机械设计课程设计-带式运输机传动装置圆柱直齿轮二级减速器

1、机械设计课程设计目录课程设计任务书 .2一、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数 .3二、齿轮传动的设计 .6三、轴的设计 .17四、滚动轴承的校核计算 .24五、平键联接的选用和计算 .25六、联轴器的选择计算 .25七、润滑方式 .26八、减速器附件 .27九、设计小结 .28参考资料目录 .301机械设计课程设计贵州大学明德学院机自专业机械设计课程设计任务书设计题目： 设计带式运输机传动装置设计参数：运输带拉力 F=2500N运输带的线速度 V=1m/s驱动卷筒直径： D300mm要求传动效率：.传动尺寸无严格要求，中小批量生产使用期限八年，单班制工作传动装置布置图一、设计要求：1.二

2、级减速器传动设计及计算；2.二级减速器结构设计；3.绘制减速器装配图及低速级大齿轮零件图；4.编写设计计算说明书。二、设计时间：开始： 2011 年 6 月 29 日结束： 2011 年 7 月 15 日指导教师：陈素学生姓名：张宗远2机械设计课程设计一、确定传动方案，选择电动机及计算运动参数（一）方案选择根据传动装置的工作特性和对它的工作要求，并查阅相关资料，可选择两级展开式减速器传动方案，如图所示。传动装置布置图（二）电动机的选择1.计算带式运输机所需功率p Fv / 10002500 1 1000 2.5kw（工作机传动效率为1）Y100L2-4三 相异步电机2.初估电动机额定功率 PP

3、=3Kwpd pw /2.5 / 0.9 2.8kw电动机所需输出的功率nm3.选用电动机1420( r min 1 )3查资料【 2】表（ 2.1）选用 Y132M-4 电动机，其主要参数如下:电动机额定功率 P3kw电动机满载转速 nm1420电动机轴伸出端直径28电动机伸出端安装长度60（三）传动比的分配及转速校核1.总传动比运输机驱动卷筒转速nw(60 1000 v) /D(6010001) /(3.14300)63.694r / min总传动比 inm / nw1420/ 63.694 22.6942.传动比分配与齿数比考虑两级齿轮润滑问题，两级齿轮应有相近的浸油深度。参考资料【 2

4、】式（ 2.10） i f(1.2 1.3)is 取 if1.28is ，总传动比 i 22.294 ，经计算高速级传动比 i f5.342低速级传动比 i s 4.173因此闭式传动取高速级小齿轮齿数121，大齿轮齿数21if21 5.342112齿数比 u12 /1112 / 215.333低速级小齿轮齿数327大齿轮齿数43is274.173113齿数比 u24 / 3113/ 274.185实际总传动比 iu1u242 /3 1113 112 / 272122.3213.核验工作机驱动卷筒的转速误差机械设计课程设计1212112u15.3333274113u24.185i22.3214

5、卷筒的实际转速 n wnm / i1420/ 22.32163.617nwn wnwnw转速误差63.69463.617 ，63.6940.12%5%合乎要求（四）减速器各轴转速，功率，转矩的计算1.传动装置的传动效率计算根据传动方案简图，并由资料【2】表（ 2.3）查出弹性联轴器效率10.998 级精度圆柱齿轮传动效率含轴承效率20.97滑块联轴器30.98运输机驱动轴一对滚动轴承效率4 =0.9912234故传动装置总效率0.99 0.97 0.97 0.98 0.99 0.904 与估计值相近，电动机功率确定无误。2.各轴功率计算带式运输机为通用工作机，取电动机额定功率为设计功率。高速轴

6、输入功率：p1p 13 0.992.97kw中间轴输入功率：p2p 1 22.88kw低速轴输入功率： P3=p 1 222.794kw3.各轴转速计算高速轴的转速： n1nm1420 r / min中间轴的转速： n2n1/ u11420 / 5.333266.267 r .m1in低速轴的转速： n3n1/ i1420 / 22.32163.617 r . min14.各轴转矩的计算：机械设计课程设计合乎要求总效率0.9045机械设计课程设计13116T955010p n9.55102.97 /1420高速轴转矩：19.974103 Nmm中间轴转矩： T 29550103 p2n2103

