南昌大学机械设计课程设计报告说明书

1、Word资料南昌大争机械设计课程设计说明书设计题目：带式运输机的展开式两级齿轮减速器设计专 业：机械设计制造及其自动化班 级：机制 班学生姓名：学 号：指导老师：刘泽文老师2015年1月23日目录1. 机械设计课程设计任务书 32. 传动系统总体设计 32.1 电动机的选择 32.2 传动装置的总传动比及分配 42.3 计算传动装置的运动和动力参数 52.4 运动和动力参数结果表 63. 传动零件的设计 错误！未定义书签。3.1 齿轮的设计3.11 高速级齿轮设计 73.12 低速齿轮的设计 103.2 轴及轴上零件的设计 133.21 高速轴的设计 133.22 中间轴的设计 153.23

2、低速轴的设计 163.24 轴承、润滑、密封、键的选择及校核计算 193.25 箱体及其附件的设计 253.26 减速器铸造箱体的结构尺寸 274. 参考文献 错误！未定义书签。5. 课程设计心得 281.机械设计课程设计任务书设计题目：带式输送机两级圆柱齿轮减速器。运输机械载荷变化不大，空载启动，单向运转，每日单班制工作，使用期限 为10年，每年300工作日，减速器小批量生产，卷筒效率为 0.96。已知参数：滚筒直径 D= 3270mm运输机工作机工作拉力F=1600N带速 V= 1.4m/s输送机在常温下连续单向工作，载荷平稳，采用电动机为原动力完成内容：1、完成减速器装配图1张，0号图纸

3、。2、零件图二张，箱体输出轴和输出轴上的齿轮，用 1号图纸3、设计说明书1份。2.设计说明2.1电动机的选择设计内容计算及说明结 果1.选择电动 机的类型根据工作条件和工作状况，选用 Y （笼型） 三相异步交流电动机。具有效率高、工作可靠、Y （笼型）三相 异步父流电动结构简单、维护方便、价格低的特点、较好的 启动性能、适用启动转矩较高的机械，其机构 为封闭式结构。机，同步转速为 1500r/min2.选择电动 机的容量卷筒轴的输出功率为：Tnw冗 Dnwp = v =955060x1000传动系统的总效率为：。=1* ”1 * % * % * % * ”3 * % * ”4式中：弹性联轴器”

4、1 = 0.99 ,齿轮传动"2 = 0.97,滚动轴承"3 = 0.99,卷筒滑动轴 承 3 = 0. 96,n = 0. 86所以电动机所需的功率：Pd = Pw/。= 2. 6kw取额定功率为Ped = 3kwPW = 2. 24kw nw = 99r / min刈=0. 86Ped = 3kw3.确定电动 机的转速卷筒*由工作转速为：nw = 99r / min根据传动比的合理范围，二级圆柱齿轮减速 器传动比范围为i2'=860,链传动的传动比范 围为i1' =24故电动机转速的可选范围为：nd' = nwn1' n2' =

5、792 5940r / min选取电动机型号为：Y132S-4nw = 99r / minnd' = 792 5940r / minY132S-4电动机参数额定功率同步转速满载转速311500|14302.2 传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结 果1.总传动比i = nm = 14. 44 nwi =14.443.两级圆柱 齿轮传动比 比V带传动iv =2-4，去2.5圆柱齿轮减速器传动比：iio = =9iv开式圆柱齿轮减速器ii =(1.1 1.5)* i2ii为高速级，i2为低速级，取i1=1.2F于是：1 2 = J = 3.472 )1.2i1 = 1.2 * i

6、2 = 4. 16i 0 = 9i 2 = 3. 47i 1 = 4. 164.传动比分 配总传动 比高速级 传动比低速级 传动比14.444.163.472.3 计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算及说明1.说明电动机轴为0轴、减速器高速轴为1轴、中间 级为轴、低速轴为3轴2.各轴的转 数0 轴 n0 = nm = 1430r / min_n0n = - = 1430r / min1轴ivn1c,.n2 =344r / min2轴i 1n3 =99r / min3轴i 23.各轴的输 入功率0 轴：p0 = ped = 3kw1 轴：pi = po m ' =2. 97kw2 轴

