带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.

1、华侨大学课程设计说明书机械课程设计说明书机电学院09测控专业设计者：农金德学号： 0911212021指导老师：杨建红1华侨大学课程设计说明书精密机械设计课程设计任务书A(3)姓名 农金德 专业 测控技术与仪器 班级(2)学号 0911212021、设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器二、系统简图：#华侨大学课程设计说明书带传动三、工作条件：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限 8年,大修期3年，输送带速度允许误差为土 5%,减速器中小批量生产四、原始数据已知条件题号 YZ-II11121314151617181920运输带拉力F/N2500280030003300400

2、046004800运输带速度v/(m/s)1.51.61.41.11.50.81.21.60.851.25卷筒直径D/mm450320275400250250400400400500五、设计工作量：1. 设计说明书1份2. 减速器装配图1张3. 减速器零件图2张指导教师：杨建红开始日期：2012年 1月2 日完成日期：2012 年1月 15 日计算及说明结果一、 电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择丫系列一相异步电动机，此系列电动机属于 般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机

3、所需工作功率为：式(1): P d = PW/ na (kw)Pw 二FV/1000=4600 X 0.85/1000=3.91(KW)由电动机至输送机的传动总效率为：n总二 nxn2 3x3 x4 Xn根据机械设计课程设计p 7表1式中：n、n n、n、帀分别为带、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取 叶1 =0.95 , n 2= 0.98 , 叶3= 0.97 ,叶4 = 0 .9 9、 n=0.96n 总=0.82贝y：n总=0.95 X0.983 X0.97 X0.99 X0.96=0.82所以：电机所需的工作功率：Pd = PW/ n总=3.91/0.82=

4、4.77(KW)Pd=4.77(kw)3华侨大学课程设计说明书卷筒轴工作转速为:3、确定电动机转速n 筒=40.6 r/minn 筒=60 MOOOV/ nD60 X000 085/(3.14 400不=40.6 r/min根据机械设计课程设计P 7表1推荐的传动比合理范围，取圆 柱齿轮传动一级减速器传动比范围ii=3 6。V带传动的传动比i o二24 。则总传动比理论范围为： ia'= i o Xii = 6 24。Nd=243.6故电动机转速的可选范为Nd ' = ia'xn 筒974.4r/mi n=（6 24） X40.6=243.6 974.4 r/min则符

5、合这一范围的同步转速只有 750r/mi n根据容量和转速，由相关手册查出此种电动机型号：（如下表）电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机参考价格传动装置传动比同步转速满载转速重量（N）总传动比V带传动减速器Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72计算及 说明此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L X (AC/2+AD)XHD底角安装尺寸 A XB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸D XE装键部位尺寸 FXGD16 0605 X433 X385254 X2101 54 2X11012X 41电动机主要外形和安装尺寸35华侨大学课程设

6、计说明书3#华侨大学课程设计说明书ia=17.7二、计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为：ia= n m/n 筒=720/40.6=17.73总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比比）ia=i0 xi（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动2、分配各级传动装置传动比:根据指导书P7表1，取i0=4 （带传动i=24）因为:ia = i0 xi所以：i = ia/i0 = 17.73/4=4.43四、传动装置的运动和动力设计:将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，H轴,以及io=

7、4i = 4.43i0,i1 ,为相邻两轴间的传动比i01 , n12 ,为相邻两轴的传动效率PI, PH, .为各轴的输入功率（KW）TI, TH,为各轴的输入转矩（N m）n I ,n H ,为各轴的输入转矩（r/min ） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参3#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果IITI1 XX111i卷筒=: X 二带传动1、运动参数及动力参数的计算(1)计算各轴的转速：n 电二n m=720 ( r/min )I 轴(高速轴)：n I = n m/i 0=720/4=180(r/min )H 轴(低速轴)：n n = n I / i=180

8、/4.43=40.6r/minIII 轴(滚筒):n 川=n n =40.6r/min(2 )计算各轴的输入功率：I轴(高速轴)：PI =Pd x n01 =P d x n1=p d x n带=4.77 X0.95=4.53(KW)n轴(低速轴)：p n = p I x n12= P Ix 军 x n3=PI x n轴承 x n齿轮=4.53 X0.98 X0.97=4.31( KW)III轴(滚筒)：pm = P n n23= P n n2 n4= P n n轴承 n联轴器n 电=720(r/mi n ) n I =180(r/min ) n 川=n n =40.6r/mi nP I =4.

