两级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书解读

1、目录第1章机械设计课程设计任务书 21.1. 设计题目212设计要求21.3.设计说明书的主要内容 214课程设计日程安排 3第2章传动装置的总体设计 42.1. 传动方案拟定 42.2. 电动机的选择 42.3. 计算总传动比及分配各级的传动比 52.4. 运动参数及动力参数计算 5第3章传动零件的设计计算 错误！未定义书签。第4章轴的设计计算 错误！未定义书签。第5章滚动轴承的选择及校核计算 错误！未定义书签。第6章键联接的选择及计算 错误！未定义书签。第7章连轴器的选择与计算错误！未定义书签。设计小结 错误！未定义书签。参考文献 错误！未定义书签。1.1.设计题目设计用于带式运输机的两级

2、斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳,两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为土 5%结构紧凑。图1带式运输机12设计数据表1设计数据运输带工作拉力F (N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)62500.4530013设计要求1 设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整(0，5结尾)且两级齿轮传动的中心距和小 于320mm安装在减速器上的大带轮不碰地面， 减速器的中间轴上的大齿轮不与低速 轴干涉，运输带速度允许误差为土 5%2.减速器装配图A0(A1) 张3. 零件图24张。4. 设计说明书一份约60008000字。5. 图纸与设计说明书电子与纸质各

3、一份1.4. 设计说明书的主要内容封面（标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期 ） 目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定（简单说明并附传动简图） 电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结（体会、优缺点、改进意见）参考文献1.5. 课程设计日程安排表2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天第二章 传动装置的总体设计2.1传动方案拟

4、定如图1带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机6带动V带1工作，通过V带再带动减速器2运转最后将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5 上,带动运输带4工作。 带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平 稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。 高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下 产生的弯曲变形部分的相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较 复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、冈寸度差，中间轴

5、承润滑较困难。1.6.电动机的选择(1) 选择电动机的类型和结构形式根据工作要求和条件选取丫系列一般用途的全封闭自扇冷笼型三相异步电动机。(2) 选择电动机容量工作机所需功率：Pd= -F= 3.56kW 式中，带式输送机的效率 -0.791000n其中 为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括V带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下：=1 -I42一 12345经查机械设计手册表1-5知V带传动效率1=0.96，滚子轴承传动效率2=0.98, 般齿轮传动效率3=0.97,弹性联轴器效率4=0.99,卷筒效率5=0.96因此=0.96 0.984 0.972 0.99=

6、0.79(3)选择电动机的转速先计算工作机主轴转速，也就是滚筒的转速60000v , nw =28.65r/minjiD根据机械设计手册表 14-2确定传动比范围，取V带传动比12=840,总传动比I的范围为I 总=(2X 8)(4X 40) =16160电动机的转速范围应为i=24，二级圆柱齿轮传动比nd= I 总门=(16160)X 28.65r/min=458.3664583.66r/min符合这一范围的电动机的同步转速有750 r/min, 1000 r/min, 1500r/min, 3000r/min四种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，如表1 1所列。方 案

7、电动机型 号额定功 率Pm /kW电动机转速/r min-1同步、卄 +、， 满载1Y112M-44150014401.7.计算总传动比及分配各级的传动比(1) 总传动比nm 1440i 总=r/min=50.26n 28.65(2) 分配各级传动比i 总=ii为使带传动的尺寸不致过大，满足 V带传动比小于齿轮传动比，初取i0=2.8，则减速器传动 比为(3).i总i= =17.95i0分配减速器的各级传动比：i1=0.15 i+2.仁4.79所以i2=3.751.8.运动参数及动力参数计算(1)各轴的转速I轴n1nm=514.29r/minioU轴n2=nL =107.4r/mi ni1川轴

8、n3n2=28.57r/mi ni2卷筒轴nw=n3 =28.57r/m in(2)各轴的输入功率I轴Pi =Pd=3.42kWu轴P2 =Pi 2 3 =3.25kW川轴P3 =P2 3 2 =3.09kW卷筒轴P4 =P3 2 4 =3.00kWI-III轴的输出功率分别为输入功率乘轴承功率0.98,则R =0.98 Pi=3.35 kWp=0.98 P2=3.19 kWP =0.98 P3=3.03 kW(3)各轴的输入转矩1 2 3 ii i0 i2电动轴输出转矩Td=9550甩=23.61 N mnmI轴T1= Td i0 i=64.79N mU轴T2= Ti ii 23 =295.