7、：p2 = p1Mti2 父 ”3 = 2. 85kw3 轴：p3 = p2 ”2 M ”3 = 2. 74kw4.各轴的输 出转矩J丁-J1 轴：T1 = 9550 = 19. 83N m ni上，_P2一2 轴：T2 = 9550 = 79. 12N m “P3一3 轴：T3 = 9550 = 264. 3N m n32.4 运动和动力参数结果表运动和动力参数结果表参数电动机轴高速轴中间轴低速轴转速/ (r/min )1430143034499功率/kw32.972.852.74转矩/N - m19.8379.12264.3传动比4.163.47效率0.960.963.1齿轮的设计3.21

8、高速级齿轮设计设计内容计算及说明结 果1.选定齿轮 类型、精度1.选用斜齿圆柱齿轮传动斜齿圆柱齿 轮等级、材料2.由于速度不高，选用选用一般8级精度，传动及齿数效率0.97小齿轮调质 处理3.材料选择，选择小齿轮材料为40Cr （调质），大齿轮调质+硬度为280HBs强度极限700MPa屈服极限表面淬火处500MPa大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）， 硬度为240HBs初选螺旋角P =14° ,压力角 % =20°理4.试选小齿轮齿数z1 =24z1 =24人齿轮齿数Z2 = z1 X i 1 =100z2 = 1002.按齿面接 触强度设计根据设计公式进行试算小齿轮分

9、度圆直径，即“ ；kHtT1*u+1*/ZHZEZ/pdt 23*（）匕ubH J2.1确定公式内的各计算参数值：试选载荷系数：KHt=1.3计算小齿轮传递的转矩：T1=19.83N - m由机械设计教材表10-7选取齿宽系数为1由机械设计教材图10-20选取区域系数为2.433 由机械设计教材表105得材料的弹性影响系数为 189.8MPa/2计算重合度系数：at = arctano(at1= (arccosaat2= 23. 364,z1(tan (s ''tan an、cos P jZ1 coZi + 2h1ao3ati - tar=20. 562osJ) = 29. 9

10、74。 cos pat) + z2(tan aat2 - tan<iH1 =540MPa仃 h2 = 500Mpi")=1 675a 一wp = 4Z8 = zp =、dZ1 tan (4 T /cos P2冗P / 冗=1. 90521 邓)+型=0. 6783 %=0. 985小齿轮的接触疲劳强度极限二Hiimi = 540MPa=540MP,大齿轮的接触疲劳强度极限；：Hlim 2 = 500MP%计算齿轮应力循环次数：N1 = 60njLh = 4. 118109N2 = N1 / i 1 = 9. 9108由任务书可得每天工作8小时，每年300天, 可以工作10年。由

11、教材图10-23取接触疲劳强度寿命系数Khn1 =0.90； Khn2 =0.95 o取失效概率为1%安全系数S = 1。二H1 = 0.90 * 540 = 486MPa；h2 = 0.95 * 500 = 475MPa小齿轮分度圆直径d1。d1t -32)=29.635mm2kHtT1*u IZhZeZ.Z： 'Jd u'H I2.2调整小齿轮分度圆直径 圆周速度：n601000=2. 218m/ sWord资料齿宽b:b = ：%.d 1t = 29. 635mm实际载荷系数：Kh = KaKvKh抖,=2. 233使用系数Ka = 1动载系数Kv = 1. 10齿间载荷

12、分布系数Kh = 1.4齿向载荷分布系数KHp =1.419分度圆直径：d1 = d1t 3.=35. 491mmVkHt相应的模数：叫=d1cosp/z 1 = 1.649 ,取 20 m mm3.几何尺寸 的计算d1 cos P 乙=二= 23.714mnZ2 = i 1Z1 = 4. 17 父 24 = 100 . 08Z1 = 24Z2 =1005.2 计算中心距a = ( Z 1 + Z 2) mn = 90 . 693 mm 2圆整为 90 mmd2 = Z2” = 145 . 342 mm cos 口5.3 计算齿轮宽度b = G dd 1 = 35.491 mm人齿轮B2 =4

