机械设计课程设计2012年下学期.

1、中国矿业大学机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：带式运输机的一级圆柱齿轮减速器学院班级： 孙越崎学院104班设计者：吕浩浩 学号： 29100009指导老师：孟庆睿 日期： 2012年1月9日目录第 1 部分 课程设计任务书及传动装置总体设计 - 2 -1.1 课程设计任务书 - 2 -1.1.1本组设计数据： - 3 -1.2 该方案的优缺点 - 4 -第 2 部分 电动机的选择 - 4 -2.1 原动机选择 - 4 -2.2 电动机的外型尺寸（ mm） - 6 -第 3 部分 计算减速器总传动比及分配各级的传动比 - 6 -3.1 减速器总传动比 - 6 -3.1.1 各级传动比分配

2、- 6 -3.2 传动装置的运动和动力设计： - 6 -第 4 部分 各齿轮的设计计算 - 9 -4.1 齿轮设计步骤 - 9 -第 5 部分 轴的设计计算及校核计算 - 11 -5.1 从动轴设计 - 11 -5.2 主动轴的设计 - 16 -第 6 部分 滚动轴承的选择及校核计算 - 20 -6.1 从动轴上的轴承 - 20 -6.2 主动轴上的轴承 - 21 -第 7 部分 键联接的选择及校核计算 - 21 -7.1 根据轴径的尺寸，选择键 - 21 -7.2 键的强度校核 - 22 -第 8 部分 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 - 23 -8.1 主要部件介绍： - 23 -8.2

3、 减速器附件的选择 - 24 -8.3 箱体的主要尺寸设计 - 25 -第 9 部分 润滑与密封 - 27 -9.1 减速器的润滑 - 27 -9.2 减速器的密封 - 27 -第 10 部分 参考资料目录 - 28 -第 11 部分 设计小结 - 28 - 1 -设计计算及内容部分计算结果-2 -# -第1部分课程设计任务书及传动装置总体设计1.1课程设计任务书设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据:题号B1B2B3B4B5B6B7B8B9B1CB11B12带拉力KN555566667777带速度m/s2.12.22.32.42.12.22.32.42.12.22.32.4筒直径mm80

4、18018018020020020020C220220220220题号B13B14B15B16B17B18B19B20B21B22B23B24带拉力KN66667777888 I8 I带速度m/s2.12.22.32.42.12.22.32.42.12.22.32.4筒直径mm80180180180200200200200220220220220题号B25B26B27B28B29B30B31B32B33B34B35B36带拉力KN66667777888 18 :带速度m/s2.12.22.32.42.12.22.32.42.12.22.32.4筒直径mm20220220220240240240

5、240260260260260工作条件:连续单向运转，工作时有轻微振动，两班制工作（16 小时/天）,5年大修，运输速度允许误差为_5%。课程设计内容：1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。每个学生应完成：（1）部件装配图一张（三视图，A1图纸）。（2）零件工作图两张（A3图纸，高速轴、低速级大齿轮） 自选项。（3）设计计算说明书一份（30页左右）。1.1.1本组设计数据：第B35组数据：带拉力（kN）8运输机带速度V/（m/s）2.3卷筒直径D/mm 260已给方案：外传动机构为带传动，减速器为单级圆柱齿轮 减速器。传动方案

6、：（上面已给定）1）外传动为带传动。2）减速器为单级圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下：1.2该方案的优缺点该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采 用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于中 小功率、载荷变化不大，可以采用 V带这种简单的结构， 并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器 为一级圆柱齿轮减速器，原动机部分为丫系列三相交流异 步电动机，减速器低速轴与工作机轴连接用的联轴器选用 凸缘联轴器，滚动轴承选用深沟球轴承等。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适 应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成 本低传动效率高。第2部分电动机的选择2.1原动机

