机械设计课程设计-带式运输机传动装置二级圆柱圆锥减速器F=1900V=1.9D=300.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置二级圆柱圆锥减速器 全套图纸加扣3012250582 机械设计制造及其自动化专业141班设计者：指导教师: 2016年10月20日 大连民族大学目录一、机械设计课程设计任务书2二电动机选择3三传动零件的设计51.高速级齿轮传动设计52.低速级传动齿轮的设计13四轴类零件的设计221.高速轴的设计222.中间轴的设计253.低速轴的设计28五箱体设计及说明30六校核部分321.低速轴的校核322.输出轴滚动轴承计算373.键的校核39七设计小结39八参考文献40一、机械设计课程设计任务书一、设计题目：带式运输机传动装置 二、技术数据：带的曳引力F=1900N；带速V=1.9m/s;滚筒直径D=300mm;滚筒长度L=600mm；运输带速允许误差5%三、工作条件：工作年限10年；工作班制2班制；工作环境：灰尘较多；载荷性质：稍微波动；生产数量：批量四、 设计任务1、进行圆锥-圆柱齿轮减速器传动方案的设计。2、电动机功率及传动比的分配。3、主要传动零件的参数设计标准件的选用。4、减速器结构，箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。5、装备图的设计要点及步骤等。6、设计和绘制零件工作图整理和编写设计说明书。五、设计成果1 圆锥-圆柱齿轮减速器装配图1张；2 零件工作图 1张；3.圆锥-圆柱齿轮减速器三维装配图1张；4 设计计算说明书1份。六、设计正文二电动机选择（F=1900N，v=1.9m/s，D=300mm，L=60mm）1）电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2）电动机功率的选择：（1）传动装置的总功率=1*2*3*4*5=0.98*0.97*0.96*0.992*0.984=0.8251=0.98（圆柱齿轮传动，7级精度，油润滑）2=0.97（锥齿轮传动，7级精度，油润滑）3=0.96（卷筒效率）4=0.992（联轴器）5=0.984（滚子轴承）（2）所需电动机的功率Pd(KW)Pd=Pw/=3.76/0.825=4.558KW（3）电动机额定功率Pm=Pd卷筒轴转速：nw=60*1000v*D=60*1000*1.93.14*300=120.96r/min（工作机转速）查表得圆柱圆锥齿轮减速器i=822电动机可选范围为nd=in=120.96*（822）=979.682661.12电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min，首选1500r/min考虑Pd=4.558KW及nd=1500r/min据书192页可选Y132S-4型电动机则Pm=5.5KW，满载转速为nm=1440r/min，nw=120.96r/min5）传动比的分配总传动比i=nm/nw=1440/120.96=11.91高速级锥齿轮i1=0.25i=2.9775，i2=46）传动参数：（1）各轴的转速n(r/min)高速轴的转速:n=nm=1440r/min，中间轴的转速:n =ni/i1=1440/2.9775=483.63r/min，低速轴的转速:n=n/i2=483.63/4=120.9r/min滚筒轴的转速:n=n=120.9r/min（2）各轴的输入功率P(KW)高速轴的输入功率：P=Pm54=5.5*0.99*0.98KW=5.34KW中间轴的输入功率：P=P52=5.34*0.98*0.97KW=5.07KW低速轴的输入功率：P=P51=5.07*0.98*0.98KW=4.87KW滚筒轴的输入功率：P=P54=4.87*0.98*0.99KW=4.72KW（3）各轴的输入转矩T（N*m）电动机输入转矩T=9550*5.5/1440=36.48N*m高速轴的输入转矩:T1=9550P/n=9550*5.34/1440=35.41N*m中间轴的输入转矩:T2=9550P/n=9550*5.07/483.63=100.11N*m低速轴的输入转矩:T3=9550P/n=9550*4.87/120.91=281.65N*m滚筒轴的输入转矩:T4=9550P/n=9550*4.72/120.91=372.81 N*m三传动零件的设计1.高速级齿轮传动设计（1）根据已知，选取直齿圆锥齿轮传动，压力角为20（2）选用7级精度（3）材料选择材料热处理硬度小齿轮40Cr调质270HBS大齿轮45钢调质230HBS（4）小齿轮齿数Z1=17，大齿轮Z2=mZ1=2.9775*17=512.