13、9 mm；小齿轮B1 = 30 mmsZ1 =24 Z2 = 100d1 = 34. 80d2 =145 . 342mma1 = 90 . 693 mmb = 35.491分度圆直径did234.800145.342中心距a90.693Bi49B2303.22低速齿轮的设计设计内容计算及说明结 果1.选定齿轮 类型、精度 等级、材料 及齿数1 .选用直齿圆柱齿轮传动2 .由于速度不高，选用选用一般8级精度，传动 效率0.973 .材料选择，选择小齿轮材料为40Cr （调质）， 硬度为280HBs强度极限700MPa屈服极限 500MPa大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬JO 240HBS

14、直尺圆柱齿轮小齿轮调质处理 人山轮调质+表 面淬火处理4.试选小齿轮齿数z1 =24z2 = 24 m 3.47 = 83. 28大齿轮齿数取Z2 = 83Z1 =24z2 = 832.按齿面接 触强度根据设计公式进行试算小齿轮分度圆直径，即设计z j2kHtT2*u+1*,ZHZEZ?虫 dlt hd u （ L】）2.1确定公式内的各计算参数值：试选载荷系数：KHt=1.3计算小齿轮传递的转矩：T2=3821N m由机械设计教材表10-7选取齿宽系数为1由机械设计教材图10-20选取区域系数为2.433由机械设计教材表105得材料的弹性影响系 数为189为MPG/2由机械设计教材式（10-

15、9）计算重合度系数：z .= 0.676, Z -： =0.985小齿轮的接触疲劳强度极限 仃川向=600MPa ., 大齿轮的接触疲劳强度极限 仃Him2 =550MPa。 计算齿轮应力循环次数：N1 =60njLh =2.52 108电 uN1/u -0.92 108由任务书可得每天工作8小时，每年300天, 可以工作10年。由教材图10-23取接触疲劳强度寿命系数KHN1 =0.90; Khn2 =0.95 0取失效概率为1%安全系数S = 1。二H1 =0.95 600 =570MPa二h 2 =0.90 550 = 495MPaz . = 0.676二 H1 = 570MPa二H2

16、= 495MPadit -3I2%tTi*u 1 ZhZeZ Z-：()2 =46.22mmv = 0. 832 m/ s2.2调整小齿轮分度圆直径 圆周速度：d it n2601000=0.832m/ sb = 46. 22mm齿宽b:b = ：.：，d .d 1t = 46. 22mm实际载荷系数：Kh = KaK/KhMh： = 2. 132上式中的系数查图表：分别为1、1.10、1.4、1.419分度圆直径:54. 506mmKH = 2. 132d1 = 95.804mmd2 = 261.048mma = 185mmm = 4小齿轮分度圆直径d10d2 0 211. 167mm相应的

17、模数：叫=d1/z 1 = 2.204(Zi + Z2 ml仆公 OQQ,a = - = 136. 288mm中心距2cosP圆整为136mm计算齿轮宽度b = 6 dd1 = 61 . 37 mm人四轮B2 = 59 mm;小齿4仑 B1 = 65 mm%5.校核1 .齿面接触疲劳强度的校核，按照机械设计教材 (10-10),得到：2KhE * u + 1 * 7 7 7 7仃H =H4 * * ZhZeZ/p M3u=106. 23MPa< kH 上式的数据已由前面计算得出。2 .齿根弯曲疲劳强度校核2KFT2YFa1YSaYCOsB2仃F1 一小3 2%mn Zi2KFT2YFa2

18、YSa2Y.OSP20F1 -3.3 2tdmn Z2Pb =arctan(tan P cos«t )=12.517°鸟=彳 2 =1.704(1)cos Pb,0.75丫户=0.25 += 0.690名鸟B(2)螺旋角系数 Yp = 1-W00 = 0.788120齿形系数YFa1 =2.55% =2.22(4)应力修正系数Ysa1 = 1.625Ysa2 =1.670弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85Kfn2=0.88仃 F1 = 135MPa%2 = 127MPa仃Fiimi = 500MpaCTf lim 2 = 380Mpa(6)疲劳安全系数S = 1.4卜。7;