7、选择传动装置总效率：a（见机械设计 课程设计第94页，表10-2）n =n小a1234560.960.993=0.971 2 3= 0.990.99=0.96456（见机械设计课程设计第94页，表10-2 ）其中：为V带的传动效率2为I轴轴承效率为齿3轮传动效率4为H轴轴承效率5为联轴器效率6为456=0.87a卷筒效率得0.960.990.970.990.990.96 : 0.87aPw=18.4Kw电动机的输出功率：pdP厂 f 其中Pw为工作机（即输送带）所需功率1 nn w=169r/min其中:PwFv1000810002d18.4kW1000nw2.3& 169 r / m

8、in3.140.26（卷筒转速）取 Pd 二 22kW所以Pda巳 = !£上彩 21 .15 Kw0.87取 Pd 二 22kW根据根据机械设计课程设计指导书表1推荐的传动机械设计课程设 计指导书表1比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围36,取普通V带传送的传动比范围24。则总传动比 理论范围为：l'= 6 24。故电动机转速的可选范为 ：N'd = I X n卷筒=（6 24） X169=1014 4056r/mi n综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选择电动机为Y180L-4型，同步转速（见机械设计课程设计第210页,表

9、 19-1）1500r/min，满载转速1470r/min。（见机械设计课程设 计第210页，表19-1 ）技术数据：额定功率（kW 22满载转矩（rmin ）1470 额定转矩（N m）2.0 最大转矩（N m）2.22.2电动机的外型尺寸（mr）（参考机械 设计课程设 计第209页 表 19-1）A: 279 B : 279 C : 121 D : 48 E : 110 F : 14 G :42.5 H : 180 K : 15 AB : 355 AC : 360 AD : 285 HD430 BB : 349 L : 710（参考机械设计课程设计第209 页表 19-1）第3部分计算减速

10、器总传动比及分配各级的传动比3.1减速器总传动比ian m =1470n 1698.70-7 -# -3.1.1各级传动比分配ia =i1 i2（机械设计课程 设计指导书第 7 页，表1）ia =8.70 =3汉2.9 （机械设计课程设计指导书第 7页，表1）初定：i2 =2.9（带传动）i1 =30 （单级减速器）3.2传动装置的运动和动力设计:可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动 和动力参数： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，II轴,以及为相邻两轴间的传动比01， 12 ,为相邻两轴的传动效率-9 -# -R, Ri ,Ti, Ti ,ni,n i,nI =507 r

11、/mi n nH =169 r/min n 皿=169 r/mi nPi =21.12kWPh =20.28 kWPm=19.88 kW为各轴的输入功率(KW为各轴的输入转矩(nm为各轴的输入转矩(r/min )(1) 计算各轴的转数:I轴：ni =门口 / i0 =1470/2.9=507 r/minnm为发动机满载转速，io为电动机至I轴传动比。I轴：门址=nj i1 =507/3=169 r/min卷筒轴：n 皿=nn =169 r/mi n(2) 计算各轴的输入功率：I 轴：R 二巳0厂 R 1 =22X 0.96=21.12 kWI 轴：Ph =%=巳宀01小12 =21.12 x

12、0.99 x0.97=20.28 kW卷筒轴：P 皿=Ri x n 23=20.28 x 0.99 x 0.99=19.88 kW(3) 计算各轴的输入转矩：电动机输出电动机轴输入转矩为：Td=9550 - Pd/nm=9550X 22/1470=142.9 N m-# -Td=142.9 N - m Ti =397.8 N - m Tn =1146.0 N -m Tm =1123.2 N-mPi = P 轴承=20.9 kWp'n = P nx n 轴承=20.1 kWP ' m =P m x=19.68 kW5T'd=137.2 N - m =393.8 N - m

13、T n = Tn轴承=1100.2 N - mT ' m =1111.97N - mI 轴：£ = Td -io -0i =142.9 X 2.9 X0.96=397.8 N - mu 轴：T n= t i x n 12= t i x i1 x n 2X n 3=397.8 X 3X 0.97 X 0.99=1146.0 N - m卷筒轴输入轴转矩：T皿二Tn - n 5 - n 6=1146.00.990.99=1123.2 N - m(3) 计算各轴的输出功率：由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承 效率：故：pi 二 r 轴承=21.12 X 0.99=20.9 k