7、.295103 Nmm低速轴转矩： T 39550103 p3n3419.427 Nmm各轴运功动力参数列入下表轴名称功率 kw转速 r / min转矩 Nmm高速轴2.971420103中间轴2.881266.267103.2951033低速轴2.79463.617419.42710二、齿轮传动的设计（一）高速级齿轮传动设计计算注：本部分所设计图表、公式均来自资料【1】小齿轮 40Cr调质；1.选定齿轮类型、精度等级、材料大齿轮45 钢1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。调质2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度（GB10095-88） (见表 10-8)3）材料选择 小齿轮

8、材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，4）小齿轮齿数121 ，大齿轮齿数21122.按齿面接触强度设计由设计计算公式（ 10-9a)进行计算，即2KT 1 u1d1t2.323du（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数t1.52）高速轴传递转矩119.974 103mm6机械设计课程设计3）由表 10-7 选取齿宽系数d 1 。14）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数189.8 Ma25）由图10-21d 按齿面 硬度查得 小齿轮 的接 触疲劳 强 度极限lim 1550MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限lim 2500

9、MPa 。6）由式 10-13 计算应力循环次数160n1 jL h601420 1(1 8 3008) 1.64109921.64103.061081if5.3427）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数10.93;20.96 。8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得1lim 110.93 550MPa511.5MPaS2lim 220.96500MPa480MPaS（ 2）计算1)试算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入中较小的值。2d1t2.323kt 1 i f1dif22.323 1.519974 6.335 189.8mm 41.125m

10、m15.3354802）计算圆周速度v 。v60d1tn141.1251420 m / s 3.056m / s10006010003）计算齿宽 bv 3.056m / sbdd1t1 41.125mm41.125mm4)计算齿宽与齿高之比 b 。hd1t 41.125模数 mtmm1.96mm121齿高 h2.25mt4.41mm7机械设计课程设计b41.1259.3h4.415）计算载荷系数根据 v 3.056m / s， 8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 kv1.19 ；直齿轮，F1；由表 10-2 查得使用系数1；由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布

11、置时，1.451。由 b9.3 ，1.451 查图 10-13 得F1.35 ；h故载荷系数KA KV KHKH 1 1.19 1 1.451.736)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1d 1t 3 k41.125 3 1.7343.128mmkt1.57）计算模数 m。d 143.128m2.054mm，121按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为2kYY1FaSam2()3d1F（ 1）确定公式内的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 1460M Pa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2410MPa ；2）由

12、图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数FN 10.91 ,FN 20.95 ;3）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KFN1 FE10.91 460F 1MPa299MPaS1.4KFN 2 FE20.95410F 2MPa278.2MPaS1.48机械设计课程设计4）计算载荷系数 K。F 1KA KV KF KF 1 1.19 1 1.35 1.61299MPa5)查取齿形系数。F 2由表 10-5 查得 YFa12.76 ; YFa 22.176)查取应力校正系数1.61由表 10-5 查得 Ysa11.56； Ysa21.802.767）计算大、小齿轮

13、的 YFa YSa 并加以比较2.17F1.561.80YFa 1YSa12.76 1.560.0144F 1299YFa 2YSa22.17 1.80.01404F 2278.2小齿轮的数值大。（ 2）设计计算32 1.61199740.0144m1.28mm1212对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.13 并就近圆整为标准值 m=1.5，按接触强度算得的分度圆直径 d1 41

14、.125mm，算出小齿轮齿数。小齿轮齿数大齿轮齿数d141.125127m1.5mn1.5mm25.34227144这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（ 1）计算分度圆直径 d11m27 1.540.5mmd 22m144 1.5216mm9机械设计课程设计d 1d 240.5216（ 2）计算中心距 a128mm2240.5mm（ 3）计算齿轮宽度 bd d11 40.540.5mm216mm齿顶圆直径 da112 m43.5mm128mmda 22 2 m219mm40.5mm齿根圆直径 dd4.5m37mma1