齿面接触疲劳轻度设计d1t=34KHt*T1R(1-0.5R)2(ZH*ZEH)2确定公式中各参数的数值（1）试选KHt=1.3（2）小齿轮转矩为T=35.41N*m=3.541*104N*mm（3）选用小齿轮系数R=0.3（4）由图10-20查得区域系数ZH=2.5（5）由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12（6）计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa,Hlim2=550MPa由式计算应力循环次数为N1=60n1jLh=60*1440*1*(10*2*8*365)=5.05*109N2=N1/=5.09*109/2.9775=1.71*109由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效概率1%，S=1，由式10-14得H1=KHN1*Hlim1S=0.90*6001MPa=540MPaH2=KHN2*Hlim2S=0.95*5501MPa=523MPaH1=34KHt*T1R(1-0.5R)2(ZH*ZEH)2=34*1.3*3.541*1040.3*1.05*0.32*2.9775（25*189.8523）2=61.70mm（8）调整小齿轮分度圆直径2） 实际载荷系数前的数据准备1、圆周速度vdm1=d1t(1-0.5R)=61.70*(1-0.5*0.3)mm=52.445mmvm=*dm*n160*1000=3.14*52.445*144060*1000=3.95m/s2.当量齿轮齿宽系数 b=R*d1t2u2+12=0.3*61.70*22.97752+1/2=29.07mm d=b/dm1=29.07/52.445=0.553)计算实际载荷(1)根据表10-2查得使用系数 Ka=1(2)根据V=3.95m/s，齿轮为7级精度,由图10-8查得动载系数Kv=1.13(3)由于直齿锥齿轮的精度比较低，所以取齿间载荷分配系数KH=1(4)由表10-4用插值法查得7级精度，不对称布置时，KH=1.348 综上，可得实际载荷系数得 KH=KA*KV*KH*KH=1*1.13*1*1.348=1.523得到分度圆直径为 d1=d1t3KHKHt=61.7031.5231.3=65.04mm所以可得m=d1/z1=65.04/20mm=3.252mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计由下式试算模数，即 Mt3kft*T1R*1-0.5RZ12U2+1(YFaYSa/f)(1) 确定公式中的各参数值1) 试选KFt=1.32) 计算YSaYFa/f由分锥角1=arctan（1/u）=arctan（1/2.9775）=18.565 2= 90-18.565=70.435可得当量齿数Zv1=Z1/cos1=20/(cos18.565)=21.10同理可得Zv2=188.45 由图10-17查得YFa1=2.79 YFa2=2.15 由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.56 YSa2=1.84 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500Mpa Flim2=380Mpa 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 取弯曲疲劳安全系数 S=1.7 由式10-14得 f1=KFN1Flim1/S=0.85*500/1.7=250Mpa 同理可得f2=197Mpa则YFa1*YSa1/f1=2.97*1.56/250=0.0174 YFa2YSa2f2=2.15*1.84/197=0.0201因为小齿轮的YFa*YSa/f小 所以YFa*YSa/f= YFa2YSa2f2=0.0201（2）试算模数 Mt3kft*T1R*1-0.5RZ12U2+1(YFaYSa/f)=31.3*3.541*104*0.02010.3*1-0.5*0.32*2022.97752+1=1.503mm调整齿轮模数（1） 计算实际载荷前的数据准备1) 圆周速度v d1=Mt*Z1=1.503*20=30.06mmdm1=d1（1-0.5R）=30.06*(1-0.5*0.3)=25.551mmVm=dm1*n1/60*1000=*25.551*1440/60*1000=1.927m/s 2）齿宽b b=rd1u2+1/2=0.3*30.06*2.97752+1/2=14.16mm(2) 计算实际载荷系数Kf1） 根据v=1.927m/s，齿轮为7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.082） 直齿圆锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KF=13） 由表10-4用插值法查得KH=1.289Kf=1*1.08*1*1.289=1.392（3）由式10-13可得按实际载荷分配系数算得的齿轮模数为m=mt3KFKFT=1.538mm按照齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数为m=2mm，按照接触疲劳强度算得的分度圆直径为d1=65.04mm，算得小齿轮的齿数为z1=d1/m=65.04/2=32.52 取z1=33Z2=2.9775*33=98.26 取z2=98高速轴齿轮的校核1.