机械设计简易卧式铣床的传动装置的课程设计(蜗杆减速器)简易卧式铣床的传动装置设计

1目 录绪论 2 第一章 传动方案的分析和拟定 21.1 采用带传动蜗杆传动 3 1.2 采用二级圆锥圆柱齿轮传动 31.3 采用二级蜗杆圆柱齿轮传动 3 1.4 确定传动方案 4第二章 传动装置总设计 4 2.1 选择电动机类型和结构形式 4 2.2 选择电动机的容量 4 2.3 确定电动机转速 5 2.4 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 52.5 计算传动装置的运动和动力参数 5 第三章 蜗杆传动的设计计算 6 3.1 选择蜗杆传动类型 63.2 选择材料 63.3 蜗杆传动计算 6第四章 轴的设计计算 10 4.1 蜗杆轴的计算 10 4.2 涡轮轴的计算 18第五章键的选择和计算 255.1 蜗轮轴上键的选择计算 255.2 蜗杆轴上键的选择计算 265.3 蜗杆轴的联轴器上键的选择计算 27 第六章轴承和联轴器的选择和计算 286.1 轴承和联轴器的选择 286.2 轴承的校核计算 28第七章 箱体的设计 297.1 箱体结构设计 297.2 减速器附件及其结构设计 30设计心得体会 33 参考书目 342绪 论简易卧式铣床的传动装置设计1 设计题目设计用于简易卧式铣床的传动装置（如下图） 。 1铣 刀2动 力 头3导 轨4传 动 装 置5丝 杠6电 动 机（1） 设计数据数据编号 1 2 3 4 5丝杠直径/mm 50 50 50 50 50丝杠转矩/Nm 500 480 460 440 420转速/ r/min 20 22 24 26 28丝杠直径50mm，丝杠转矩 T=500Nm，转速 n=20r/min，（2）工作条件 室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机双向运转，载荷较平稳，间歇工作。（3）使用期限设计寿命为 12000h，每年工作 300 天；检修期间隔为三年。（4） 生产批量及加工条件中等规模的机械厂，可加工 7、8 级精度的齿轮、蜗轮。第一章 传动方案的分析和拟定对本题目进行分析：首先，卧式铣床的刀具的行程有工作行程和返回行程，进行往返运动，这就决定着所设计的方案中电机是正反转工作的，在这种情况下，需要将频繁起动电动机正反转的要素考虑到设计方案中。其次，卧式铣床作为一种加工工具，是用来满足一定的使用要求，需要将其精度考虑到设计方案中。最后，要满足卧式铣床的功能要求，例如传递功率的大小，转速和运动形3式。此外还要适应工作条件（工作环境、场地、工作制度等） ，满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护便利、工艺性和经济性合理等要求。要同时满足这些要求是困难的，在进行传动系统方案设计时应统筹兼顾，保证重点。根据机器的功能要求以及传动比大小，拟定以下三种传动方案1.1采用带传动蜗杆传动方案一图 1-11.2采用二级圆锥圆柱齿轮传动方案二图 1-21.3采用二级蜗杆圆柱齿轮传动方案三4图 1-31.4确定传动方案 带传动承载能力较小，传动相同转矩时，其结构尺寸要比其他传动形式的结构尺寸大，传动效率中等，传动精度低，但传动平稳，能缓冲吸振。因此宜布置在高速级。蜗杆传动可实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳。头数较少时，效率较低，头数多或环面蜗杆效率高，但加工困难，成本高。其承载能力较齿轮的低，当与齿轮传动同时应用时，宜布置在高速级，以减少蜗杆尺寸，节省有色金属；另外，由于在高速下，涡轮和蜗杆有较大的齿面相对滑动速度，易于形成动力润滑油膜，有利于提高承载能力和效率，延长寿命。圆锥齿轮（特别时大直径，大模数的圆锥齿轮）加工困难，所以一般只在需要改变轴的分布方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小大锥齿轮的直径和模数。斜齿轮的传动平稳性较直齿轮的好，常用于高速级或要求传动平稳的场合。本设计是简易卧式铣床的传动装置设计，首先传动精确，不易用带传动；其次，锥齿轮加工困难，且对轴承的要求较高，也不宜采用。故选择方案一，即采用蜗杆传动。第二章 传动装置总设计2.1选择电动机类型和结构形式。电动机类型和结构形式要根据电源、工作条件（温度、环境、空间尺寸等）和载荷特点（性质、大小、启动性能和过载情况）来选择。根据工作条件和载荷特点应选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步交流电动机，电压 380V。2.2选择电动机的容量 .由机器的工作要求可知：工作机所需功率 Pw 应由机器工作转矩和运动参数5计算求得， 5021.59wTnPkW电动机至工作机之间传动装置的总效率，总效率 按下式计算：2134其中 联轴器的效率 ；2 头蜗杆传动的效率 （已包括一对0.920.79轴承的效率） ；滚动轴承的传动效率 。