机械类机械设计课程设计

机械类机械设计课程设计--二级减速器机械设计课程设计绞车传动装置的设计、设计任务书1，技术参数：卷筒圆周力F： 12 kN 卷筒转速n : 35 r/min 卷筒直径D : 400 mm2，工作条件：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的 1.25倍传动比误差为土 5%，两班制，工作年限10年（每年300个工作日）二、系统总体方案设计根据要求与已知条件对于传动方案的设计可选择二级展幵式圆柱齿轮减速器它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比Plly 三、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续F=12kN工作机器）n=35r/2、电动机功率选择：min（1）传动装置的总功率：（查指导书表3-1）D=400n= n 1 2 x n 2 3 x n 3 x n 4 x n 5 =0.99 x 0.99 3 xo.97 x 0.97 xmm0.98=0.8769n t联轴器传动的效率，取 0.99 ;n2 t滚动轴承传动的效率（球轴承），取0.99 ;nn3, n4 t 8级精度齿轮传动的效率，取 0.97 （表3-1 ）;=0.8769n5 t卷动轴承传动的效率（滚子轴承），取0.98.（2）电机所需的工作功率：P d =P w / nP w =Fv式中：Pd为所需电动机输出的功率，单位 kW ; Pw为工作机输入的功率，单位kW ;叶为传动装置的总功率；F为工作机卷轴的圆Pd=10.0周阻力，单位kN ; v为工作机卷轴的线速度，单位 m/s.3kW其中， v==30•••得 Pd ==10.03kW3、确定电动机转速：卷筒转速n =35r/min按指导书P14表3-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二电动机的级减速器传动比范围ia=9〜25，由于只有圆柱齿轮减速器，所以 总传动比理时范围为ia=9〜25 o故电动机转速的可选范围为 nd二ia xn二(9〜25 )X35=315〜875r/mi n ，符合这一范围的同步转速电动机只有 750r/mi n —种。

根据容量和转速，由指导书附表17-7查出有一种适用的电动机型号，其技术参数与传动比情况如 下表：电动机型号额定功率P ed/kW电动机转速/(r/min)总传动比同步转速满载转速Y180L-81175073020.8574、确定电动机型号由于在容量和转速方面只有一种电动机符合要求， 且电动机和传动装置的尺寸、重量以与减速器的传动比也符合要求， 因此选定电动机型号为 Y180L-8 ，额定功率为P ed =11kW ，满载转速 n m=730r/m in 四、计算总传动比与分配各级的传动比总传动比：i=n m/n=730/35=20.857取高速级的传动比ii，低速级的传动比i2，减速器的传动比为i3， 其中i3=i，根据指导书中(3-7 )得ii = *(1.3~1.4)i3 得 ii =5.31型号为Y180L-8Ped=11kWnm =730 r/mi ni=20.857i1=5.31i2=3.93i3=20.857n1=730i2= is/i 1=20.857/5.31=3.93n 2=137.476五、传动参数的计算n 3=34.91、 各轴的转速n (r/min)8高速轴一的转速ni=n m=730n 4=34.9中间轴二的转速n 2= ni/i 1=730/5.31=137.4768低速轴三的转速n3=n 2/i 2=137.476/3.93=34.98滚筒轴四的转速n4= n 3=34.98P1=10.82、 各轴的输入功率 P(kW)9高速轴一的输入功率P1= P m nc=11 x0.99=10.89P2=10.4中间轴二的输入功率P2=P 1 n ng=10.45858低速轴三的输入功率P3= P2 n ng=10.042P3 = 10.0滚筒轴四的输入功率P4=P 3 ng nc=9.84342Pm为电动机的额定功率；nc为联轴器的效率；n为一对轴承的P4=9.84效率；ni为高速级齿轮传动的效率；n 2为低速级齿轮传动的效率。

