机械设计课程设计--设计带式运输机的传动装置

带式输送机传动装置设计说明书班级：机械 1004设计者：解小霞学号：100800402指导老师：岳晓丽日期：2013 年1月101月 18日目录一、设计任务书3二、传动方案说明4三、传动装置总体设计5四、V带设计计算9五、斜齿轮传动设计计算11六、轴的设计与校核20七、低速轴轴承的校核25八、 键连接的选择与校核26九、 箱体的设计27十、 减速器的润滑和密封29十一、 设计心得29十二、 参考资料29一、设计任务书机械设计课程设计任务书设计带式运输机的传动装置。工作条件：1、每天一班制工作，每年工作 300 天，使用年限 10 年，大修期 3 年；2、连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带速度允许误差5%3、生产厂可加工 78级精度的齿轮；4、动力来源为三相交流电；5、批量生产。传动装置简图：设计任务：1）传动装置设计计算，递交设计计算说明书1份（打印）2）减速器装配图设计，递交手工绘制A1图纸1张；4）减速器零件图设计，递交手工绘制的A3图纸2张；5）减速器三维造型和动画，递交光盘1个。原始数据：数据编号91口V名 学姓100800402解小霞运输机工作轴转矩T(N.m)850N.m运输带工作速度V(m/s)0.95m/s卷筒直径D(mm)350mm二、传动方案说明1. 将带传动布置于高速级 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑， 匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪 声的特点。2. 高低速级均选用闭式斜齿圆柱齿轮 闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可 获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮 传动，使结构简单、紧凑。3. 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮 布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现 象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。三传动装置总体设计、（一）电动机选择1. 电动机的类型Y系列三项交流异步电动机 电压380V2. 选择电机容量已知运输机工作时工作轴转矩=850N.m滚筒半径D=350mm运输机带速V=0.95m/s查表可知:V带传动效率耳=0.95，齿轮副传动效率（2对，8级）n =0.97 ,滚动轴承效率（3对）n =0.98 ，齿轮联轴器效率耳二0.99234滚筒输出的功率为：P =T n /9550w1 w wn=60X1000V /nD=51.839 r/minwWP =850X51.839一9550=4.614KW w1取工作机效率n =0.96w工作机所需功率P=P /n =4.614/ 0.96=4.806KWW W1w总效率n =n Xn 2Xn 3Xn =0.95xo.972xo.983xa 12340.99=0.833Y系列三项交 流异步电动机380VY160M-6P =4.806KW wn a=0.833dPd =5.770KWdP d= 7.5KWedn = 970r / minw电动机所需功率P =P /n = 4.806 / 0.833=5.770KWd wa3选择电动机转速滚筒转速n=60X1000V /nD=51.839r/minww总传动比范围i，=i，Xi,a Df通常，V带传动的传动比范围为i二24 ；二级圆柱齿轮减速器为f1 = 8 40 ;2则总传动比范围是i = 16 160，故电动机转速的可选范围为afn = i n =829.4248294.24r/mindw符合这一范围的同步转速有1000,1500,3000 r/min,综合考虑电动机和传动 装置的尺寸，重量，价格和总的传动比，最终选择电动机型号为Y160M-6技术数据：满载转速970r/min额定功率P = 7.5kwed重要外形尺寸:中心距地髙H=160mm,电机轴直径D=42mm（二）传动比的分配n总的传动比为：i =f = 970/51.839=18.712a nw.i查表2-1取V带传动的传动比为i = 2,则减速器的传动比为i二-二9.356DID取两级圆柱齿轮减速器髙速级的传动比为=1.4i =3.619则低速级的传. i动比为i = 2. 