19、282.861&F 2 = 244. 29Mpa由大小关系，得强度符合要求。6.低级主要 设计结论齿数z1 =24、z2 =66 ,压力角为200''选择小齿轮材料为40Cr (调质)螺旋角14°7.主要尺 寸名称符号结果(mrm模数mn2.5分度圆直径did261.307211.167中心距a136BiB26559两组齿轮组的数据如下:高速级低速级齿数z241002483中心距a(mm)90136模数m(mm)22.5齿范b(mm)55367063分度圆直径 d(mm)34.800145.34261.307211.1673.3轴及轴上零件的设计3.31高速轴

20、的设计设计内容计算及说明结 果功率转矩转速齿轮齿宽2.97Kw19.83NJ- m1430r/min49mm2.选择轴 的材料因传递的功率不大，且需要满足齿轮的硬度需要， 选择材料为40Cr （调质），硬度为280HBs40Cr （调质）3.选择联 轴器及确 定轴的直根据机械设计教材表15-3选¥ Ao =100o于 是得：径d min > Ao3,=13. 53mm n0输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴。联轴器 的计算转矩：查表14-1得到Ka=1.3。dmin=13.53mTca =KAT0 =1.3* 35750 =46475N * mmTca = 46475按照计算转

21、矩应小于联轴器公称转矩的条件，查 机械设计手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公 称转矩为250000NJ - m,半联轴器的孔径为14mm d=14mm半联轴器的长度为50mm毅孔长度为30mmd=14mm4.选择滚初步选择滚动轴承。30204型号单列圆锥滚子轴30204圆锥滚动轴承承；通过查手册可知 d*D*T=20*47*15.25mm子轴承1.说明5.根据轴 向定位的 要求确定 轴的各段 直径和长 度d1-2=14mmd2-3=20mm L2-3=46mm L1-2=50mmd4-5=30mm d6-7=15mm L6-7=51mm L4-5=44mmL2-3=46mm d5-6=30

22、mm由前面知轴1-2的直径di-2=14mm为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端要有一轴肩，故取2-3段直径为d2-3=20mm左边由轴承端盖确定，轴承端盖厚计算为18.6mm则加上轴承以及与联轴器的间隙为60mm由于滚动轴承的存在，需要一个轴肩，因此2-3段变为20mmz及34.75mm两段轴肩高度为1mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L=30mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上， 取 L1-2=50mm初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据d2-3=20mm取用30204型号单列圆锥滚子轴承；通过查手册可知 d*D*T=20*47*15.25mm,则有 L6-7=51m

23、m轴承中间处用轴肩定位，由于与齿轮配合的轴需要略小于齿轮的宽度，齿轮宽度为49mm故取 L4-5=44mm取轴承端盖总宽为17mm外端面与半联轴器右端 面间距离为17mm故取L2-3=46mm由于有轴肩所以 选才 5-6人丁 6-7 ,即可选择d5-6=50mm即可得到 L5-6=50mm设高速级的主动轮与低速级的主动轮的距 离为10mm则L3-4=30mm由于轴向定位则需要 3-3a 段轴肩定位，d3-3a =36mm轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周 向止位均用平键联接。按d1-2=16mm查得平键截面 b*h=5*5mm 键槽用铳刀加工，长为：25mm同时为 了保证齿轮与轴配合有

24、良好的对中性，故选择齿轮 轮毂与轴配合为H7/n6;齿轮与轴的同样米用周向定 位的平键连接。接d4-5=28mm则b*h=8*7mm键长为 40mm求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简 图，在确定轴承支点的位置时，查得机械设计手册 知：a=11.2,简支梁的轴支承跨距：为L=191.25mmL5-6=50mmL3-4=30mm d3-4=24mmd3-3a=36mm轴直径（mrm轴长度（mrm1-21455-320523-424284-530705-637106-715503-3a14583.32中间轴的设计设计内容计算及说明结 果1.说明功率转矩转速齿轮齿宽2.85Kw79.12N