14、Wp'n = P n X n 轴承=20.28 X 0.99=20.1 kWP 皿=Ph x=19.88 X 0.99=19.68 kW5(4) 计算各轴的输出转矩：由于in轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：贝心T'd=9550 Pd/nmX n 1=9550X 22/1470 X 0.96=137.2 N mT； = ti 轴承=397.8 X 0.99=393.8 N - mtU = Tn 轴承=1146.0 X 0.96=1100.2 N - m山=T 皿 X =1123.2 X 0.99=1111.97 N - m5综合以上数据，得表如下：轴名效率p( Kvy转矩

15、T (N - m)转速nr/min传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴22137.214702.90.96I轴21.1220.9397.8393.8507(教材第168 页，表 11-2 )教材表11-530.96n轴20.2820.11146.01100.21692.90.98卷筒轴19.8819.681123.21111.97169第4部分各齿轮的设计计算4.1齿轮设计步骤(1) 按原理图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动， 运输机为 般工作机器，速度不高，故选 8级精度。(教 材第168页，表11-2)小齿轮与大齿轮均选软齿面，小齿轮的材料为45钢调质，其硬度为HBS=197286,取

16、为250MP©接触疲劳 极限取590MPa弯曲疲劳极限取450MPa大齿轮应比小 齿轮硬度低，选用45号钢正火，其硬度为HBS=156217, 取210HBS接触疲劳极限取380MPa弯曲疲劳极限取 320MPa 由教材表 11-5，取 Sh=1.1 , S=1.3。uH1 =°Hlim1 pMPa =536.4MPaSh1.1q-380<JH2 = HJ = 380MPa=345.5MPaSh1.1 fe1 450JMPa 346.2MPaSf1.3bFE2 320% = FE=MPa = 246.2MPaSf1.3(2) 按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。取

17、载荷系数K=1.5（表11-3 ）,齿宽系数d =1.0 （表11-6 ）小齿轮上的转矩6 P621.125T1 二 9.55 10 一 - 9.55 10N mm 二 3.98 10 N mmn507取 Ze =188（表 11-4）d-3（ZeZh ）2 2KT1 u 1L-h伸 ° 严 2.5）2 25 3.98 10 m 107.23mm536.42.91.0按教材表11-311-6齿面接触疲劳强度计算得d1=107.23 mm模数m=3.687齿数取 乙-30,则Z2 = 30 2.9 =87。故实际传动比i =2.930模数mN J07.32 =36mm30Z1齿宽d1=

18、 1.0 107.32mm = 107.32mm,取 b2 =110mm,b| =115mm按表4-1取m=4mn实际的d1 = z m=30 4mm = 120mm, d2 = 87 4mm = 348mm中心距 a d1 d2120 348mm 二 234mm（3）验算轮齿弯曲强度齿形系数YFa1 =2.6（图11-8）Ysa1 =1.63（图11-9）分度圆直径d1=120mm d2=348 mm中心距：a=234mm齿轮宽度b2=110mmb1=115 mmY Fa 22 .26Y Sa 2由式（11-5）bm2Z12KT1Y Ysa1 =2乩 52 98电0 紐绅.63 MPa =9

19、5.8MPa 屁=346.2 MPa 一'21104230一Y y2 26 X1 78丫 Fa1YSa1氓8222- 1.68MPa =90.94MPa 代2,246刖帀，安全。（4）齿轮的圆周速度V 一 _ndm一 3.14 "20 57 _ 3 促 m / s60 x 100060000对照表11-2可知选用8级精度是合适的。 总结：直齿圆柱齿轮：z1=30 ,z2=87 ,m=4 mm第5部分轴的设计计算及校核计算5.1从动轴设计1、选择轴的材料，确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查教材表14-1知强度极限坊b =650MPa,屈服极限 s =360MPa,弯