33、各轴的输入转矩T ( Nm )高速轴一的输入转矩T1=9550P 1/n 1 = 142.465T1=142.中间轴二的输入转矩T2=9550P 2/n 2=726.482465低速轴三的输入转矩T3=9550P 3/n 3=2741.598T2=726.滚筒轴四的输入转矩T4=9550P 4/n 4=2687.268482T3=27411 / 319 / 31根据以上数据列出各轴的传动参数的数据表1.598T4=2687.268传动参数的数据表电机轴轴1轴2轴3滚动轴4功率P/kW1110.8910.45810.0429.843转矩143.9142.46726.482741.2687.2T/( N m)045259868转速n/(r/mi n)730730137.47634.9834.98传动比i15.313.931效率n0.990.96030.96030.9801Kt=1.3d = 1 Ze=189.8 MPa1/2「= 142六、传动零件的设计计算圆柱直齿轮传动的设计计算（1）高速级的一对齿轮的设计根据要求所示，所传递的功率不大，所以齿轮采用软齿面，根据表10-1可查得，小齿轮为40Cr经调质处理，硬度为280HBS，大齿轮为45钢调质处理硬度为240HBS，都是一般传动，采用 8级精度。

压力角为 =20 0先选小齿轮为 Zi=24,则大齿轮为Z2=i iZi=5.31 X24=1281. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a ）进行试算，即di 2驾^3^ \ dU [ H ]试选载荷系数为Kt=1.3根据表10-7选得齿宽系数 d=1根据表10-6选得材料的弹性影响系数 Ze=189.8 MPa 1/2根据已知条件可以算出转矩 T1=142465N mm由图10-21d 查的小齿轮的接触疲劳强度 h讪=600Mpa 大齿轮接触疲劳强度为 h lim2 =550 Mpa由式10-13计算应力循环系数N1=60 6jLh=60 X730 X2 X8 X300 X10 X1=2.1024 X109N2=N 1/5.31=0.3959 X109由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.91 Khn2 =0.95取失效概率为0.01安全系数为S=1[H ]1=0.91 X600=546 MPa[h]2=0.95 X320=522.5 MPa465N mmH lim1 =600H lim2 =550N1=2.1024 X109N2=0.3959 X109Khn1 =0.91KhN2 =0.95[H ]1 =546 MPa[H ]2=522.5MPav=2.726m/s计算带入较小值得出 d1t 71.311mm圆周速度=2.726m/s计算齿宽 b b= d dit=71.311mm模数 mt=d it/Zi=71.311/24=2.971mm齿高 h=2.25m t=2.25 X2.971=6.68mm则齿宽与齿高之比为 b/h=71.311/6.68=10.675计算载荷系数 根据v=2.726m/s 8 级精度由图10-8 查的 Kv=1.15 直齿轮 Kh Kf =1(P 195)由表10-2查的使用系数Ka = 1由表10-4查的疲劳强度计算的齿向载荷分布系数 Kh =1.421图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷系数 Kf =1.35故载荷系数 K= KaKvKh Kh =1 X1.15 X1 X1.421 = 1.634由(10-10a )得=79.035mm计算模数 m=d 1/Z 1=79.035/24= 3.292、按齿根弯曲强度设计由图10-20C查的小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 =500 MPa 大齿轮 FE2=380 MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.85Kfn2 =0.90取弯曲疲劳安全系数 S=1.3 (1.25 ―― 1.5 )[f]1=0.85 X500/1.3=326.92 MPab=71.31 1mm mt=2.97 1mmh=6.68mmb/h=10.67Ka=1Kh =1.421Kf =1.35K=1.634d1=79.035mmm=3.29[f]2=0.90 X380/1.3=263.08 MPafe1=50计算载荷系数 K= KaKvKf Kf =1 X1.15 X1 X1.38=1.587由表10-5查的齿形系数得Y Fa1=2.65 Y Fa2=2.1576齿形校正系数Y Sa1 =1.58 Y sa2=1.8496丫Fa1Ysa1 2.65 1.58 0.01281[f]1 326.92YFa2YSa2 2.1576 伽96 0.01517[F]2 263.08设计计算得出 m 2.28经圆整m=2.5 算出小齿轮齿数 Z1= d 1/m=32大齿轮Z2=170几何尺寸计算小齿轮分度圆直径 d1=Z1m=32 X2.5=80mmd2=Z 4m=170 X2.5=425mm中心距 a= ( d1+d 2) /2=252.5mm齿轮宽度 b= dd1=1 X80=80mm小齿轮齿宽B1=85mm 大齿轮齿宽B2=80mm(2 )低速级齿轮设计1、按接触疲劳强度设计与第一组齿轮设计类似取小齿轮Z3=26 根据乙=i 2Z3=26 X3.93=1030 MPafe2=380 MPaKfn1 =0.85KfN2 =0.90[f]1=326.92[f]2=263.08K=1.587Y Fa1=2.65Y Fa2=2.1576Ysa1 =1.58Y Sa2=1.8496m 2.28Z3=32按照以上的步骤可得Z4=170N 3=60 n2jLh=60 X137.476X1 X2 X8 X300 X10=0.3959 X109d1=80mN4=N 3/3.93=0.1007 X109m由前面可得 T2=726482N mmd2=425材料和强度都按以前的数据mm此时取接触疲劳寿命糸数 Khn3 =0.95Khn4 =0.99a=252.5[h ]i=0.95 X600=576 MPamm[h ]2=0.99 X550=544.5 MPab=80mr189.8 2m'1.3 726482 4.93 (d1t 2.32) 544.5一 =121.59mm\ 3.93B1=85m一一、亠亠 d1tr)2 121.59 137.476 一 一m圆周速度v=0.875m/s60 100060 1000B2=80mb=1 X121.59=121.59m模数 mt=121.59/26=4.6765h=2.25m t=2.25 X4.6765=10.52b/h=121.59/10.52=11.558N3=0.39根据v=0.875m/s 8 级精度Kv=1.0859 X109直齿轮Kh Kf =1N4=0.10由表10-2查的Ka=107 X109由表10-4查的Kh =1.475由图10-13得 Kf 1.43T2=905则载荷系数K= KaKvKh Kh=1 X1.08 X1 X1.475=1.54944N •m=128.90mmmm=128.90/26=4.96mmKhn1 =0.机械类机械设计课程设计--二级减速器# / 3110 / 312、按弯曲疲劳强度计算由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfni=0.90Kfn2 =0.95取弯曲疲劳安全系数 S=1.3 ( 1.25 ―― 1.5 )[f]1=0.90 X500/1.3=346.15 MPa[f]2=0.95 X380/1.3=277.69MPa计算载荷系数 K= KaKvKf Kf =1 X1.08 X1 X1.43=1.544由表10-5查的齿形系数得Y Fa1=2.6 Y Fa2=2.1824齿形校正系数Y Sa1=1.595 Y Sa2=1.7924YFa1YSa1[F]12.6 1.595346.150.0119895丫Fa 2YSa2[F ]22.1824 1.7924277.690.01409设计计算m 3.60对比圆整后的m为4经圆整m=4算出小齿轮齿数Zs=33大齿轮Z4=127几何尺寸计算分度圆直径 d3=Zsm=33 X4=132mmd4=Z 4m=127 X4=508mm中心距 a= ( d3+d 4) /2=320mmKhN2 =0.99[H ]1 =576[H ]2=544.5 b=121.59 mt=4.6765b/h=11.558Kv=1.08Ka=1Kh =1.475Kf 1.43K=1.549d1=128.90mmm=4.96机械类机械设计课程设计--二级减速器齿轮宽度 b= dd3=1 X132=132mmmm小齿轮齿宽 B3=137mm 大齿轮齿宽 B4=132mm七、轴的设计计算Kfn1 =0.(1)高速轴的设计计算90根据前面已知我们可得到该轴上的功率是 P1=10.69KWKFN2 =0.该轴上的转矩是「= 142465 N mm95高速级的小齿轮的分度圆直径 d 1=80mm[f]1=32T； 2 14246546.15Ft 3561.625Nd1 80[f]2=2Fr Ft tan 0.364 3561.625 1296.43N77.69先初步估算轴的最小直径。

