带式输送机传动装置二级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机传动装置机械设计制造及其自动化专业09机制本（二）班设计者指导老师2011年12月11日井冈山大学一、设计任务2二、传动方案的确定及简要说明3三、电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算四、传动零件的计算5五、轴的设计计算14六、键连接的选择和计算22七、滚动轴承的选择和计算24八、联轴器的选择26九、箱体的设计27十、轮滑和密封设计31十一、设计小结33十二、参考资料34工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作3、设计内容1）电动机的选择，传动比的分配，传动参数的计算：2）齿轮传动设计计

2、算：3）轴的设计计算：4）滚动轴承的选择：5）键和联轴器的的选择与校核：6）装配图及零件图的绘制；7）课程设计计算说明书的编写。二、传动方案的确定及简要说明选择传动机构类型为：二级圆柱齿轮减速器。所以只需要对本传动机构进行分析计算。二级圆柱齿轮减速器的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴承受载荷大、刚度差，中间轴承润滑较困难。工作可靠，寿命长，传动比稳定。三、电动机的选择，传动系统的运动和动力参数的计算1、电动机的选择三相异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中，因此在工业上应用最为广泛，设计是优先考虑。Y系列电动机

3、是一般用途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪音低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上。所以选用封闭式Y系列电动机。2、功率的确定1 ）工作机所需功率Pw（kw）P4kw w0.91Pd4.4kwPw=FV/（10004w）=2.4X103X1.6/1000X0.96=4式中FW；工作机的阻力，N;VW；工作机的线速度，m/s；“w为工作机效率,带式输送机可取4w=0.96.2 ）电动机至工作机的总效率”刀=齿轮2x4轴承3X4联轴器2=0.982X0.993X0.992=0.91选择圆柱齿轮传动7级精度，滚动轴承。3 ）电动机所需功率Pd（

4、kw）Pd=pJr=4/0.91=4.44）电动机型号的确定初选电动机为同步转速1500r/min的电动机。由表177查处电动机型为为Y132S-4,其额定功率为5.5kW,满载转速1440r/min,基本符合题目所需的要求。3、传动比的分配1 ）计算总传动比：电动机选定后，根据电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应肩的总传动比i:nw=VwX60X1000/（兀xD）=1.6X60X1000/（兀x480）=63.7r/min总传动比ii=nm/nw=1440/63.7=22.6计算得到总传动比为22.62 ）合理分配各级的传动比：为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应该

5、使两级的大齿轮具有相近的直径。设高速级传动比为i1,低速级传动比为i2,减速器的总传动比为i,对于二级展开式圆柱齿轮减速器，传动比按照以下分配：i1711r=J1.322.62=5.43取i1=5.4,i2=4.1,计算得i=22.14此时速度偏差为22.622.14=2.1% 2.32由设计计算公式（10-9a）进行式算，即2Tu1ZE.dUH（1）确定公式内的各计算数值1 ）试选载荷系数K=1.3。2 ）小齿轮传递的转矩T1=2.63X104N?mm3 ）由表10-7选取齿宽系数d1。14）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa205）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮

6、的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限”=550MPa。hlim1hlim26）由公式1013计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60X1440X1X（2X8X300X10）=4.147X1099N2=.14710=7.68X1085.47）由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.89,Khn后0.93。8）计算接触疲劳应力。取失效概率为1%安全系数S=1,由式10-12得= KHNi lmi =0.891 S60g 534MPa(2)计算550= 511.5MPa)试计算小齿轮分度圆直径必，代入 h中取较小的值。Hd1t2c 4Ze3 1.3 2.63 10 6

7、.4=2.32 10 口115.4189.8511.52mm=41.14mm2 ）计算圆速度。d1tn141.141440=un1=m/s=3.10m/s606010003 ）计算齿宽bob=d?d1t=141.14mm=41.14mm4 ）计算齿宽与齿高之比b0h模数m出41.14mm1.714mmmz124齿高h2.25mt2.251.7143.856b4114b10.67h3.8565 ）计算载荷系数。根据v=3.10m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.10;对于直齿轮，KhKf1；由表10-2查得使用系数Ka=1;由表10-4插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时