20、曲疲劳极限=300MPa,2、按扭转强度估算轴的最小直径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咗按扭转强度初估轴的直径，查教材表14-2得c=118107,取 c=112 则：从动轴：d 细55.24mm nV 169考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准， 取 d = 1.05 汇 55.24mm 弋 60mm3、轴的结构设计教材表14-1教材表14-2-15 -轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，绘制轴系结构草图：-16 -# -机械设计综合 课程设计第111 页，表 6-631，5滚动轴承 2 轴

21、 3 齿轮轴的轮齿段 4 套筒6 密封盖7 轴端挡圈8 轴承端盖9-轴 承端盖10键11-联轴器1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查机械设计综合课程设计第111页，表6-63，可得联轴器的型号为：丫60 142 ， GB/T 38522008Y60 142主动端：丫型轴孔、A型键槽、a = 60mm L = 142mm;从动端：丫型轴孔、A型键槽、a = 60mm L = 142mm;2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对 称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和 套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固 定，两端轴承靠套筒实

22、现轴向定位，靠过盈配合实现周向-# -Di= 60mm L1=110mmD2=Q 65mmL2=90mmD3=Q 70mmL3=44mmDh=Q 75mm L4=105mmD5=Q 83mmL5=12mmD6=Q 70mmL6=24mm机械设计课程设计第130固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩 平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。3）、确定各段轴的直径将估算轴d=60mn作为外伸端直径di与联轴器相配（如 图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2=65mn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，装轴承处 d3应大于d2，取d3=70mm为

23、 便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4应大于d3,取d4=75mm 齿轮右端用用套筒固定，左端用轴肩定位，轴肩直径 d5 =83mm，满足齿轮定位的同时，还应满足左侧轴承的安 装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴 承相同,取d6 =70mm4）选择轴承型号.由机械设计课程设计第130页表13-2， 选代号为6214,查机械设计手册可得：轴承宽度B=24,安 装尺寸damin = 79mm,选轴肩直径d5=83mm.5 ）确定各段轴的长度I段：di=60mm 长度取 Li=110mmII 段:d2=65mm 长度取 L2=90mmIII段直径d3=70mm此段安装轴承，轴承右端靠套筒

24、定 位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6214深沟球轴承，其内径为70mm宽度为24mm机械设计课程设计第130页表13-2）。取轴肩挡圈长为 10mm,L=5+5+10+24=44mmW段直径d4=75mm此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽 b=110mmL4 = 110 5 = 105 mmV段直径 d5=83mm.长度 l_5=12mmW段直径 d6=70mm 长度 i_6 =24mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L =（ 12+6+55+5 x 2=156mm4、轴的强度校核按弯矩复合强度计算从动齿轮分度圆直d2 = 348 mm ,此段轴直径 d = 70 mm1）绘制轴受力简

25、图（如图a）P20.28T = 9550 乂一 = 9550 汉N m = 1146N m齿轮所受转矩n169作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d= 2 x 1146 x103/348 N =6586.2N径向力：Fr=Fttan20°=6586.2 x tan20°=2397.2N2）求垂直面的支承反力11Fay = Fby = Fr =江 2397 .2 = 1198 .6 N22求水平面的支承反力11Faz = FBz = _Ft = 一汉 6586 .2N = 3293 .1N223）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面 弯矩为MC1=FAy L/2=1

26、198.6 x 78x 10=93.5N m截面C在水平面上弯矩为：页表13-2Ft=6586.2NFr=2397.2NMC2=Fz L/2=2489 X 78X 10 - =194N- m4）绘制垂直面弯矩图（如图b）绘制水平面弯矩图（如图c）5）绘制合弯矩图（如图d）MC=（Mci2+MC22） 1/2 = （93.52+1942）1/2=215N m6）绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9550X（ P/n） =1146N m7）绘制当量弯矩图（如图f）截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数a =06，截面C处的当量弯矩：Mec二M"+（ a T）21/2=

