二级同轴式齿轮减速器设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置一课程设计任务书2二二二设计要求2-三设计步骤31.传动装置总体设计方案32.电动机的选择43.确定传动装置的总传动比和分配传动比64.计算传动装置的运动和动力参数65.齿轮的设计76.滚动轴承和传动轴的设计117.键联接设计258.箱体结构的设计269.润滑密封设计2810.联轴器设计28四设计小结28五参考资料29111课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置(简图如下)1 运输带2卷筒3联轴器4二级圆柱齿轮减速器5电动机原始数据:数据编号12345678运送带工作拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400数据编号910111213141516运送带工作拉力F/N45004800500055006000600080008500运输带工作速度v/(m/s)1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直径D/mm400500500450450500400450数据编号17181920212223运送带工作拉力F/N900095001000010500110001150012000运输带工作速度v/(m/s)1.41.51.61.71.81.92.0卷筒直径D/mm5005506005505004504001工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温 度35:2. 使用折旧期：使用折旧期8年；3. 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修;4. 动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5. 运输带速度允许误差：土 5%6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 二.设计要求1. 完成减速器装配图一张（A0或A1）。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 编写设计计算说明书一份三.设计步骤1 .传动装 置总体设1.传动装置总体设计方案本组设计数据:第十六组数据：运送带工作拉力F/N 5500。运输带工作速度v/（m/s）1.2卷筒直径D/mm 450。1）外传动机构为联轴器传动。2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。F 5500Nv 1.2 m sD 450mm3）方案简图如上图2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量4）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结 构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺 寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。 但减速器轴向尺寸及重量较大； 高级齿轮 的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，冈I度差；仅能有一个输 入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为丫系列三相交流异步电动机。 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。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2）选择电动机的容量Pw 6.6kw工作机的有效功率为Pw Fv0.87从电动机到工作机传送带间的总效率为4212345由机械设计课程设计指导书表 1-7可知：1 :联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）2 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）3 :齿轮传动效率0.98 （7级精度一般齿轮传动）4 :联轴器传动效率0.99 （齿式联轴器）Pd7.58kw5 :卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为3）确定 电动机 转速3）确定电动机转速Pdnw51 r min按表1-8推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比i840而工作机卷筒轴的转速为60vD所以电动机转速的可选范围为ndi nw (8 40) 55r min (407 2038) r min符合这一范围的同步转速有 750min、iooor min、i500r min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选定电动机型号 Y160L-4选用同步转速为1500min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表 12-1选定电动机型号为丫160L-4。其主要性能如下表:电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y160M-41114602.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表:3、计算传动装中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底脚安装 尺寸AX B地脚螺 栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸 FX GD160600X 417.5X 385254X2101542X 11012 X 45置的总 传动比 和分配 传动比(1 )总 传动比i分 配传动 比4计算传动装 置的运 动和动 力参数1)各轴 的转速3.计算传动装置的总传动比i并分配传动比(1).总传动比i4.(2).分配传动比考虑润滑条件等因素，初定i 5.35，i 5.35计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速nm1460 r minii272.90 r miniii51 r min2)各轴 的输入 功率2).卷筒轴nw51 r min各轴的输入功率Pd7.43kwii轴7.21kw3)各轴 的输入 转矩iii轴6.99kwi28 .63i5.35i5.35n 1460 r min n 272.90r minn51 r # mi nnw 51 r minP 7.43kwP 7.21kwP 6.99kwP卷 6.85kw3)卷筒轴6.85kw.