二级减速器设计说明书.pdf

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1、机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装： 1 1、设计计算说明书一份2 2、减速器装配图一张3 3、轴零件图一张4 4、齿轮零件图一张目录一课程设计任务书设计要求设计步骤二三1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.设计 V 带和带轮6.齿轮的设计7.滚动轴承和传动轴的设计8.键联接设计9.箱体结构的设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计四设计小结参考资料五传动装置总体设计方案传课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）动装置总体设计4联轴器 5 电动机 6 卷筒1 V 带传动 2 运输带3 单级

2、斜齿圆柱齿轮减速器方已知条件1) 工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，案有粉尘。2）使用期限： 10 年，大修期 3 年。3）生产批量： 10 台4）生产条件：中等规模机械厂，可加工 7-8 级精度的齿轮。5）动力来源：电力，三相交流（ 220/380V）设计要求1. 减速器装配图一张。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 设计说明书一份。设设计步骤计本组设计数据 ：步运输带工作拉力 F/N 2200运输带工作速度 v/(m/s)卷筒直径 D/mm240。1.2。骤1）外传动机构为V 带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V

3、带有缓冲吸振能力，采用V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛的一种。原动机部分为 Y 系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。电电动机的选择F2200 N动1 ）选择电动机的类型vD1. 2 m s240 mm机 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机， 全的 封闭自扇冷式结构，额定电压 380V。选2）选择电动机的容量

4、工作机的有效功率为择PwF v从电动机到工作机传送带间的总效率为312345由机械设计课程设计手册表17 可知：2：滚动轴承效率 0.991： V 带传动效率 0.96（球轴承）3：齿轮传动效率 0.97 （8 级精度一般齿轮传动）4：联轴器传动效率 0.99 （弹性联轴器）5：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为PdPw3）确定电动机转速按表 13 2 推荐的传动比合理范围， 单级圆柱齿轮减速器传动比 i620而工作机卷筒轴的转速为nwvD所以电动机转速的可选范围为ndi nw电动机型号( 525 .48 1751 .6) rmin额定功率满载转/kw速/(r/min启动转矩最大转

5、矩额定转矩额定转矩)Y100L2-4314302.22.3符合这一范围的同步转速有、 1000r min和 1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1500r min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表 121 选定电动机型号为Y100L2-4。i16 .33计算计算传动装置的总传动比 i(1). 总传动比i为并分配传动比传inmnw动装置的总(2). 分配传动比ii ii44 .1考虑润滑条件等因素，初定ii4传动i4 .1n1430 rmin4. 计算传动装置的运动和动力参数1). 各轴的转速In3

6、57 .5 r min比in轴nnm1430 r min87 .2 r min并nninninw87 . 2 r min分II轴357 .5 r min配传III轴87 .2 r min动比卷筒轴nwn87 .2 r minP2 .81 kw2). 各轴的输入功率I轴II轴P2 . 67 kwPPd2 .81 kw1 2 2 .67 kwP2. 56 kwP卷2 .51 kwPPIII轴PP322 . 56 kw卷筒轴P卷P422.51 kw3）. 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为6Pdnm4Td9 .55101 .8810NmmI 轴TII轴 TIII轴 T卷筒轴 T卷Td1 .881

7、0 N mm44T1TTi27.15 10 Ni3 2425mm2 .8210Nmm2 .7610 N5mm轴名功率转矩4转速传动效率比1430I 轴2.8140.951 .8810II轴2.677 .15104357.54.10.96III2.562 .8210587.2轴卷 筒10.982.512 .7610587.2轴将上述计算结果汇总与上表，以备查用。设计V带和电动机输 出功率Pd2 .81 kw，转速Pca3 .37 kwn1时。nm1430 r min，带传动传动比 i=4 ，每天工作 16 小带轮1). 确定计算功率Pca由机械设计表4.6 查得工作情况系数 KA1.2，故KA

8、Pd3 .37 kw2). 选择 V 带类型caP根据ca， n1 ，由机械设计图 4.11 可知，选用 A 型带3). 确定带轮的基准直径dd并验算带速1P选用 A 型带(1).初选小带轮基准直径d d1d而由机械设计表 4.4 ，选取小带轮基准直径d1 d1dH100 mm90 mm，d d1，其中 H 为电动机机轴高度，满足安90 mm2装要求。(2). 验算带速 vdnv d116 .74 m s601000v6 .74 m s因为 5 m sv25 m s，故带速合适。(3). 计算大带轮的基准直径dd2i dd1360 mm根据机械设计表d4.4 ，选取d2dd d2360 mm3