15、df 2da2 4.5m 212mm2.高速级齿轮传动的几何尺寸高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表名称计算公式模数mn法面压力角nd1分度圆直径d 2da 112 m齿顶圆直径da 222 mdf 1da14.5m齿根圆直径df 2da24.5md1d 2中心距a2b2b齿宽b1b2(5 10)mm3.齿轮的结构设计小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 的结构尺寸计算如下表代号结构尺寸计算公式结果 / mm1.52040.521643.52193721212840.546结果 / mm10机械设计课程设计轮毂处直径 D 1D11.6dL(1.2 1.5)d1.340.5轮毂轴向长

16、 L倒角尺寸 nn0.5mn0.5 1.50(2.5 4) mn2.51.5齿根圆处厚度0腹板最大直径DDd200f 20板孔分部圆直径 D 2D 20.5( D 0D1)板孔直径 d1d10.25( D 0D1)腹板厚 CC0.3b212结构草图如附图 1（二）低速级齿轮传动设计计算注：本部分所设计图表、公式均来自资料【1】1.选定齿轮类型、精度等级、材料1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8 级精度（ GB10095-88）(见表 10-8)11机械设计课程设计3）材料选择 小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 260HBS，大齿轮材料为 45

17、 钢（调质），硬度为 220HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）小齿轮齿数327 ，大齿轮齿数 Z4=1132.按齿面接触强度设计由设计计算公式（ 10-9a)进行计算，即2KT 2u 145 钢d3 t 2.323du（ 1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数t1.52）高速轴传递转矩2103103mm3）由表 10-7 选取齿宽系数d 1 。14）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数189.8 M a25 ）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim 1550MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由式 10-13 计算应力循环次数lim 2500MPa 。36

18、0 n2 jL h3.06 108347.3510 7is7）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数30.93;40.98 。8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得3lim 33511.5MPaS4lim 44490MPaS（ 2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d3 t ，代入中较小的值。12机械设计课程设计2d3 t 2.323kt 2i s 171.047mmdi s2）计算圆周速度 v 。d 3tn2v0.99m / s6010003）计算齿宽 bb dd 3t 71.047mm4）计算齿宽与齿高之比b 。hd 3t模数 mt2.6mm3t齿高

19、 h2.25m 5.85mmb12h5）计算载荷系数根据 v 0.99m / s ，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 kv1.10 ；v 0.99m/ s直齿轮，F1；由表 10-2 查得使用系数1；由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.46 。b12 ，1.46查图 10-13 得 F1.44 ；h故载荷系数KA KV KHKH1.6066）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d3 d 3t 3 k72.68mmkt7）计算模数 m。d 3m2.69mm，3按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为13机械

20、设计课程设计m 32k2( YY)2FaSad3F（ 1）确定公式内的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 3460M Pa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4410MPa ；2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数FN 30.94 ,FN 40.96 ;3）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KFN 3FE 3KFN4 FE4F 3308.9MPa F 4281.1MPaSS4）计算载荷系数K。KA KV KF KF1.5845）查取齿形系数。由表 10-5 查得 YFa 32.67 ;YFa 42.176）查取应力校正系数

21、由表 10-5 查得 Y1.6； Y1.80sa3sa47）计算大、小齿轮的 YFa YSa 并加以比较FF3308.9MPaYFa 3YSa30.0133F 3F4281.1MPaYFa 4YSa40.0139F 4大齿轮的数值大。K1.584（ 2）设计计算3 2 1.584 103000 0.0139YFa 32.57m1.8mm1 272YFa 42.17Ysa31.6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲Ysa41.8疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与14机械设计课程设计齿轮

22、直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.8 并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径 d 3 72 mm ，算出小齿轮齿数。d 372小齿轮齿数336m2大齿轮齿数44.18536150这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（ 1）计算分度圆直径 d 33m36 272mmd 44m 150 2300mmd 3d 472 300（ 2）计算中心距a186mm22（3）计算齿轮宽度 b dd3 1 72 72mm齿顶圆直径 da 332 m 36 2 72mmda 442 m152 2