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为6PdTd 9.5510dn m4.9610 4 N mm轴名功率P/kw转矩 T/(N mm)转速 n/(r/mi n)传动比i效率I轴7.434.86 10414605.350.97II轴7.212.52 105272.905.350.97III轴6.9961.31 105110.98卷筒轴6.851.28 106515. 齿 轮的设 计1) 选定齿轮 类型、 精度等 级、材 料及齿 数2) 初步设计 齿轮主 要尺寸选用直齿圆 柱齿轮传动 软齿轮面闭 式传动7级精度小齿轮材料 45钢(调质)大齿轮材料45 钢(调质)z2123Kt1.4I 轴 TTd i24.8610 4N mmII 轴 TT 32i2.52105 N mm川轴 TT 3 2i1.31 106N mm卷筒轴 T卷 T 4 2 1.28 10 N mm 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。5. 齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，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 7级精度(GB10095-88)。 材料选择。由机械设计表6.1，选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为270HBS 大齿轮为45钢(调质)，硬度为230HBS二者材料硬度差为40HBS选小齿轮齿数乙 23，则大齿轮齿数Z2 i乙1232)初步设计齿轮主要尺寸(1) 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(2) 按齿面接触疲劳强度设计，即d1t2.323 KT1 U 1(Z)2 d U h 1确定公式内的各计算数值I .试选载何系数Kt 1.4。n .计算小齿轮传递的转矩955 106P4T14.86 104N mmnm.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表 6.5选取齿宽系数 d 1 IV.由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数Ze 189.&/MPa V .由机械设计图6.8按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1 600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 560MPa W .计算应力循环次数N160n jLh60 1460 1 8 365 16 4.09 1091 8N27.64 108iVD.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数Khn1 0.90 ; Khn2 0.95 Vffl .计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1KH1HN1 Hlim1 0.90 600MPa 540MPaS_-K HN 2 H lim 2*i-mimH 2 0.95 560MPa 532MPaS2.设计计算I .试算小齿轮分度圆直径d1t，代入h中较小的值。d1t 2.323 fT-()50.44mmt du hn .计算圆周速度v d1tn160.03 1460c厂 /v1t 13.85ms60 100060 10004.86410 N mmd1Ze 1898J MPaN14.09109N2 7.64108仆 0.9(K hn20.95h】1=540MPah 2=532Mpad1t 50.44 mmv 3.85 msrn.计算载荷系数K查表6.2得使用系数Ka = 1.0;根据v 3.85m s、7级精度查机械设计图6.10得动载系数Kv 1.12 ；查机械设计图6.13得K 1.15 o则 K KaKvK1 1.12 1.15 1.288IV.校正分度圆直径d1由机械设计式(6.14 ),*53灯心 60.03 3 1.288/1.4mm 49.05mm3.计算齿轮传动的几何尺寸I .计算模数mm d1/z158.38/232.13mm按标准取模数 m 2.5mmn .计算分圆周直径d1、d2d1 z1m 2.5 23 57.5mmd2z2m 119 2.5 307.5mm川.计算中心距plpla1 2 (57.5 297.5)/2 156.5mm2v .计算齿轮宽度b dd157.5mm取 B2 60mm, B1 65mm。v.齿高h 2.25m 2.25 2.5 5.625mm(3).按齿根弯曲疲劳强度校核K 1.288di t 49.05mmm 2.5mmd157.5mmd2307.5mma 156.5mmB165 mmB260 mmF lim 1240MPaF lim 2220MPaK fn 10.852 kt由机械设计式（6.12 ）， F2 1 3 YFaYsa fdZ1 m1.确定公式内的各参数值I.由机械设计齿轮的弯曲强度极限n .由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1 240MPaFlim2 220MPa ；图6.7取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.85，Kfn2 0.90;川.计算弯曲疲劳许用应力;取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Yst2.0, 得F1F】2IV.查取齿形系数;大Kfn1Yst FE1 240 0.852/1.4291.43MPaKfn2Yst FE2 220 0.902/1.4282.86MPaKfN20.90S=1.4Yst2.0f1291.43MPaF 2282.86MPaYFa12.69YFa22.16Ysa11.575YSa21.81小齿轮的数值较YFa1、Yf92和应力修正系数YSa1、 YSa2由机械设计表 6.4 查得 YFa1 2.69 ; YFa22.16 ； Ysa1 1.575 ； Ysa2Y Yv.计算大、小齿轮的Fa ；a并加以比较;F YFa1YSa1F10.01451.81大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度2687MPa 1YFa2Ysa2F 20.01382KF12 3dZ1 mYFaYsa空鰹 28.叫04 2.69 1.575 268.7MPa 1.0 232 2.52(4).结构设计及绘制齿轮零件图f1首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图 6.26(a)荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。F1286.7MPa f1 弯曲疲劳强 度足够其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分血 I. 如国）1翩円n.z97iKLhir F 厶f)31kOtn-4dEMMlBt- IMR6. 滚 动轴承 和传动 轴的设 计MJ-J5UKH4MH-IBri-fc:euuiIMJ*6. 滚动轴承和传动轴的设计（一）.轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P6.99kw, T 1.31 106N mmn .求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2 mz22.5 123 307.5mm2T而Ft8520.32Nd2FrFt tan3101.14NFa0IH .初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表 11.3，取C 110，于是dmin C1 56.7mm，由于键槽的影响，故 dmin 1.03dmin 58.42mm n输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea KAT，查机械设计表10.1，取KA 1.3，贝U：Tea KAT1703N m按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4型鼓型齿式联轴器，其公称转矩为2800N m。半联轴器的孔径d 60mm，故取IV.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(一).轴的设计1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，i- u段右端需制出一轴肩，故取u - m段的直径du皿70mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I - U段的长度应比L略短一些，现取I u 105mm2).初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dn皿70mm，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6015,其尺 寸为 d D B 75mm 115mm 20mm ， 故 d皿即 d刑町 75mm ； 而 l刑町20mm。3) . 取安装齿轮处的轴端W - V的直径d 80mm ；齿轮的左端与左轴承之间 采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 60mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此 轴端应略短于轮毂宽度，故取1叩v 58mm。齿轮的右端米用轴肩定位，轴肩咼度h 0.07d，故取h 6mm，则轴环处的直径dv刑92mm。轴环宽度b 1.4h，取l V 刑 15mm。4) .轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离1 20mm，故1 皿50mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a 12mm ,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴 承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取s 3mm，已知滚动轴承宽度T 20mm， 大齿轮轮毂长度L 60mm,则l 皿T s a (60 58)(20 12 3 2)mm 37mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d即v由机械设计手册表4-1查得平键截面b h 22mm 14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为H 7了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半n6H 7联轴器与轴的连接，选用平键为18mm 11mm 100mm，半联轴器与轴的配合为。k6滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表1-27，取轴端圆角2 45 。V .求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距L2 L3 54mm 54mm 108mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M H、M V及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1 4260.16NFNV1 1550.57NFNH 24260.16NFNV2 1550.57N弯矩MM H230048 .64 N mmMV 83730.78总弯矩M244812.62N mm扭矩TT 1310000N mmw.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ,轴的计算应力JM 2 ( T)2ca 13.24MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得i 60MPa因此ca 1，故安全。VD .精确校核轴的疲劳强度(1) .判断危险截面截面A,n ,川,b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中 均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a, n,川,b均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面 W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而 且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面切显然更不必校核。由机械设计 第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴 只需校核截面W左右两侧即可。(2) .截面W左侧抗弯截面系数W 0.1d3 0.1 753 42187.5mm3抗扭截面系数Wt 0.2d3 0.2 753 84375mm3截面W左侧的弯矩M为5429M 左 M113339.18N mm54截面W上的扭矩T为T 1310000N mm截面上的弯曲应力b M 5.80MPa W截面上的扭转切应力t 15.53MPaWT平均应力m 0MPa , m 7.77MPa2应力幅ab 5.80MPa , am 7.77MPa轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得b 640MPa ,! 275MPa ,1 155MPa o截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按机械设计附表1.6查取。