9、01 N m川轴T3= T2 i2 2 3 =1051.64 N - mT( =0.98 Ti =63.49 N mT2=0.98 T2= 289.11N - mT3=0.98 T3=1030.61 N m第三章传动零件的设计计算Y112M-4，额定功率为3.1 V带传动设计带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果已知电动机型号为P=4kW，转速n=1440r/min,传动比i=2.8，两班制工作。解题步骤及结果见表2 1表2 1V带传动设计计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率Pc根据工作情况，查教材图7.6得工况系数Ka=1.1已知：P=3.56Kw，Pd=3.916kw2选择V带型号

10、根据Pd=3.916kw和n=1440r/min，查教材7.11选A型三角带A型3.计算传动比ii =2.8i 1 =2.84.确定小 带轮直径d1经查教材表7.7取d1=100mm （要大于或等于最小直径，并符合直径系列）d1=100mm5验算V带速度vndiniv=7.54m/s60x1000在规定的v25m/s范围内，合理v=7.54m/s6确定大 带轮直径大带轮直径 d2 = id1 =280mmd2 =280mmd2经查教材表13，取d2=280mm其传动比误差小于 5%，故可用。7初选中a0=（ 072）（di+d2）a。=300mm心距a0di=100mm ， d2=280mm2

11、66 兰 a0 兰760mm取 a0 =300mm8初选长度Lo2L0 = 2a+d2）+（d2 _d1）24a=1223.9mmL0 a： 1223.9mm9选择V 带所需基 准长度Ld经查教材表7.2的数据，取Ld=1250mmLd=1250mm10.实际中心距aLdL0a a 十=313.05mm2a=313.05mm11.验算小 带轮包角d OC0d 2 d1O001 =180 x 57.3 =147.05a01=147.05经计算，小带轮包角 1取值合理12.计算单 根V带基 本额定功经查教材表7-3，取得A型V带的P0 =1.3kWP1=1.3kW率Po13.额定功 率的增量3经查

12、教材表 7-4,7-5 得 Kb = 0.7725 SO-， Ki =1.14 故也 P=0.14kWAP。1也P= K bn,1)=0.14kWKi14.计算V带根数Z根据1=147.05，Ld=1250mm，查教材表7-8,7-2分别得包角系Z=4根数 =0.91，长度系数 KL =0.93巳Z=- =3.2(P。呵)/取Z=4根15. 计算 单根V带 的初拉力500Pd 2.52F0=(1) +mvZv KaF0=125.43NFo=125.43N经查教材表7.1每米长度质量m-0.10kg/m16.确定带 对轴的压 力Q%Q=2ZFsin一=913.83N2Q=913.83N3.2高速

13、级齿轮传动设计已知传递功率p； =3.35kW，小齿轮转速m =514.29 r/min , i?二u = 4.79，由电动机驱动,两班制工作，使用寿命5年。计算结果及步骤如下:计算项目计算和说明（1） 选择材料及查教材表8.2，小齿轮选用45钢，调质，HBW 1=217255，取热处理HBW 1=250，大齿轮选用45钢，调质，HBW 2=217255，取HBW 2=220。选8级精度（GB10095 88)。精度等级 齿数选小齿轮齿数 乙=21，大齿轮齿数z2 =uz =100.64，圆整取 Z2 =101初选螺旋角P初选螺旋角B =12（2）按齿面接触疲劳强 度设计确定计算参数查参考文献

14、5中式818知设计公式：d J2KJ u+1iZZHZpY dt1 * 叫u Er 丿小齿轮传递转矩由式=9.5506巴得：=62237.35N mm查教材表 8.5 得：ZE =189.8jMP a齿轮材料弹性系数ZE查教材表8.6,取d =1.1齿宽系数%齿数比U查教材图8.14： ZH =2.47节点区域系数ZH端面重合度呂口- (1 1 丫 %= |1.88 3.21 + -旦Z2丿.=1.65cosP螺旋角系数Zp教材图8.15得螺旋角系数 Z3 = 0.99轴向重合度p = 0.31dz1t =1.30重合度系数Z8初选载荷系数Kt接触应力循环次数N卫接触疲劳强度寿命系数Zn取小女