23、304mm齿根圆直径 df 3da 3 4.5m 67mmdd4.5m295mmf 4a42.低速级齿轮传动的几何尺寸d372mm低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表d4300mma186mmb72mm名称计算公式模数mn2法面压力角nd 3分度圆直径d 4300齿顶圆直径d2 ma 3315da 442 mdf 3da34.5m齿根圆直径df 4da44.5md3d 4中心距a2b4b齿宽b3b4(5 10) mm3.齿轮的结构设计小齿轮 3 由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 4 的结构尺寸计算如下表代号结构尺寸计算公式轮毂处直径 D 1D11.6dL(1.2 1.5)d1.3轮毂轴向长 L

24、5875倒角尺寸 nn0.5mn0.5 20(2.5 4)mn3 2齿根圆处厚度0腹板最大直径 D 0D 0df 4 20板孔分部圆直径 D 2D 20.5( D 0D 1)板孔直径 d1d0.25( DD )101腹板厚 CC0.3b4机械设计课程设计304672951867280结果 / mm937516285189481416机械设计课程设计三、轴的设计在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等或相近，而中间轴跨距确定的自由度较小， 故一般先进行中间轴的设计， 以确定跨距。（一）中间轴设计1.选择轴的材料因中间轴是齿轮轴，应与齿轮3 的材料一致，故材料为45Cr 调质，由资料【 1】 P3

25、62表 15-1 查出 B700MPa ，1b70MPa2.轴的初步估算95500003P32由资料【 1】 P370式（ 15-2） d300.2 Tnn2由资料【1】P370 表15-3 查 出0100，因此d 1003 2.88 / 266.2722.1mm考虑该处轴直径尺寸应当大于高速级轴颈处直径，取d1d min30mm3.轴的结构设计根据轴上零件的定位、 转配及轴的公益性要求， 参考表 8.3、图 8.4，初步确定出中间轴的 结构如图。（ 1）各轴段直径的确定由资料【 2】 P95 表 5.9 查出优选6206 滚子轴承。轴颈直径d1d 5d min30mm17机械设计课程设计齿轮

26、 2 处轴头直径 d 235mm齿轮2定位轴肩高度，由资料【2】P67 表4.1 查出h min(0.07 0.1)d0.1353.5该处直径 d242mm齿轮 3 的直径： d72mm ， d76mm，3df 367mm由资料【 2】 P94 表 5.9 查出轴承的安装尺寸 d 436mm4.按许用弯曲应力校核轴（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿宽的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴颈上安装的 6206 轴承从资料【 2】P95 表 5.9 可知 B=16mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸， 见图。（2）绘轴的受力图，见 附

27、图 。（3）计算轴上的作用力：齿轮 2：222103295Ft 2956d 2216Fr 2 Ft 2 tan956 tan 20 348N齿轮 3：2T 22103295Ft 32869 Nd 372Fr 3 Ft 3tan2869 tan 20 1044NFt 2956Fr 2348NFt 32869NFr 31044N（ 4）计算支反力垂直面支反力平面 ，参考附图绕支点 B 的力矩和MBZ0 ,得122RAZFr 2 7068Fr 3 68 /(50 70 68)(348138104468) / 188122同理，MAZ 0，得18机械设计课程设计RF50 70F50 /(507068)

28、RBZ574BZr 3r 2(1044120 34850) / 188574RFFRAZr 3r 2BZ校核：122 10443485740计算无误计算无误水平平面（ XY 平面）同样，由绕 B 点力矩的M B0 ，得RAYFt 2 7068Ft 368 /(507068)(95670 68286968) / 1881739RAY1739由 MA 0，得RBYFt 2 50Ft 3(5070) /(507068)2086BYR2086YRAY RBYFt 2Ft 3校核：173920869562869 0计算无误计算无误（5）转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图： 附图C 处弯矩 MCZRAZ50