基本参数的计算（1）齿轮分度圆直径d1=Mn*Z1=33*2mm=66mm d2=Mn*Z2=2*98mm=196mm （2）分度圆锥角1=arccot2.9775=18.612=90-18.61=71.39（3）齿顶高Ha=Ha*Mn=1*2mm=2mm（4）齿根高 Hf=（Ha*+C*）Mn=（1+0.2）*2mm=2.4mm（5）齿顶圆直径 Da1=d1+2Hacos1=69.79mm Da2=d2+2Hacos2=197.28mm（6）齿根圆直径 Df1=d1-2Hfcos1=61.45mm Df2=d2-2Hfcos2=194.47mm（7）锥距 R=m/2z12+z22=103.41mm（8）齿宽 b=R*r=31.02mm 取b=31mm（10）分度圆齿厚 S=*M/2=3.14mm2.按齿面接触疲劳强度校核 按照下列公式进行计算，里面的各种参数的取值与上述计算过程一致 d1t=34KHt*T1R(1-0.5R)2(ZH*ZEH)2按照右面的公式算得的分度圆直径为64.9,mm满足6664.9mm的要求，所以按照齿面接触疲劳强度计算符合要求3.按照齿根弯曲疲劳强度进行校核按照下面的公式进行计算，各种参数的取值与上述的计算过程是一致的 Mt3kft*T1R*1-0.5RZ12U2+1(YFaYSa/f)按照右面的公式计算得模数为1.133mm所以满足21.133mm的要求，故按照齿根弯曲疲劳强度进行计算符合要求2.低速级传动齿轮的设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1).按照齿轮的传动类型选择斜齿圆柱齿轮传动2）根据带式传动机为一般工作机器，则参考书中的表10-6，选择7级精度3）材料的选用材料热处理硬度小齿轮40Cr调质260HBS大齿轮45钢调质220HBS4)齿数的选择 选取小齿轮齿数为23，根据传动比为4，可得大齿轮的齿数为925）选取螺旋角及压力角为 =14 =202.按齿面接触疲劳疲劳轻度进行设计1）由下式计算小齿轮的分度圆直径 D1t32KHt*T1*(u+1)（ZH*ZE*Z*Z）2d*u*H(1) 确定公式中的各参数值.选取载荷系数KHt=1.3.由图10-20查得区域系数为ZH=2.433.计算小齿轮的转矩 算得小齿轮的转矩为 T1=10.011*104.由下式来进行重合度的计算 Z=24-*(1-)3+先进行参数的确定t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos14)=20.562t1=arcos（z1cosdt/（z1+2Ha*n*cos）=arcos（23*cos20.562/（23+2*1*cos14）=30.295t2=arcos（z2cosdt/（z2+2Ha*n*cos）=arcos（92*cos20.562/（92+2*1*cos14）=23.516=z1*(tant1-tant)+ z1*(tant2-tant)/2=1.501=d*z1*tan/=1*23*tan14/=1.825根据Z=24-*(1-)3+可得 Z=0.727 .由表10-7可得，d=1 .由下式可得螺旋角系数Z Z=2cos=0.985 .由表10-5查得弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2 .由图10-25d查得大小齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=580Mpa Hlim2=530Mpa计算应力循环次数为 N1=60n1jLh=60*483.63*1*12*8*300*107=1.393*109N2=N1/u=1.393*109/4=3.483*108 由图10-23查得接触疲劳寿命系数为 KHN1=0.92 KHN2=0.96 取失效概率为1%，安全系数S=1 由式10-14得 H1=KHN1*Hlim1/S=533.6Mpa H2=KHN2*Hlim2/S=508.8Mpa因为大齿轮的比较小，所以以大齿轮的作为标准 所以h= H2=508.8Mpa(2) 试算小齿轮分度圆直径 D1t32KHt*T1*(u+1)（ZH*ZE*Z*Z）2d*u*H 代入数据后可得D1t 51.6052）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 v=*d1t*n1/60/1000=1.31m/s .齿宽b b=d*d1t=51.605mm（2）计算实际载荷系数Kh .由表10-2可得使用系数KA=1 .根据v=1.31m/s，齿轮为7级精度，所以由表10-8查得动载荷系数为Kv=1.05 .