5852 ii（四）计算传动装置的动力和运动参数II!F436己001nniinin0iDn2P0P20轴（电动机轴）1轴（髙速轴）4852轴（中间轴）二 5.482 x 0.98 x 0.97 二 5.211KW13轴（低速轴）P1=Pd = mW970 = 485r /min2二 5.770 xn 二 4.72x 0.95 二 5.482KW1=P F0=n = 970r/minm二 p 二 p xn xn12123P5 482T = 9550 x = 9550 x = 107.945N - m 1n1P5 211T = 9550 x = 9550 x= 371.339N - m2n134.1052= 134.015r /min3.619P二 9550 x 二 56.808 N.m n0二 P 二 P xq xq 二 5.211 x 0.98 x 0.97 二 4.954KW-23223134.015 = 51.834r /min2.58551.843 =心576“ -mT = 9550 x P = 9550 上竺3各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩 T/(N.m)转速 n/(r/min传动 比i效率电机 轴5.77056.80897020.95高速 轴5.482107.9454853.6190.9513中间 轴5.211371.339134.0152.5850.951低速 轴4.954912.57651.843滚筒 轴4.80685051.839四* V带设计计算已知：电机P二5.770KW,转速n =970r / min.传动比i=2.每天8dm小时，每年300天，年限10年，大修期3年。1确定计算功率：PcaA型带由机械设计156页表8-7查得工作情况系数K = 1.1AP = K P = l.lx 5.770 = 6.347 KWcaa2、选择V带型号根据P , n查图8-11（机械设计课本157页）选A型V带。 ca 13.确定带轮直径d dd1d 21）初选小带轮的基准直径d :由课本表8-6和表8-&取小带轮的基准直径 d 1dd 1=125mmdB dl 且2H（= 160mm），即电机中心髙符合要求d戶25d =250d 22）验算带速 v：按式 V= = 970XKX125.6.349m/s2丿验算带速：按式160X100060x 1000在（5-30）m/s范围内，故带速合适.3）计算大带轮的基准直径dd 2d = i x d = 2 x 125 = 250mm根据表8-&此数据即为标准数据 d 20 d 1L4. 确定中心距a和带长d1）初选中心距a 2（d + d ）0d 1d 20.7（d + d ）d 1d 2262.5 a 乜包+ IZHZE）21t 38 U（Q ）2d a h（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt =1.32）由图10-30 （机设课本）选取区域系数Z =2.435H3）由图 10-26 查得8 =0.775, 8 =0.870,则8 = 8 + 8 =1.645aiaa ai a4）许用接触应力一 Q + Q Q = H-1H2 小齿轮传递的转矩T=10.795X104 N.mm 由表10-7选取齿宽系数K= 1d丄 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z = 189.8MPa2E 由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b 二555Mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极限b二390MpaH limlH lim2 由式6-13计算应力循环次数N=60n jL=60X485X1X（ 8X300X10 ） =6.984X108 N =6 . 984X108 / 3 . 62 5=1.92 7X1082 由图10-19取接触疲劳寿命系数K= 1.02 , K = 1.1HN1HN2 计算接触疲劳许用应力取失效概率1%，安全系数S=1.由式（10-12）得b HN1=1.02X555=566.1Mpab HN2lim2=429Mpab h1 + b h2 = 497.55Mpa将上述有关值代入d , 3：込戶三t 3-t2TH E-0 e u(b )2d aHb =H2b 1.23 bHH 25）计算得结果d 57.14mm1t计算圆周速度* 沁 1.451m / s兀-n - dV =1:60x1000计算齿宽b及模数mntb = 0 x d = 57.14mmd 1td x cos Bm =-= 57.14Xcos14/ 24=2.31mmn Z1h = 2.25m = 2.25X2.31=5.198mmntb / h = 57.14 / 5.198=10.993计算纵向重合度匚=0.318dZ1tan B=1.903计算载荷系数K已知使用系数KA二1.1，根据V=1.451m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数K = 1.08，由表10-4查得质=1.456由图10-13查得Kf厂皿，由表10-3查得K = K = 1.4FaHa=2.422所以载荷系数K = K K K K A V Ha HR按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径d = d = 70.31mm11td x cos R c c 计算模数 m =t= 2.843mmn Z13.