用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器说明书

-14-已知条件，运输带工作拉力 F=2200N,运输带速度 V=1.8m/s,滚筒直径 D = 450mm,两 班制，连锁单项运转，载荷轻微冲击，空转启动，工作年限5年，环境最高温度35C,小批量生产。二、电动机的选择选择电动机类型：按工作要求和条件选取 Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。选择电动机型号：电机所需的工作功率为FwvwPw 二n其中，Pw =Fv1000 w（"w 取 1）则一Fv 1000 w由电动机至运输机的传动总效率”总为，n 方2 n _ n 总一带轮 轴承 齿轮 联轴器其中，”带轮=0.96, “轴承=0.99,力齿轮= 0.97,“联轴器= 0.98, 衮筒=0.98则产总= 0.96 x 0.992 工 0.97 父 0.98父 0.96 球 0.89即，Pd旦=FV2200 1.810001000 0.96：4.125kw电动机的转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60 x 1000V/ 兀 D=60 X 1000 X 1.6/ 兀 x 260=117.6r/min根据合理的传动比范围，初选V带的传动比i=224,齿轮的传动比i=325nd =(24) (35) 117.59 =(6 20) 117.59 = (705.54 2351.8)r/min电动机的技术特性和外形及安装尺寸公表14-1,表14-2,符合这一范围电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min ,有三种适用的电动机型号可供选择，如图：传动比方案比较从动比力杀电动机型 号额定功率/kw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转 速满载转 速总传动 比V带传动 比齿轮传动 比1Y100L2-431500142012.083.0242Y132S-6310009608.1624.083Y132M-837507106.0423.02综合考虑，电动机和传动装置的尺寸、重量和价格选择Y132S-6比较合适，因此选定型号为Y132S-6 ,所选电动机的主要性能和外观尺寸如下：额定功Ped / kW率同步 转n/(r min )速满 载转nm /(r min )速起动转 矩额定转 矩最大转 矩额定转 矩3100096022电动机（Y132S-6）的主要外形尺寸和安装中心(Wj H外形尺寸L"HC/2 + HD)MHD底脚安,AM B菱尺寸地脚螺栓空直径K轴外伸尺寸DM E112475 M 345 M 315216M1781238 M 80三、计算各轴的运动和动力参数(1)、计算各轴的功率：齿轮轴功率：R = pd X ”带=2.43X 0.97 = 2.36kw轴功率： R = pi X ”轴承黑。齿轮=3.26 X 0.995X 0.97= 2.27kw卷筒轴功率：Pw = B X "轴承父"联轴器=2.27X 0.995 X 0.995= 2.25kw(2)、各轴的转速：齿轮轴：n= nm/i 带=960/2 =480r/min轴：nn =nm/(i 带 i齿轮)=960/ (2父4.08) = 117.65r/min联轴器：n4 = nn =117.65r/min(3)、各轴的转矩：Pd电动机轴： Td =9550 一 =9550X2.43/960=24.17 N m - nmP齿轮轴：T： =9550 1 =9550 X 2.36/480=46.95 N m -入P2轴：Tn = 9550 =9550X 2.27/117.65=184.26 N m -P3联轴命：Tm =9550 一 =9550X 2.25/117.65 =182.64N m %运动和动力参数的计算结果参爹轴名电动机轴I轴II轴滚筒轴转速 n(r/min)960480117.65117.65功率P(kw)2.432.362.272.25转矩T(N m)24.1746.96184.26182.64传动比i24.081效率Y旦=0.97PdP =0.96 P0.99四、带传动的设计已知带传动选用 丫系列异步电动机，其额定功率 P=3,主动轮转速nw =960,从动轮转速ni =480,传动比i =2,两班制工作，有轻度冲击。