根据表10-3查得齿间载荷分配系数为KH=1.4 .由表10-4用插值法查得齿轮7级精度，且相对值称为非对称布置时，KH=1.420 由此可得实际载荷系数为KH=KA*KV*KH*KH=2.087(3) 由式10-12的到按实际载荷系数算得的分度圆直径为 d1=d1t3KHKHt=60.425mm 则可以得到相应的模数为 Mn=d1cos/z1=2.549mm 3）按齿根弯曲疲劳强度进行设计 由下式计算齿轮的模数 Mnt32*KFt*T1*Y*Y*COS2*(YFa*YSa)d*z12*f（1） 确定参数.试选载荷系数 KFt=1.3.由式10-18可得弯曲疲劳轻度的重合度系数Y b=arctan（tancost）=13.140 v=/cosb2=1.583 Y=0.25+0.75/v=0.724.由式10-19可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y=1-*120=0.787.计算YFa*YSaf由当量齿数Zv1=Z1/cos3=25.18 Zv2= Z2/cos3=100.71查图10-17得齿形系数为YFa1=2.65 YFa2=2.18由图10-18得应力修正系数为YSa1=1.595 YSa2=1.805所以可得 f1=KFn1*Flim1S=301.71 f1=KFn2*Flim2S=237.86由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳强度分别为 Flim1=480Mpa Flim2=370Mpa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88 KFN2=0.90 取弯曲疲劳安全系数S=1.4所以可得 YFa1*YSa1F1=0.0140 YFa2*YSa2F2=0.0165因为大齿轮的比小齿轮的大，所以 YFa*YSaF= YFa2*YSa2F2=0.0165（2） 调整齿轮的模数 计算实际载荷系数前的准备 .圆周速度v d1=Mnt*z1/cos=38.709mm v=*d1t*n1/60/1000=0.980m/s .齿宽b b=d*d1t=38.709mm h=（2ha*n+c*n）Mnt=3.674mm 所以可得b/h=10.54 计算实际载荷系数Kf .根据v=0.980m/s，齿轮为7级精度，所以由表10-8查得动载荷系数为Kv=1.04 .根据表10-3查得齿间载荷分配系数为KH=1.2 .由表10-4用插值法查得齿轮7级精度，且相对值称为非对称布置时，KH=1.417 结合b/h=10.54查得KF=1.34 由此可得实际载荷系数为KF=KA*KV*KF*KF=1.672 由式10-13可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为Mn=Mnt*3KFKFt=1.633*31.6721.3=1.776mm取Mn=2mm,d1=60.425mm，则Z1=d1cos/Mn=29.32,取Z1=29,则Z2=Z1=116则Z1与Z2互为质数，满足要求4）几何尺寸的计算 （1）中心距 a=（Z1+Z2）Mn/2cos=149.439mm 取a=150mm （2）螺旋角 =arcos（Z1+Z2）Mn2a=14.835 （3）分度圆直径为 d1=Z1*Mncos=60.00mm d2=Z2*Mncos=240.00mm （4）齿宽 b1=d*d1=60.00mm b2=d*d2=65.00mm5）齿轮的校核 （1）按照齿面接触疲劳强度进行校核按照下面的公式进行计算，公式中的各参数的确定跟上述计算过程一致，所以可得h=22KH*T1(u+1)d*d13*uZH*ZE*Z*Z=22*2.130*10.011*1046032.428*189.8*0.548*0.983=415.607Mpa所以可得hh则满足齿面接触疲劳强度的要求 （2）按照齿根弯曲疲劳轻度进行校核按照下面的公式进行计算，公式中的各参数的确定与上述计算过程一致，所以可得 F1=2*KF*T1*YFa*YSa*Y*Y*cos2d*z12*Mn3=2*1.977*10.011*104*2.52*1.63*0.673*0.698*cos14.835223*292=106MpaF1=301.71MpaF2=2*KF*T1*YFa*YSa*Y*Y*cos2d*z12*Mn3=2*1.977*10.011*104*2.17*1.81*0.673*0.698*cos14.835223*292=101MpaF2=237.86Mpa则满足齿根弯曲疲劳强度的要求（6）大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm)表名称符号数值模数mn2压力角20齿顶高2齿根高2.4全齿高4.4分度圆直径66196齿顶圆直径69.79197.28齿根圆直径61.45194.47齿数Z133Z298（7） 大小齿轮各参数见下表 低速级齿轮相关参数(单位mm)表名称符号数值模数mn2压力角20螺旋角14.835齿顶高2齿根高2.4全齿高4.4分度圆直径60240齿顶圆直径64244齿根圆直径55235齿数Z129Z2116中心距a150四轴类零件的设计1.