机械设计课程设计说明书武汉理工大学.

1、机械设计课程设计说明书格式论文统一用A4打印纸书写（不允许用铅笔书写文字）封面格式：教务处统一印制格式扉页：装订设计任务书目录页：书写目录目录1. 设计任务 12. 传动方案分析 页码3. 电动机的选择计算 页码4. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 页码5. 传动零件的设计计算 页码5.1 高速级齿轮传动设计计算 页码5.2 低速级齿轮传动设计计算 页码6. 轴的设计计算 页码7. 键连接的选择及计算 页码8. 滚动轴承的选择及计算 页码9. 联轴器的选择 页码10. 润滑与密封 页码11. 箱体及附件的结构设计和选择 页码12. 设计小结 页码参考资料 页码正文格式举例:计算及说主要结

2、果1. 设计任务要求画传动方案简图1.1设计题目：设计胶带输送机的传动装置1.2选择方案：方案一1.3工作条件：工作年工作班工作环载荷性生产批限制境质量82清洁平稳小批1.4技术数据题号滚筒圆带速滚筒直滚筒长周力v(m/s)径度F(N)D(mm)L(mm)ZL-10A160000.244008502. 传动方案分析。展开式'沿齿宽器时简要分析所给传动方案的特点，各传动件的传动特点等。 最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置， 因而将使载 分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减: 应注意：1）轴的刚度宜取大些；2）转矩应从离齿轮远的轴端输入，以 减轻载荷沿齿宽分布的不均

3、匀；3）采用斜齿轮布置，而且受载大的低 速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开 好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右 旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递 相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动3. 电动机的选择计算3.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用 Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。3.2确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I齿=840和带的传动比I带=24，贝y系统的传动比范围应为：I、=| 齿 i带=(840)(24) =16200工作机卷

4、筒的转速为60I000V60 "000 汉 0.6=28.7r /minn w =兀 D3.14400所以电动机转速的可选范围为nd=| 二 nw= (16200) 28.7r /min=(4595740) r /min符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min和1500r/min三种,由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000r/min3. 3选择电动机的功率工作机有效功率P w二旦，根据任务书所给数据 F=8KN ,1000V=0.s。贝y有：Pw二匸二 8000 0.6 =4.8KW1000 1000从电动机到工作机输送带之间的总效率为.=!4345式中1

5、 ,2 ,3 ,4 ,5分别为V带传动效率，滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知1=0.96,2=0.99,3 =0.97,4=0.99,5 =0.99，则有：=0 96 °.994 汉 0.972 x 0.99 x 0.99=0.85所以电动机所需的工作功率为：Pd=吐二 48=5.88KW0.9耳送 0.967.85取 Pd=6.0KW3.4电动机型号的确定按工作要求和工作条件查找 【2】表2.1中选用Y132M1-6型号 三相异步电动机，其数据如下：电动机额定功率P=4 kw ;同步转速为1000rmin ；满载转速nm=960' min

6、；电动机轴伸出端安装长度为80 mm ;电动机轴伸出端直径为38 mm ;4. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 4.1计算总传动比和各级传动比分配 1、总传动比i总为其中：ih为高速级传动比；ii为低速级传动比。运输机转速:601000 V 6010006 = 67.945：|, ）-450总传动比:nm960-14.130nw67.942. 分配传动比1 .25ii=（1.2 1 .3）hih * iiih4 .203ii=3.3623. 确定齿轮齿数高速级齿轮组:大齿轮：ZZ1 ih =24 4.203 =100.872小齿轮:二 24（估）乙整圆 Z2 =101低速级齿轮组:小齿轮

7、：Z3 =28（估）大齿轮:Z4 =Z3 q =28 3.362 = 94.136整圆乙=95整圆乙=95校核数据:整圆乙=95整圆乙=95=4.20824|实Z4N95= 3.39328整圆乙=95整圆乙=95= 4.208 *3.393 =14.277运输机的转速:nw实nmi总实整圆乙=95整圆乙=95验证误差:nw实一nw100%67.241 67.94nw67.94100% =1.02% 乞 5%整圆乙=95整圆乙=95误差符合要求。4.2各轴的转速计算高速轴转速:ni960中间轴转速:nii =ni9604.208228.137r min整圆乙=95整圆乙=95低速轴转速:n in