9、53(KW)p n =4.31(KW)P 川=4.18(KW)=4.31 X0.98 X0.99=4.18(KW)(3)计算各轴的输入转矩:电动机轴输出转矩为:Td=9550Pd/n m=9550 X4.77/720=63.29NmTd= 63.29I轴(高速轴)：T I = Td o noi = Td o n i=Td o n带=63.29X4 X0.95=240.5 N mT I =240.5II轴(低速轴)：T n = T I i ni2 = T I i n2 n= T I i n轴承n齿轮=240.5 X4.43 X0.98 X0.97=1012.78N mIII 轴（滚筒）：T m

10、= T I 叶2 t4=982.6 N m(4)计算各轴的输出功率:由于I皿轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:故：P'I =P IXn轴承=4.53 X0.98=4.44KWTII=1012.78N mTm =982.6 N mPI=4.44KWP'I = P IlXn轴承=4.31 X0.98=4.22KWPII=4.22KWP'm = P mxn轴承=4.18 X0.98=4.10KWPIII=4.10Kw7华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果(5)计算各轴的输出转矩:由于Im轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：贝

11、心T'I = T IX 叶轴承=240.5 X0.98=235.69N mTI=235.69#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果T'I = T IX 叶轴承= 1012.78 X0.98= 992.52N m#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果TII=992.52#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果T'm = T mxn轴承=982.6 X0.98= 962.95N m#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果TIII=962.95#华侨大学课程设计说明书计算及 说明结果综合以上数

12、据，得表如下:轴名功效率P (KW)转矩T (N m )转速nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.7763.2972040.95I轴4.534.44240.5235.699600.954.43U轴4.314.22184.681012.78992.520.97川轴4.184.10982.6962.9520019华侨大学课程设计说明书计算及说明结果三、V带的设计算(一)、V带的选择(1 )选择普通V带截型，由于单班工作，工作平稳，则由精密机械设计P122表7-5得，KA=1.1，贝yPca=6.05KPea二KA XP=5.5 X1.1=6.O5 (KW)W由 Pea=6.05K

13、W 和 n1=720r/min 查图 7-17 选取 A 型 V 带由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径 D1 = 112140 ，选择D1 = 140，则大带轮直径:D仁 140D2= (n 1/n2 ) XD1 (1-名)=(720/180) X140 x(1-0.02)=548.8(mm) ,( 0.02)由表 7-7，取 D2=560D2=560(2 )验算带速VV=兀D1 n1/60 X1000= %X140 X720 20 X1000m/s=5.28m/sV=5.28m/介于525m/s范围内，故合格。s(3)确定带长和中心距a：0.7 (D1+D2 ) <a0 <2

14、 (D1+D2 )则有：490 <a0 <1400 , 初选 a0=850mm 则带长：L0=2 a0+ n d1+d2 ) /2+(d2-d1 ) 2/(4 a0)=2851(mm)L0=2851(由表7-3选取Ld=2800mmmm)实际中心距 a=a0+ (Ld-L0 )/2=850+(2800-2851 )/2=824.5mma=824.5m(4 /验算小带轮包角a1ma仁 1800-(d2-d1)X57.30 8=150.8 °>120 0a1 = 150.8 0(5)计算V带根数Z :由表7-8得P0=1.29KW，由表7-9得Ka=0.92，由表7-3

15、得KL=1.11，由表7-10得仲0 =0.09Kw，贝卩V带根数为：Z=PC -(P0+ 30)KLK=6.05 -(1.29+0.09) X0.92 X1.11)=3.63则Z=4(6 )计算轴上的载荷Fz:Z=4由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m单根 V 带张紧力：F0=500 (2.5 * a-1)Pd -zv+qv 2=248.77NF0=248.77轴上载何：Fz=2zF osin( a/2)N=2 X4 X248.77 Xs in (150.8 0/2)=1925.9NFz=1925.9N四、减速器传动件的设计计算1 l(一)、减速器内传动零件设计(1)、