15、全系数SHmin接触疲劳极限CTHlim许用接触应力!h试计算小齿轮分度圆直径dti计算圆周速度v使用系数Ka 动载系数Kv齿间载荷分配系数Ka齿向载何分配系数Kp修正小齿轮分度圆直径di查教材图8.15取Z =0.77ZKt =1.4N 日=60 nLh = 61.71 汇 107N = N 円儿=12.83 x 10 由教材图 8.29: Zn1=1.08, Zn2=1.15由教材表8.7： SHmin=1由教材图8.28得接触接触疲劳极限D Hlim1 =590MPa U Hlim2=560MPa由:教材图8.28:jH1 = 2Him1ZN1 = 615.60MPaSJinH2=Him

16、2ZN2 =644.00MPaSHmin所以应取较小由2T2 = 289324 .32 N mm，查教材表8.16取d =0.5|1.88 -3.2 +丄）cos0 = 1.62.旦Z4丿查教材图8.21取重合度系数丫 = 0.71叩=0.318 d z3tg 卩=0.61YR=0.94初取 Kvt =1.2Z = Zj =19 23Zv1cos2BZu? -Z：3 -71.59cos P修正系数查教材图8.19取：丫片=2.85 Yf2=2.3接触应力循环次数N:-接触疲劳强度寿命系数Yn最小安全系数SHmin接触疲劳极限:丁 Hlim许用接触应力二H计算圆周速度V使用系数KA动载系数KV齿

17、间载荷分配系数K-.齿向载荷分配系数 确定载荷系数K 小齿轮模数mn大齿轮模数修正小齿轮分度圆直径di查教材图8.20取：YS =1.531N；3 -60n?aLh =12.88 10N； 4 二 N；3/i = 3.46 107Yn3=1， Yn4 =1SHmin = 1.25匚 Hlim3 =330MPa二 Hlim4 =330MPalim 3Z n 3JH3=SHmin；十4=上呼忆4SHminV _nZ3n2Yf2 =2.3= 264 MP=264 MPa60 1000 cos :-O.42 m/s查教材表查教材图8.3取，使用系数Ka=18.7取动载系数KV =1.1查教材表8.4取

18、K：.=1.4查教材图8.11取K-：=1.08K = K=KVK：K ： =1.662K T1Y Y ：YfYsCOS2 :巩刑石E一 “亦mn3 2K丫丫-：丫fYs cos2 - 丫dZ；b】Fd 1 = d t1 即 K / K t = 74.11 mm二 3.97mm确定齿轮参数及主要 尺寸模数mint修正模数中心距a确定螺旋角P分度圆直径d 1、d2确定齿宽b1、b2（3）校核弯曲疲劳强 度K、T、b、d值同前齿轮比齿轮材料弹性系数ZE节点区域系数ZH螺旋角系数Zp重合度系数Z名兀mnZnmn =1= 4.1mmt 60x1000cosPmn=mnt3；Kv/Kvt =3.98mm

19、查教材取mn =4mmmn(Z3Z4)a =173.8 mm2cos P圆整为a=175mmB=arccosmn(Z3+Z4)= 13.73。2ad1 =74.12mmcos PmnZ4d2 = =275.88 mmcos Pb = dd1 =37.06mm圆整后取 b2 =37mm , b1 =45mmI2KT/U+1)r i巧ZeZhZZpb兰叫ibd1 uu = i = 3.746查教材表 8.5 得：ZE =189.8* MP a查教材图8.14: Zh =2.47查教材图8.42取：Z” = 0.99查教材图8.15取：Z毎=0.78接触应力循环次数N日接触疲劳极限CT Hlim寿命

20、系数Zn1 , Zn2安全系数SH许用接触应力th如=6 On 乩=61.714077= Nh/u=12.876 X 10由教材图8.28得接触接触疲劳极限CT Hliml =1150MPa CT Hlim2=1150MPa查教材图8.29得ZN广ZN2=1查教材表8.7取SH=1.0由:教材图8.28：rH1=?Him1ZN1 = 1150MPaSHminih2= Him2ZN2 =1150MPaSHmin2KT1（u+1）” r irH =ZEZHZZp 2 =884.57MPaE k 叮ibd1 u所以满足齿面接触疲劳强度。第四章轴的设计计算4.1轴的材料选择项目计算及说明结果轴的材料根