8、960|总实14 .277=67 .241n min整圆乙=95整圆乙=95卷筒转速:n卷筒nw实n川= 67.241min4.3各轴的输入功率计算高速轴I的输入功率：R = P *= 4 0.99 = 3.96kw中间轴II的输入功率：Pi = P *3 耳？ =4 汽 0.99汇 0.97 = 3.84kw低速轴III的输入功率：P” = P 4 2 = 4 0.99 0.972 二 3.73kw卷筒的输入功率：P卷筒二 p ； ； 3 = 4 0.992 0.972 0.99 =3.61kw4.4各轴的输入转矩计算高速轴输入转矩：P3.96TI =9550 L=955039.394N m

9、nI960中间轴输入转矩：P3 84Tii =9550 U -9550160.746 N mnH228.137低速轴输入转矩:p3 73T川=9550 匕=9550529.759 N mn 川67.241卷筒输入转矩：T卷筒=9550P卷筒=95503-61 =512.715 N mn 卷筒67.241P4T电动机=9550955039.792 N mnm960由以上数据得各轴运动及动力参数表：轴名功率P/kW转矩T/(N m)转速 n(r min)电机轴439.7929601轴3.9639.3949602轴3.84160.746228.1373轴3.73529.75967.241卷筒轴3.6

10、1512.71567.2415. 传动零件的设计计算5.1高速级齿轮传动设计计算5.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料、热处理及齿数（1）按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。（2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（3）材料选择。由【1】表10-1选择齿轮材料：小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为260HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS二者材料硬度差为40HBS（4）根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数：小齿轮齿数乙=24（估）大齿轮齿数Z2 *015.1.2确定计算准则设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核

11、5.1.3齿轮强度计算5.1.3.1 按XXX）疲劳强度设计XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX5.1.3.2 校核XXXX疲劳强度XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX5、几何尺寸计算（1）计算分圆周直径d1、d2z1m 30 1.5= 45 mmd2 二 z2m1 二 1271.5 二 190 .5mm（2）计算中心距(3) 计算齿轮宽度ai=(45190 .5)/ 2 = 117 .75 mmb八dd1取 B2 =45 mm .=145 = 45 mmBt = 50mm。6、其

12、他参数计算h；为齿顶高系数h； = 1c*为顶隙系数c* = 0.25模数g =1-5中心距 a1 = 117.75mm齿顶咼 h；二h；=1 1.5 = 1.5齿根咼 hf =(h； c*)m1 = (1 0.25) 1.5 = 1.875齿顶圆直径：da12h；m, =45 2 1 1.5=48mmd；2 二 d22忙口 =127 2 1 1.5 = 130mm齿根圆直径：df1 =4 -2hf =45-2 1.87 41.25mmdf2 二d2-2hf =127-2 1.875 = 123.25mm7、齿轮的结构设计小齿轮3由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮4的结构尺寸按【2】 表3.1

13、1和后续设计出的轴孔直径计算如下表：由于 da4 = 255 .4mm - 500 mm 选择锻造齿轮代号结构尺寸计算公式结果（mr）轮毂处直径D!Di = 1 6dsio5.6轮毂轴向长度LL =(1.2 1.5)ds99倒角尺寸nn = 0.5m3o.975齿根圆处厚度CoCTo = (2.5 4m7.8腹板最大直径Do = d f 4 - 2。o231.125Do板孔分布圆直D2 =0.5(D0 +DJ168.36径D2板孔直径didj =o.25(Do -DJ31.38腹板厚度CC =O.3B422.2主要结果计算及说明5.2低速级齿轮传动的设计计算521选定齿轮类型、精度等级、材料、

14、热处理及齿数（1）按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。（2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（3）材料选择。由【1】表10-1选择齿轮材料：小齿轮材料为40Gr （调质），硬度为260HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为220HBS二者材料硬度差为40HBS（4）根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数：小齿轮齿数乙=24（估）大齿轮齿数Z2 *015.2.2确定计算准则设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。5.2.3齿轮强度计算5.2.3.1按XXXX疲劳强度设计XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX

15、XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX523.2校核XXXX 疲劳强度XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX5、几何尺寸计算(1) 计算分圆周直径d3、d4d3 二 z3m3 二 381 .95 二 74 mmd4 = z4 m 3 = 1291 .95 = 251 . 6 mm(2) 计算中心距d da2 =3 2 4 二(74251 .6)/2 二 162.8mm(3) 计算齿轮宽度b = ：d d 3 = 174 =