40.9把各效率代入上式得2221340.9.7.则所需电动机的功率 1.05.4wdPkW因载荷平稳，电动机额定功率略大于 即可。查设计手册表 121，该电d动机的额定功率应选择为 1.5kW。2.3 确定电动机转速 丝杠工作转速为 ，蜗杆传动比范围为 。20minwr1850i电动机的转速可选范围为 160mndwr符合这一范围的同步转速有 750，1000，1500，3000.由于 750 的转速不符合功率要求，可排除。转速越高，重量约轻，价格越便宜，但减速器的传动比越大，外廓尺寸越大，制造成本越高，结构不紧凑。所以，选择型号为 Y100L-6 的电动机，其转速为 ，异步转速为 ，重量为 33Kg。10minr940inr2.4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比 4720mwni2.5计算传动装置的运动和动力参数0 轴（电动机）0001.49min.154.3dPkWnrTNm6涡杆轴101211.409.7196min5.70PkWnriTN丝杠320433.79.61min1.09552PkWnrTNm将各轴的参数列入表中表一功率（Kw） 转矩（N m）轴名输入 输出 输入 输出转速r/min传动比 效率电动机 1.41 13.2 940蜗杆轴 1.4 1.1 177 175 60 15.7 0.78丝杠 1.06 506 500 20 1 0.99第三章 蜗杆传动的设计计算3.1选择蜗杆传动类型根据 GB/T 10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）3. 2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用 45 钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为 45-55HRC。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。3.3蜗杆传动设计计算1.蜗杆副的滑动速度4433125.05.09512.74svnTms因为 sms7所以，蜗杆下置初选 值1da由 ，查机械设计手册表 9-8，得2.734svms065,.vvu查机械设计手册图 9-6，的 =0.43， (z=2)1da2.中心距计算由 ，查机械设计手册表 9-9，得251TNm使用系数 .AK转速系数 1818260.7nZ查机械设计手册表 9-1，得弹性系数 1247EaMP寿命系数 665001.36hhZL查机械设计手册表 9-7，得接触系数 2.4p接触疲劳极限 lim56HaMP接触疲劳最小安全系数 li1.3S中心距 2 2lim332 147.3.606510.6EpHAnhZaKT取 53.传动基本尺寸蜗杆头数 1Z蜗轮齿数 247i模数 21.568ammZ8取 6.3m蜗杆分度圆直径 10.43125.dam取 5蜗轮分度圆直径 297蜗杆导程角 得1tan0.mZd蜗轮宽度 120.55dbm1.蜗杆：分度圆直径 13齿顶圆直径 *125316.5.aadhdm齿根圆直径 *11()532(0.)637.8ffac2.蜗轮：分度圆直径 2.9dmZm齿顶圆直径 *22()197(0.6587).301aaahdx齿根圆直径 *222()(.7.5ffadcm齿宽 25bm4.齿面接触强度验算许用接触应力 lim2650.7131.HHnh aZMPS最大接触应力 2354.8AEpaKTPa合格H95.轮齿弯曲疲劳强度验算轮齿弯曲疲劳极限 查机械设计手册表 9-1，得lim15FaMP弯曲疲劳最小安全系数 lim1.4FS许用弯曲疲劳应力 li582.aFMP轮齿最大弯曲应力 21701.436A aKTbdF6.温度计算传动啮合效率 1tan0.81v轴承效率 20.9搅油效率 3总效率 123.7散热面积 51.8290Aam箱体工作温度 110.4.793205815wPta(中等通风，取 ) 合格wa7.精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动时动力传动，属于通用机械减速器，从 GB/T10089-1988 圆柱蜗杆、涡轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T10089-1988。查机械设计手册 ，得蜗杆齿面粗造度 13.2aRm蜗轮齿面粗造度 8.润滑油粘度和润滑方式由 ，查表得粘度2.734svms260vs润滑方式为浸油润滑10参数 10am涡轮 2223;5;38Zdbm图如下图 3-1第四章 轴的设计本章中的设计包括轴的尺寸和形状设计，轴的校核以及与轴配合的联轴器、键和轴承的选择。