27、2152+（0.6 X 1146）21/2=720N- m8）校核危险截面C的强度轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得% =650MPa，由表 14-3 查得 k J=60MPa，贝卩 e -3 3Pa - 20.9 MPa £ ° /b 】一 60 MPae0.1d30十 703 "0 该轴强度足够。图a-f 如下图：a viTirrnriTl ITi tfittmuHlTnfirrrrrton -rr zilMTnrmzT川川川I川山I川TTTH5.2、主动轴的设计1、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查表14-1知强度极限貯b

28、 =650MPa,屈服极限貯s =360MPa,弯曲疲劳极限二=3002、按扭转强度估算轴的最小直径初估轴径，按扭转强度初估轴的直径，查表14-2得c=118107,取 c=112 则 主动轴：d C 衬m = 112 J21 .12 m m = 34 .7 m m * n' 507教材表 14-1考虑到键槽对轴的削弱，初取表14-2d = 1.05 34.7mm 37mm3、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上 零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图，草图类似从 动轴。确疋轴上零件的位置与固疋方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对 称布置在齿轮两

29、边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固 定,靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实 现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承 盖实现轴向定位。4确定轴的各段直径将估算轴d=37mmf乍为外伸端直径di,取第二段直径为 d2=42mm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，装轴承处d3应大于d2，取d3-47mm为便于齿轮 装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=52mm齿轮右 端用用套筒固定，左端用轴肩定位，轴肩直径d5 =60mm ,满 足齿轮定位的同时，还应满足左侧轴承的安装要求，根据 选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同，取d6=47mm.

30、选择轴承型号.由机械设计课程设计第130页表13-2，选 代号为6210,查机械设计手册可得：轴承宽度B=20mm安 装尺寸damin = 57mm,取轴肩直径d5=60mm.机械设计课程设计第1305确定各段轴的长度I段：di=37mm 长度取 L=90mmII 段:d2=42mm长度取 L2=78mmIII段直径d3=47mm此段安装轴承，轴承右端靠套筒定 位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6210深沟球轴承，其内径为50mm宽度为20mm取轴肩挡圈长为10mmL3=5+10+20+5=40mmW段直径d4=52mm此段安装主动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽 b=115mmL4 = 115 -

31、 5 = 110 mmV段直径 d5=60mm.长度 L5=10mmW段直径d6 =47mm，长度L22mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L = （ 101057 . 5）2 = 155 m m6轴的强度校核按弯矩复合强度计算1）绘制轴受力简图（如图a）齿轮所受的转矩：T=9550P/n=9550 X21.12/507 N m =397.8 N m作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T/d= 32397 .8° /120 二 6630 N径向力：Fr=F tan200=6630X tan200 =2413N该轴两轴承对称，所以La = Lb=76.5 mm2页表13-2Di= 37mmL

32、1=90mmD2=Q 42mmL2=78mmDfe=Q 47mmL3=40mmD4=Q 52mmL4=110mmD5=Q 60mmL5=10mmD5=Q 47mmL6=22mmFt=6630NFr=2413N2）求垂直面的支承反力11Fay =Fby = F=汇 2413 = 1206 . 5 N22求水平面的支承反力11FAz = FBz = _Ft = - x 6630 N = 3315 N223）由两边对称，知截面 C的弯矩也对称。截面 C在垂直 面弯矩为M1二反 L/2=1206.5 X 77.5 X 10-3=93.5N m截面C在水平面上弯矩为：3M2二氐 L/2=3315 X 7

33、7.5 X 10- =256.9N m4）绘制垂直面弯矩图（如图b）绘制水平面弯矩图（如图c）5）绘制合弯矩图（如图d）MC=（Mc12+MC22） 1/2 = （93.52+256.92）1/2=273.4N m6）绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9550X（ P/n） =397.8N m7）绘制当量弯矩图（如图f）截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数a =06，截面C处的当量弯矩：Mec=Mf+（ a T）21/22 2 1/2=273.4 +（0.6 X 397.8） =362.9N m8）校核危险截面C的强度轴的材料选用45钢，调制处理，由表14-1查得% =6