(1 )、V带设计:项目设计与说明主要结果计算功率PC查表机械工程设计基础P94表9-3-1得K A = 1.3Pc =Ka P =1.3M3=3.9kw CAPc = 3.9kw选V带型 号根据FC, n查表9-3-1选区A型V带取A型V带确定带轮 基准直径ddi ,dd2查表9-3-1,选dd1 = 100mm ,从动轮基准直径为. m .960 _dd2 =dd1=父 100= 200mm,查表 9-3-2 ,选队480dd2 = 200mmdd1 = 4100mm dd2 =4 200mm验算带速度Vndd1nl V 5.024m/s60 M1000V在5m/s15m/s范围内，故带的速度合适V=5.024m/s确定V带 的基准长 度和传动 中心距初选中心距a0 = 400mm基本V带长度冗(ddo ddi)2l0 =2a0 + (dd +dd2)+也 1277.25mm24a°查表P190表9-1-2,选取V带的基准长度ld = 1250mm l7 _ l C计算实际中心距 a a0十比374mm2l0 = 1277.25mm a = 374mm验算主动 轮上包角ai« dd2 -dd1。a1 -180 21M57.3 定 164.68 之 120aa1= 143.49 二计算V带 的根数z由 n1 =960r/min, dd1 = 100mm,查 表 9-3-3 ,P0 =0.95fP。=0.1, Ka =0.96,Ki =0.93P“:.z =c定 4.16(P +AP°)KaK取z = 5根Z=5计算V带 合适的初拉力F0查表得：q= 0.11kg/m500P 2.52F0 =-(- -1) +qv2 丸 204.61Nzv KaF0 =204.61N计算作用 在轴上的 载荷a1FQ =2zF0 sin之 2027.65N2FQ = 2027.65N(2)、小带轮结构设计:设计与说明主要结果结构尺寸计算结 构 设 计 及 夺 件 图查机械工程设计基础Rog表14-3Y132S-6, D=38 mm已设计好dd1 = 100mmds = D = 38mmda = dd1 2h = 105.5mmB = 2f 4e = 78mmL =(1.52)ds =1.5 38 = 57mm外径 da = 105.5mm a轮厚B = 78mm内孔径D= 38mm内孔径长 L= 57mm(3)、大带轮结构设计:项设计与说明主要结果目= 25mm,色 4机W(反” P1 P1 pP14 26 表 14.1-24 付：D= dsS=14查机械工程设计基础P199图9-4-1及公式得：B = 70mm内孔径：D = 25mmS1 2 1.5S= S1 2 15结S2 之0.5S= S2 之6L = (1.52)m25 = (37.550)= L=50mm内孔径长：L=50mm轮厚：B = 70mm辐板厚度：S= 14mm构 尺dh = (1.8 2)ds = (1.8 2) m 25 = (45 50)=dh = 50mn1轮毂直径：dh=® 50mm寸 计查机械工程设计基础P200表9-4-1得：外径da=dd +2ha外径：da =© 205.5mm算普 V带轮基准线上槽深ha = 2.75mm ,基准直径基准直径：dd2 =4 200mmdd2 = 200mm基准线下槽深：da =dd2 +2ha =200+2父2.75 = 205.5mmhf=8.7mm轮缘厚：6min=6轮缘厚6min =6 ,基准卜槽深hf=8.7mm基准线上槽深：H=ha+hf=2.75+8.7=10.45mmha = 2.75mmdr =da -2(H +6) =205.5-2(10.45 +6) = 172.6mmd0 = ©107mm, dh+dr 39.6 十 172.6 "d0 -二-106.1mm22dr "72.6mm44 +172.6c二一108.3 m m2= d0 =(106.1 108.3)d0 取 107mm9Z= 0ss0S0sssuia0 结构设计及零件图五、齿轮的设计已知，P =2.36,n1 =480r/min,T1 =46.95N m,i1 = 4.08产=0.96。