选取材料为45钢，调质处理根据表表 15-3，取Ao=120 ,K=1.544于是有Y Fa1=2.6dm. AcVl- 12%1069 29.36n1 \ 730Y Fa2=2.1824根据轴上有键槽都在此基础上直径有增量的出最后的为Ysa1 =1.531mm，我们根据电动机的选择 Y180L-8型号，查设计教程上95的表17-9可得电动机的轴径为48mm，在由电动机的计算转矩Y Sa2=1.7为187.075 N m,再查17-4可得联轴器选为LT7型号，其轴径为92440-48mm ，则轴的最小轴径我们选为 42，即与联轴器相连的轴径为d1=42mm (如下图中的d1)，半联轴器的长度L=112mm ，m 3.613 / 3111 / 31机械类机械设计课程设计--二级减速器# / 3113 / 310 m=4Z3=33Z4=127d3=132 mm d4=508 mm a=320m mB3=137 mm B4=132 mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L°=84mm，贝V取Le=82mm初步拟定轴上零件的装配方案如下：由联轴器的选择我们可以得到 di=42mm,则d2=46mm,d 3上 装载轴承，根据轴承的选择为 6010深沟球轴承，查得其参数为 dXD XB=50 X80 X16，可知轴承宽度为 16mm 内径为50mm，得 出 d3=50mm ，查指导书中表 15-2 得 d4=56mm ， d5=66mm ， d7根据轴承知道为50mm，贝U d6=56mm 。