4.1 涡杆轴的计算 4.1.1轴上的功率、转速和转矩由第二章相关数据得 蜗杆数据为 1.490min.3kWrTNP涡轮数据为 26i175kr11则 1122211*43057tan874tatrtTFNdF4.1.2 初步确定轴的最小直径根据课本表 15-3，取 ,于是有0A133min.41*2.69Pdm联轴器的计算转矩，查课本表 14-1，取 1.3kA1.3*40185cakNTA再结合电动机的轴 ，查机械设计手册 ，选用 LX2 型弹性柱2dm销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径为 ，长6128dm度为 。 62Lm4.1.3 轴的结构设计轴的尺寸和结构如图所示图 4-11.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了使轴的直径与联轴器的孔径 相适应，所以取 12 段的轴径2d；为了满足半联轴器的轴向定位要求，12 轴段左端需制出一128Idm轴肩，故取 23 段的直径为 ；半联轴器与轴配合的毂孔长度235m，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 114L122 段的长度应比略短一些，现取 。124lm2.初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求，并根据 ，查课程设计手册表 67 初步选取 0 基本游隙235d组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为，故取 ；而 40819.7dDTmm3412dm34129.75l3.滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由表 67 还可以查出：，所以取 1.8fd5691047d因此：轴段 45 与轴段 56 成为一个轴段；轴段 910 与轴段 1011 成为一个轴段。4.计算蜗杆齿宽 1b由机械设计教材表 114 可查得：当 ， 时， 的计算公式为：1Z20.6587x1b和 中值较大者。(8.)bm(0.)Zm通过计算分别得：；12(0.6)9.8632.18Z。15574b所以应选 ， 现取 7.4m15bm即 691l5.初步设计箱体尺寸由课程设计手册表 111 可得箱座壁厚 ，箱盖壁厚 ，蜗轮外圆与内1箱壁距离 ；它们分别为： ；10.43.02538am由于圆周速度小于 ，所以蜗杆在下，于是：4/ms；1.85m，2.9.613故取 。10m根据结构要求，轴承端盖应选用凸缘式轴承盖。查课程设计手册表 1110可得： 螺钉直径 ， 螺钉数为：4 ；38d1.2.9.6em根据轴承盖的结构设计，先取 10由图可看出，箱体总长度为：345891021allld代入数据得：458919.7.759.608ll从而可得：。4589lm6.由上一步可知，轴承端盖的总宽度为： 。19.6em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间的距离 30l故取 25至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。图 4-2确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计教材表 152，可得各轴间处的圆角半径以及轴端倒角。14（如图 42）轴左端倒角为 1.6轴右端倒角为 1.02、3 截面处的圆角为 1.24、9 截面处的圆角为 1.64.1.4 求轴上的载荷 15122 2122112233;559435;NHtNHVraNVHNVHVFFDM根据上图和有关数据，可求得各支反力和各面的力矩以及合成后的力矩，列表如下载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 1230NHF125;4NVNF弯矩 M 75m380;3750VMmMNm总弯矩 2113845HV2267N扭矩 90TNm4.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，0.6轴的计算应力22221 3845014.15.caMTMPaW因为 ， ，故 安全。160P1ca4.1.6精确校核轴的疲劳强度 1.判断危险截面。截面 、2、3、 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应DB力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 、2、3、 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4 和 9 处轴肩及过度配合引起的应力集中最严重；从受载情况来看，截面上的应力最大。截面 9 的应力集中影响和截面 4 的相近，但截面 9 不受扭矩作用，故不必做强度校核。截面上虽然16应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面也不必校核。