21、据工作条件，初选I轴、U、川轴为45钢，均调质处理。4.2轴的结构设计项目计算及说明结果1、I轴的结构设计(齿轮轴)d仁 22mm(1)初算轴径dn=25mmlPd2=30mmd min= C = 20 .69 m mV nd13=28mm(由教材表10.2查得C=110)d14 =47.03考虑到有一个键直径需加大 5%,取整为d仁22mmmm(2)各段轴直径的确定从左到右依次取为 L1、L2、L3、L4、L4、L5。L1段为该轴的最小直径段，并且与 V带连接，取直径为25mmd 15=30mmL2段与L5段相同，都为滚动轴承段，直径为 30mmL3段为一光轴，确定直径为28mm111=45

22、mmL4段为齿轮轴段，由2dda可取齿轮轴段的直径为47.03mm与L5段形成 轴肩。l 12=46mmL5段为该轴的滚动轴承段，查表取直径为 30mml 13=28mm(3)各段轴的长度确定L2、L5段都为滚动轴承段，取 L2=46mm,L5=38mmL4段长度为53mm齿轮宽度为55mml 14=53mmL1段与V带宽度相等，取45mml15 =28mmL3段长度确定由结构确定，取为 28mm2、U轴的结构设计(齿轮轴)(1) 初算轴径d min= C 3j = 34 .29 m m(由教材表10.2查得C=110)考虑到有一个键直径需加大 5%,则取 整为 d2=36mm。(2) 各轴段

23、直径确定如图所示，从左到右依次取为 L1、L2、L3、L4、L5。L1段直径最小，为安装滚动轴承段，d仁40mmL2:咼速级大齿轮轴段，取d2=43mmL3;根据齿轮的轴向定位要求取为大段 d3=50mm形成一定的轴肩。L4:低速级小齿轮段，取为d4=82.12mm直径与高速级大齿轮轴段相等。L5:与轴段L1相同，都为安装滚动轴承段，取 d=40mm(3) 各轴段长度的确定L1 :由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为 40mmL2:由高速级大齿轮轴段长度为45mm与大齿轮齿宽相等。L3:由疋位关系，取长度为10mmL4:由低速级小齿轮轴段长度为43mmmL5:由滚动轴承，挡油盘及装配关系取为 40

24、mm3、川轴的结构设计(1)初算轴径d min = C 詁匕=52 . 36 m m(由教材表10.2查得C=110)考虑键槽影响，取整为d3=55mm.d2=36mmd21 =40mmd22 =43mnd23 =50mmd24 =82.12 mmd25 =40mm121 =40mm122 =45mm123 =10mm124 =43mm 错误！未找到引用源。=40mmd3=55mm(2)各轴段直径的确定L1 :安装联轴器，为使轴与联轴器吻合。故同时选取联轴器型号，查表，取ka=1.5,匸=心订 =1.5x 1030000 = 1545000N mm。因为计算转矩小于联轴器公称转矩条件，查取机械

25、表，选用LX4型公称转矩为2500N.m故适合，故d取直径为55mmL2:密封处轴段，根据联轴器定位要求及密封圈(采用毡圈密封)取直径为 65mmL3、L7为该轴的滚动轴承段，查表取直径为 70mmL4段为一光轴，直径取为 75mmL5段按照结构要求，直径取为 82mmL6段为低速大齿轮轴段，取直径为 72mm与L7段形成轴肩。(3)各段轴长度的确定L3、L7段由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定，长度取为46mmL6段长度由低速级大齿轮的轮毂宽度确定，取为35mmL5段长度按照结构设计取为10mmL4段由装配关系，箱体结构等确疋，长度为44mmL2段由滚动轴承，挡油盘及装配器关系确定，取为47