项 目计算与说明主要结果选 择 材 料材料热处理方法齿面硬度小齿轮 40Cr 表面淬火55HRC大齿轮 40Cr表面淬火50HRC10-5-5 仃H lim 1 =1240MPa,oH lim 2 =1180Mpa10-5-7 fF lim 1 =330MPa,oF lim 2 =280MPa由表 10-5-5 得，SH=1.1,SF=1.4印=里则即】=巴皿SH 'SF计算 印11kH 2 I kF11bF2 初选精度等级8级hH=1127.27MPa bH2 = 1072.73MPa hF1 =235.71MPa Lf2 =200MPa精度8级按 齿 根 弯 曲 强 度 计 算、；3.2KT1YFcos2 P设计公式：m n之3高TrT、邛az2(u ±1)bF 查表10-5-3,取载荷系数k=1.2P计算小轮转矩：T1 =9550=46.95N m初选螺旋角：P = 8：取齿数：z1=20: z2 =uz1 =20X4.08=81.6查表 10-5-6, z2 =80计算当量齿数：zv -zHT cos P420cc cczv1 -3 B -3 B 20.60cos P cos 户z28zv2 - -3 R - -3-80.08cos户 cos户k = 1.2T1 =46.95N -m8 =83z1 =20z2 =100zv1 =20.60zv2 =80.08YF1 =2.81,YS1 =1.56YF2 = 2.25,YS2 =1.77匕=0.9mn =3YF1 =2.81,丫§ =1.56取齿形系数：1,YF2 =2.25,YS2 =1.77查表10-5-7,选齿宽系数甲a =0.9,瑞需(0.0119)0.0115)以上数据代入得，mn定2.95标准化mn =3确 定 齿中心距：a = mn(z1 +2)& 150mm 2 cos Pa = 150m m轮 主 要 参 数重算螺旋角：P = ar cosmn(z1+z2) 2ad1 = mnz1 = 60mm分度圆直径：1n 19 =9.304 二 d1 =4 60mm d2 =4 240m m b1 = 54mm及d2 = mnz2 = 240mmb2 = 59mm几 何 尺b1 =4ad1 = 60 父 0.9 = 54mmW1S： 11b2 =59mmv = 1.36m / s精度等级为9寸验算 v-叼出-3.14父54父480 .1 36m/sv-rV1 .36m / s60100060M1000查表10-5-2,确定精度等级为 9校 核 齿 面 接 触3根据 HH = 305i KTL(U1- < fcH 。也出曰】0Hl = 306.85mmoH2 = 282.53mm仃H2(bH2强度结 构 设 计 及夺 件 图蜘一3*耙一肥出的“尸单或斜=9口 7六、轴的设计1、齿轮轴的结构设计结构如图，项目设计与说明主要结果选料 一# ,一 、一一45钢 倜质217255HBs# .选45钢估算最小处的轴径d1d = C 3|一定 20.06mm n n考虑到有键槽，将直径增大3%d1 =e25mmd 父3% 定 20.66 mm,标准化 d1 =25mm轴段h1 取 4mm确定各轴段 的直径d2 =di +2% =25 + 8 = 33mmC3 轴段（与其相配轴承d=35mm,D=72mm,T=18.25mm,B=17mm ）hb 取 1mmd3 =d2 +2h2 =33 + 2 =35mmC7轴段d7 =d3 =35mm的轴段30207d 2 =4 33m m d3 = 4135m m d4 = 4）45m m d5 = M6mm d6 = 445mm d7 = 435mmh 取 5mmd4 =d3 +2hh =35+10 = 45mmC6轴段d6 =d4 = 45mmC5轴段与齿轴牙顶直径相等 d5 =66mm2、齿轮轴的长度设计结构如图，项 目设计与说明主要结果各 段 轴 长 计 算轴段查机械设计手册设计好的轮毂长度为54mm二 L1 = L -(25) =54-2 = 52mm轴段去接近已设计好的主动齿轮厚度B齿轮=54mmL5 =54 +3 = 57mm轴段查以确定好的轴承 30207, B=17mm,挡油环厚度取5mmL7 =17+1 +5=23mm-16-Ft -2846.06N mm跨距与总长校核轴的弯矩组合强度轴段Li=52mmL3 = L7 =23mmL2=40m m。