16、74 mm取 B4 =74 m m ； B3 = 80 mm。6、其他参数计算h；为齿顶高系数h； = 1c*为顶隙系数c* = 0.25模数 m3 =1.95中心距 ；2 = 162.8mm齿顶咼 h； = h； *m3 =1 1.95 = 1.95齿根高 hf =(h* C*)m3=(1 0.25) 1.95=2.44齿顶圆直径：d；3 二 d3 2h；m3 =74 1.95 1 1.9 77.7mmd；4 二 d4 2h；m3 = 251.6 1.95 1 1.95 二 255.4mm齿根圆直径：df3 二d3-2hf =74 -1.95 2.5 =69.125mmd f 4 = d 4

17、2h f = 251 .6 -1.952.5 = 246 .725 mm7、齿轮的结构设计小齿轮3由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮4的结构尺寸按【2】表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表：由于 da4 = 255 .4mm 岂 500 mm 选择锻造齿轮代号结构尺寸计算公式结果（mm轮毂处直径DiDi =1.6ds105.6轮毂轴向长度LL =（1.2 1.5）ds99倒角尺寸nn = 0.5m30.975齿根圆处厚度o'。= （2.5 4）m37.8腹板最大直径Do = d f 4 -2口 o231.125Do板孔分布圆直D2 =0.5（D0 +DJ168.36径D2板孔直径

18、did1 =0.25（D0 -DJ31.38腹板厚度CC =0.3B422.26.轴的设计计算（一）中间轴II的设计6.1选择轴的材料选择材料及热处理方式因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材 料一样。即和小齿轮3的材料一样同为45Cr（调质），硬度为260 HBS6.2 XXXXXXXXXXXXXX6.2.1 I轴的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩,5由前面算得 P1=5.76KW，ni=440r/min，T 1=1.3 10 N mm2. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1 =70mmF-2T1d12 13000070=3625NFr=Ftta=3

19、625 tan20 =1319N压轴力F=1696N3. 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2表15-3，取A 0 = 110，于是得：dmin =A0 3：旦二“谢570 = 26mmY 门“V 440因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin =32mm，查4P 620表14-16知带轮宽B=78mm故此段轴长取76mm轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-1(2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 1-11段是与带轮连接的其 d1J

20、I =32mm， l1=76mmo2) II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm (由减速 器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润 滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取l =58mm， 因其右端面需制出一轴肩故取 d “=35mm。3) 初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求 并据d =35mm，由轴承目录里初选6208号其尺寸为 d D B=40mm 80mm 18mm故d川V=40mm。又右边采用轴肩定位 取dw_v=52mm所以 I心=139mm, dv =58mm, lv=12mm4) 取安装齿轮段轴径为 d在=4

21、6m m,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为 75mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取I=71mm。齿轮右边 -忸段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d皿=40mm。取I w-w =46mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d1由5P53表4-1查得平键截面b h "0 8,键槽用键槽铣刀加工长为70mm。同时为了 保证带轮与轴之间配合有良好的对中性， 故选择带轮与轴之间的配合 为 巴，同样齿轮与轴的连接用平键14 9 63，齿轮与轴之间的配合 n6为也轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直

22、n6径尺寸公差为m6。6.2.2 II轴的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得 Pi=5.76KW, n 1=440汕,T 1=1.3 1o5N mm2. 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d2 =327.5mm d3=108mmFt12T1 _ 2 1.3 105d2327.5=767NFr1=Ft1tan： =767 tan 20 =279N同理可解得：2T22汉56汉105Ft2- = 2 5.6 10 =10498N, F2二Ft1tan： =1730Nd4108'3. 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

23、2表15-3，取Ao = 11O,于是得:d min =A 0= 1105.592.1=43.0mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故dmin =45.2mm, 又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故 选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为： d D B=50 90 20故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度 取24mm所以11=48mm4. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-4图7-4据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm,为了使套筒端面与大齿

24、轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故 取 lII JJI =64mm，dII=56mm。2) III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 | 川矽=15mm，dIII qv =68mmo3) IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取 | iv n =l09mm, dIV* =56mm4) V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承 6210,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为 24mm则lV“ =48mm dV$=50mm(3)轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dm由5P53表4-1 查得平 b h L =16 10 63,按 di

25、vy 得平键截面 b h L=16 10 110其与轴的配合均为 也。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现n6的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6.2.3.3III轴的设计计算1. 求轴上的功率，转速和转矩6由前面算得 P3=5.28KW, n3=28.6r/min, T3=1.76 10 N mm2. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d4=352mm而 pt 佳=2 1.76 10° =10081Nd4352Fr=Ftta n： =10081 tan 20 =3669N3. 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2表15-3,