25、- m344r/min30mm 65mm2.选择轴 同前面高速轴的方法，选择材料为 40Cr （调质），40Cr （调质）的材料 硬度为280HBs轴直径（mrm轴长度（mrm1-2254012-331663-436104-530335-625693.初步确 定轴的直 径4.选择滚 动轴承根据机械设计教材表15-3选才? Ao = 100。于 是得：dmin _ Ao3 P2 =100 3 5.18= 23.01mm n1 414.99根据最小直径，可以假设1-2的直径为24mm则查机械设计手册可知可选用圆锥滚子轴承 30205。则可以 得到 d*D*T=25*52*16.25mmodmin

26、= 23.01mm30205圆锥滚子轴承5.根据轴 向定位的 要求确定 轴的各段 直径和长 度1-63.33低速轴的设计设计内容计算及说明结 果1.说明功率转矩转速齿轮齿宽2.74Kw264.3N - m99r/min63mm2.选择轴 的材料RJ前面图速轴的方法，选择材料为硬JO 280HBs40Cr （调质）40Cr （调质）3.初步确 定轴的直 径根据机械设计教材表15-3选才¥ Ao 是得：d min > Ao3/P3- = 33 . 878 mm= 112。丁dmin = 38 . 874.选择滚 动轴承根据最小直径，可以假设1-2的直径为35mm则查机械设计手册可知

27、可选用圆锥滚子轴承 30313。则可以 得到dxDxT =65mm 黑 140mmM 36mm30313圆锥滚子轴承5.根据轴 向定位的155723a要求确定轴的各段 直径和长度8由于低速轴的齿轮与中间传动轴的配合关系。可 得L7-8=42mm且由与轴相配合的关系可得 L6-7=60mm 根据最小直径选取的直径为di-2=34mm由已经确定的 圆锥滚子轴承可知L3-4=80mma定位白轴肩5-6段的 长度L5-6=10mm则由箱体的尺寸确定可得知： L4-5=80mm L2-3为轴承端盖端，由端盖的大小得到 L2-3=50mm为了方便轴承端盖的装配， 增加10mm勺装 配空间。Li-2=58m

28、m由于轴肩的存在，所以需要存在 阶梯的轴，即可得到d2-3 =43mm而可查表得到圆锥滚 子轴承30313符合要求。则可以得到d X D 父丁 = 65mm父 140mmM 36mm。d3-4=50d7-8=44mm 轴肩的高度取为7mm则可得到d4-5=50mm且 d5-6=58mm d6-7=63mm轴上零件的周向定位：齿轮与轴的周向定位均用 平键联接。按d4-5=50mmg得平键截面 b*h=20mm*12mm®槽用铳刀力口工，长分别为： 16-7=60mm滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来 保证的，选轴的直径尺寸公差为 m6求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简 图，

29、在确定轴承支点的位置时，查得机械设计手册 知：a=18.6,简支梁的轴支承跨距：为 L=190.25mm轴直径（mm轴长度（mm1-234582-343503-446274-550805-65810F1 = 1.57m 103NFr1 = 571.43N3 =46.57MPa6-753607-84442由上可知齿轮 齿轮截面为危险截面。将各计算的数值列于卜表：载荷水平向垂直面支反力Fnh2148NFnh尸1192NFnv=782.2NFnv2=433.8N弯矩MH=129739N- mmMV=74245N - mm总弯矩M=149481N mm扭矩Ti=330550N mm上表的计算结果如下：

30、l2工 2M350550 八 3K1F1 3.34 父 10 Nd1210Fri =Fi tan Of =1216N绕支点一端的力矩和 £ M =0得：Fnv *L Fr 42 =。可以计算出：FNV同理可以计算出Fnh弯矩M=F*r总弯矩M =4M；+M；即可计算出上式的所有结果。根据机械设计6教材的公式。校核轴的强度：取a =0.6Jm 2 +(aT)2era W_ V1494812 +(0.6* 350550)2一30.1*52= 18.35MPa由选止的材料为40Cr钢，调制处理，由机械教材查表可知kq】二70MPa , a < b 。故满足安全 raa16.确定轴参考