截面 6 和 7 显然更不必校核。因此该轴只需校核截面 4 左右两侧既可。2.截面 4 左侧。抗弯截面系数 3330.1.471082.Wdm抗扭截面系数 26T截面 4 左侧的弯矩 为：M91.358.6403.N3.截面 4 上的扭矩 为：10Tm于是得截面上的弯曲应力为： 43.4282baaMPMW截面上的扭转切应力为：190.9176.Taa轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计教材表 151 可查得 。11640255BaaaMPMP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按教材附表 32 查取。因 ， ；.40rd7.0Dd经插值后可查得 21.58又由附图 31 可得轴的材料的敏性系数为：， ；0.q0.83q故有效应力集中系数按机械设计教材式（附 34）为1()1.8(2.71).5608kq由机械设计教材附图 32 得尺寸系数 ；由附图 33 得扭转尺0.寸系数 。0.84轴按精车加工，由机械设计 教材附图 34 得表面质量系数为 .717轴未经表面强化处理，即 ，则按教材中式（312）及（312 ）可1qa得综合系数值为： .8562.6907.kK1.41.又由机械设计 教材 31 及 32 得碳钢0.20.155 :取取于是，计算安全系数 值，按教材式（156）（158）则得caS122275241.904.189.8361.54.9.amcaKS S故知其安全。4.截面 4 右侧。抗弯截面系数为： 3330.1.406Wdm抗扭截面系数为： 333.2.1280T弯矩 及弯曲应力为：M9.5.1464.Nm:03.68baaMPW扭矩 及扭转切应力为： T18901.472Taam:由教材表 32 查得 ， ， .5818又由附图 31 可得轴的材料的敏性系数为：， 0.8q0.83q于是，有效应力集中系数与 4 左侧相同。即：，1.56k1.4k由机械设计教材附图 32 得尺寸系数 0.76由附图 33 得扭转尺寸系数 0.87由附图 34 得表面质量系数为 .轴未经表面强化处理，即 ，则按教材中式（312）及（312 ）得综合1q a系数值为：.8562.5907.kK1.41.8.所以轴在截面 4 右侧的安全系数为：12227514.3.9068.16.7.4.5375321.5.6.amcaSKS S故该轴在截面 4 右侧的强度也是足够的。4.2 涡轮轴的计算4.2.1轴上的功率、转速和转矩由第二章相关数据得 大齿轮数据为 1.062min5kWrTNP19则 12506418tantan3.5720coscs1.6ttrTFNd4.2.2 初步确定轴的最小直径根据课本表 15-3，取 ,于是有0A33min1.64.2Pdm联轴器的计算转矩，查课本表 14-1，取 1.3kA1.3506780cak NTA再结合电动机的轴 ，查机械设计手册 ，选用 LX4 型弹性柱销dm联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径为 ，长度为2150dm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 。12Lm 184L4.2.3轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案拟定轴上零件的装配方案是进行轴的结构设计的前提，它决定着轴的基本形式。所为装配方案，就是预定出轴上主要零件的装配方向、顺序和相互关系。该装配方案是：右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装，左端只装轴承及其端盖。 （轴的结构简图如图 43 所示）图 4-34.2.4轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.为了使轴的直径与联轴器的孔径 相适应，所以取 12 段的轴径2d20；为了满足半联轴器的轴向定位要求，12 轴段左端需制出一1250Idm轴肩，故取 23 段的直径为 ；半联轴器与轴配合的毂孔长度2356dm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1184L2 段的长度应比略短一些，现取 。128l2.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据工作要求，并根据 ，查课程设计手册表 672356dm初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30212，其尺寸为610.7dDTm故取 ；而 347 6l滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由表 67 还可以查出：560d3.计算蜗轮齿宽 。2b由公式 ，可得10.75ad2.65.7m因此取 bm4.