-14 知：如表12.5图12.5B26B=c1+c2=26c1、c2 为扳手空间尺寸H20.8H0.8Bh10.4h0.5Hr6.5r0.25Bb16b=2为箱座壁厚表12.5图12.5吊钩4、 启盖螺钉选择启盖螺钉如图12.6所示。图12.6启盖螺钉7、定位销定位销的直径.其长度应大于箱体上下凸缘的总厚度。如图12.7所示。图12.7定位销8、轴承盖综合考虑，选择凸缘式轴承盖 查2P37表4-15 知：如表12.8图12.8所示。轴承外径D螺钉直径d3螺钉数目小轴承盖55M84大轴承盖68M84小轴承盖大轴承盖d0= d3 +1=9d0= d3 +1=9d5 =D-(24)=52d5 =D-(24)=65D0=D+2.5d3=75D0=D+2.5d3=88D5=D0-3d3=51D5=D0-3d3=64D2=D0+2.5d3=95D2=D0+2.5d3=108b1、d1由密封尺寸确定b1、d1由密封尺寸确定e=(11.2)d3=9e=(11.2)d3=9b=510(取8)b=510(取8)e1e(取30)e1e(取30)h=(0.81)b=8h=(0.81)b=8D4=D-(1015)=45D4=D-(1015)=58表12.8图12.8轴承端盖十三、润滑和密封结果1、齿轮的润滑 低速级齿轮圆周速度V=1.18m/s12 m/s故采用浸油润滑，所以浸油高度约为大齿轮的一个齿高，取为30mm。查2P189表17-1 考虑到该装置用于小型设备，选用全损耗系统用油（GB/T 443-1989）L-AN15润滑油。 2、滚动轴承的润滑 输出轴上的轴承V=0.44m/s2 m/s所以宜用脂润滑，并开设封油盘。查2P189表17-2 选用滚珠轴承脂（SY 1514-1982）输入轴上的轴承V=1.36m/s2 m/s所以宜用脂润滑，并开设封油盘。查2P189表17-2 选用滚珠轴承脂（SY 1514-1982）3、密封方法的选取