26、mmL1段由联轴器的毂孔宽确定取为 82mmd31 =55mmd32 =65mmd33 =70mm d34=75mmd35=82mmd36=72mm d37=70mml31 =82mm& =47mml33 =46mm L34=44mm136 =10mm137 =46mm4.3轴的校核项目计算及说明结果已知数据已知数据：以低速轴为例进行校核，T=945.83N m1、轴的受力分析(1)、计算支撑反力Ft =7017.8NF?=2625.2N1、轴 的 受 力 分 析齿轮圆周力：Ft3 =7017.8Nd2齿轮轴向力：F 二 R ta门宀=7017.8tan20。= 2625.2 NcosBcos

27、13.35齿轮径向力：Fa 二 F tan ：二 622-9NFa 二 622.9NL1=121.3mm L2=101.7mn，L3=33.7mmL1=121.3mmL2=101.7mmL3=33.7mm图6轴的受力分析R1h=814.4N根据作图求得跨距为：2、计算弯矩在水平面上：3厶+厶2625 .2 X 33.7 +622 .9 X35 -814 .4N=101 .7 +33.7Fr 2= 2625.2 814.4 = 1810.8 N由式可知R2H的方向与假设方向相同。在垂直平面上：尽厂=RFl- =7017.8/2=3508.9N轴承1的总支承反力K = J孤+E；=3602.2N轴

28、承2的总支承反力RZRIh + R =3948.6N2、计算弯矩在水平面上a - a剖面左侧“翻=814.4x101.7=82824.48N.mma - a剖面右侧7 厶=1810.8x33.7=61023.96N.mm在垂直平面上皈虫=3508.9x101.7=356855.13N.mm合成弯矩a - a剖面左侧R2h=1810.8NR1v=R2v=3508.9NR仁 3602.2NR2=3948.6N 校 核 轴 的 强 度% =話 7心=366340.7N.mma - a剖面右侧妇話=362035.23N.mm3、校核轴的强度a-a剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集 中，

29、故a-a剖面的左侧为危险面。由附表10.1得：抗弯剖面模量2nd3-1)2d2”320 x7.5x(70 7.5)3=0.1 汉 70 = 30114.73 mm2疋70抗扭剖面模量20厂0却3丿9 7T2d220 x7.5x(707.5)3= 0.2X70 = 64417.73mm2汉70M0、弯曲应力矿366340.7=12.16MPa30114.73 b/=12.16MPa% =0TG 一扭剪应力=945830 =M.68MPa64417.73二 G = G 2=7.34MPa对于调质处理的45钢，由表10.1查得：Mah= 82824.48N.mmMah 61023.96N.mmMav

30、= 356855.13N.mmMa= 366340.7N.mmMa 362035.23N.mm=650MPa, 6】=300MPa,i=155MPa查得材料的等效系数：屮 = 02屮i = 0.1键槽引起的应力集中系数，由附表 10.4查得：5 = 1.58叫=1.785。绝对尺寸系数，由附图10.1查得：备=.68,叫= 0.56。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得：P =0.91所以求得安全系数：300=74.63MPa1.58+ 0.2 x 7.340.91968$ -J1畫TS155=36.56MPa1.785=+ 0.1 x 7.340.91 7.56屈+=册砂74.63=

31、5.89J36.56 汉36.56 +74.63 汉 74.63查表10.5得许用安全系数S】 = 1.31.5 ,显然SS】，故a-a剖面安全。W =30 114.73mm3叫=643417.73mmf =。ZT=14.68 MPa打=J =7.34MPaS=5.8921.31.5S aS】合格。第五章滚动轴承的选择及校核计算5.1滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表4滚动轴承选择位置轴径类型型号I轴30mm角接触球型滚动轴承7206CU轴40mm角接触球型滚动轴承7208C川轴70mm角接触球型滚动轴承7214C1.1.滚动轴承校核项目计算及说明结果已知数据已知

32、数据：以低速轴轴承为例，由机械设计手册查7214C轴承的C=70.2kN, C or =60.0 kN。C0r =70.2kN1、计算轴承轴向力1、计算轴承轴向力C0r =60.0 kN图7轴承布置及受力图1.低速轴传动轴承的设计初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 选用单列角接触球轴(1)求输出轴上的功率P3，转速na，转矩T3P3=2.84KW, n 3=28.64r/mi nTa=945.83N. m求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2 =269.55 mm而Ft二2T3 -7017.8Nd2-7017.8tan 20ocos13.35o= 2625.2N