34、50MPa，由表 14-3 查得 G J=60MPa，贝卩教材表14-1be = Me 3 =3623.99 Pa = 34 .95 MPa £ k 击=（0.1d 30.1 x 47 3 x 10 一9二该轴强度足够图a-f与从动轴各图类似，此图省略。第6部分滚动轴承的选择及校核计算6.1从动轴上的轴承由初选的轴承的型号为：6214,查表13-2可知:d=70mm, 外径D =125mm,宽度 B=24mm基本额定动载荷C=60.8kN ,基本额定静载何C°=45.0kN 极限转速（油润滑）6000r/min根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5 X 300X16=24

35、000h轴承基本额定动载荷为C =一竺？ L hft <106丿转速 n = 169 r / min , ft = 1,（表 16 -8） f p = 1.1（表 16 - 9）由于轴向力的影响可忽略不计，深沟球轴承只考虑径向载何,则当量动载何 P = Fr = 2397 .2 N对于球轴承=3严、1 / 3所以 C = 1.1 沃 2397 26° 沃!69 汉 24000 = 16.5kN1 1 106 丿因为Cr=60.8kN，所以C£Cr，故所选轴承适用60 MPa机械设计课 程设计第130页表13-2从动轮轴承C=16.5kN教材表16-8 ,表 16-9-

36、29 -6.2主动轴上的轴承机械设计课程设计第130页表13-2由初选的轴承的型号为：6210,查表13-2可知:d=50mm, 外径D =90mm,宽度 B=20mm,基本额定动载荷=35.0kN ，基本额定静载荷C°r=23.2kN极限转速9000r/mi n根据设计条件要求，轴承预计寿命为Lh=5 X 300X16=24000hz11/ £轴承基本额定动载荷为C；P 6%由于轴向力的影响可忽略不计，深沟球轴承只考虑径向载荷，则当量动载荷p = Fr = 2413 N转速 n = 507 r/min ,f 1,（表 16-8） fp=1.1（表 16 - 9）对于球轴承

37、；=3/-.1/3所以 c= 1.12413 60_5°72400023.9kN1 V 106丿因为Cr =35.0kN，所以C : Cr，故所选轴承适用。第7部分键联接的选择及校核计算7.1根据轴径的尺寸，选择键主动轮轴承C=23.9kN键1,主动轴与 V带轮连接的键为：GB/T1096-2003 键10X 8X 70键2,主动轴与小齿轮连接的键为：GB/T1096-2003 键-31 -机械设计基础教材（表10-9）挤压强度：键仁89.6MPa教材10-10足够 2=46.9MPa16X 10X 80键3,从动轴与大齿轮连接的键为：GB/T1096-2003 键20X 12X 9

38、0键4,从动轴与联轴器连接的键为：GB/T1096-2003 键18X 11 X 90查机械设计基础教材（表10-9）7.2键的强度校核键 1 , GB/T1096-2003 键 10 X 8 X 63 工作长度l =L -b =70 -10 = 60mm3挤压强度二 p=4T 二4 397.8 10 MPa =89.6MPap dhl 37x860t J = 100 120MPa（ 45钢教材第 158 页，表 10 -10）、二p ： !- J 所选键的强度足够键2 , GB/T1096 键 16 X 10 X 80 工作长度l 二 L -b = 80 - 16 = 64mm3挤压强度匚=

39、4T =4 397.8 10 MPa =46.9MPap dhl 53 汉 10 汉 64t J-100120MPa（教材表 10-10） 廿:.所选键的强度足够键 3 ,GB/T1096键 20 X 12 X 90工作长度l 二L-b=90 -20 二 70mm4T 41123 .210 3挤压强度二 pMPa 二 71 .3 MPadhl75 汇 12 況 70丄100 120MPa（教材表10-10） 匚p ：所选键的强度,键4 , GB/T1096 键 18 X 11 X 90 工作长度l = Lb =90T8= 72mm3挤压强度二 p = 4T = 41123 .210 MPa 二