为了使蜗轮不发生轴向上的移动，应使轴段 4-5 的长度略小于蜗轮齿宽 。 2b因此取 ；458l根据结构设计要求，取轴肩 。5610lm为使蜗轮两侧面距箱体内壁的距离相等， 345672103.72.ll由结构设计要求，轴承端盖的总宽度取为： 。20e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间的距离 lm故取 2350l至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5.确定轴上圆角和倒角尺寸21查机械设计教材表 152，可得各轴间处的圆角半径以及轴端倒角。 （如图4-3）轴左端倒角为 2.0轴右端倒角为 1.62、3、4、5、6 截面处的圆角都为 2.04.2.5 求轴上的载荷 22122 2122112233;559435;NHtNHVraNVHNVHVFFDM根据上图和有关数据，可求得各支反力和各面的力矩以及合成后的力矩，列表如下载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 1240NHFN12590;5VNF弯矩 M 79m1276;90VVMmm总弯矩 211950HVN227扭矩 40Tm4.2.5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，0.6轴的计算应力22221 3965017.1caMTMPaW因为 ， ，故 安全。160Pca4.2.6精确校核轴的疲劳强度1.判断危险截面。截面 、2、3、 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应DB力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 、2、3、 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 6 处轴肩及过度配合引起的应力集中最严重；从受载情况来看，截面 c 上的应力最大。截面 c 上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面也不必校核。因此该轴23只需校核截面 6 左右两侧既可。2.截面 6 左侧。抗弯截面系数 3330.1.60210Wdm抗扭截面系数 24T截面 6 左侧的弯矩 为：M1.5960.7386.79Nm:截面 6 上的扭矩 为：24Tm于是得截面上的弯曲应力为： 3856.70.191baaMPMW截面上的扭转切应力为：4.32Taa轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计教材表 151 可查得 。11640755BaaaMPMP截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按教材附表 32 查取。因 ， ；.260rd0.67Dd经插值后可查得 .518又由附图 31 可得轴的材料的敏性系数为：， ；0.q0.83q故有效应力集中系数按机械设计教材式（附 34）为 1()1.(2.51).07k由机械设计教材附图 32 得尺寸系数 ；由附图 33 得扭转尺寸.系数 。0.84轴按精车加工，由机械设计 教材附图 34 得表面质量系数为 .7轴未经表面强化处理，即 ，则按教材中式（312）及（312 ）可得综1qa24合系数值为： 12.012.8973kK.84.又由机械设计 教材 31 及 32 得碳钢的特性系数0.20.155 :取取于是，计算安全系数 值，按教材式（156）（158）则得caS1222731.6.901.5.2.6.3731.51.amcaKS S故知其安全。3.截面 6 右侧。抗弯截面系数为：3330.1.7040Wdm抗扭截面系数为： 333.2.68T弯矩 及弯曲应力为：M1.45960.7.759Nm:380.2baaMPW扭矩 及扭转切应力为： T24176.098Taam:由教材表 32 查得 ， ， 2.51.85又由附图 31 可得轴的材料的敏性系数为：25， 0.8q0.83q于是，有效应力集中系数与 6 左侧相同。即：， 2.k1.7k由机械设计教材附图 32 得尺寸系数 0.6由附图 33 得扭转尺寸系数 0.8由附图 34 得表面质量系数为 .7轴未经表面强化处理，即 ，则按教材中式（312）及（312 ）得综合1q a系数值为：2.02.7876kK1.1.8.所以轴在截面 6 右侧的安全系数为： 1222752.6.019.0.6.571.5.0amcaSKS S故该轴在截面 6 右侧的强度也是足够的第 五 章 键 的 选 择 和 计 算5.1蜗轮轴上键的选择计算选 B 性普通平键。由前面的计算制知，轴段直径 d=64mm，蜗轮齿宽为 =50mm。所以2b键长 (510)51045Lm，.68.683.13.4d26故取 L=40mm。