轴段L3=23mm暂定 L4 = 20mml4二20m m4L5=57 m m轴段L6=20mmL6 = L4 = 20mm轴段c =15 20mm 取 15mmd '取 25mmL7=23mmL2 =c+d'=15 + 25= 40mm跨距：L=轴承厚度B+2 x挡油环厚度+ L4 + Ls + Lfi = 124mm456跨距：L= 124mm总长：工总=L1 +L7 = 241mm1总=241mm1、主动轴的空间受力简图:2222、计算扭矩：_6 PITI =9.55 106 I =46960N mmQ3、计算合成弯矩：分度圆直径：d=60mm2T,2 46960圆周力：I = 2=2846.06N mmd166TI = 46960N mmFr = 934.7N mm-38-Fa = 418.93N mm斜齿轮的压力角：a =20：螺旋角：9 =9.304二径向力：Fr = Ft tan" =934.7N mm cos :轴向力：Fa =匕 tan2 =418.93N mm4、水平受力计算：水平受力图%FrFBV = 467.35N mmFAV =467.35N mmMBV = -24464.5N mmFAH = 1423.03N mmFBH -1423.03N mmMCH = 55931.26N mm支反力：FAH = FBH1423.03N mm2弯矩：m CH = Fah （坛 + 匕）=55931.26N mm225、垂直的受力分析: 垂直面受力图MCV1 -27731.5N mmMCV2 -1730Q5N mm支反力：FAV =FBV =& =467.35N mm2MB -24464.5N mmMC1 = 53767.3N mmMC2 = 49205.6N mmL1L3MBV = -FQ( ；3) = -24464.5N mmL 总L3L4弯矩:M cvi 二一Fq Fbv ( ) =-27731.5N mm222M CV2 = _Fav , +L4) = -17300.5N mmM B = M BV =24464.5N mm合成弯矩：Mci = MCa M Cvi =53767.3N mm22MC2=.MCH M CV2 = 49205.6N m m6、作当量弯矩图，当扭剪应力为脉动循环变应力时，取系数a=0.6Mcd -35535N mmMCaB = 43142.2N mmMCBC1 = 64448.9N mmMCaC2 = 49205.6N mmMe -64448.9N mmM CD = M D2 +aT1 = 35535N mmMCaB =Jm； +(aT)2 =43142.2N mmMCBC1 = V；M C1 +(aT)2 =64448.9N mmMCaC2 =MC2 =49205.6N mm7、最大弯矩，由当量弯矩图可见，C处的当量弯矩最大为M e =MCaC1 =64448.9N mm8、计算危险截面处直径查表11-1-1,强度极限6b =650MPa查表11-1-3,许用弯曲应力 L =60MPanrtI Me则 d 23 r i 一 22.1mm10.也6】由于 d=66mm>22.1mm故所设计轴的直径强度足够3、从动轴的结构设计项设计与说明主要结果目选 料, 一#, 一 、一一45钢倜质 217255HBs_# .选45钢估 算Pd = c 3 = 31.65mm最vn小 处考虑有键槽，将直径增大 3%d 父3% 定 33.23mm ,标准化 d=40mmd1 =4 40mm的轴径将轴分为7段，如图确定各轴段的4、从动轴的长度设计轴的结构如下图:XEE)、O O ®© qQ ©项 目设计与说明主要结果各 轴 段 长 度 计 算O轴段取弹性柱销联轴器 L m 3 ,轴孔直径d=40mm ,(机械设计手册P107表13-2)L1 =L-(25) =112-2=100mm®轴段L4 =L'-(2 5) =59-2= 57mm轴段L5 =(0.10.15)d5 电8mm轴段S 取 7mm,a 取 13mmL6 =(a+s)-L5 =(13 + 7) -8 = 12mm轴孔长度L=112mmLiL2L3L4L5L6L7=100m m=30mm=43mm=57 mm=8mm=12mm=21mm轴段(与其相配轴承d=50mm,D=90mm,T=21.75,B=20 ,L3 =B+S+a+(25) =20 十轴段C取15mm ,查机械设计手册L2 = c + d' = 15+25 = 40mm。