高速轴的设计（1）初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计表15-3，取A=120，于是得： d=A3pn1=12035.071440=19.17 mm（2）求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得p1=5.34KW，n=1440r/min，T1= 35.41N*m（3）求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为d=66.00mm 所以圆周力 Ft1=23.54110466.00 = 1073N 径向力 Fr1=Ft1tancos1=1037*tan20*cos18.61=357.70N 轴向力 Fa1=Ft1tansin1=1037*tan20*sin18.61=120.45N 法向载荷Fn=Ft1/cos=1037/cos18.61=1094.21N(4)轴的结构设计如上图所示为最后高速轴的大体结构设计的思路和步骤如下：.左面的第一段轴，应是与联轴器相配合的轴，初选联轴器为弹性柱销联轴器我们所选择的电动机的类型是Y132S-4型电动机，所以我们根据电动机的类型和联轴器的类型，既可以初步确定此段轴的尺寸为，d1=38mm，L1=60mm.因为非定位轴间一般取1-3mm，所以初步选定轴间为2mm，则初定第二段轴的尺寸为d2=42mm，L2=40mm，则端盖的尺寸就可以确定.根据综合性能考虑选择综合性能比较好的圆锥滚子轴承，选择的系列为03系列的，又因为前一段轴的直径的限制，所以我们选用的为30309型号的圆锥滚子轴承，则第三段轴的直径应与轴承的内孔的大小是一致的， 所以此段轴的尺寸为d3=45mm，L=27.25mm. 根据机械设计课程设计书上关于两个轴承的距离的要求，及套筒的尺寸的要求，又因为这个轴间为定位轴间，则应取（0.07-0.1）d3，所以我们取4mm，这样我们便可以确定这一段轴的尺寸为d4=53mmL4=97.75mm.第五段轴的确定方法与第三段轴的确定方法相同.我们根据机械设计课程设计书上33页关于甩油环的尺寸要求及圆锥齿轮的限制条件，可以初步选定轴的尺寸为d6=30mm，L6=42mm2.中间轴的设计（1）确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计表15-3，取A=120，于是得： d=A03p2n2=A034.87483.63=25.91mm(2)求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得p2=5.07kw， n2=483.63r/min， T2=10.011104 N（3）求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d=196mm d=60mm作用在大圆锥齿轮上的力的大小为圆周力Ft1=210.011104196.00 = 1021N 径向力 Fr1=Ft1tancos2=1021*tan20*cos71.39=118.59N 轴向力 Fa1=Ft1tansin2=1021*tan20*sin71.39=352.18N 法向载荷Fn=Ft1/cos=1021/cos71.39=3199.38N作用在小圆柱斜齿轮上的力的大小为圆周力Ft1=210.01110460.00 = 3337N径向力Fr1= Ft1*tanat=3337*tan20/cos14.835=1256.45N轴向力Fa1=Ft1*tan=3337*tan14.835=883.85N法向力Fn1=Ft1/（cos*cos）=3337/（cos20*cos14.835）=3673.61N（4）轴的结构设计如下图所示为中间轴的结构情况 .初确定大锥齿轮的孔径为35mm，则根据机械设计课程设计书上第36页关于锥齿轮的轮毂的设计，以及轴与锥齿轮的位置关系可以初步确定此段轴的基本尺寸为d2=35mm，L2=34mm.因为d2=35mm，可以初选孔径为30mm的轴承，所以选用的轴承型号为30306，则再根据机械设计课程设计书上的甩油环的尺寸要求，我们可以初步确定此段轴的基本尺寸为d1=30mm，L1=35mm.根据大锥齿轮与斜齿圆柱齿轮的位置关系，可初步确定第三段轴的长度，再根据轴间是定位轴间，可以确定此段轴的基本尺寸为d3=41mm,L3=18mm.根据定位轴间的要求以及小直齿圆柱斜齿轮的齿宽，就可以初步确定此段轴的基本尺寸为d4=35mm，L4=42mm.根据非定位轴间的取值，以及甩油环和轴承的长度要求，即可确定此段轴的基本尺寸为d5=30mm，L5=36.75mm，则端盖的尺寸也随之确定3.