16、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，一者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级，齿面粗糙度R<1.63.2um.(2)、初选主要参数©d = 1小齿轮齿数：Z1 = 18，齿轮传动比：u=4.43Z1=18大齿轮齿数：Z2=Z1 u=18 X4.43=79.74 取 Z2=80 由表 10-7Z2=80选取齿宽系数©d = 111华侨大学课程设计说明书（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1t2kTi u 1：du(Th#华侨大学课程设计说明

17、书#华侨大学课程设计说明书确定各参数值1）试选载荷系数K=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=2.36 x105N mmT1=9.55 X106XP/n1=9.55 X106X4.44/180=2.36 X105N mm3）材料弹性影响系数由机械设计表10-6取ZE=189.8 MPaN1 = 2.07X108N2 = 4.67X107由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 THlim1 "OOMPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限THlim580MPa。4）由式10 - 13计算应力循环次数N1 = 60n 1jLh = 60 X180 X1 X（8 X300 X8）

18、= 2.07 X108 N2 = N1 -4.43 = 4.67 X1075）由图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 = 0.95 ; KHN2 =0.986）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t H1 =570MPaKHN1 *THHm1dH1 =S = 0.95 X600MPa = 570MPa13华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书KHN2 *九讪2刖2 =S = 0.98 X580MPa = 568.4MPa7 )、计算(1 )试算小齿轮分度圆直径d1t，代入刖中较小值2.323；1.3 236 1。5 3.43 l24.

19、43 568.42=68.9mm(2)计算圆周速度v=n dit门2_60 1000 =3.14 68.9 18060 1000=0.649m/sV<5m/s,故选择8级精度合适(3 )计算齿宽b及模数mtb= ©d Xd1t=1 X68.9mm=68.9mmmt=d1t68.918 =3.83 mmh=2.25mt=2.25 X3.83mm=8.62mmb/h=68.9 弋.62=7.99(4)计算载荷系数K根据v=0.649m/s,8 级精度，由图10 8查得动载系数KV=1 ;直齿轮Kh产KFa=1 ;由表10-2查得KA=1 ,(T H2 =568.4MPad1t &g

20、t;68.9 mmv=0.649m/sb=68.9 mm mt=3.83 mm h=8.62 mm b/h =7.9915华侨大学课程设计说明书计算及说明结果由表10 4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，Kh 尸1.355由图10 13查得Kf3=1.45故载荷系数K=KA XKVXKH aXKH 3=1 X1 X1 X1.355=1.355K=1.355(5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(10 10a）得J1.355368.9；id1= %JK/Kt =* 1.3 mm=69.8mm(6 )计算模数md仁 69.89m =鱼=69.8/18mm=3.87 mmZ1

21、mm8)按齿根弯曲强度设计m=3.87由式(10 5)得弯曲强度的设计公式为mm、32KT YFaYsam > 2 ?rHdZ1屛】1) 确定计算参数由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限°FE1 500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限升E2 POMPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 =0.90 , Kfn2 =0.97计算弯曲疲劳应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则口 F 1 = 321.oF1=Kfn1 xctFE1 /S=500 X0.90/1.4=321.43MPa43MpaoF2=Kfn2 xctfe2/s=380 X0.97/1.4=263.29M

22、PaG f2=263.29MPa#华侨大学课程设计说明书K=1.45计算载荷系数K:K=KA XKV XKFaXKFB=1 X1 X1 X1.45=1.45查取齿型系数由表10 5查得YFa1=2.91 ; YFa2=2.22查取应力校正系数由表 10 5查得Ysa仁1.53 ; Ysa2=1.7717华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书计算大、小齿轮的丫：；丫并加以比较YFa1YSal2.91 1.53321.43 =0.01390.01392.22 577丫：2丫孑=263.29 =0.0149丫Fa2丫Sa20.0149大齿轮的数值大。9 ）、设计计算3 2 1.595 2.3

23、6 105 f.200149m1 18=3.26mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为标 准值m=3.5mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm ，算出小齿轮齿数 Z仁 d1/m=69.86/3.5=19.96取 Z1=20大齿轮齿数 Z2=4.43x20=88.6 取 Z2=8910 ）、几何尺寸计算a）计算分度圆直径d仁m Z1=3.5 X20=70 mmd2=m Z1=3.5 X89=311.5mmm >3.26mmm=3.5m mZ1=20Z2=89d1=70 mm d2=311.5 mm#华侨大学课程设计说明书b) 计算中心距a= (d1