轴段(与其相配轴承为圆锥滚子轴承 30210 ,查机械设计手册P91 )7 + 13 + 3 = 43mmP101 表 12-11, d'取 25mm为圆锥滚子轴承 30210 ,轴承B=20mmd=50mm,D=90mm,T=21.75,B=20 ,查机械设计手册暂取 L7 = 21mmL = L3 L45L6 = 120mmL=120mmL总=291mmL、=Li +L7 = 291mm(1)、绘制空间受力计算简图弯 曲 组 合 强 度Ftfah1/2L/2计算作用在轴上的力，齿轮受力分析:圆周力:FtT12 182460 1522N240径向力:FrFt tan ：1522 tan 20cos9.304= 561.26NFtFrFa=1522N= 561.26N=249.35N=Ft tan ： =1522 tan9.304 = 249.35NFah为轴承A水平反力，H面Fav为轴承A垂直反力，V面FBA为轴承B水平反力，H面Fbv为轴承B垂直反力，V面轴向力:Fa(2)、绘制水平反力计算简图，计算水平反力FH及弯矩，绘制弯矩图MhFah =124.68NFav =761NMh = 48N m，一 .F 249 357K 平支反力：Fah = Fbh = Ft = 249.35 =124.68N22Fr 1522 垂直支反力：Fav Fbv - 二 -761 N22水平面弯矩：Mh Jah L J"68 °.77 = 48N m(3)、绘制垂直受力计算简图，计算垂直支反力Fv及弯矩，绘制弯MV =293N m矩图M V垂直弯矩：MV=号:二益川川M =296.9N m(4)、计算合成弯矩，绘制合成弯矩图MT =182.64N mMe = 348.58 NM = Jm V2 + M H =，482 +2932 =296.9N m(5)、计算扭矩，绘制扭矩图丁 - p P T =9550182.64N mn(6)、计算当量弯矩，绘制当量弯矩图M e = JM 2 +(«T)2 = <88153 +33357.33 = 348.58N m (a 取1)(7)、校核危险截面 C的强度MeC久=r =22.2MPa、45MPa (d=54mm)0.1d3,该轴强度足够七、轴承的选择与验算1、验算轴承30210项目计算与说明计算结果根据16 M 365 M5 = 29200h轴承预计寿命为 29200h条件计算轴承的预计寿命一对圆锥滚子轴承 30210预选圆锥滚子轴承30210n轴各参数如下：分别为I跟n转速 n=117.65r/minn=117.65r/min选择输入功率P=2.27kwP=2.27kw轴百承输入转矩T=184.26 N mT=184.26 N m查机械设计基础课程设计P9111-3Y=1.4Y=1.4Cr = 73.2kNCr =73.2kNe=0.42e=0.42计 两算 轴Fr1 = Fr2 =1341NFr1 = Fr2 =1341N承 径的 向轴向力Fa =603NFa = 603N反力轴承的内部轴向力按查机械设计基础p275 表 11-3-5,计算匚FrFs =2Y轴 的承 轴向力Fs1 =互1 =479Ns1 2YFs1 = 479NFs2 = 479NFr2Fs2 =479N2Y假设内部轴向力 Fs1与轴向力Fa的方向致，所以应该将轴承I的内部轴向力Fs与轴向力之和与轴承n的内部轴向力Fs2比较Fs1 + Fa A Fs2Fs1 + Fa = 479 + 603 = 1082N > Fs2 = 479N所以轴承n被“压紧”，轴承I被“放松”，根据机械工程设计基础P275表11-3-4有：Fa1 = Fs1 = 479NFai =Fsi =479NFa2 = Fs1 +Fa =1082NFa2 =Fsi +Fa =479+603 = 1082N查判查机械工程设计基础P91表11-3, e=0.42e=0.42断系Fa1479-Fa1数e一一0.35/ < e - 0.42< eFr11341Fr1Fa21082 cccccc cFa2=0.8069 A e = 0.42> eFr21341Fr2判断轴承I的系数：Fx=1,y=0x=1,y=01 a与轴承n的系数：Frx=0.4,y=1.4x=0.4,y=1.4e的关系，求系数x,y计 当算 量P =xFr1 +yFa1 =1341NP =1341N载荷P2 =xFr2 +yFa2 =2051.2NP2 =2051.2NP < P2选取当量动载荷的轴承n ,P = P2，一，人 10轴承的寿命Lh ,滚子轴承名=一,预期寿命为Lh 】之 