8、,由 b 41.14h 3.856Kh1.417；10.67,KH1.417查图10-13得KF1.33；故载荷系数KKaKvKhKh1.5596）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-13a得3K1.55941.14.mm43.706mmd1dK1.3m d17）计算模数m。1.82mm43.706mm243、按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度计算公式为m3,2KTiYFaYSam2dZ1F（1）确定公式内的各计算数值1 ）由图10-20c查得小齿轮弯曲强度极限FE1520MPa,大齿轮弯曲强度极限FE2380MPa;2 ）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.87,K

9、FN20.91;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Kfni1S曰=0.871.4520一=323.14MPaKFN2FE2=S4）计算载荷系数KoKKaKvKfKF11.111.30.91 380 ,=247MPa1.41.46查取齿形系数。由表 10-5 查得 丫同 2.65 ; YFa2 2.164 oFa 1Fa 2查取应力校正系数。由表 10-5 查得 Ysa1 1.58； YSa2 1.814。Sa 1Sa2计算大、小齿轮的 YaYa并加以比较。FYFalYsal2.65 1.58 0.012957323.14YFa2Ysa22.164 1.8

10、140.015893247大齿轮的数值大。(2)设计计算3 2KYFaYsa2I dZ1 F3-2 1.46 2.63 104-2 100.015893 1.28,1 24由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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，而齿面接触疲劳的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，可取由弯曲强度算得的模数1.28优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=1.5mm按接触疲劳强度算的的分度圆直径的d 43.706mm,算出小齿轮齿数Zid143.706m 1.529Z11.529大齿轮齿数Z2 5.429 156.

11、6 取 z2 157。Z2157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。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1Z1m291.5mm43.5mmd1 d2abb43.5mm235.5md2Z2m1571.5mm235.5mm（2）计算中心距ad1d2139.5mm2139.5mm（3）计算齿轮宽度bdd143.5mm50mm43.5mm取B243.5mm,B150mm05、齿轮的结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方法、使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。齿轮零件图另绘图纸上

12、。田轴低速传动啮合白两直齿轮（传动比4.1）1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照结构简图所示的传动方案，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7级精度（CB10095-88）。3 ）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差为40HBa4 ）初选小齿轮齿数为乙=24,大齿轮齿数乙=4.1X24=98.4,取乙=98。2、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行式算，即3KtTu1d1t2.32RMu(1)确定公式内的各计算数值2Ze4)5)小齿轮传递的转

13、矩T1 1.375由表10-7选取齿宽系数d5510 N ?mm1。1由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa2 0由图10- 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 = 550Mpa。6)由公式1013计算应力循环次数。试选载荷系数Kt=1.3N1=60n1jLh=60X266.7X1X(2X8X300X10)=7.68X10887.681082=101.8734.110由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.02,&NA1.1o计算接触疲劳应力。取失效概率为1%安全系数S= 1，由式10-12得60g

14、 612MPa(2)计算_ K HN 2 lim 2=1.12 S550=605MPa1 )试计算小齿轮分度圆直径必，代入 中取较小的值。 /H189.86052mm3:2-|5KtTu1Zeccc1.31.375105.1d1t2叫-=2.32,10d1tu*114.1=64.89mm2 ）计算圆速度。ditni64.89266.7=_en1=m/s=0.906m/s606010003 ）计算齿宽bob=d?d1t=164.89mm=64.98mm4 ）计算齿宽与齿高之比b0h模数m电64.89mm2.703mmmzi24齿高h2.25mt2.252.703mm6.083mmb64.8910

15、.67h6.0835 ）计算载荷系数。根据v=0.906m/s,7级精度，由图108查得动载系数Kv1.05；对于直齿轮，KhKf1；由表10-2查得使用系数Ka=1;由表10-4插值法查的7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，Kh1.423；由b10.67,KH1.423查图10-13得kf1.35;故载荷系数KKaKvKhKh1.4946）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-13a得d13 kd1t Kt 64.89mm 67.90mm7）计算模数m。d167.91mm2.829mmz1243、按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度计算公式为3l2KTiYFaYsa(1)确定

16、公式内的各计算数值1 )由图10-20C查得小齿轮弯曲强度极限FE1520MPa,大齿轮弯曲强度极限FE2380MPa;2 )由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.87,KFN20.91;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=323.14MPaKfn1FE1_0.87520S1.4计算载荷系数K。0.91 380 , =247MP a1.4K KaKvKf Kf1 1.05 1 1.35 1.4175查取齿形系数由表10-5查得 丫同2.65 ； YFa2 FaiFa 22.18。查取应力校正系数。由表 10-5 查得 Ysa1 1.58; Ysa2

17、 saisa21.79 。计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。FYFa1Ysa1号53詈 .012957YFa2Ysa2胃 0。15798大齿轮的数值大。(2)设计计算3 2KT1 YFaYsa - 2 1.4175 1.37521 24510 0.015798 2.203由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于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，而齿面接触疲劳的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，可取由弯曲强度算得的模数2.203优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触疲劳强度算的的分度圆直径的 d 67.