按齿根弯曲强度设计由式 mn.2KTY cos2 卩Y Y1 RFa Sa Z 2 8 Q d 1 a F(1)确定计算参数计算载荷系数K = K K K K = 2.328A V Fa F 卩根据纵向重合度8= 1.903.从图10-28查得螺旋角影响系数= 0.88计算当量齿数Z=1沁 26.27cos3 R查取齿形系数Z一2u 95.237COS3 R由表105查得Y 二 2.59Fa1Y 二 1.599SalY = 2.19Fa 2Y 二 1.785Sa 2由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限& fe1 = 390Mpa大齿轮的弯曲疲劳极限b= 320MpaFE 2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K = 0.95 , K = 0.98 FN1FN 2计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得K bQ = fn1fe1 = 264.643MpaF 1 SK b b = FN2FE2 = 224MpaF 2 S计算载荷系数KK = K K K K = 2.328A V Fa F0计算大.小齿轮的并加以比较Y YFa1 Sa1 =0.015650 F 1Y YFa 2 Sa 2 =0.017450 F 2经计算，大齿轮的数值大(2)设计计算2KTY cos2 0Y Ym 3,严Fa =1.974mm3 Z 2 8 Q d 1 a FZ 1= 27Z 2= 98对比计算结果，取m n=2.5mm，为了满足接触疲劳强度，需按接触强度算得的2=70分度圆直径d =70.31mm来计算应有的齿数于是由d cos 070.31x cos14。t = 27.288mnT75mm2.5Z=271=Z1x i = 3.619X27=98(3)修正Cos B =n = 0.960 二 16.26。(Z + Z ) x ma = i 2 n = 162.762 x cos B(Z + Z )m将中心距圆整为160mm，则0= arccos 12 n = 12.43。2a、, Z m小齿轮分度圆直径d =n = 69.12mm1 cos 0Z m大齿轮分度圆直径d = = 250.88mm2 cos 0计算齿轮宽度b =0 x d = 69.12mmd 1圆整后取B2=70mm, B = 75mm(4)结构设计小齿：齿顶圆直径 d = d + 2h = 74.12mmai1a齿根圆直径 d = d 一2h = 62.87mmf1f大齿：齿顶圆直径 d = d + 2h = 255.88mmai1ad = d 一 2h = 244.63mmf1f(二)低速级齿轮计算已知P = 5.211KW，小齿轮转速n = 134.015，传动比i为2. 5852 21选精度，材料及齿数1) 材料45,小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬度240HBS,大齿轮硬度200HBS2) 选小齿轮齿数Z = 31，大齿轮Z = 801 23) 选取螺旋角，初选螺旋角0 = 14。2.按齿面接触强度设计按式（10-21）计算，即 d 2.32x J2KF +1）（Ze）213 e u（q ）2片dH（1）确定公式内的各计算数值1）试选 K =1.3t2）由图10-30选区域系数Z = 2.435H3）由图 10-26 查得E 二 0.79，= 0.87，aia2t 上 + 二 1.66aaia 24）许用接触应力Q + Q Q =H-1H2 计算小齿轮传递转矩T95.5 x105 x 5.211iOT = 37.134 x1O4 N mm1134.015 由表10-7选取齿宽系数申 二1d 由表10-6查得弹性影响系数Z = 189.8MPa；E 由图10-21d按齿面硬度查得b二555Mpa,二390MpaH lim1H lim2 应力循环次数：N 二 60n jL =1.93X10812hAT1.93 x10s10N - 7.47 x10722.585由图 10-19 取K 1.1, K 1.17HN1HN2计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%.