查机械设计教材，初选 ： 。键的4键 B180G96-718,40bhL工作长度为： 。应用机械设计课程设计的有关内容，键的挤40lLm压应力和许用剪切应力分别为 。,aaMP1.验算键的挤压强度挤压强度条件： ppTdhl由前面的计算知： ， ， 417.6Nm64， ；0l代入上式中得： 0.59.310FaaaMPMP2. 验算键的剪切强度剪切强度条件： 2Tdhl将以知数据代入上式中可得： 0417.629.90aaaPP于是知键的挤压强度和剪切强度均满足要求，因此该键符合要求。5.2蜗杆轴上键的选择计算选 A 性普通平键。由前面的计算制知，轴段直径 d=28mm.轮毂的长度 ，取 。14Lm14Lm所以键长 (50)5039，.68.682.50.4dm因此取 L=36mm。查机械设计可查得 。 7bh键的工作长度为： 。应用机械设计课程设计的有关3lLm内容，键的挤压应力和许用剪切应力分别为 。10,9aaMP1.验算键的挤压强度挤压强度条件： 40ppTdhl由前面的计算知： ，18.9,28,7,36Nmhml代入上式中得：140.10.02736paaaMPMP272.验算键的剪切强度剪切强度条件： 20Tdhl由前面的计算知： 18.9,28,7,36Nmhml代入上式中得： .5.369027aaaMPMP于是键的挤压强度和剪切强度均满足要求，因此该键符合要求。5.3蜗轮轴的联轴器上的键选择选 A 性普通平键。由前面的计算制知，轴段直径 d=50mm.轮毂的长度 ，取 。184Lm184Lm所以键长 (50)5697，.6.0.0dm因此取 L=70mm。查机械设计 ，可选择键的尺寸为： 。键的工作长度为：14,97bhL。应用机械设计课程设计的有关内容，键的挤压701456lLbm应力和许用剪切应力分别为 。0,aaMP1.验算键的挤压强度挤压强度条件： ppTdhl由前面的计算知：， 417.6,50,9,56Nmhml代入上式中得：10.3059p aaMPP2.验算键的剪切强度剪切强度条件： 2Tdhl由前面的计算知： 417.6,50,9,56Nmhml代入上式中得：20.3.14059aaMP因此键的挤压强度和剪切强度均满足要求，因此该键符合要求。28第六章 轴承和联轴器的选择和计算6.1 轴承和联轴器的选择由前面的计算已经初步选择了联轴器和轴承的型号。联轴器的型号为 和4HL。轴承的型号为 30208 和 30212。所以下面只进行它们的校核计算即可。2HL6.2 轴承的校核计算选用的轴承型号 30208，查出 C =41.4KN,C =33.4KNr0r1.径向载荷 22213198575643rAZYBAFNB处 轴 承 ，处 轴 承 ，2.轴向载荷 外部轴向力 ，32479Aa N从最不利受力情况考虑 F 指向 B 处 2 轴承，轴承内部轴向力（对角接触角为 15 度的角接触轴承取 e=0.4）10.48571drFeN,220.4.3815drFN1 2794A dF轴承 2 被压紧为紧端， 1 13,942adaAdN计算当量动负载，轴承 1：，10430.4arFC.05e1.2857ar 载荷系数 f =1.1,P291134drafXFYN1当 量 动 载 荷 ,P0.43e290.5.8arFe221.431.9465drafYN验算轴承寿命因 P P ，故只需验证 2 轴承 1260,3crhpfCLn，61410912028.5h h具有足够使用寿命！第七章 减速器箱体及附件的设计7.1 箱体结构设计参考课程设计书上的参数，可计算出尺寸下表：表 91名称 符号 减速器型式及尺寸关系箱座厚度 8mm箱盖厚度 18mm箱盖凸缘厚度 b12mm箱座凸缘厚度 b 12 mm箱座底凸缘厚度 P 20 mm箱座上的肋厚 m 8mm箱盖上的肋厚 1 8mm30地脚螺栓直径 d M16地脚螺栓数目 n 4螺栓通孔直径 20mm螺栓沉头孔直径 0d45mm1L25mm地脚螺栓 地脚凸缘尺寸 222mm轴承旁螺栓直径 1dM12螺栓通孔直径 13.5mm螺栓沉头孔直径 0D26mm1c20mm轴承旁螺栓 剖分面凸缘尺寸 216mm定位销孔直径 3d6mm轴承旁凸台半径 R 16mm轴承旁凸台高度 h 60mm箱体外壁至轴承座端面距离K 42mm剖分面至底面高度 H 250mm上下箱联结螺栓直径 2dM8螺栓通孔直径 9mm螺栓沉头孔直径 0D20mm1c15mm上下箱螺栓 剖分面凸缘尺寸 212mm7.2 减速器附件及其结构设计311.窥视孔及窥视孔盖 B2B1hd4A1图 9-1取窥视孔盖上的螺纹紧固件的直径为 M6，即 ，取 A=150mm。46dm，取 d185A；2 7.2， ；14 925Bm20B取,取 ；150318箱 体 顶 部 宽 12 27.2.通气器直径 ，则相应系数为：3dM取 为， 。154,6.93DmLm120,4,8lamd3.轴承端盖蜗杆上的轴承端盖，选用凸缘式轴承盖。 e1 e0D4m10图 9-232由前面的计算知，轴承外径 D=80mm。螺栓直径选为