18、9mm,算出小齿轮齿数Z1di67.90m 2.5272.527111大齿轮齿数Z2 4.127 110.7M Z2 111。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67.5mm277.5mm曲疲劳强度，并做到结构紧凑,避免浪费。4、几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1 Z1m27 2.5mm 67.5mm172.5mmd2乙m111 2.5mm 277.5mm(2)计算中心距刀 d d2 a2172.5mm73mm67.5mm(4)计算齿轮宽度dd167.5mm取 B2 67.5mm ,B1 73mm。5、齿轮的结构设计齿轮的结构设计与齿轮的几何尺寸、毛坯、材料、加工方

19、法、使用要求及经济等因素有关。小齿轮做成实心结构齿轮，大齿轮做成腹板式结构齿轮。齿轮零件图另绘图纸上6、相关数据:齿轮齿数/n模数齿竟mm分度圆直径mm高速传动啮合小齿轮291.55043.5大齿轮15743.5235.5低速传动啮合小齿轮272.57367.5大齿轮11167.5277.5五、轴的设计计算第一部分初估轴径、结构设计1、高速轴I的结构设计由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用深沟球轴承承载，一轴端连接电动机，采用刚性联轴器，对中性好。1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据表15-3,

20、选取A=110,于是得到33-15.445dmimA0指112mm1748mmdmin20mm高速轴I的最小直径和联轴器的孔径相适应，所以同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tcakat,查表14-1,考虑转矩变化很小，选取Ka1.3,则：4.TcakAT11.32.6310N?mm31490N?mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T5014-2003,选用GY3型凸缘联轴器。半联轴器的孔径d120mm,所以选用高速轴的最小直径为20mm2）轴的结构设计。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外

21、伸轴直径尺寸的限制，选为D=20mm该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=38mm该段长度定为L=34mm考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm所以该段直径选为D=25mm选取该段长度为L=54mm该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm勺圆角。因传动为圆柱直齿轮传动，只受径向力，故选用深沟球轴承。根据尺寸限制，初选用轴承型号为6206型，即该段直径定为D=30mm该段安装轴承，参照工作要求长度至少16mm考虑间隙和左端盖取该段为L=32mm该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm勺圆角，经标准化，定为又40mm综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用油润滑）

22、，还有二级齿轮的宽度，定该段长度为L=80mm轴I的长度直径确为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm所以该段直径选为D=定46mm考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段L=50mm轴肩固定轴承，直径为40mm轴肩选定长度L=4mm该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mmi勺圆角，选用轴承6206型，即该段直径定为D=30mm与段一样取L=32mm2、中速轴II的结构设计：低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮，低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端深沟球轴承承载。dmin 40mm1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴

23、的材料为45钢，根据表15-3,选取A=110,于是得到3d35.28dmin2AoP112.；mm27.18mmdmin2A0n2,266.7两端选用深沟球轴承，初选深沟球轴承代号为6208。所以选取轴的最小直径dn=40mm2）轴的结构设计。0根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：该处安装轴承，初选轴承型号为6208,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=40mm此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=38mm该处需安装低速齿轮啮合中的小齿轮，考虑到轴肩需要有圆角过度，初步经过强度计算选取此处直径为D=46mm小齿轮的齿宽B=73mm为了使甩油杯端面可靠的压紧

24、齿轮，此轴段应短于齿轮宽度，所以选取此段长度为L=71mm轴n的长度尺寸确士7E此段为轴肩，轴肩高度h=0.1d=0.1X46=4.6mm选取故选取此处直径为D=56mm此段是定位轴肩宽度b1.4h=1.4X5=7mm所以选取L=8mm该处需安装高速齿轮啮合中的大齿轮，考虑到轴肩需要有圆角过度，初步经过强度计算选取此处直径为D=46mm大齿轮的齿宽B=43.5mm为了使甩油杯端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于齿轮宽度，所以选取此段长度为L=42mm该处安装轴承，初选轴承型号为6208,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=40mm此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=