9、55 mm，则传动比id d23.9，选取：dd2 d1355 mm从动轮转速n2n1i366 .7 r min4). 确定 V 带的中心距a和基准长度Ldd(1).由式0 .7 ( dd1 d2d) a0 2 ( dd1890，取a0 d2得312a0750 mm(2). 计算带所需的基准长度Ld2a0 750 mmL2 a d002( dd1d(dd2 dd1 ) d2)4a02222 mm由机械设计表 4.2 选取 V 带基准长度Ld(3). 计算实际中心距 a2240 mmLLdaa0 d02759 mmLd2240 mma maxaa0 .03 Ld0. 015 Ld1826 mm7

10、25 mma min5). 验算小带轮上的包角1a759 mm826 mm( d180 d2d d157 .3)aa max16090a min6). 计算带的根数z(1)计算单根 V 带的额定功率Pr90 mm和n1725 mmPr1 .52 kw由 dd11430 r min，查机械设计 表 4.5得 P01 .05 kw根据 n11430 rmin， i0 .17 kw3.9和 A 型带，查机械设计表 4.7 得P0查机械设计表 4.8 得于是K0.95，查表 4.2 得 KL1.06，Pr( P0P0) KKL1.23 kw(2)计算 V 带的根数zPcaz3 .372.74Pr1.2

11、3取 3 根。7). 计算单根 V 带的初拉力的最小值( F0)min由机械设计表 4.1所以得 A 型带的单位长度质量q 0 .1 kgm，z3( F ) 0 min(2.5500K ) PcaKzvqv2141 N应使带的实际初拉力 F08). 计算压轴力 Fp( F0 )min。( F ) 0 min141 N压轴力的最小值为( F ) p min)2 z ( F0sin min12147 N9). 带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为带轮宽为 35mm。13mm，取( F ) p min147 N齿轮 旋角 的 (1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动

12、。设(2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，计 故选用 8 级精度。1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺8 级精度大小齿轮材料均为45 钢（调质）(3) 材料选择。由机械设计表 6.1 大小齿轮都选用45 钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS,260HBS,二者材料硬度差为40HBS。z124(4) 选小齿轮齿数z124，则大齿轮齿数z2i z198z298(5) 初选螺旋角 =132)初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准则 : 先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计。d 1 t32KT1u 1 ZE ZH Z Z()2du H确定

13、式中各项数值：因载荷较平稳，初选Kt=1.5T19.55 10 Pn267 .13 10 N4mm由机械设计表6.5 ，取由机械设计表zE 189 .8 MPad6.3查得材料的弹性影响系数由机械设计图6.19 ，查得zH2 .44一般取 Z =0.75 0.88，因齿数较少，所以取z0.8zcos0 .99由式60（357 .56-128）10N，N1 60 n2jLh1 16 300 8 8 .24N2N1i28 .24104 .182 .01 108NK由图 6。6 查得，HN11.08K1.15,HN2按齿面硬度查图6.8H lim 2得H lim1 600 MPa，560 MPa，取

14、 SHH1min1；KHN1lim 1S1 .08 600 MPa648 MPaKH2HN2lim2S1.15560 MPa644 MPa取 d3H(648644)/2646 MPa设计齿轮参数 1t32 Kt T1u 1EHZ Z Z Z22du71300H2.44(1 .54 . 114.11189 .8 0 .80.992) mm44 . 1mm646修正 d1t：d n 1t 23 .1444 .1 357 .560 1000v601000m / s0. 83 m / s由表 6.2 查得，KA由图 6.10 查得，Kvd1.00 1t44 . 1mm1 .03v 0 .83 m s由

15、图 6.13 查得，K1 .05一般斜齿圆柱齿轮传动取， K则 Kd111.4，此处K1 .21.2KAKVKK1 .001.03 1.051 .30d1t3K44 .11.303mm42 .05 mmKtd1cos1.5mn42 .05cos 13z124mm1 .71mm选取第一系列标准模数 mn2 mm3)齿轮主要几何尺寸：a1mn ( z1 z2 )2 cos22 (24 98)cos 13mm 125 . 77 mm圆整中心距，取 a1126 mm则arccosmn ( z1z2)arccos2 (24 98)212614 .482a1计算分度圆直径和齿宽d1mn z1cosmn z