24、+d2 ) /2=190.75c) 计算齿轮宽度b= di -(d=70取 B2=70mmB仁75mm11 )、按齿根弯曲疲劳强度校核计算由公式： F - 2KT1YfY； - 2KJ YfYs兰叶进行校核。 bdimbm zi由机械设计基础P196图6-32查得:(T Flim仁210MPa(T Flim2=190Mpa查表 6-9 得：安全系数 Sf=1.30, Ynt1= Ynt2=1，则:年】1 =丫NT1 “1 =210=162MPaSf1.30年：2 - Ynt2 丽 2 _190_146MPaSf1.30口2丫卩汎1b1z1m2x1.1x2.36"05=厂戏 2.91

25、汇 1.5368.9汉20汽3.52=136.9MPaF 1CT -CT Yf 沁2F2 F1 YT FV S1222 0.77 136.9 汉2.91 ".53=120.8MPavF 2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。a=190.75 mm B2=70mm B仁 75mm【亓1=162MPa【亓2=146MPaaF1=136.9MPaaF2=120.8MPa19华侨大学课程设计说明书齿轮的基本参数如下表所示:名称符 号公式齿1齿2齿数ZZ2089分度 圆直 径dd=mz70311.5齿顶 高haha=ha m3.53.5齿顶 圆直 径dada=d+2ha77318.5分度 圆直 径aA

26、=m (z1+z2) /2190.75（9 ）、结构设计大齿轮米用腹板式，如图10-39 （机械设计）五、轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用40Cr调质，硬度280HBS，抗拉强度极限应力oB=700MPa，屈服极限 oS=500MPa ;轴的输入功率为PI=4.53 KW转速为 nl=180r/min根据课本P370 （15-2 ）式，并查表15-3，取A0=100A 0 d >= 100 汉彳=29.3mm V 180,考虑到有键槽，将直径增加3%5%，则取 d=32mm 2、轴的结构设计1 ）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱

27、体中央， 相对两轴承对称分布， 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配 合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴 外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过 渡配合定位。2）确定轴的各段直径和长度 由上述可知轴的右起第一段直径最小d仁32mm 。长度为:L1=80mm 。 轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，由于该段穿过轴承盖且安装垫圈，取 d2=36mm，长度为：L2=72mm。 轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒，选用深沟球轴承，则轴 承有径向力，而轴向力为零，选用 6208型轴承，其尺寸为d XD

28、XB=40 X80 X18 ,那么该段的直径d3=40mm ，长度为： L3=40mm 。 轴的右起第四段安装齿轮，一般要比轴段3的直径大15mm ,d1=32mmd2=36mmd3=40mmd4=45mmd5=55mmd6=45mmd7=40mm由于齿轮的齿顶圆直径为77mm，分度圆直径为70mm，轮毂的L仁 80mm 宽度为75mm，则,此段的直径为d4=45mm，长度为：L4=73mmL2=72mm21华侨大学课程设计说明书、轴的右起第五段位轴环，对齿轮定位作用，取d5=55mm ,度为：L5=7mm 。、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d3=40m

29、m ，长度为L6=41mm。3）求作用在齿轮上的受力轴承支点的距离为：L= (18/2+2+18+75/2)X2=133mm因已知道小齿轮的分度圆直径为 d仁70mm ,小齿轮转矩：T1=9.55 X106 xp/n1=9.55 X106X4.44/180=236N m2T而圆周力：Ft1= =2 X2.36 X105宁(70 X10-3) =6743N d径向力：Fr仁Ft tanan=6743 Xtan20 0=2454N水平支点反力：Fha=F hb =Ft -2=6743 -2=3372N垂直支点反力：Fva=F VB=Fr 2=2454 2=1227N水平弯矩:Mhc二Fha XL-

30、2=3372 X133 X10-3 -2=224.2N mL3=40mmL4=73mmL5=7mmL6=41mmL=133mmTi=236NFt1=6743Fr1=2454fha=fhb垂直弯矩:Mvc=Fva XL-2=1227 X133 X10-3 +2=81.6N m=3372N综合弯矩:Me = M HC M VC224.42 81.62 =238.8Nmfva=fvb当量弯矩:Mec 二 Mc2 ( T)2=.238.82 (0.6 236)2 =277.6Nm=1227NM hc =224.2N mMVC=81.6Mc=238.8它们图形如下所示：#华侨大学课程设计说明书5NmMe