25、38mm3、低速轴田的结构设计采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。1）初轴的最小直径。先按公式15-2初步估计轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据表15-3,选取A=110,于是得到3P335,122dmin3Ao112.mm38mmdmin3An3727.43低速轴田的最小直径和联轴器的孔径相适应，所以同时选取联轴器的型号。1.3，则:dmin 45mm联轴器的计算转矩Tcakat,查表14-1,考虑转矩变化很小，选取Ka一5一,一一一一,一TcakAT11.35.477i0N?mm711991N?mm按

26、照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查标准GB/T5014-2003,选用GY6型凸缘联轴器。半联轴器的孔径d145mm,所以选用低速轴的最小直径为45mm2）轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：该处安装轴承，初选轴承型号为6211,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=55mm此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=43mm该处需安装低速齿轮啮合中的大齿轮，考虑到轴肩需要有圆角过度，初步经过强度计算选取此处直径为D=60mm大齿轮的齿宽B=67.5mm为了使甩油杯端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于齿轮宽度，所以选取此段长度为L=66mm此段为轴

27、肩，轴肩高度h=0.1d=0.1X60=6mn取故选取此处直径为D=72mm此段是定位轴肩宽度b1.4h=1.4X6=8.4mm，所以选取L=9mm此段与安装大齿轮直径相同，取D=60mm此段长度与高速齿轮啮合的宽度有关。选取L=47mm该处安装轴承，初选轴承型号为6211,根据轴承的尺寸要求，选取该段直径为D=55mm此段需安装轴承和甩油杯，用甩油杯以及端盖定位，故选取此段长度为L=43mm该段需要轴有一定的伸出长度与联轴器相配合，考虑到轴肩要有2mm勺圆角。故选取直径D=50mm长度L=40.该段与联轴器相配合，尺寸受联轴器限制。选取联轴器的型号为GY凸缘联轴器。半联轴器的孔径d145mm

28、,所以此段直径为D=45mm该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=84mm该段长度定为L=80mm轴出长度直径确定第二部分强度校核选取中间轴n进行强度校核：1、轴的强度校核计算：按弯扭合成强度计算。通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸，轴上零件的位置，以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。1）做出轴的计算简图轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布的中点。作用在轴上的扭矩，从传动件轮毂宽度中点算起。（简图和弯矩图起）2）做出弯矩图根据计算简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩。校核该轴L163.5mmL

29、266.5mml349.25mm作用在齿轮上的圆周力:Ft132T2_137.5_10di67.54074NFt22Td232137.510M101168N235.5径向力:Fr1Ft1tan2001483NFr2Ft2tan200425N水平面支承力:FNH1Ft1（L2L3）Ft2L33205NL1L2L3FNH1Ft1Ft2FNH12037N垂直面的反支力:FNV1Fr1（L2LJFL31483115.542549.25912N水平面弯矩垂直弯矩总弯矩H1H2V1V2L1L2L3164.75NV2Fr1FNH1L1FNH2L3FNV1L1FNV132052037Fr163.5146N20

30、3517.5N?mm49.25100322.25N?mm91263.557912N?mmFNV2L314649.257190.5N?mm22M1MH1Mv122X203517.557912211596.7N?mmM2M2H2M：2100322.2527190.52100579N?mm轴的载荷分析图:根据公式取 a =0.6 ,进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。15-5及上面的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环切应力,3轴的抗弯截面系数W0.1d。轴的计算应力222213.37MPa如2(T2)T100579(0.6137500)caw0.1463选择的材料为45

31、钢，调质处理，由表15-1查得160MPaca因此材料安全强度符合b= 14mm h = 9mm L=36mmb= 14mmh = 9mmL=63mm六、键连接的选择和计算。1、中间轴H中大齿轮的选择和校核：1）选择键连接的类型和尺寸因齿轮的精度为7级具有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据轴的直径D=46mm中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm高度h=9mm由轮毂宽度并参考键白长度系列，取键长L=36mm2）校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，查表6-2查得许用挤压应力n100120MPa，取平均值，n110MPa。键的工作长度pplLb3