31、机械设计教材表15-2,取轴端倒角为2.0 X的的倒角45° ,各轴肩处的圆角为2.0。和圆角3.34轴承、润滑、密封、键的选择及校核计算设计内容计算及说明结 果1.轴承的 校核计算1.1 高速轴轴承的校核计算1.11 选用30204型号单列圆锥滚子轴承；通过查手册可知d*D*T=20*47*15.25mm,额定迎荷 Cr =26.8kN1.12 验算因为是滚子轴承，6=10/3轴承1所受总径向力匚”/匚2上匚2FR1 =，FR1FR1=J559.122 +203.962= 595.16N轴承2所受总径向力”/ 22FR2 =，FR2 + FR2=V1080.882 +394.292

32、= 1149.62N两轴承中轴承2受力较大，故只需验算2的寿命.根 据机械设计教材表13-6,由电动机的轻微冲击，载荷系数取fd=1.0,计算当量动载荷PP = fdFR2 =1.0M1149.62=1149.62N根据公式，温度系数ft =1FR1 =595.16NFR2 =1149.62NP =1149.62NLh =185422h106 f ftCr VLh =60nlp J1061x 26800 门3=x I60x1140 11149.62 Jr二185422h Lh =2 8 300 10=48000h轴承寿命符合要求1.2中速轴轴承的校核计算1.21 选用圆锥滚子轴承30205。则

33、可以得到d*D*T=25*52*16.25mm,额定动载荷 Cr =32.2kN1.22 验算因为是滚子轴承，s = 10/3轴承3所受总径向力22Fr3 = i Fr3 ' Fr3三417342 921.792-1964N轴承4所受的总径向力22FR4 = ； FR4FR4= 31262 847.142 =3239N两轴承中轴承4受力较大，故只需验算齿轮4的寿命. 根据机械设计教材表13-6,轻微冲击，载荷系数取fd =1 ,当量动载荷PP = fd Fr4 =1 3239 = 3239N根据公式，温度系数ft =1,106 'ftCrh 60n p /610/3106，1父

34、32200Ix i60 黑 414.99 、3239 )F= 84845h Lh =2 8 300 10 = 48000hFR3 -1964NFR3 -1964NP =3239NLh = 84845h轴承寿命符合要求1.3低速轴轴承的校核计算1.31 选用圆锥滚子轴承30209。则可以得到 d*D*T=45*85*20.75mm额定迎荷 Cr=64.2kN 01.32 验算因为是滚子轴承，名=10/3 轴承5所受总径向力匚“/匚 2匚2Fr5 = Fr5 + Fr5 = ,21482 +782.22 = 2286N轴承6所受总径向力“|'2,2Fr6 V Fr6 + Fr6 =,119

35、22 + 433.82 =1268N两轴承中轴承5受力较大，故只需验算齿轮5的寿命. 根据机械设计教材表13-6,轻微冲击，载荷系数取fd =1 ,计算当量动载荷PP=fdFR5 =1m2286 = 2286N根据公式，温度系数ft=1106 1'ftCr 平Lh60n < p J6/<10/310/1父64200)60 M 143.59 < 2286 )= 7824848h a Lh = 2 父8M300M10 = 48000h轴承寿命符合要求Fr5 =2286NFr； =1268NP = 2286NLh = 7824848h2.平健联 结的选用 和计算2.1 中间

36、轴II大齿轮处键的选择2.1.1 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30mm机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为：bxh =8父7该键为一般键联接2.1.2 以毂宽选择键的长度因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设计教材表6.1选择长度L = 36mm2.1.3 校核根据公式4TM103r 1p pw匕phld其中：T =T1 =119.21M103N mml = L-b = 368 = 28mm瓦】由机械设计教材表6-2根据：钢材料、轻微冲击，M L】=120MPa p4T 父103j hid hld_ 2119.212103-7X28X30= 40.