26、取A0 = 110,于是得：dmin =A03：空二“。3；528 =62.8mmV n3V 28.6同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查2表14-1取KA = 1.3.则：Tea 二 KaT3 =1.3 1.76 106 =2288000N mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P99表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为 2500000N mm。半联轴器孔 径d=63mm,故取d=63mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与 轴配合的毂孔长度l1=132mmo8.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5H工一III IV

27、图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，1-11右端需制出一轴肩故II-III段的 直径dzyGSmm;左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径 D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132m m,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取l iji =132mm.2）II-III段是固定轴承的轴承端盖 e=12mm。据d111 =65mm和方 便拆装可取111=95mm。3 ）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d J =70mm ,由轴承目录里初选 6214号其尺寸为 d D B=70mm 125mm

28、 24mm, I川4V =24mm由于右边是轴肩定位,d卬-v =82mm, l=98mm, dv" =88mmmm, l=12mm。4)取安装齿轮段轴径为dw=80mm,已知齿轮宽为 108mm取I=104mm。齿轮右边 -忸段为轴套定位，轴肩高 h=6mm则此处d 皿=70mm。取 Iw -w =48mm(3) 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由5P53表4-1查得平键截面b h"8 11键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择 半联轴器与轴之间的配合为 也，同样齿轮与轴的连接用平键 22 14k6齿轮与轴之间的配合为 也 轴承与轴之间的

29、周向定位是用过渡配合实n6现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6.3校核低速轴1弯扭合成强度条件校核计算(1) 轴上力的作用点及支点跨距的确定 齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决 定低速轴上齿轮力的作用点位置。 轴颈上安装的深沟球轴承 6211 ,可知它的载荷中心，也可为 轴承宽的中心。1 b2174L1- I3 10472.5 10130mm2 222L2 二 B421.5 三=74 21.5 21 = 69mm2 2 2 2LL2 =130 6 199mm(2) 计算轴上的作用力及受力图由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角:=200Th =5.29汉1

30、05 N mm2Tm齿轮1Ft4d42 5.29 104308-3437.7NFr4 二 Ft4tan： =3437.7 tan200 =1251.2N(3) 计算出支反力作用点及作用力的简图:绕支点B的力矩和Mbz =0得：RaZ L-Fr4*L2=0即RaZ 199-1251.2 69 = 0RaZ = 423.2N mm绕支点A的力矩和' Maz =0得:RBZ * L ' Fr4 L1 = 0即RbZ 199 1251.2 130 = 0Rbz = -828 N mmRbz = -828 N mm校核:Rbz = -828 N mmRbz = -828 N mm.二.Z

31、 = Raz - Fr4 - RBZ= 423.2 -1251.2-（-828）=0计算无误 绕支点B的力矩和Mby =0 得:Ray L ' Ft4 L2 = 0即Ray 199 3437.7 69=0Ray - -1162.8N mm绕支点A的力矩和a May =0得:即Rby 199-3437.7 130 = 0RBY 二 2274.9 N mm校核：一丫 = RayFt 4 - Rby二-1162.8 3437.7 -2274.9 =0计算无误合弯矩Rbz = -828 N mmRbz = -828 N mm因为M cz= Raz *LiM CY= RbY <2Rbz =

32、 -828 N mmRbz = -828 N mm所以M c = . M cz M cyi22= . (RazLJ(Rby *L2)2 2= .(423.2 130)(2274.9 69)=167042.06N mm(4) 弯扭合成根据公式Me2 CT)2W其中：5:-=0.6Tin =5.29 10 N mmW由【1】表15-4选择无键槽:d333W0.1d =0.1d6 =0.1 63 =25004.732匕丨由【1】表15-1选择l-70MPa所以ca.Me2 GTiii)2W.167042.06(0.6 529404)25004.7= 14.35MPa 乞 70MPa满足强度设计条件要

33、求2按安全系数法校核7.键连接的选择及计算7.1、中间轴II大齿轮处键的选择(1) 以轴的直径大小选择键的宽和高由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为43mm则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：b h =12 8t =5.0ti =3.3该键为一般键联接(2) 以毂宽选择键的长度由前面的设计步骤可得该毂宽为 63mm因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【2】表6.1选 择长度L = 63mm A型(圆头)(3) 校核由【1】第106页，根据公式2T 103kid其中：t 二T =160.746 103N mmd = 43mm丨二 L - b = 63-12 = 51mmk =0.5h =