安全系数S=1,由式（10-12）得b hn1.1X555=610.5MpaH 1So = hng iim2 = 1.17 x 390 = 456.3MPaQ = 2 h I +2 h t = 533.4Mpa v H 21.23（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d ，由计算公式得 it、2 3212KT（u +1）（Z ）2d 2.32 x 1e 13 e u（q ）21dH得结果d 84.60mmit2）计算圆周速度V 邛 t dit = 0.594m / s60 x10003）计算齿宽b及模数mntb = e x d = 84.60mmditd cos B 84.60 cos 14m =a = 2.648t Z31ih = 2.25m = 2.25X2.648=5.958tb / h = 14.204）计算纵向重合度ES = 0.318 申 Z tan B= 0.318 x 1 x 31 x tan 14 = 2.458Bd 15）计算载荷系数K已知使用系数KA = 1.1,根据V=0.594m/s,8级精度，由图10-8得动载荷系数K = 1.06，由表10-4查得K = 1.464，由图10-13查得 VhBK = 1.45，由表10-3查得K = K = 1.4，故载荷系数：fBFaHaK = K K K K = 2.39A V Ha HB6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d 二 d 二 103.64mm11t V Kt7）计算模数mm = 3.24mmZ13.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）m、fl捂1d 1 F（1）确定计算参数1）计算载荷系数K = K K K K = 2.367A VFaF卩2）根据纵向重合度和二以8 ,从图10-28查得螺旋角系数Y 二 0.883）计算当量齿数Z ZZ 二 二 33.94v1 COS3 bZ=87.57v2 COS3 B4）查取齿形系数由表10-5查得Y二2.46，Fa1YFa 2二 2.215）查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysa1 = 45,Y = 1.778Sa 2由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b广390Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限b fe2二320Mpa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K= 0.95， K = 0.98FN1FN 2计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得=264.643MpaK a=FN1_FE1SK aFN2_FE2S=224Mpa，并加以比较Y Y6)计算大.小齿轮的严呼a FY YFa1 Sa1 =0.01529b F 1Y YFa 2 Sa 2 =0.01754bF 2大齿轮的数值大(2)设计计算m 1 Fa 弘=2.52 e z 2 a d 1 F取 m=3mm按d = 103.64mm来计算的齿数z = 331Z = 852=d1C0S 0 = 33.52。ma=185mm=33，则 Z2 = Z1 X i2 = 2.585X33=854几何尺寸计算B2=105mmB1 =110mm0 = 17.25。(1)计算中心距:(Z + Z ) x ma =12= 185.34mm圆整为185mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角(Z +Z )mB = arccos i2n = 16.912a(3) 计算大.小齿轮的分度圆直径：Z md =i n = 103.48mm1 cos BZ md = 2 n = 266.52mm2 cos B(4) 计算齿轮宽度b =0 x d = 103.48mmd 1圆整后取B2=105mm, B = 110mm(5) 结构设计小齿：齿顶圆直径 d = d + 2h = 109.47mmai1a齿根圆直径 d = d 2h = 95.97mmf1f大齿：齿顶圆直径 d = d + 2h = 272.52mmai1a齿根圆直径 d = d 2h = 259.02mmf1f六、轴的设计与校核(一)高速轴的设计1. 轴的材料及热处理选择由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢，调质处理.2. 初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径，查表(机设)15-3，得A =103至126，取A =120则：0 0d A A 3：匕=26.93mmlmin0 n1因为髙速轴上安装有大带轮，所以髙速轴的直径不能和电机轴的直径相差太 多.已知选用的电机型号Y160M-6,其电机轴直径为42mm.所以髙速轴，安装大带轮 一段的直径初定为30mm.3. 