32、6mm14mm22mm,键与轮毂的键槽的接触高度k0.5h0.59mm4.5mm。由式6-1得332T102137.51060.38MPa110MPa（合适）pkld4.52246p2、中间轴n中小齿轮的选择和校核：1）选择键连接的类型和尺寸因齿轮的精度为7级具有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据轴的直径D=46mm中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm高度h=9mm由轮毂宽度并参考键白长度系列，取键长L=63mm2）校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，查表6-2查得许用挤压应力d100120MPa，取平均值，d110MPa。键的工作长度pp

33、lLb63mm14mm49mm,键与轮毂的键槽的接触高度k0.5h0.59mm4.5mm。由式6-1得332T102137.51027.11MPa110MPa（合适）pkld4.54946p3、低速轴田中大齿轮的选择和校核：1）选择键连接的类型和尺寸因齿轮的精度为7级具有定心要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据轴的直径D=60mm中查得键的截面尺寸为：宽度b=18mm高度h11mm由轮毂宽度并参考键白长度系列，取镇长L56mm2）校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，查表6-2查得许用挤压应力100120MPa,取平均值，110MPa。键的工作长度p

34、,plLb56mm18mm38mm,键与轮毂的键槽的接触高度k0.5h0.511mm5.5mm。由式6-1得332T1n2535.93in./人、工、八10-1085.47MPan110MPa（合适）pkld5.53860pb=18mmh=11mmL=56mm代号直径（mrm工作长度（mrm工作局度（mrm转矩（Nm极限应力（MPa高速轴无键安装中间14X9X36（圆头）46224.5137.560.38轴14X9X63（圆头）46494.5137.527.1低速轴18X11X56（圆头）60385.5535.9385.47由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为ppp所以上述键

35、皆安全。七、滚动轴承的选择和计算1、高速轴I:轴承6206的校核，即轴承寿命校核。110MPa,1.00, f 1.1pF6C轴承寿命可由式Ih10C进行校核，轴承只承受径向载荷的作用,Lh60np由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取取3。基本额定动载荷cr19500N0因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力，即p22Fr1FNH1FNV151021862543NFr2FNH22FNV21243245221323N6106014401950027844h1.1132348000h以题意不符合，重新选取轴承为6306型，基本额定动载荷cr27000N。此时Lh61060

36、n610601440327000、73913h48000h1.11323符合设计要求，可以达到使用寿命。2、中间轴H:轴承6208的校核，即轴承寿命校核。6C轴承寿命可由式Lh黑P进行校核，轴承只承受径向载荷的作用,由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取二1.00,f1.1p取3。基本额定动载荷cr29500N0因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力，即pFr2222Fr1Fnh1Fnv1x32059123332N高速轴采用轴承6306Fr2FNH22FNV22220371462042N6则Lh60n6102950060266.732583h4800Oh以题意不符合，重

37、新选取轴承为此时Lh61060n61060266.71.133326308型，基本额定动载荷40800N04080086201h48000h1.13332符合设计要求，可以达到使用寿命。3、低速轴田：轴承6211的校核，即轴承寿命校核。6C轴承寿命可由式Ih10C进行校核，轴承只承受径向载荷的作用,Lh60np由于工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取1.00,fp1.1取3。基本额定动载荷cr43200No因传动采用圆柱直齿轮传动。所以只考虑受径向力，即PFr22Fr1FNH1FNV122一26619682831NFr22FNH22FNV2120024371277N610606

38、5.04432001.12831684524h48000h符合设计要求，可以达到使用寿命。八、联轴器的选择。1、高速轴I与电动机处联轴器的选择中间轴采用轴承6308低速轴采用轴承6211初步选择联轴器型号为9500r/min。计算电动机所需的转矩GY3型，公称转矩T112N?m,许用转速为公称转矩T6P9.55in1un649.5526527.8N?mm101440由表14-1查得kA1.5,故由式14-1计舁转矩为联轴器型号GY3TcaKAT526.5N?mm39.75N?mm所选联轴器符合设计要求,可以选用。2、低速轴田匕工作机处联轴器的选择初步选择联轴器型号为GY6型，公称转矩T900N

39、?m,许用转速为6800r/min。计算电动机所需的转矩公称转矩T-6P分5510c63.66c59.551n5.37in1065.0410N?mm由表14-1查得kA1.5,故由式14-1计舁转矩为TcaKAT5537N?mm806N?mm所选联轴器符合设计要求,可以选用。九、箱体的设计。减速器的箱体是用以支持和固定釉系零件，保证传动件的啮合精度、良好轮滑及密封的重要零件。箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质联轴器型号GY6重及成不切很大的影啊，攻:计呵必曲全囿巧思。1、减速器采用铸造箱体的方法获得，并采用剖分式。名称符号公式取值(mrm确定箱体箱座壁厚0.025a3mm8mm