34、0.5 8 = 4mmtp 1由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、 轻微冲击，则 L110MPa2T存 103p kld3 2 160.746 1045143= 36.65MPa 一 T10MPa强度条件符合要求。7.2、中间轴II小齿轮处键的选择(1) 以轴的直径大小选择键的宽和高由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为47 mm则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：b h =14 9t=5.5ti =3.8该键为一般键联接(2) 以毂宽选择键的长度由前面的设计步骤可得该毂宽为 99mm因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由参考资料【2】表6.1选择长度L = 70mm A型(圆

35、头)(3) 校核由【1】，根据公式2T 103kid其中：t 二T =160.746 103N mmd 二47mm丨二L-b=70 -14 = 56mmk =0.5h =0.5 9 = 4.5mmtp 1由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则 LuoMPa2T存 103-p-kld32 160.746 104.5 56 47= 27.144MPa 乞 t/110MPa强度条件符合要求7.3、低速轴III大齿轮处键的选择(1) 以轴的直径大小选择键的宽和高由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为64mm则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：b h =18 11t =7.0匕=

36、4.4该键为一般键联接(2) 以毂宽选择键的长度由前面的设计步骤可得该毂宽为99mm因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【2】表6.1选 择长度L = 80mm A型(圆头)(3) 校核由【1】，根据公式2T”103kld2T 103kid其中：T =T川=529.759 105.5 62 63= 49.286MPa =110MPaN mmd = 63mm丨二L-b=80 -18 = 62mmk =0.5h =0.5 11 =5.5mm时由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则 LuOMPa7.4低速轴III轴端处联轴器的键的选择(1) 以轴的直径大小选择键的宽和高由

37、前面的设计步骤可得该键处的轴直径为45mm则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：b h =14 9t =5.51 =3.8该键为一般键联接(2) 以该段轴宽选择键的长度由前面的设计步骤可得该段轴长为109.5mm因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【2】表6.1选 择长度L = 80mm A型(圆头)(3) 校核由【1】，根据公式2T 103kid其中：T =T川=529.759 103N mmd = 45mm丨二L-b=80-14 = 66mmk=0.5h=0.5 9 = 4.5mm时由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，则 LuOMPa32Tiii 10kld32

38、 529.759 104.5 66 45= 79.2Pa =110MPa强度条件符合要求7.5高速轴I轴端处联轴器的键的选择(1) 以轴的直径大小选择键的宽和高由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为20mm则在【2】表6.1选择键的公称尺寸为：b h = 6 6t =3.5右=28该键为一般键联接(2) 以该段轴宽选择键的长度由前面的设计步骤可得该段轴宽为 52mm因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由【2】第110页表6.1选择长度L = 40mm A型(圆头)(3) 校核由【1】第106页，根据公式2T 103kid其中：t =TI =39.394 103N mmd = 20mm丨二L-b

39、=40-6 二 34mmk =0.5h =0.5 6 = 3mmJp】由【1】表6-2根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、 轻微冲击，则 LuOMPa2丁 103kld2 39.394 103 34 20= 38.6MPa =110MPa强度条件符合要求8滚动轴承的选择及计算低速轴III的轴承的验证8.1选用根据前面的设计可得知低速轴III两个轴承选用的是深沟球轴承6211: 9Cr =43.2kNn川=67.241r min乞n轴承=6000r m i n（该轴的转速小于该轴承的极限转速，符合选用要求8.2验算根据公式=610幕丄其中：Lh =8 300 8= 19200h；=3根据公式:r

40、max其中：fp由【1】表13-6选择fp =1.1：423.221162.82=1237.42N mmF rBrBz rBy二 8282 2274.92二 2420.9N mm比较FrA和FrB的大小，选择较大代入公式计算:P = fp FrA =1.1 2420.9 =2662.99N mm,106 (Cr 丫Lh 60严丿_106債3.2 x 103 ' 60x67.286( 2662.99 =1057466.63h _ L19200h寿命符合条件要求。9. 联轴器的选择见PDF10. 润滑与密封由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于12m/s,故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承

41、的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工 作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB5903 1986)，牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在 6880mm之 间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY1413 1980)。牌号为 ZL 2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴 承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与箱体内壁之间设置挡油环。箱体及附件的结构设计和选择（一）箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设 计。1、确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定合理的箱体壁厚。为了保证结合面连接处的局

42、部刚度与接触刚度， 箱盖与箱座连接 部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2、合理设计肋板；在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变 形。3、合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器 的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。（二）附件的结构设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、 润滑情况、接触斑点及齿侧 间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位 置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间 加密封垫。2、放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放 容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便 于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油 孔的接触面处加封油圈密封。3、油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。4、通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温 度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的