29200h计 轴3一 10算 承Lh >29200h,取 fp =1.5, fT =0.6,贝Uz =3fp =1.5预期p寿命Lh=（g）皿 111416.73fT =0.6 LhfpP 60nnfpPLh2L】预期寿命满足要求所以预期寿命足够2、验算轴承30207项目计算与说明计算结果根据16 M 365 M5 = 29200h轴承预计寿命为条件29200h计算轴承的预计寿命一对圆锥滚子轴承 30207预选圆锥滚子轴承I轴各参数如下：30207分别为I跟n转速 n=480r/minn=480r/min输入功率P=2.23kwP=2.23kw选择T=46.96 N m输入转矩T=46.96 N m轴承回查机械设计基础课程设计P9111-3Y=1.6Y=1 6Cr =54.2kNCr =54.2kNe=0.37e=0.37计算两轴Fr1 =Fr2 =782.7NFr1 = Fr2 =782.7N承的轴向力 Fa =256.44N伶 何Fa = 256.44 N反力轴承的内部轴向力按查机械设计基础P275 表 11-3-5,计算匚FrF =1 s轴承2Y的轴E1Fs1 = 244.6N向力Fs1 =上=244.6Ns12YFs2 = 244.6NFr2Fs2 -244.6N2Y假设内部轴向力Fs1与轴向力Fa的方向一致，所以应该将轴承I的内部轴向力Fs与轴向力之和与轴承n的内部轴向力Fs2比较Fs1 +Fa = 244.6 + 256.44 = 501N > Fs2 =244.6NFs1 + Fa > Fs2所以轴承n被“压紧”，轴承I被“放松”，根据机械工程设计基础P275表11-3-4有：Fai =Fsi =244.6NFa1 =244.6NFa2 =Fsi +Fa =244.6 +256.44 = 501NFa2 =501N查判查机械工程设计基础P91表11-3, e=0.37e=0.37断系Fa1244.6 cc/CLc crFa1数e=0.3125 < e = 0.37e eFr1782.7Fr1Fa2501Fa2上=0.64 a e = 0.37> eFr2782.7Fr2判断轴承I的系数：Fa匕x=1,y=0x=1,y=0与轴承n的系数：Frx=0.4,y=1.6x=0.4,y=1.6e的关系，求系数x,y计算当 量P =xFr1 +yFa1 =1341NP =1341N载荷P2 =xFr2 +yFa2 =2051.2NP2 = 2051.2NP < P2选取当量动载荷的轴承n ,P = P2，一 ， 10轴承的寿命Lh ,滚子轴承君=一,预期寿命为Lh 】> 29200h310计算Lh >29200h,取 fp =1.5, fT =0.6,贝u& = 3轴承fp =1.5预期p寿命,丁©、/0616670, AC I；Lh =(-TL)£=(T r)名之 51068.88h 之1LhfT = 0.6fpP 60nnfpPp pLh之【Lh】预期寿命满足要求所以预期寿命足够八、健的选择与验算1、联轴器与轴的键连接验算项目计算与说明主要结果键的类 型联轴器与轴要求对中性好，故选择A型平键连接选择A型平键连接确定键 槽尺寸由d=40mm,由机械设计手册表 15-6,选优度 b=12mm,键图 h=8mm,键长 L=90mm,GBIT1096 键 12 M8M90b=12mmh=8mmL=90mmGBIT1096 键 12乂8义 90验算弯 矩压强该 键 的弯 矩 压 强：4T4 M182640” ccP=29.27MPadlh 40x(90-12)x8查课本，表8-2-2,且有轻微冲击二 P】40MPa所以该键的磨损压强在范围内，该键强度足够。IP<40MPa确定键 槽尺寸 及相应 公差由课程设计表 15-6,轴槽深ht = 5mm,毂深ht1 = 3.3mm,宽为 b= 12、036 mm,轴槽长 L =90mm。ht = 5mmht1 = 3.3mmb=1200.036 mmL= 90mm2、轴与大齿轮的键连接验算项目计算与说明主要结果键的类型联轴器与轴要求对中性好，故选择A型平键连接选择A型平键连接确定键槽 尺寸由d=54mm,由机械设计手册表15-6 ,选优度b=16mm,键图 h=10mm,键长 L=52mm,GBIT1096 键 16M10父52b=16mmh=10mmL=52mmGBIT1096 键 16七 10A 52验算弯矩 压强该键的弯矩压强：M 4T4 x 182640.P=37.58MPadlh 51M(52-16)父10查课本，表8-2-2,且有轻微冲击P<40MPa二 P】40MPa所以该键的磨损压强在范围内，该键强度足够。