根据联轴器的选定Lo=84得，我们可定L6=82，L5中有轴承 端盖一般选为20mm加上拆卸空间选定为 30mm ， Ls=50mm ， L4=24mm为轴承宽度，L1=16+8+16+4=44mm ， B=16mm ， b=12mm ，L2=B 1-4=81mmL3=137+20+16+8-12=169mm,齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接， 由表6-1查的Ft=3561齿轮与轴的连接平键的尺寸为 16 X10 X70，联轴器上的键尺寸为12 X8 X70,齿轮与轴的配合采取过度配合，允许有过盈配合的精 确定位，所以选H7/r6，联轴器采取过度配合，但不允许过盈，所 以选择H7/r6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用 k6 （具有小过盈量，木锤装配）参考表15-2，取轴端倒角为2 X45 625N d min =29.36mm根据轴上的布置，我们画出受力简图如上Li=66mm L 2=223mmdi=42m mLo =84mmL6=82mmFH1r/l/ri1 Th'卄 rw?Fi7FNv2/ill1 ] [ 'V t .d2=46m m求轴上的各个载荷，做出简图可得如下载荷水平面H垂直面V支反力Fnh1 =2748.244NFnv1 =1000.36 NFnh2 =813.381 NFnv2 =296.07 N弯矩Mh = 181384.07M v=66911.94 N mmN mm总弯矩M 、；‘M H M； =193332.33 N mm扭矩T=142465N mm按弯扭合成强度校核轴的强度d3=50m m d4=56m m d5=66m m d6=56m m d7 =50mm L1=44m m L2=81m m L3=169 mm L4=24m m B=16m m b=12m m L5=50m机械类机械设计课程设计--二级减速器 根据以上的图所示，可以得出力、弯矩、扭矩。

根据上面的弯矩图和扭矩图我们可以知道在装载齿轮的面上强 度最大，即这个面是最危险的，根据表中的数据，取 =0.6轴的计算应力为12.037Mpa有前面所选定的材料45钢，调质处理，由表15-1查得 [i]=60Mpa 因此 ca [ i]，关全精确校核轴的疲劳强度判断危险截面L6和L5两段上的任意截面都只受扭矩作用， 每个直径都是由扭转强度算出的最小直径取得， 所以无需校核在此我们把Li与L2 之间的截面定位I面，我们只需校核I面的左右两侧截面I左侧抗弯截面系数 W=0.1d 3=0.1 X503=12500mm 3抗扭截面系数 WT=0.2d 3=0.2 X503=25000mm 317 / 3114 / 31机械类机械设计课程设计--二级减速器截面上的扭矩 T=142465 N mm截面上的弯曲应力为M 103989.36W 12500mLe=82mm则截面的左侧弯矩为M 193332.33 66 30.5 =103989.36N mm66# / 3115 / 31截面上的扭曲切应力 5.7MPa由材料45钢，调质处理可查表15-1 得 b 640Mpa1 275Mpa1 155Mpa 根据 r/d= 2/50=0.04D/d=1.12料的敏性系数为 qk 1 q ( 1) 1k 1 q ( 1) 1形状系数 0.71和表面质量系数在查附表3-2中得又由附图3-1可得轴的材0.78 , q 0.85故有效应力集中系数为0.78(2.05 1) 1.819 丄切內 十 「、工由附图3-2和3-3得截面0.85(1.67 1) 1.5695扭转剪切尺寸系数 0.84由附图3-4得0.92表面未经强化处理即 q 1则按式(3-12 )与(3-12a )的综合系数k 1 k 1K 一 一 1 2.649 K 一 一 1 1.955又由碳钢特性系数知道 0.1 0.05于是，计算安全系数S 1 12.37K a mS 1 31.81K a mS S 丄厂. 、入Sea —一2 11.18>>1.5 故知安全。