40、 94 .5 MPadhl60 x 11 x 72/ L p = 1 00 1 20 MP a(教材表10-10)键 3=71.3MPa键 4=94.5MPao p < A p 所选键的强度足够第8部分 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算8.1主要部件介绍：(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上 有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3) 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有

41、的已定为国家标准件。(4) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以 多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝 隙处的密封性能。(5) 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖 凸缘上常装有一至二个启盖螺钉， 在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉， 便于 拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上一个启盖螺 钉，将便于调整。(6) 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销

42、，孔位置尽 量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7) 调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用 一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置 的作用。(8) 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出 吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9) 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防 止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效 果相差很大，应根据具体情况选用。8.2减速器附件的选择通气器：由于在室内使用，选通气器(一次过滤)，采用 M16X 1.5，参考机械设计课程设计第 28页，表4-4。油面指示器：选用游标尺 M12( GB/T6172-2

43、000)。参考机 械设计课程设计第33页，表4-10。起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳机械设计课程 设计第28页，表 4-4 ,第33页表4-10-36 -放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M14X 1.5。机械设计课程设计(JB/ZQ4450-1997)机械设计综合课程设计根据机械设计课程设计第112页，表12-2与机械 设计综合课程设计第89页表选择适当型号：螺栓：GB5782-2000 M16 X 120.起盖螺钉型号：GB/T72-1988 M12 X 45.高速轴轴承盖上的螺钉： GB/T72-1988 M8 X 25.低速轴轴承盖上的螺钉： GB/T72-1988 M8 X 25.机械

44、设计课程设计第20页，表4-18.3箱体的主要尺寸设计根据机械设计课程设计第20页，表4-1,可知：(1) 箱座壁厚：、=0.025a+1=0.025 X 234+1= 6.85 mm取 =10mm(2) 箱盖壁厚：1 =0.02a+1=0.02 X 234+1= 5.68mm取 4 =10mm 箱盖凸缘厚度：6=1.5、1 =1.5 X 10=15mm箱座凸缘厚度：b=1.5=1.5 X 10=15mm(5) 箱座底凸缘厚度：b2=2.5=2.5 X 10=25mm(6) 地脚螺钉直径：df=0.036a+12=0.036 X 234+12=20.4mm 取 df =20mm地脚螺钉数目：n

45、=4 (因为a<250)(8)轴承旁连接螺栓直径：d1= 0.75d f =0.75 X 20= 15mm取 d i=16mm(9)箱盖与箱座连接螺栓直径：d2=(0.5-0.6)d f =10 12mm,取 d2= 10mm0)连接螺栓d2的间距：L=150200mm(11) 轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)d f=810mm取 d3= 8mm(12) 检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)d f=68mn取 d4=8mm(13) 定位销直径：d=(0.7-0.8)d 2=78mm取 d=8mm(14) d f、d1、d2至外箱壁距离 G=26mm(15) d f、d2至

46、外箱壁距离 G=24mm(16) 轴承旁凸台半径 R=G=24mm(17) 凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手 操作为准(18) 外箱壁至轴承座端面的距离：h = G + G +( 510)=58mm(19) 大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：街1.26,取街=14mm(20) 齿轮端面与内箱壁间的距离 6 M,取也2 =12mmm 吒 0.85 8.5mm取m = 9mm(21) 箱盖'箱座肋厚：m 0.85 = 8.5mm取皿=9mm(22) 轴承端盖外径为：D 2=D+(55 .5)d3 , D-轴承外径。小轴承端盖 D2=130mm大轴承端盖D2=160mm.轴承旁连接螺栓距离 S:取S=234mm.-39 -第9部分润滑与密封9.1减速器的润滑1.齿轮和滚动轴承的润滑的润滑对于齿