40、8各项参数箱盖壁厚110.80.858mm8地脚螺栓直径dfdf0.036a12mm20地脚螺栓数目na250mm时，n44注：对于二级圆柱齿轮减速器，a为低速级中心距。由表5-2的箱体结构尺寸：名称符号公式取值(mrm箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度bi1.5112箱座底凸缘厚度b22.520轴承旁连接螺栓直径di0.75dfM16箱盖与箱座连接螺栓直径d20.50.6dfM12连接螺栓d2的间距L150200150轴承蓬螺旬直径d30.40.5df8视孔盖螺钉直径d40.30.4df8定位销直径d0.70.8d210d、di、d2至外箱壁距离Ci查表5-3dd2至凸缘边缘距离C2查表5

41、-3轴承旁凸台半径RiC2凸台高度h图7-2外箱壁至轴承座端面距离Lic1+c2+(58)mm大齿轮顶圆与内箱壁距离1=10齿轮端面与内箱壁距离2=10箱盖肋厚mi0.8516.8箱盖肋厚m20.856.8轴承盖外径D2D2=Do+2.5d3mm轴承旁连接螺栓距离s图7-2凸台外径螺栓的扳手空间尺寸c1、c2和沉头座坑直径d0mm螺栓直径M12M16M20通气孔选用M16X1.5油尺为M12螺塞M16义1.5至外箱壁距离cC1182226至凸缘边距离c2162024沉头座坑直径D02633402、附件的选择：为了使减速器具有较完善的性能，如注油、排油、通气、吊运、检查油面高度、检查传动件啮合情

42、况、保证加，精度和拆装方便等，在减速器箱体上常需设置些附加装置或零件，简称为附件。包括视孔与视孔盖、通气孔、油标、放油螺塞、定位销、启盖螺钉、吊运装置、油杯等。1）视孔和视孔盖：视孔用于检查传动件的啮合情况、轮滑状态、接触斑点及齿轮间隙，还可以用来注入轮滑油。视孔设置在箱盖的上部，便于观察传动件啮合区的位置。视孔盖用轧制钢板，和箱体之间用石棉橡胶纸密封垫片，防止漏油。2）通气器：通气器用于通气，是箱内外气压相同，避免由于运转时箱内温度升高，压强增大引起减速器漏油。选用一次过滤通气器，采用M161.5。启盖螺钉M12X 303）油标指示器：油标是用来指示油面高度，设置在便于检查和油面较稳定之处。

43、因油尺结构简单，故选取油尺。采用油尺为M12.4）放油孔和油塞：d 10mm为了将污油排放干净，应在池底的最低位置设置放油孔，放油孔安装在减速器与其他部件不靠近的一侧，便于放油。平时放油孔用油塞堵住，选取石棉橡胶纸密封。选取螺塞的尺寸为M16X1.5.5）启盖螺钉：为了防止漏油，在箱座和箱盖结合面上涂有密封胶，结合面被粘住不易分开。所以在箱盖凸缘上设置2个启盖螺钉。拆卸箱盖时先拧动此螺钉将箱盖顶起。螺钉直径等于凸缘连接直径，选取M12X30.6）定位销：为了保证箱体轴承座孔和链孔精度和装配精度，在箱体连接凸缘长度方向的两端面安置两个定位销，两个定位销相距远些可以提高定位精度。分配在凸缘的两边，

44、定位销直径d0.70.8d2,选取d10mm。7）起吊装置：为了拆装和搬运减速器，在箱体上设置吊耳和吊钩。箱盖采用吊耳，箱座采用吊钩。L-AN68润滑油十、润滑与密封1 .滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为0.909小于2m/s,所以采脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。2 .润滑油的选择：齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN68润滑油。轴承润滑脂，选用通用锂基润滑脂ZL-1,普遍应用在各种机械部位。3 .密封方法的选取：选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为毡圈25JB/ZQ4606-1986,毡圈50JB/ZQ4606-1986轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十一、设计小结经过十几天的努力，我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中，我遇到了许多困难，一遍又一遍的计算，一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼.后来在老师的指导下，我找到了问题所在之处，并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.我不喜欢加夜班。当然