37、54MPa <p强度条件符合要求。2.2中间轴II小齿轮处键的选择2.2.1 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30mm机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为：bh =8父7该键为一般键联接2.1.2 以毂宽选择键的长度因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设计教材表6.1选择长度L = 70mm2.1.3 校核根据公式3仃=4TU phldp其中：T =工=119.21 M103N mml = L -b = 70 -8 = 62mmbp】由机械设计教材表6-2根据：钢材料、轻微冲击，l = 28mm仃 p =47.31MPal = 62mmM &am

38、p;D】=120MPa p4TM103phld_ 2x119.21 x1037 M62 M 30= 18.31MPa < kD p强度条件符合要求。2.3 低速轴大齿轮处键的选择2.3.1 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 52mm机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为：bh =16父10该键为一般键联接2.3.2 以毂宽选择键的长度因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设计教材表6.1选择长度L = 63mm2.3.3 校核根据公式4TM103 r iOp-wkp1hld其中：T =T2 =330.55M103N mml = L-b=63-16 =

39、 47mm1p由机械设计教材表6-2根据：钢材料、轻微冲击，M L】=120MPa p4TM103% 一phld2330.5510310乂47父52= 2.5MPa < t J p强度条件符合要求。2.4 高速轴小齿轮处键的选择2.4.1 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 28mm机械设计教材表6.1选择键的公称尺寸为：仃 p =18.31MPa pl = 47 mm仃 p = 2.5MPabxh =8父7该键为一般键联接2.4.2 以毂宽选择键的长度因为键的长度L要比轴段略小，即键的长度由机械设计教材表6.1选择长度L =40mm2.4.3 校核根据公式

40、4TM103 r 1OpW匕phld其中：T =T1 =35.75父103 N mml = L-b = 40 8 = 32mm瓦】由机械设计教材表6-2根据：钢材料、轻微冲击，M L】=120MPa p 4TM103 "_ hH hld235.75X103- 7X32X28= 9.86MPa <tp p强度条件符合要求。l = 32mm仃p = 9.86MPa p3.润滑方 式选择由公式： ndn v -60M1000算得齿轮圆周速度最大不超过 12m/s,润滑方式 选用油润滑，轴承的润滑采用脂润滑。1 .齿轮润滑：考虑到减速器的工作载荷不是太大, 查 机械设计手册表16.1.

41、1润滑剂，抗氧防锈工业齿轮 油(SY 1172-1980)，牌号选68号作为齿轮的润滑方 式。，高滚动轴承润滑：查16.1.2表,根据用途可选 用通用锂基润滑脂(GB/T 7324-1994),牌号选用 ZL -1 02 .由于轴承选用了油润滑，故要利用齿轮的润滑油进 入轴承后飞溅润滑，要增加导油沟，也要防止润滑脂 流如油池中将润滑油污染。齿轮润滑： 抗氧防锈工业 齿轮油(SY 1172-1980), 牌号选68号轴承润滑：锂 基润滑脂(GB/T 7324-1994), 牌号选用ZL -14.润滑装 置由于转速较局，由于转速/、低于50-60r/min ,选择油环润滑。油环润滑的轴承，其轴线应

42、水平布置。摘自机械设计教材润滑方法P57。油环润滑5.密封方 式的选择由于工作环境较清洁，不需要很严格的密封方式。 选择梯形毡圈密封16.3.1密封形式，结构简单，用 于密封处轴的表间圆周速度较小的场合。毡圈密封6.联轴器 的选择根据机械设计教材表15-3选才? 4 =112。于是 得：dmin 主 A03 2=112 K3I67 =52mm%36 64输入轴的最小直径是安装联轴器处的轴。联轴器的 计算转矩：查表14-1得到Ka=1.3。Tca = K aT3 = 1.3 M 999770 = 1299701 N * mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查 机械设计手册，选用LX4型弹

43、性柱销联轴器，其公称 转矩为250000Nm半联轴器的孔径为55mmd=55mm 半联轴器的长度为112mm毅孔长度为84mm7.轴承端 盖的选择由机械设计课程设计表8-9凸缘轴承盖进行计算如 下。1 .高速轴的轴承端盖由滚动轴承，可以得到D=47,即可得到 d3=8mmD)=D+2.5d3=67mm D2=D0+2.5d 3=87mm e=1.2d3=9.6mmD=D-2=42mm D4=D-10=37mm 厚度为 m+e=28.37mm 该处m为18.77mm2 .中间轴的轴承端盖由滚动轴承，可以得到 D=52mm即可得至U da=8mm 。=D+2.5d3=72mm Q=D0+2.5d