因L 2.5 0.03 , D 80 1.067，经差值后可查得 d75d751.90 ,1.30又由机械设计图2.7可得轴的材料的敏性系数为q 0.80, q 0.85故有效应力集中系数为k 1 q (1)1.72k 1 q (1)1.26由机械设计图2.9的尺寸系数0.65 ；由图2.9的扭转尺寸系数0.76轴按磨削加工，由机械设计图 2.12得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即q 1，则综合系数为kiK 12.73kiK _L 11.74查机械设计手册得碳钢的特性系数0.1 0.2，取0.10.05 0.1，取0.05于是，计算安全系数Sca值，则S148.4KamS115.22KamS SSca14.52 S 1.5；S2 S2故可知其安全。(3).截面W右侧抗弯截面系数W 0.1d30.1 80351200mm3抗扭截面系数WT 0.2d3 0.2 803 102400mm3截面W右侧的弯矩M为5529M 右 M-113339.18N mm55截面W上的扭矩T为T 1310000N mm截面上的弯曲应力b右 2.21MPaW截面上的扭转切应力T 12.79MPaWT平均应力m 0MPa , mT 6.40MPa2应力幅ab 2.2lMPa , am 6.40MPakkk过盈配合处的，由附表1.4用插值法求出，并取0.8 ，于是得kkk 3.16，k 2.53轴按磨削加工，由机械设计图 2.12得表面质量系数为0.92故得综合系数为kiK1 3.25k1K1 2.62所以轴在截面W右侧的安全系数为S 1 38.29KamS 1 9.07KamS S Sca 8.83 S 1.5VS2 S2故该轴在截面w右侧的强度也是足够的。Vffl .绘制轴的工作图，如下：匕出电胖翔R16j 农祕湘cm礼尅忠*谢E/T lfl2M-r 對*k（二）.齿轮轴的设计I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P7.43kw , n 1460 min , T 4.86 104 N mmII .求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径d1FtFrFamz12.5 23 57.5mm2T 1690NchFt tan615.2NFt 1690NFa120in.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表11.3，取 C 120，于是dmin21.26mmTcaKAT 72.9N m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N m。半联轴器的孔径d30mm，故取d12 30mm，半联轴器长度L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 60mmd1272.9N m30mmdmin C3：20.64mm,由于键槽的影响，故dmin1.03dmin 21.26mm,输出轴的X n最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12。为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩aKAT，查机械设计表10.1，取KA 1.5，贝U：(二).齿轮轴的设计36mm58mm40mm40mm18mm18mmd34d78l3478IV .齿轮轴的结构设计d 23 (1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，1- U段右端需制出一轴肩，故取U -m段的直径d23 36mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度112L60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I- U段的长度应比L略短一些，现取l12 58mm。2).初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。按照工 作要求并根据d23 36mm,查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6208,其尺寸为d D B 40mm 80mm 18mm，故 d34 d?8 40mm, I34 q 18mm。3) . 轴肩咼度h 0.07d，故取h 4mm，则轴环处的直径d45 d67 48mm。轴 环宽度 b 1.4h，取 l45 l67 12mm。4) .轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而疋)。根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖的外端面与半联轴器右端面间 的距离 I 30mm，故 I23 50mm。5) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端W - V的直径d56 62.5mm , l56 65mm。至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d12由机械设计设计手册表4-1 查得平键截面b h 10mm 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 48mm。同时为了保 证半联轴器与轴配合有良好的对中性， 故选择半联轴器与轴的配额为 H7；滚动轴承k6与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计手册表1-27，取轴端圆角2 45。V .求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距 L2 L357.5m3m 53.5mm107mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的M H、M V及M的值列于下表。dmin 28.8mm载荷水平面H垂直面V支反力FF nh 1845 NFnv1307.6NF nh 2845 NFnv2 307.6N弯矩MM H 4527.5N mmM V 1645.66N mm总弯矩M48109.6N mm扭矩TT 48600N mm山-nirNC)的强0.6，2.30MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得i60MPaw.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 轴的计算应力因此ca l，故安全。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命Lh 8 16 36546720hI .计算输入轴承(1).已知n 1460r min，两轴承的径向反力FR1 FR2 1506.51N计算当量载荷P1、P21506.51N1506.51N，深沟球轴承，取fp 1.2P1Fr 1506.51NP2Fr(3).轴承寿命计算由于RP2，取P查手册得6208型深沟球轴承的Cr 17kN，则Lh16667 ( ftCnfpP)49621.78h LH故满足预期寿命。n.计算输出轴承(1).已知n 55r min，两轴承的径向反力Fr1 Fr? 7261.45N(三).滚动轴 承的校 核7.键联接设计(2).计算当量载荷P1、P2P1Fr7261.45NP2Fr7261.45N(3).