初选轴承因为髙速轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力，为了能承受 轴向力的作用，并且适应相对较髙的转速，所以选用圆锥滚子轴承,型号为30208 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=40mm且因为没有大齿轮的圆周速度超过2m/s,所以选择脂润滑，则每个轴承旁边 都要安装挡油环.4. 结构设计（参见结构简图）初估轴径后,从右端开始确定直径该轴轴段1安装轴承30208和挡油环， 故该段直径为40mm。因为髙速级小齿轮分度圆较小，所以将轴3段与髙速级小齿 轮做成一体，形成齿轮轴。段2考虑到挡油环的轴向定位，所以以轴环的形式设 计，直径定为45mm, 5段装轴承和挡油环，直径和1段一样为40mm。4段不装任 何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调，取为45mm，取3段 为74.120mm （分度圆直径）。6段装大带轮，因为需要装大带轮取为30mmdmin。（2）各轴段长度的确定轴段1，2的长度和为轴承30208的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮 端面的距离（10mm）,定为43mm。3段与齿轮同宽，为69mm。5段的长度同样考 虑轴承30208和挡油环的厚度，确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑 安装轴承端盖以及大带轮后能方便安放螺栓后得到，取48mm。定为85mm，6段需 要安装大带轮，考虑大带轮的结构和V带根数为5,取安装段长度为70mmo 4段 的长度是在确定其他段长度后自然形成的。（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与大带轮联接的键采用A型普通平键联接，为键 8*7 GB1096-1979（b=8mm，h=7mm，L=40）（二）中间轴的设计1材料为45号钢，调质处理2出估算轴的最小直径，取A0 = 110，则Pd A 32 =37.27mm ，选取两轴承段轴径为40mm，选取圆锥滚子轴承 2min0 n7 2302083. 轴的结构和尺寸确定1）各轴直径的确定初估轴径后,从右端开始确定直径该轴轴段1安装轴承30208和挡油环， 故该段直径为40mm。因为中间轴齿轮分度圆较大，不宜与齿轮做成一体，所以将轴 2段，轴4段装齿轮，轴2段定为45mm,轴4段定为45mm。段3考虑到齿轮的轴向 定位，所以以轴环的形式设计，直径定为60mm, 5段装轴承和挡油环，直径和1 段一样为40mm。2）各轴段长度的确定轴段1的长度和为轴承30208的宽度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面 的距离（10mm）,定为45mm，轴段3定位17.5mm。2段考虑用于髙速级大齿轮定 位，应比该齿轮稍窄，定为67mm。4段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮 的周向定位，定长度为107mm。5段轴环的宽度取45mm。3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与髙速级大齿轮均采用A型普通平键联接，为键216X10L=45 GB1096-79,与低速级小齿轮联结的键为减少加工过程中的换刀次数，均采用A型普通平键联接，为键316X10 L=80mm GB1096-79.（三）低速轴的设计与校核1. 轴的材料及热处理选择同髙速轴，选择常用材料45钢，调质处理.2. 初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径，查表（机设）15-3，得A0=103至126, 取 A0=105则：rpd A 才=48mm3min 0 n3这算出的为轴受扭段的最小直径.对于低速轴来说,轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段，则最小轴段应定 为外伸端装联轴器的轴段，根据联轴器的选择（详见本说明书第七部分），最小直 径d3定为50mm.3. 初选轴承（1）因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力，为了能承 受轴向力的作用，并且适应相对较髙的转速，和较髙速轴更粗的直径，所以选用 圆锥滚子轴承，型号为30212根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=60mm。4. 结构设计（参见结构简图）低速轴1）.各轴直径的确定初估轴径后,则可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段 1安装联轴器,故该段直径为50mm。轴3段和轴8段安装轴承和挡油环，所以定为 60mm.轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=55mm的 毛毡圈，故取2段55mm.