16、22 24cos 14 . 482 98cos 14 .481 49 . 48 mmmm49 .48 mmd2mm202 . 06 mmcosdbd149 .48 mmd149 . 48 mmB255 mmB160 mmd2202 . 06 mmb49 .48 mm4) 校核齿根弯曲疲劳强度FB1B260 mm2KT1Y YY FaY SaF55 mmbd1(1). 确定公式内的各计算数值由机械设计第 127 页，取Y =0.7，Y0 .88由机械设计图6.9 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限F lim 2F lim 1240MPa； 大 齿 轮 的 弯 曲 强 度 极 限220 MPa；由机械

17、设计图 6.7KFN1取弯曲疲劳寿命系数0.90， KFN 2 0.94；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，应力修正系数 Y=2,有KF1YFN1F lim 1308 .6 MPaSKF 2Y FN2F lim 2295 .4 MPaS计算载荷系数K；KKAKVK K1 .00 1 .03 1 .05 1.2 1. 30查取齿形系数；zv 1z1cos326zv 2z2cos3107由机械设计表6.4 查得YFa 1查取应力校正系数；2.60； YFa 22 .19K1 .30由机械设计表6.4 查得YSa 1(2). 校核计算1 .595；YSa 21 .802 KT1

18、Y YF 1YFa 1Ymbd1 nSa 196.7 1FYYSa 22KT1Y YF 2 Fa 291 .9F 2bd1 mn齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数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，可取由弯曲强度算得的模数1.71 并就近圆整为标准值 m2 mm ，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数d1z125m大齿轮齿数， 取 z2103。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。m2 mm25(5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿

19、轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小z1于 500mm，故以选用腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小， 若采用齿轮结构， z2 103不宜与轴进行安装， 故采用齿轮轴结构， 其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。滚动轴承和传动轴的设计( 一 ). 轴的设计. 输出轴上的功率P、转速 n和转矩 T由上可10 N5知P2 .56 kw，n87.2 r min，T2.82mm. 求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径d2m z22 103cos 14 .48mm212 .37 mmcos而Ft2Td2Ft2737 . 86 NtanFr1027

20、 . 32 NcosFa707 N. 初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计表110，于是min11.3 ，取CdC3Pn33 .93 mm， 由 于 键 槽 的 影响 ， 故d min1 .05 dmin35 . 63 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d使所选的轴直径d。为了与联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca取 KA 1.5，则：KAT，查机械设计表10.1，TcaKAT423000 N mm按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为联轴器的孔径联Ld12500

21、00N mm。半82 mm，半38 mm，故取半联轴器长度L轴60 mm器与轴配合的毂孔 . 轴的结构设计(1). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，- 段右端需制出42 mm；左端用轴端挡圈定60 mm，为了保证轴端挡一轴肩，故取 - 段的直径d 位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故- 段的长度应比 L小2 3mm，现取 l 58 mm2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的d 42 mm，作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据查手册表 6-1 选取轴承代号为7009AC 的角接触球轴承，其尺

22、寸为 d而 l3).DB 45 mm 75 mm16 mm，故d d 45 mm；30 mm。取安装齿轮处的轴端 - 的直径d48 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴端应略短于轮毂宽度，故取 l 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0. 07 d，故取 h4 mm，则轴环处的直径d 56 mm。轴环宽度 b1 .4 h，取l 10 mm。4).轴承端盖的总宽度为 10 mm( 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) 。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右端面间的距离l30 m

23、m，故 l 40 mm。5).取齿轮距箱体内壁的距离 a12 mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离sL10 mm， 已知滚 动轴 承宽 度 T55 mm，则s，取16 mm，大齿轮 轮毂 长度l Tsa( 5553 )(1610122 )mm40 mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2). 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d 由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面b h 14 mm 9 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为45 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的配 额为；同样，半联轴器与轴的连

24、接，选用平键为H 7n 612 mm8mm50 mm，半联轴器与轴的配合为H 7k 6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m 6。(3). 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4 ，取轴端倒角为245。 . 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2L344 . 6 mm44 . 6 mm89 .2 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算处的截面C 处的MH、MV及M的值列如下：载荷支 反 力水平面 HFNH 1 1369 N ,FNH 2MM