31、c=277.6NmEEtFt111111RAR£123华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书oe1 =30.5MPa<0-1 1oe2=4 ）、判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不 大，所以剖面C为危险截面。已知MeC=277.6Nm ,由课本表15-1有:0-1 =70Mpa 则:oei = MeC/W= MeC2/(0.1d4 3)=30.5MPa< : o-1 右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面:oe2= Mec/W= MD/(0.1I 3)=156 -

32、(0.1 X0.0323)=47.6MPa <討所以确定的尺寸是安全的 。47.6MPa <0-1 1 （二）、减速器输出轴（II轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度240HBS，抗拉强度极限应力oB=640MPa，屈服极限 oS=355MPa ;轴的输入功率为 PH =4.31KW转速为 n=40.6r/min根据课本P370 （15-2 ）式，并查表15-3，取A0=100rP14 31A0 3一 =100 电=47.35mmd >U0'6，考虑到有键槽，将直径增加3%5%，则取 d=50mm。L-Id- b-# !>-1）轴上零件的定位，固定和

33、装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对两轴承对称分布， 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配 合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴 外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过 渡配合定位。2）确定轴的各段直径和长度 、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d仁50mm，根据计算转矩：TC=KA XTH =1.2 xl012.78=1215.34Nm，查标准 GB/T 43232002，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为I仁80mm,轴段 长L仁80mm 、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，

34、该段的直径取 d2=55mm,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左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=70mm 、右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有 径向力，而轴向力为零，选用 6212型深沟球轴承，其尺寸为 dXD XB=60 X100 X22，那么该段的直径为 d3=60mm ，长度为 L3=39mm 、右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要 增加5% ,大齿轮的分度圆直径为311.5mm ,则第四段的直径取 d4=65mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴 段长度为L4=68mm 、右起第五段，

35、考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为 d5=75mm ,长度取 L5=7mm 、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承，则d1=50mmd2=55mmd3=60mmd4=65mmd5=75mmd6=60mmL1=80mmL2=70mmL3=39mmL4=68mmL5=7mmL6=51mmd6=d3=55mm ，长度 L6=51mm 3、）求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度圆直径为 d2=260mm大齿轮转矩：T=9.55 X106xp/n2=9.55 X1O6X4.31/4O.6= 1.0 X106N mm=1000NmT=1.0 X大齿轮分度圆直径：d=311.5mm106N

36、 mm2T而圆周力：Ft仁 2T=2 X1.0 X1O6/311.5=642O.5N dFt1=6420.径向力：Fr1=Ft tanan=6420.5 Xtan20 0=2336.9N5N水平支点反力：Fha =F hb =Tt/2=6420.5/2=3210.25NFr1=2336.垂直支点反力：Fva=F VB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N9N水平弯矩：M hc=Fha XL/2=3210.25 X0.12/2=192.6N mFha=F hb=3垂直弯矩：Mvc二Fva XL/2=1168.45 X0.12/2=70Nm210.25N综合弯矩： Me =訥92.62 +

37、702 =205N mFva=F vb=1当量弯矩. Mee = jMc2 +(aT)2 =寸2052 +6002 =634N m168.45N它们图形如下所示:Mhc=192.6N mMvc=70N mMe=205NmM ee=634Nm27华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书L! !；111 )判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不 大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=634Nm ,由课本表15-1有：:0-1 =60Mpa 贝y： (re4= MeC/W= MeC2/(0.1D43)=23MPa< : o1 右起第一段D处虽仅受转

38、矩但其直径较小，故该面也为危险截面： 11|ir-ti111 I,1 1 1II| RftiRB1111-25ONm11129华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书(5e423MPa<0e1 2.0MPa<0-1 1六、箱体的设计1. 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查 齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入 机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞 溅出来。2. 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结 构类型，有的已定为

39、国家标准件。4. 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔 盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气 压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。5. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺 钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可 以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环， 如装上二个启盖螺钉，将便于调整。#华侨大学课程设计说明书6. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后， 镗孔之前装上两