44、3=92mm e=1.2da=9.6mm D=D-2=50mm D4=D-10=42mm厚度为 m+e=28.37mm该处m为壁厚18.77mm3 .低速轴的轴承端盖由滚动轴承，可以得到 D=85mm即可得至U da=10mmD)=D+2.5d3=110mmC2=D+2.5d 3=135mm e=1.2d 3=12mmD6=D-2=83mm D4=D-10=75mm厚度为 m+e=30.77mm 该处m为壁厚18.77mm3.4箱体及其附件的设计设计内容计算及说明结 果1.箱体的箱体米用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体结构设计进行具体设计。1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚

45、度，首先确定合理的箱体壁厚6 ,选择8mm为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖 与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘 厚度设计得更厚些选择比较合理，计算得到 20mm 2.合理设计肋板；在轴承座TL与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁 的弯曲父形。计算得12mm3.合理选择材料；因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有f的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用 HT200制成。2.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

46、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 问，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。油赛选择外六角油赛，选择 M10X13 .油标油标用来油面高度，将它设置在便于检查及油面 较稳定之处。油标选择机械设计课程设计教材表 8-14中得油标尺3,且尺寸为M2Q4 .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 的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤 网可减少灰尘进入。通气

47、器选择机械设计教材表8-6 通气螺塞（无过滤装置），尺寸为 M20X1.S 5.起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有 吊孔。按照机械设计课程设计教材表 8-22尺寸计算 得到合理的吊耳。箱盖的起重吊钩宽 16mm7 .定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证 箱体轴承孔的加工精度与装配精度。定位销的直径 d=0.2d2=2.4mm8 .导油沟利用盘铳刀铳制油沟。当利用箱内传动件飞溅起来的 油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟， 使飞溅到箱盖内壁上得油经导油沟进入轴承。导油沟 距离壁l为5mm油沟深度h为4mm宽度b为6mm L*h*b=5*4*6。9 .起

48、盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖的连接凸缘，起盖螺钉与凸缘连 接螺钉相同为12mm10 .定位销选择公称直径为10mm勺，由于d=1.2d2,由于箱体的 厚度，则公称长度为35mm 11.粗糙度的确定由机械设计课程设计教材P219得到键的非结合面 Ra6.3。轴肩，槽表面Ra3.2。轴承等固定面为Ra1.6。 其余 Ra12.5o12 .轴端挡圈按照轴的大小，查机械设计课程设计表 14-21 ,选择 公称直径为28mm 32mm 55mm勺。3.5减速器铸造箱体的结构尺寸名称公式数值(mm)箱座壁厚6 =0.025a+3>88箱盖壁厚6 1=0.02a+3>88箱体凸缘厚 度箱座b=1.5

49、 612箱盖b1=1.5 612箱座底b2=2.5 620加强肋厚箱座m=0.8566.8箱盖m=0.85 66.8地脚螺钉直径和数目df=0.036a2+12M20n=4轴承旁联接螺栓直径d1=0.72 d fM16箱盖和箱座联接螺栓直 径d2=0.6 d fM12轴承盖螺_ 旬直径和 数目高速轴M8n=4中间轴M8n=4低速轴M10n=4轴承盖外径。高速轴Q=D+5d87中间轴92低速轴135观察孔盖!喋钉直径d4=0.4 d fM8df、di、d2 至箱外壁 距离dfG26di22d218df、di、d2 至凸缘边 缘的距离dfC224di20d216大齿轮齿顶圆与内壁距 离Ai>1.2 610齿轮端面与内壁跑离A 2> 610轴承端面全箱体内壁的 距离A 3 （脂润滑轴承）10传动零件的轴向品喃A 410齿顶圆至输出端面的距 离A 510大齿轮顶圆至箱底内壁 的距离A 632箱底厚A 720减速器中心高H=Ra+X 6+A 7159.5箱座中心高H=30+d2/2+ A 7157.5螺栓凸台高度h=04.D2=0.4