33、Fa 二 F tan 1 = 622.9N低速轴选取的轴承：型号为6014型角接触球轴承轴承的内部轴向力分别为:C=70.2kN, C or =60.0,F a =622.9N2、计算当量载荷3 =0.4Fr1 = 0.4R S2，因此轴有右移趋势，但由轴承部件的结构 图分析可知轴承D将使轴保持平衡，故两轴承的轴向力分别为：Fa1 =S1 Fa =2603.7NFa2 二 S2 =1579.44N比较两轴承的受力,因R2Ri及Fa2 : Fa!，需对两个轴承进行校核。计算当量动载荷轴承 1： 宜=2603.73 =0.043，查表 11.12 得：e=0.43C0r6003Fa1 2603.7

34、R1 二 3602.2 二 0.72 e，查表得:X=0.44, Y=1.30Pi =XR1 YFa1 =0.44 3602.21.30 2603.7 = 4969.8N 轴承 2： Fa2 = 1579.44 =0.02，查表 11.12 得: e=0.4056003弋79,0，查表得：X=0-44 Y=1-40径向当量动载荷P2 = XR2 YFa2 二 0.44 3948.6 1.40 1579.44 二 4059.2N (3)、校核轴承寿命轴承在100 C，查11.9表得fT =1 ;查表11.10得fP =1.5轴P1=4969.8NP2=4059.2NLh仁485955.6hLh2

35、=891850.3hLh 20000hLh1Lh Lh2Lh 合格承1的寿命L106h、3fT Cr10660n fp P y轴承2的寿命60 28.64：170200 $J.5X4969.8 丿二 485955.6hL106LhfT Cr10660m fp P-60 28.645 70200 弋J.5x 4059.2 丿= 891850.3h已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命Lh =20000显然Lh Lh,故轴承寿命很充裕。第六章键联接的选择及计算12键连接的选择本设计中采用了普通A型平键和普通B型平键连接，材料均为45钢，具体选择如下表所示：表5各轴键连接选择表位置轴径型号数量I

36、轴21mmA 型键 6x6x501U轴40mmA 型键 12x8x502川轴55mmA 型键 16x10x80174mmA 型键 20x12x56113键连接的校核项目计算及说明结果1、I轴上1、I轴上键的校核键的校核带轮处的键连接压力为：2TX1032 汉56.2仆103一r,Op -一一 1784MPa 邑bpPkid6 汉 50 汉 21p厂qUp tip键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1知 合格严=120150MPa，显然，pfp,故强度足够。2、U轴上2n轴上键的校核键的校核齿轮处的键连接压力为：332T 勺032 汉 261.84K103一,%- 65.46MPa 三 bp

37、CT f G 1pkld4 汇 5040pp * - p_!3、川轴上 键的校核tip=12。 150MPa，口卩円丨，故强度足够。3、川轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为：332TX102x945.83x10匚rn恥一一一53.74MPa 兰bpkid8x8055升=120150MPa，显然，卩叮升1,故强度足够。(2)、齿轮处的键连接压力为：2T X1032X926.91 O03】% = 44.73MPa 兰%pkid10 汉 56 汇 74p陆=120150MPa ,町瓦,故强度足够。合格6 呼p丨合格仃p比心合格第2章联轴器的选择与校核 2.1.低速轴上联轴器的选择与校核轴段直

38、径为55mm,可选为LX4型弹性柱销联轴器。选择J型轴孔，A型键，联轴器主动 端的代号为LX4联轴器JA55 112GB/T5014-2003,其公称转速为2500Nm，许用转速为3870r/min,轴孔长度为84mm,故符合要求，可以 使用。第3章减速器箱体设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度，大 端盖分机体采用H7.；r6配合。为了保证机体有足够的刚度，在机体外加肋，外轮廓为长方形， 增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为3050mm。为保 证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度。机体结构应有良好的工艺性，外型

39、简单，拔模方便。其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下：表6 减速器箱体的结构设计尺寸（结果未注单位：mr）i设计小结之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己 学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实 际问题，必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一 一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我 体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数 据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来 了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图