Js2 S2L1=66m m L2=223 mm机械类机械设计课程设计--二级减速器截面右侧 抗弯截面系数 W按表15-4中的公式计算W=0.1d 3=17561.6mm 3WT=0.2d 3=35123.2 mm弯矩和扭矩都不变，其弯曲应力和扭转切应力为 由附表3-8求得表面质量系数为 0.92k 1故得综合系数为K - - - 1 3.49k iK 一 ——1 2.81所以右侧安全系数为S 1 13.31K a m19 / 3116 / 31 1 26.72K a mS SS2 S211.91 >>1.5M=103989.36N • mmb 640Mpa1 275Mpa1 155Mpa故在右侧的截面强度也是足够的 综上所述，所设计的轴的强度符合强度要求键的设计与校核已知 d1 42mm , d6 56mm ,「726.482N m 参考教材，由 式6-1可校核键的强度，由于d1 38〜44 , d6 50〜58，所以联 轴器与轴的连接平键的尺寸为 b Xh=12 X8，齿轮与轴的连接平键的尺寸为b Xh=16 X10查表得[]=100〜120MPa机械类机械设计课程设计--二级减速器取联轴器处的键长为70mm，齿轮处的键长为70mm ,=2 142.465 1034 58 4229.24 MPa<[0.780.85# / 3117 / 31==18.84MPa<[ ]所以所选键为：b xh X1=12 X8 X70, b xh X1=16 X10 X70 符合强度条件。

2)中间轴的设计计算0.10.05①材料：选用45号钢调质处理，查表15-3 取[]=35Mpa ,通过校核 轴径的选 取在左侧 是安全的Ao=110②各轴段直径的确定：由,p=10.458,则46.51mm,d1段要装配轴承，取d1=50mm ,选用6010 轴承，1-1 =16+8+16+4=44mmd2装配高速级大齿轮，确定直径为56mm，长度L2=B2-4=76mm轴环段的直径为 d3=64mm，长度L3确定第一根轴时，定为20mm，即 L3=20mm ，d4=56mm，可以计算出来，低速级的小齿轮不能做为轴齿轮,机械类机械设计课程设计--二级减速器21 / 3118 / 31L4=137-4=133mm , d5 与 d 1 类似，即 d5=50mm , L5=44mm ,取齿轮距箱体内壁距离为：16mm ;由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离： 8mm该轴总长为：L=317mm根据前面已知得出，d 2=425mmd3=132mm 第二根中间轴的转矩 T2=726.482 N m ， 由受力分析可得2T2d22 726482—425—3418.74 NFt22T2d32 726482—132—11007.3NFr1 Ft1 ta n 1244.31NFr2 Ft2 tan 4006.33N具体的弯矩图扭矩图如下：得出数据如表的载荷水平面H垂直面V支反力Fnh1 =6242.88NFnh2 =8183.16 NFnv1 =2272.21 NFnv2 =2978.425 N弯矩Mh1 =1198632.96N mmMh2 =761033.88N mmMv1 =436264.32N mmMv2=276993.525N mm通过校核 计算，截 面的右侧 也是安全 的，符合 强度要 求。