轴承寿命计算由于RP2，取P 7261.45N，深沟球轴承，取查手册得6208型深沟球轴承的Cr 17kN，则Lh16667( ftCnfpp)3, ft1.0 , fp 1.249086.47h Lh故满足预期寿命。7. 键联接设计I .输入轴与联轴器间键的选择及校核轴径d 30mm，轮毂长度L 60mm ,查手册，选A型平键，其尺寸为b 8mm， h 7mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)现校核其强度：I L b 42mm, T 81400N mm，k2p 2T kid 36.92MPa查手册得p 110MPa，因为p p，故键符合强度要求。n.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d 85mm，轮毂长度L 60 mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b 22mm， h 14mm， L 50mm (GB/T 1095-2003)现校核其强度：I L b 28mm, T 203000 N mm，k -2p 2T 103 kid 86.54MPa查手册得p 110MPa，因为p p，故键符合强度要求。m.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d 70mm，轮毂长度L 107mm，查手册，选A型平键，其尺寸为8.箱体结构的设计b 20mm， h 12mm， L 100mm (GB/T 1095-2003)现校核其强度：I L b 80mm, T 203000 N mm，k h23p 2T 10 kid 108.45MPa查手册得p 110MPa，因为p p，故键符合强度要求。8. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用H7配合.is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶 到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面 粗糙度为6.3。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于 能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支 承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面， 并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 .D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔 改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装 一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 .减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a 3 810箱盖壁厚110.02a3 88箱盖凸缘厚度bibi1.5 i12箱座凸缘厚度bb 1.515箱座底凸缘厚 度b2b22.525地脚螺钉直径dfdf 0.036a12M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径did10.75dfM16机盖与机座联 接螺栓直径d2d2 = （0.50.6） dfM12轴承端盖螺钉直径d3d3=（ 0.40.5） d fM10视孔盖螺钉直 径d4d4 = （0.30.4） dfM8定位销直径dd =（0.70.8） d289. 润滑密封 设计10. 联 轴器设 计d f , d1 , d 2 至外机壁距离C1查机械设计课程设 计指导书表11-2282420d f , d2至凸缘边缘距离C2查机械设计课程设 计指导书表11-22818外机壁至轴承 座端面距离1111 = C1 +C2 + (812)52大齿轮顶圆与内机壁距离111.215齿轮端面与内机壁距离22 12机座肋厚m、mm 0.85m10.85m 8 .5, m16.8轴承端盖外径D2D2 D + (55.5 ) d3120809润滑密封设计对于二级同轴式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所5以其速度远远小于（1.52）10 mm.r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92 中的50号润滑，装至规定咼度。油的深度为H+h ,H=30 0=34。所以H+g=30+34=64 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均 匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用凸缘式端盖，易于加工和安装。10.联轴器设计1. 类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算.见轴的设计。四设计小结这次关于带式运输机上的二级冋轴式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系 实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。 通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识为我们以后的工作打下了坚实的基础1 机械设计是机械工业的基础 ，是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。2 这次的课程设计，对于培养我们理论联系实际的设计思想 ；训练综合运用机械设计和有关先修 课程的理论，结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力 ；巩固、加深和扩展有关机械设计方面 的知识等方面有重要的作用。3 在这次的课程设计过程中，综合运用先修课程中所学的有关知识与技能，结合各个教学实践环节进行机械课程的设计，一方面，逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力，特别是提高了分析问题和解决问题的能力，为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助5 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设 计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。五.参考资料机械设计咼等教育出版社主编徐锦康机械原理咼等教育出版社主编朱理工程制图机械工业出版社主编鲁屏宇材料力学咼等教育出版社主编刘鸿文互换性与技术测量基础上海科学技术出版社 主编甘永立机械工程材料咼等教育出版社主编王章忠机械设计课程设计手册高等教育出版社主编吴宗泽 罗圣国