确定键槽 尺寸及相 应公差由课程设计表15-6,轴槽深ht = 600.2 mm,毂深ht1 =4.30 mm,如为 b=16_0.036 mm,轴槽长 L 52mm。h公也2ht = 60 mmht1 =4.300.2 mmb=161036 mmL= 52mm3、齿轮轴与带轮的键连接验算项目计算与说明主要结果键的类型联轴器与轴要求对中性好，故选择A型平键连接选择A型平键连接确定键槽 尺寸由d=25mm,由机械设计手册表 15-6,选宽度b=8mm,键图 h=7mm,键长 L=48mm,GBIT1096 键 8M 7 m 48b=8mmh=7mmL=7mmGBIT1096 键 8M 7 M 48验算弯矩 压强该键的 弯矩压 强：口 4T4 M 46960 ”P=26.83MPadlh 25 M 40 M 7查课本，表8-2-2,且有轻微冲击二 P】40MPa所以该键的磨损压强在范围内，该键强度足够。IP<40MPa确定键槽 尺寸及相 应公差由课程设计表15-6,轴槽深ht = 40s.2 mm,毂、+.2、 ._0深ht1 =3.30 mm,宽为b=7qQ36mm,轴槽长L= 48mm。ht = 400.2 mmht1 = 3.300.2 mm_0b= 7).036 mmL = 48mm九、联轴器的设计项设计与说明主要结果目类为了缓和震动和冲击，选择弹性柱销联轴器选择弹性柱销联轴型器选择载荷查机械工程设计基础P84表8-3-1 ,选取工作情况系数k=1.5Tc=276.39N m计2.27算Tc =kT =1.5 父 9550 M之 276.39N m117.65n = 117.65r / min选暂选L父3弹性柱销联轴器，许用转矩Tp =1250N，m ,许用联选L父3弹性柱销联轴 器转速 np =4750r / min ,轴颈 40mm,满足 Tc <Tp, n < bp 轴器适用十、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，H 7大端盖分机体米用 H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为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,3. 机体结构有良女?的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为 R=3o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 M6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盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F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.G 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H设计小结这次关于带式运输机上的单级圆柱斜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。通过二个星期的设计实践，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、材料力学、公差与配合、机械工程材料、机械设计手册 等于一体。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。十二、主要参考资料1 .机械设计西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社2 . 机械原理西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著。高等教育出版社3 .机械零件设计手册国防工业出版社1986年12月版4 .机械设计手册机械工业出版社2004 年9月第三版5 .实用轴承手册辽宁科学技术出版社2001 年10月版6 .机械课程设计指导书第二版