40、个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对 的，销孔位置不应该对称布置。7. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用8. 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机 盖。9. 密圭寸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。密封件多为标准件，其密封效果相差很大， 应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表:名称符号尺寸（mm ）机座壁厚8机盖壁厚&8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 224地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直

41、径d116A10 X70GB/T10机盖与机座联接螺栓直径d210联接螺栓d2的间距L150200轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df, d1, d2至外机壁距离C126 , 22, 16df, d1, d2至凸缘边缘距离C224, 20 , 14轴承旁凸台半径R114凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作外机壁至轴承座端面距离1148大齿轮顶圆与内机壁距离20齿轮端面与内机壁距离25.5机盖、机座肋厚m 1 ,8, 8轴承端盖外径D2110 , 122轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以 Md1和Md2互不干涉为准，七、键联接的选择及校

42、核计算1、输入轴与大带轮连接用平键连接此段轴径 d仁32mm ， L仁80mm ，TI =240.5Nm查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 1095 1979选用A型平键得，公称尺寸（b Xh）: 10 X8贝打 L=L1-b=70mm。31华侨大学课程设计说明书33华侨大学课程设计说明书op=4T/(d h L)=48.8MPa< op(110Mpa)(表 11-2 )故选择键 A10 X70GB/T1096-19792、输入轴与齿轮1联接用平键联接轴径 d3=45mmL3=73mmT H =240.5Nm查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 1095 1979选

43、用96-1979A型平键得，公称尺寸（b xh ）： 10 X8则，L=L3-b=63mm。op=4T/(d h L)=39.23MPa< op(110Mpa)(表 11-2 )故选择键 A10 X63GB/T1096-19793、输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径 d4=65mmL3=68mm T I =1012.78N m查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 1095 1979选用A10 x63GB/T1096-1979A型平键得，公称尺寸（b Xh）: 20 X12则，L=L3-b=48mm。op=4T/(d h L)=89.5MPa< op(110Mpa)(表 1

44、1-2 )故选择键 A20 X48GB/T1096-19794、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径 d仁50mmL仁82mm T I =1012.78N m查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 1095 1979选用A20 x48GB/T1096-1979A型平键得，公称尺寸（b xh ）： 16 X10则，L=L3-b=64mm。op=4T/(d h L)=109.5MPa< op(110Mpa)(表 11-2 )A16 X64GB/T10#华侨大学课程设计说明书96-1979故选择键 A16 X64GB/T1096-1979九、滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命Lh

45、=8 X300 X8=19200 小时Lh=19200 h1、输入轴的轴承设计计算(1) 初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=2501N(2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值C、fdP/60nt 'io61.2 25011(咋' 10611920C)3 -17.76KN35华侨大学课程设计说明书#华侨大学课程设计说明书106 (60n(ftCfdP10660 1801 29800)31.2 2501)= 90644.2 >19200fd=1.2ft=1.0(3) 选择轴承型号选择 6208 轴承 Cr=29.5KN#华侨大学课程设

46、计说明书#华侨大学课程设计说明书选择6206轴承Cr=19.5KN二预期寿命足够二此轴承合格2、输出轴的轴承设计计算(1 )初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=2336.9N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值fd P 60 C ft ( IO611.2 2336.9T60 40.6106119200)3= 10103.7N(3)选择轴承型号选择 6012 轴承 Cr=29.9KNLh106( ftC60n( fd P106( 1 19900 )360 40.6 ( 1.2 2336.9)= 146695.8h 19200h预期寿命足够二此轴承合格fd

47、=1.2ft=1.0选择16012轴承Cr=19.9KN37华侨大学课程设计说明书一、联连轴器的选择(1 )类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。(2 )载荷计算计算转矩 TC2=KA XTH =1.3 X1012.78=1316.6Nm,其中KA为工况系数，KA=1.3(3 )型号选择根据TC2，轴径d4，轴的转速n2 ,查标准GB/T 5014 1985 ,Tc2=1316.6NmKa=1.3选择LZ4型弹性柱销联轴器输出轴选用LZ4型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=1800Nm, 许 用转速n=4200r/m ,故符合要求。十、密封和润滑的设计（一）密圭寸：由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛 毡