b x h x l=12 x 8 X70b x h x机械类机械设计课程设计--二级减速器总弯矩M1M2V'M H； 1 mVj =1275557.73 N mmJmH? mV2 =809875.29 N mm扭矩T=726482 Nmm1=16 X10 X70罕Ir; I ,UiMe Mi ( T)2 J275557.732 (0.6 726482)2 1347978.83N ? mm在这我们得出计算弯矩，根据计算弯矩得出危险截面的直径，因为材料选择45#调质，查得B 650MPa，查课本362页表15-1得许用弯曲应力1b 60MPa，则:Med Vo^Ti \ 0.1 60134797883 48.79 mm在此我们选的每一个尺寸都是大于 48.79mm,则该轴的直径都选择的是安全的[]=35MpaA0=110d1=50m mL1 =44m m d2=56m m# / 3119 / 31机械类机械设计课程设计--二级减速器32T2 102 726.482 103do2 kld5 54 562T2 10323726.482 10d4 kld5 109 56所以所选键为:d2处bb h 1=16 10 125符合强度条件L2=76m m d3=64m mL3=20m m d4=56m mL4=133 mm d5=50m mL5=44m md110滋72.56键的设计与校核 已知d2= d4=56mm , T2 =726.482N m参考教材，由式 6-1可校核键的强度，由于d2= d4=50〜58所以取b h=16 10查表得[]=100〜120MPa取低速级键长为125mm.取高速级键长为70mm ,96.1MPa []47.61MPa []h l=16 10 70 , d4 处(3)低速轴的设计计算材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取[]=35Mpa ,Ao=110第三根轴即低速轴的转矩为 T3=2741598N •mmn3=34.98r/mi n功率 P3=10.042kW由，P3=3.652Kw,则23 / 3120 / 31最小直径为72.56，则机械类机械设计课程设计--二级减速器■3根据轴承简图可以确定轴的形状， 初步确定各段直径与其长度， 轴 输出的计算转矩为3564.077N m查表17-9可得联轴器选为LT11 型号，其轴径为80-110mm ，我们可以定为80mm 即di=80mm ，半联轴器的长度 L=172mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度Lo=132mm ，贝V 取 Li=130mm ， d2=86mm ， L2=50mm ， d3=95mm 即为轴承的内径为 95mm，查表指导书15-2得轴承型 号可确定为6019其宽度为24mm，贝U L3=24+8=32mm 同时也 可 确定出 d4=102mm ， L4=80+20+8-12=96mm ，d5=106mm,L 5=12mm,d 6=100mmL6=132-4=128mm,d 7=95mm L 7=52mm。

取齿轮距箱体内壁距离为：16mm ;由于箱体铸造误差，在确定轴500mm承位置时，应距箱体内壁一段距离： 8mm该轴总长为:由 d4=508mm ，T3=2741.598 N m 可得出Ft2T3d42 274159850810793.69NFr Ft tan 3928.60N根据简图我们得出受力情况，由材料力学中的知识我们可以算出# / 3121 / 31机械类机械设计课程设计--二级减速器水平方向上轴承所引起的支反力F1HF」2ll 1210793.69 1662566999.03N27 / 3123 / 31H Ft Fih 10793.69 6999.03 3794.66N垂直方向上的支反力如下：Fr12 3928.60 166F1V —r 2 2547.45N11 12 256b h l=16 1070b h l=16 10125F2V Fr F1V 392860 2547.45 1381.15N水平方向的弯矩为MaH F1H11 6999.03 90 629912.7N垂直方向的弯矩为Miv F1VI1 2547.47 90 229272.3N ? mm在危险截面所产生的弯矩M ....M aH M aV 670340.06N ?mm求危险截面当量弯矩：从图可见，装载齿轮截面最危险，其当量弯矩为： (取折合系数0.6)Me 、M2 ( T)2 .670340.062 (0.6 2741598)2 1776301N ?mm计算危险截面处轴的直径因为材料选择45#调质，查得B 650MPa，查课本364页表15-1 得许用弯曲应力1b 60MPa，则：66.65mmd 3 皿 3 1776301\心[! ] \ 0.1 60根据最不利的情况来看，还是能满足强度要求即 di >d其弯矩图与扭矩图如下：T||| |11」妙键的设计与校核 已知 d^SOmm , d6=100 , T3 =2741.598 参考教材，由式 6-1 可校核键的强度，由于di=75〜85,所以取b h=22 14 , de=95〜机械类机械设计课程设计--二级减速器110，取 b h=28 16 查表得[]=100 〜120MPa取键长分别为125mm 和110mm ,2T3 103232471.598 10d11 kld7 103 8032T3 1022471.598 103d 66 kld8 82 100所以所选键为:4处b95.06MPa []83.585MPa []h l=22 14125 , d6 处29 / 3125 / 31b h l=28 16 110符合强度条件八、滚动轴承的选择与校核计算高速轴的轴承: 由前面可以知道n 1 =730r/min两轴承径向反力：Fr 1296.43N轴向力:Fa 0N初步计算当量动载荷P,根据P= fp XFr YFa根据表 13-6 , fp=1.0 〜1.2，取 fp=1.2根据表13-5，X=1所以P=1.2 11296.43=1555.716N计算轴承6010的寿命:10一( 22000 )3 645665.87h>4800060 730 1555.716故可以选用计算中间轴的轴承:已知 n2=137.476 r/min两轴承径向反力：F「2 1244.31NFr3 4006.33N轴向力均为0初步计算当量动载荷 P,根据P= fp XFr YFa根据表 13-6 , fp =1.0 〜匸2，取 fp =1.2。