段6安装低速级大齿轮，定为73mm.段7考虑到挡油环的 轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为65mm.5段考虑齿轮的轴向定位，以 轴环的形式设计，定为83mm。4段不装任何零件，但考虑整个轴的比例协调，取4 段为65mm。2）各轴段长度的确定轴段1应该按选用联轴器的尺寸来定，所以定为84mm,轴段3和轴段8的长 度和为轴承6212的宽度和挡油环厚度，定为34mm。轴段7应考虑箱体内壁到齿 轮端面的距离（10mm），所以定为14mm.6段应考虑齿轮的定位，为88mm。5段轴 环定为10mm。2段的长度是在确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安 装轴承端盖以及考虑安装联轴器后可以方便插取弹性套柱销得到，定68mm。4段 的长度是在确定其他段长度后自然形成的。（计算后得出为75mm）3）轴上零件的周向固定与低速级大齿轮均采用A型普通平键联接，键4 20X12L=70 GB1096-794）轴上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。因为轴上装有轴承，所 以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段5的右侧，轴段1的左侧开有砂轮越程 槽，根据刀具的宽度，槽的尺寸为4*1齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角，轴环3 左侧过渡圆角半径定为2mm.5.低速轴的校核已知低 速轴，P 二 4.954kw , n 二51.843r/min ,33T 二 912.576N .m31.作用在齿轮轴上的力已知大齿轮的分度圆直径为d则，F = #3 = 2x912.576x100 = 6848N2266.52=F 竺竺=6848 x tan2 = 2605N , t cosBcosl6.91=6848 x tanl6.91 = 2082N圆周力,径向力,轴向力的方向以及弯矩图,扭矩图方向如V1V 2HT = 912.576N .m=266.52mm ,2式中:F + F = FNH 1NH 2鬥屮(174 + 87丿=屮 x 87NH 1tF + F = FNV 1NV 2鬥F 1174 + 87丿=FNV 1X 87NV 2F= 2238NNH1F =4565NNH 2F= 868NNV 1F =1737N NV 2=2082 X 266-52 X10-3 = 277.45N.m；合成：M = M2 + M2 = ：397.4242+151.032? = 425.155n.m% HV1 V，:M 2 + M 2 = 397.4242+126.4182 = 417.045 n .m HV 2 P弯曲:Gca2T2W丿补,2:M 2+V2W -L 60MPa-1兀 d 3 bt at)W =-32式中，b=14mm,h=9mm,t=5.5mmW 二 1.075 xlO -5所以，G = 0.57MPaG L 60MPa-1caB处收扭:G = W912.f76 A = 39.6MPaG L 60MPaca兀d 3 bt d 2-1T2d所以轴符合要求七、低速轴轴承校核轴3寿命计算，所选轴承302012.Y=1.5, e=0.4F =伫=d i 2Y868F=289NF1737579 N2 X1.5d 22Y2 xl.5F =2082NaeFF + Fdld2ae所以1轴承紧，2轴承松F 二 F + F 二 2082 + 579 二 2661Nalaed2F 二 F 二 579Na 2d 2Fe 二 二 3.065e ；所以 X=0.4, Y=1.5rlp 二f Qf + yF )= 4338.7 N1 prlalfe = Fa2 = 0.3 e ；所以 X=1， Y=0r 2P 二 xF 二 1737N P1103 沁 597200h =248.8 年3 年 所以轴承满足要求八键连接的选择与校核1.键选择轴 1 带轮键：bxh = 8x7，宽度 b=8mm，轴深 t=4mm，毂 t 二3.3mm1r=0.160.25mm中间轴键：大齿轮 bx h = 12x 8，宽度b=12mm，轴深t=5mm,毂小齿轮t =3.3mm, r=0.250.4mm1bx h = 12x8，宽度 b=12mm，轴深 t=5mm，毂轴3：大齿轮t =3.3mm, r=0.250.4mm1bxh = 18x 11 ，宽度 b=18mm，轴深 t=7mm,毂联轴器t =4.4mm, r=0.250.4mm, l=90mm, k=0.5h=5.51bxh = 14x9，宽度 b=14mm，轴深 t=5.5mm, 毂t =3.8mm, r=0.250.4mm, l=100mm, k=0.5h=4.512.轴3键校核r2T xlO 3 匚Q = 26mm ；f1d :2C 18mm1d : C 22mm1 115.d d至凸缘边距离d : C 24mm ；d :C 16mmf. 2f22216.