29、122506100N mmD 处弯矩 MDZRBZ68574 6839032Nmm水平面弯矩图： 附图C 处弯矩 MCYRAY50 1739 50 86950N mmD 处弯矩 MDYRBY68208668 141848Nmm（ 6）合成弯矩：附图22M CC 处：M CZM CY( 86950 287164 N m6100) 2m22M DD 处：M DZM DY( 39032)2141848 2147120 N mm19机械设计课程设计（ 7）转矩及转矩图：附图2103295Nmm（ 8）计算当量弯矩，绘弯矩图应力校正系数1b/0b70 / 1100.6420.6 103295 61977

30、N mm（9）校核轴径McC 剖面： dc 324.81 35mm0.11b强度足够20机械设计课程设计MD159642D 剖面： d28.35 67mm33D0.11b0.170（齿根圆直径）强度足够5.轴的细部结构设计由资料【 2】 P108表 6.1 查出键槽尺寸 b h10 8(t 5, r 0.3) ；由资料【 2】 P109表 6.2 查出键长 L=40mm由表 4.5查出导向锥面尺寸 a3,30；由表 4.3得砂轮越程槽尺寸 b13(h 0.4, r1.0)；由资料【 2】 P365表 15-2 查出各倒角，圆角半径的推荐值。（二）高速轴的设计1.轴的材料由于该轴为齿轮轴，与齿轮

31、1 的材料相同，为40Cr 调质。2.按切应力估算轴径由资料【 1】查出系数 C=112轴伸出段直径d1 C 3p112 3 2.9714 .3mm1n11420考虑与电机轴半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取d128mm。资料【 2】 P117 表 6.93.轴的结构设计1）划分轴段轴伸段 d1 ；过密封圈处轴段d 2 ；轴颈 d 3, d7 ；轴承安装定位轴段d 4,d 6 ；齿轮轴段。2）确定各轴段的直径由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶高速轴 40Cr调质21机械设计课程设计梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴

32、段直径d 229mm 。选择滚动轴承 6206.，轴径直径 d 3d 730mm（资料【 2】）根据轴承的安装尺寸 d 4d 636mm（资料【 2】）齿轮段照前面齿轮的安装尺寸分度圆直径 d40.5mm；齿顶圆直径 da43.5mm ；齿根圆直径 df37mm。3）确定各轴段的轴向长度两轴承颈间距（跨距）l 0A2 3B ;A 为箱体内壁间距离，由中间轴段设计知A=154mm。3轴承内端面与内壁面之距取3 =10mm；B 为轴承宽 B=16mml 01542 1016190mm轴伸段长度由联轴器轴向长决定P117 表 6.9 d28轴颈段长度由轴承宽确定齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置

33、由中间轴2 齿轮所需啮合位置确定；直径为 d 4,d 6 轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后，即可自然获得。直径为 d 2 轴段长由端盖外与端盖内两部分尺寸组成；端盖处尺寸为： k(10 20) mm ,h 为端盖螺钉（ M8 ）六角厚度，k 7mm 。端盖内尺寸，根据C1 C 2 (3 5) e 3 B 其中， 壁厚C1, C 2 轴承旁联接螺栓扳手位置尺寸见资料【 2】表 7.1.， 7.2e端盖凸缘厚度资料【 2】表 7.173轴承内端面与内壁的距离。B轴承宽度， 6206 轴承 B=16mm22机械设计课程设计l 2k (10 20)C 1C 2 (3 5) e 3 Bd2 轴段长度715

34、81816510 10 1653mm高速轴的强度校核等同于中间轴（省略）（三）低速轴的设计展开式减速器低速轴设计的全过程同于高速级（略）低速级轴结构如图四、滚动轴承的校核计算考虑轴受力较小，且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承中间轴 6206 两个，高速轴 6206 两个，低速轴 6209 两个（GB/T276-94）寿命计算：23机械设计课程设计（一）中间轴滚动轴承的校核计算查课程设计表5.9Cr19.5KNCor11.5KN1.计算轴承载荷：（ 1）在水平面内轴承所受的载荷Fr 1RAZ2RAY21743NFr 2RBZ2RBY22164N(2)计算当量动载荷：pr 1f p .Fr1