低速轴的设计（1）初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据机械设计表15-3，取A=120，于是得： d=A3pn3=12034.87120.9=40.99 mm（2）求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P3=4.87KW，n3=120.9r/min，T3=2.18105N（3）作用在大圆柱斜齿轮上的力的大小为转矩 圆周力径向力轴向力（4）轴的结构的设计.根据最小轴径的要求进行初选联轴器，选择的型号为弹性制销联轴器，则可确定此段轴的基本尺寸为d1=42mm，L1=84mm.根据非定位轴间的取值区间，则可以初步确定轴承的基本尺寸，则再根据甩油环和轴承端盖的尺寸，就可以基本确定此段轴的基本尺寸为d2=45mm，L2=75mm.再根据定位轴间的取值要求，以及大圆柱斜齿轮与箱体的位置关系，则可以确定此轴的基本尺寸为d3=57mm，L3=61.5mm.再根据定位轴间的取值要求，以及大圆柱斜齿轮的齿宽，即可确定此段轴的基本尺寸为的d4=50mm，L4=58mm.根据非定位轴间的取值要求，可以初步确定轴的直径，在根据甩油环与箱体的尺寸要求以及轴承的基本尺寸，可确定此段轴的基本尺寸为d5=45mm，L5=49.5mm五箱体设计及说明1. 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。2. 油面指示装置设计油面指示装置采用油尺指示。3.通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。选M16型通气帽。4.放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。选M16型外六角螺塞。5.起吊环的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊勾用于吊起箱盖。6.起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。7.定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。8.铸铁直齿锥齿轮减速器箱体结构尺寸的确定 铸铁减速器箱体结构尺寸如下表10-1：表10-1铸铁减速器箱体结构尺寸 单位mm部位名称符号公式尺寸值箱座厚度0.0125(dm1+dm2)+18箱盖厚度8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径0.018(dm1+dm2)+120轴承旁连接螺栓直径15箱盖和座连接螺栓直径10联接螺栓的间距150-200150轴承端盖螺钉的直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径10至外箱壁距离26,16,16至凸缘边缘距离14轴承旁凸台半径20凸台高度46.5外箱壁至轴承座端面距38大齿轮顶圆与内机壁距8齿轮端面与内机壁距离8箱盖、箱座肋厚6.8高速轴轴承端盖外径150中间轴轴承端盖外径140低速轴轴承端盖外径150轴承端盖凸缘厚度T9.6 12六校核部分1.低速轴的校核1)求大齿轮受力 转矩 圆周力径向力轴向力 2)计算轴承支反力图4-7 轴系受力简图图4-8 轴系水平受力简图A. 水平方向受力 将所有力对作用点取距，可得： 同理，对的作用点取距，可得： B.竖直方向受力图4-8 轴系竖直受力简图 将所有力对作用点取距，可得： 将所有力对作用点取距，可得： 3)绘制弯矩图图4-10 水平方向弯矩图图4-11 竖直方向弯矩图图4-12 合成弯矩图 图4-13 扭矩图 4）分析危险截面，下面进行截面1和截面2的校核。 5）轴的材料选用45钢调质 ， 查机械设计表10-5公式可求得疲劳极限： 由式得： 6）求危险截面1应力集中 由图6可以看出截面的应力中， 弯矩 7） 求截面1的有效应力集中系数 因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径R=1mm，其应力集中可由表10-9查得。由查得（用插值法）， 8）求表面状态系数及尺寸系数 由表10-13查得 由表10-14查得。 9）求安全系数（设为无限寿命，） 由此得综合安全系数：同理，可对截面2进行强度校核可求得：, 由表10-13查得由表10-14查得。求截面2安全系数： 综合上述对截面1和截面2的校核可以得出轴满足使用要求。2.输出轴滚动轴承计算 根据轴颈直径、载荷性质，初选轴承型号为30309,由手册查得其基本参数：d=45mm D=100mm B=25mm T=27.25mm 基本额定动载荷 基本额定静载荷 计算系数： 采用油润滑，极限转速为 (1)计算轴承所受径向载荷 (2)计算轴承内部轴向力 (3)计算单个轴承的轴向载荷，比较与大小 A处轴承放松，B处轴承压紧。 (4)计算当量动载荷 ，由表11-7得： 查机械设计