根据表13-5 , X=1所以 P=1.2 1244.31 = 1493.172NP=1.2 4006.33=4807.596N计算轴承6010的寿命:Lh60n106610 ( 22000 )360 137.476(4807.596"101617.32h >48000故可以选用计算低速轴的轴承已知 耳 150.795 r/min两轴承径向反力：Fr 3298.60N轴向力：为0初步计算当量动载荷 P,根据P= fp XFr YFa根据表 13-6 , fp=1.0 〜1.2，取 fp=1.2X=1所以 P=1.2 3298.60=3958.32NLh计算轴承6019的寿命:60 134.98(s9X)3 1483473.38h>48000机械类机械设计课程设计--二级减速器故可以选用九、减速器箱体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a 3mm 8mm11箱盖厚度1(0.8 〜0.85 )38mm9箱盖凸缘厚度bib 1.5 113箱座凸缘厚度bb 1.516箱座底凸缘厚度b2b2 2.527地脚螺钉直径dfdf —0.036a 1 12M24地脚螺钉数目nA>250mm6轴承旁联结螺栓直径did1 — 0.75dfM20盖与座联结螺栓直径d2d2= (0.5 〜0.6) dfM12轴承端盖螺钉直径d3d3= (0.4 〜0.5 ) dfM12视孔盖螺钉直径d4d4= (0.3 〜0.4 ) dfM8定位销直径dd = （0.7 〜0.8） d2M10d f d<) d?至外箱壁的距离Ci查手册表5-3342618df，d2至凸缘边缘距离C2查手册表5-32816外箱壁至轴承端面距离lil1= C1 + C2+ （5 〜8）mm56大齿轮顶圆与内箱壁距离1116齿轮端面与内箱壁距离2213箱盖，箱座肋厚m1, mm1，m分别为0.85①、0.85 3m1_8m = 10轴承端盖外径D2见图6-27140 （I 轴）140 （II 轴）205 （III 轴）—轴承旁联结螺栓距离S见图7-2145 （I 轴）145 （II 轴）210 （III 轴）十、减速器各部位附属零件的设计31 / 3127 / 31机械类机械设计课程设计--二级减速器1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要幵窥视孔 ，大小只要够手伸进操作可。

以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙 ，了解啮合 情况•润滑油也由此注入机体内•(2) 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的 一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封3) 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量 •因此要安装于 便于观察油面与油面稳定之处即低速级传动件附近； 用带有螺纹部 分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定4) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，机体内温度升高，气压增大， 导致润滑油从缝隙向外渗漏，所以在机盖顶部或窥视孔上装通气 器，使机体内热空气自由逸处， 保证机体内外压力均衡， 提高机体 有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成 •(5) 启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉 在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度， 钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘 连接螺栓相同在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉 ，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环，装上二个螺钉，便于调整•6)定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工与装配精度， 在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。

两销相距尽量远 些，以提高定位精度如机体是对称的 ，销孔位置不应对称布置.(7) 环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸与搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、 吊环，并在机座上铸出吊钩8) 调整垫片用于调整轴承间隙，有的起到调整传动零件轴向位置的作用 .(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.十^一、润滑方式的确定传动零件的润滑采用浸油润滑滚动轴承的润滑采用脂润滑因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 (1.5~2) 105r/min，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度十二.设计总结经过二周的时间的设计完成了本课题 带式输送机传动装33 / 3129 / 31机械类机械设计课程设计--二级减速器置，该装置具有以下特点：1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比2 ）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度与刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本3） 轴具有足够的强度与刚度由于二级展幵式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称， 当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高， 设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。

4） 箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积与箱体轮毂， 可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性5） 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点， 箱体结构庞大， 重量也很大齿轮的计算不够精确， 设计也不是十分恰当，但我认 为通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备参考文献李育锡主编《机械设计课程设计》 高等教育出版社濮良贵 纪名刚主编 《机械设计》第八版 高等教育出版社孙桓陈作模葛文杰主编 《机械原理》第七版高等教育出版社裘文言 张继祖 瞿兀赏主编 《机械制图》咼等教育出版社徐学林主编 《互换性与测量技术基础》湖南大学出版社37 / 3131 / 31。