35、1.117431917pr 2f p .Fr 21.1216423802.验算轴承寿命因 pr1pr 2 故只需验算 2 轴承轴承预期寿命与整机寿命相同为：L8 h1 8 830019200h轴承实际寿命Lh1016670 ( Cr )234434 19200h具有足够使用寿命n2pr 2所以轴承 6206 安全，合格。3 轴承静负荷计算（省略）（二）高速轴滚动轴承校核计算校核过程及方法与中间轴承相同，参考中间轴承计算方法（三）低速轴滚动轴承校核计算低速级滚动轴承经过计算选用 6209，经校核计算满足要求， 其校核过程与中间轴相同（省略）pr 11917N五、平键联接的选用和计算pr 2238

36、0N（一）中间轴与齿轮 2 的键连接选用及计算，经前面设计计算知本处轴径为 d2=35mm由表 6.1 选择键：10 8 40GB/1095-7924机械设计课程设计键的接触长度 l=L-b=40-10=30接触高度 hh/ 28 / 2 4mm ，由资料【 1】键静连接挤压许用应力 p 1202T 12103295p49 MPa pdlh 35 304则强度足够，合格（二）高速轴与低速轴上的键连接选用及校核方法与中间轴相同，经校核强度足够。过程省略六、联轴器的选择计算（一）高速轴输入端联轴器的选择高速级的转速较高，选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器。由表 6.5 查出载荷系数 K=1.5，则L

37、h1034434h寿命足够轴承 6206 安全，合格计算转矩 TcKT 1 1.519974 29961N mm工作转速 n1420r / min轴径，电动机 d电 28mm, d1 28mm查表 6.9 选用联轴器为：TL 5 YA2862 GB / T 432484JA2844合乎上述工作要求。（二）低速轴输出端联轴器的选择低速级同样选用有缓冲功能的弹性套柱销联轴器计算转矩TcKT 31.5419427Nmm 62914N m工作转速 n363.617r / min轴径，d 340mm查表 6.7 选用金属滑块联轴器为：D060D=110L=70h=16s=0.5七、润滑方式25机械设计课

38、程设计由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大， 故润滑油选用中负荷工业齿轮油（ GB5903 1986），牌号选68 号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm 之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413 1980）。牌号为 ZL 2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。八、减速器附件1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长 75mm，宽 50mm。盖板尺寸选择

39、为长115mm，宽 90mm。盖板周围分布 4 个 M8 的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M10 1。3.放油孔及放油螺塞： 为了能在换油时将油池中的污油排出，清齿轮的润滑方理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。选择放油螺塞规格式选用

40、油润滑为 M12 1.25。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。轴承的润滑方式选用脂润滑4.油面指示器： 为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。5.吊耳和吊耳环：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在26机械设计课程设计机座上设置吊耳环。吊耳用于打开机盖，而吊耳环用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径， 吊耳和吊耳环的直径都取16mm。6定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔

41、之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A650。7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M8 20。其中螺纹长度为 16mm，在端部有一个4mm 长的圆柱。8.铸铁减速器箱体主要结构尺寸机械设计箱座壁厚 8mm箱盖壁厚 8mm箱盖凸缘厚度 12mm箱座凸缘厚度 12mm地脚螺钉直径 20mm(M20)地脚凸缘宽 50mm地脚螺钉数目 6轴承旁联接螺栓直径 16mm(M16)盖与座联接螺栓直径 10mm(M10)轴承端盖螺钉直径 8mm(M8)数目 24检查孔盖螺钉直径 8mm(M8)定位销直径 6mm小 5.59大 6长 50外箱壁至轴承端面距离 45mm箱座底部凸缘宽度 50mm低速级齿顶圆与内箱壁距离10mm箱盖、箱座筋厚 6.8mm箱座深度 202mm27机械设计课程设计箱座高度 220mm九、