轴承旁土台半径17.轴承端盖外径18.轴承旁连接螺栓距离R = C1 2D =轴承座孔直径+ （55.5） d3 2 3s u D219.凸台高度h20.外箱壁至轴承座端面距离21.大齿轮顶圆与内箱壁距离22.齿轮端面与内箱壁距离l = C + C +（510）1 1 2A ）1.251A ）5223.箱盖箱座助厚m 沁 0.855124.内箱壁至轴承座端面距离;m u 0.8551+ C + 5101 2取C =26mm ； C = 24mm1 2所以l 二 26 + 24 + 8 二 58mm ； L = 8 + 26 + 24 + 8 = 66mm1箱盖吊耳:d 二 b 二（1.8 2.5）5 二 2.5 x 8 二 20mm1R = （1.0 1.2）d = 20mm ； e = （0.8 1.0）d = 20mm油标： M16d 二 4mm, d 二 16mm, d 二 6mm, h = 35mm,123a = 12 mm , b = 8 mm , c = 5 mm , D = 26 mm , D = 22mm1箱座吊钩:B 二 C1 + C2 = 50mm，2 B 二 25mm，H = 0.8B 二 40mmh = 0.5H = 20mm， r=0.25B=12.5mm放油孔:d=M20 X1.5 , D=30mm , L=28mm , l=15mm , a=4mm , D=25.4mm ,S=22mm , d】=22mm , H=2mm视孔盖:d=M20X 1.5 , a=4mm , D=30mm , D =25.4mm , d】=6mm , s=22mm ,L=28mm , l=15mm轴承盖结构和尺寸:轴 1 e = 1.2 d 二 12mm , D = 80mm , D 二 D + (2 2.5) d = 105mm303D 二 D + (2.5 3) d 二 130mm , D 二(0.85 - 0.9)D 二 72mm2 034D 二 D - (2.5 3) d 二 80mm , d 二 d +1 2 二 12mm50303轴2和轴1一样轴 3e 二 1.2 d 二 12mm , D = 110 mm ,=135mm3 03D = D + (2.5 3) d = 160mm , D = (0.85 0.9)D = 99mm2034D = D -(2.5 3) d = 110mm, d = d +1 2 = 12mm50303十减速器的润滑和密封一.齿轮的润滑根据机械设计P233，对于闭式齿轮传动，当齿轮的圆周速度12 m/s, 用油润滑的润滑方式。髙速齿轮浸入油里约0.7个齿髙，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油髙 度约为1个齿髙（不小于10mm）,不超过其1/3齿轮的分度圆。为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面的磨损， 应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm.由于两级齿轮传动的平均圆周速度为1.44m/s,并且根据齿轮的材料为45 钢，根据机械设计表10-12及表10-11,选用中负荷工业齿轮油（GB5903-1995）, 牌号为150。为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量，由机械设计课 程设计P43知，单级减速器每传递1 Kw需油量为0.35-0.7L，两级减速器则按 级数成比例增加。该减速器需传递约4Kw的功率，则需要至少5.6L的油量，实际 设计中装油量应保证大于该数值合适.二.滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V2m/s所以采用脂润滑，则每 个滚动轴承旁边都需要放置挡油环.三减速器的密封由于本减速器滚动轴承采用脂润滑的方式，并且速度较小，所以采用毡圈密 封.则只需在轴承端盖上根据相应的按标准的毛毡大小开出梯形槽，将毛毡制成 环形放置在梯形槽中与轴密合接触根据机械设计课程设计表12-11，本减速 器根据轴的结构，在髙速轴上采用毡圈35JB/ZQ4606-86,低速轴上采用毡圈55 JB/ZQ4606-86，材料为半粗毛羊毛毡.十一设计心得这次的机械设计课程设计考察了我们上大学以来学到的各个学 科的知识，这次课程设计是一个人一组，培养了我独立思考独立完成作业的技能，丰富了我的机械知识，我在前期计算花的时间还不多， 就是在三维制图中遇到了不少问题，我从中发现我的solidworks这一 门课已经忘了很多，有些东西还要查书，问同学才行，不过，能自己 完成这个工程对我来说还是很有成就感的，尽管还有很多错误的地方， 我会把我不通的知识学会，熟悉。十二参考资料1. 机械设计课程设计唐增宝，常建娥主编.华中科技大学出版 社,2006年4月第三版2. 机械设计课程设计陈玉 主编.机械工业出版社,2011年第四版