25、垂直面 VFNV 1 1330 N, FNV 2303 N1369 NF弯矩MH61057 NmmMV 1 59318 Nmm , MV 213514 N mm总弯矩185127 Nmm，M262535 NT282000Nmmmm扭矩 T . 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取ca0 .6，轴的计算应力M12( T)211 .98 MPaW前已选定轴的材料为45 钢，调质处理，由机械设计表11.2 查得1 60 MPa因此ca1，故安全。 . 精确校核轴的疲劳强度(1

26、).判断危险截面截面 A， , ,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A, , ,B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面和处过盈配合引起的应力集中最严重； 从受载的情况来看， 截面 C 上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近， 但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 C 上最然应力最大， 但应力集中不大 （过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 C 也不必校核。截面显然更不必校核。 截面为危险截面， 截面的左右两侧均需

27、校核。(2).截面左侧抗弯截面系数333WWT0 . 1d30 .14539112 .5 mm18225 mm抗扭截面系数30 .2 d0 .244 .64526截面左侧的弯矩 M： MM144 .635501 N mm截面 上的扭矩 T：T282000 N mm截面上的弯曲应力：MWTTb3 .9 MPa截面上的扭转切应力：WTm15 . 47 MPa弯曲正应力为对称循环弯应力，0，扭转切应力为脉冲循环应变力，m15 .47 / 27 .74 MPa7 .74 MPaab3 .9 MPa,am轴的材料为B B 640 MPa45 钢，调质处理，由机械设计表1 275 MPa11.2 得，11

28、55 MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数械设计附表 1.6 查取。因及按机1.07，可rd2 .0450.04，Dd4845查得1.92，1.30又由机械设计图2.8 并经插值可得轴的材料的敏性系数为q0.82， q0.85故有效应力集中系数为kk11q (q (1)1)1.751.26由机械设计查图 2.9系数0.76，0.75；由附图 3-3 的扭转尺寸轴按磨削加工，由B B640 MPaq查图 2.12，0 .92轴未经表面强化处理，即1，则综合系数为k11 2.42Kk11 1.75K已知碳钢的特性系数0.10.2，取0.05 0.1，取0 .10 .05于是，计算安全系数

29、Sca值，则S129 .14KamS111 .13mKaS S2Sca210 .4S 1.5SS故可知其安全。(3).截面右侧抗弯截面系数 ：W抗扭截面系数：WT截面右侧的弯矩 M： M0 .1d30 . 1 480 .1 48311059 .2 mm30 .2 d3322118 .4 mm3M144 .62644 .635501N mm截面 上的扭矩 T：T截面上的弯曲应力：b282000N mmMWTT3. 2 MPa截面上的扭转切应力：12 . 75 MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力，m0，扭转切应力为脉冲循环应变力，abm 12 .75 / 26.375 MPa6 .375 MPa

30、3 .2 MPa,amkkk0 .8过盈配合处的，由机械设计 附表 1.4, 取，用插值法得k3.42，k2.74，轴按磨削加工，由B640 MPa查图 2.12，0 .92故得综合系数为k11 3.51Kk11 2.83K所以轴在截面右侧的安全系数为S124 .5KamS18.44mKaS S2Sca27.98S 1.5SS故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 . 绘制轴的工作图，如下：( 二). 齿轮轴的设计. 输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知P2.67 kw，n357 .5r min，4T7.15 10 N mm. 求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径d1mn z1cos

31、2 25cos 14 .48mm 51 . 55 mm而Ft2Td1tanFt2774 NFr1041 NcosFa716.4N. 初步确定轴的最小直径材料为 45 钢，调质处理。根据机械设计表 15-3 ，取 C=120，于是dmin C3Pn23 .46mm，由于键槽的影响，故dmin 1 .05 dmin24 . 6mm输 出轴的 最小直 径显然 是安装 带 轮处 的直 径 d ，取d 25 mm，根据带轮结构和尺寸，取l 35 mm。 . 齿轮轴的结构设计(1). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1). 为了满足带轮的轴向定位要求，- 段右端需制出一轴肩，故取 - 段的直径d

32、30 mm；2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的d 30 mm，作用，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据查手册表 6-1 选取轴承代号为7007AC 的角接触球轴承，其尺寸为 dDB 35 mm 62 mm14 mm，故d d 35 mm；而 l 32 mm。3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端- 的直径dhb53 .55 mm， l 60 mm。轴肩 高度h 0 .07 d，故取3 mm，则轴环 处的直径d d 42 mm。轴环 宽度1 .4 h，取l l 6 mm。15 mm( 由减速器及轴承端盖的结4).轴承端盖的总宽度为构设计而定 ) 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴

33、承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l故 l 5).45 mm。30 mm，取齿轮距箱体内壁的距离 a 12 mm，考虑到箱体的铸造s，取误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s 6 mm，已知滚动轴承宽度 T 14 mm，则l Tsal (141266 ) mm26 mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按d 由机械设计课程设计手册表4-1 查得平键截面bh8 mm7 mm，键槽用键槽铣刀加工， 长为 28 mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m 6。(3). 确

34、定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4 ，取轴端圆角245。( 三). 滚动轴承的校核轴承的预计寿命LH88236546720 h.计算输出轴承(1).FR 1已 知n87 .2 rmin，两轴承的径 向反 力FR 2513 .2 N由选定的角接触球轴承7009AC，轴承内部的轴向力FS0 .63 FrF FS1S20.63 FR323 .3 N(2). 由输出轴的计算可知Fa707 N因为 FS 1 Fa 323 .3 N707 N1030 .3 NFS 2，故轴承被“压紧”，轴承被“放松”，得：Fa 2F F S1a323 .3 N707 N323 .3 N1030 .3 NF a 1

35、FS 1(3).F A 1F R10 .63，FA2F R 22 . 01，查手册可得e 0 .680;由于 FA1 FR1e，故 X11,Y1FFA2R2e, 故 X20.41 ,Y2 0.87(4). 计算当量载荷 P1、 P2由机械设计表8.7 ，取fp1.5，则P1P2fp ( X1 Frfp ( X2 FrY1FA)Y2FA)769 .8 N829 .5 N(5). 轴承寿命计算由于 P1球轴承，取P2，取P 829.5 N，查表 8.83，取 ft1，角接触查手册得 7009AC 型角接触球轴承的Cr25 .8KN，则6LH10( t60 nPf C)5750416 hLH故满足预

36、期寿命。 . 带轮与输入轴间键的选择键轴径 d键，其尺寸为b25 mm，轮毂长度L35 mm，查手册，选A 型平联接设8 mm， h7 mm，L28 mm(GB/T 1095-2003). 输出轴与齿轮间键的选择轴径 d48 mm计，轮毂长度L45 mm，查手册，选A 型平键，其尺寸为b14 mm， h9 mm， L45 mm(GB/T 1095-2003) . 输出轴与联轴器间键的选择轴径 d38 mm，轮毂长度L50 mm，查手册，选 A 型平键，其尺寸为b12 mm， h8 mm， L50 mm(GB/T 1095-2003)箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖

37、分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H 7配合 .is 61.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，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 大于 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6 .33.4.机体结构有良好的工艺性 .对附件设计铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 R=5。机体外型简单，拔模方便.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

38、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 M8 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

39、方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 .F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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号1计算公式结果箱座壁厚0. 025 a3810箱盖壁厚10 .02 a388箱盖凸缘厚度b1bb2b1b1. 51 .5112箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚1525M164M12度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁联接螺b22 .5dfdf0 .036 a 12nd1查手册d10 .75 df栓直径机盖与机座联接螺栓直径d2d2=（ 0.50.6 ）M8dfd3=（ 0.40.5 ）轴承端盖螺钉d3直径dfd4=（ 0.30.4 ）M8视孔盖螺钉直M5d4径dfd=（

40、0.70.8 ）d2定位销直径d6df，d1，d2至查机械设计课C1161814221648程设计手册表外机壁距离f11-2，2至凸缘 C2d查机械课程设计d手册表 11-2l1=C1 +C2 +边缘距离外机壁至轴承座端面距离l1（812）大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机座肋厚111.2102211mmD21m0.85m 8轴承端盖外径D2d3D+（ 55.5 ）115对于单级斜齿圆柱齿轮减速器， 因为传动装置属于轻型的，润且传速较低，所以其速度远远小于(1.5 2) 10 m m.r / min，所5滑以采用脂润滑， 箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高

41、度。油的深度为 H+h1，H=30h1=34。所以H+h1=30+34=64密封设其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，计凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大， 并均匀布置， 保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。联1. 类型选择：为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算，见轴的设计。轴器设计设这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱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，于提高我们机械设计的综合素质大有用处。我对机械

42、设计有了更多的了解和认识通过两个星期的设计实践，对计使. 为我们以后的工作打下了坚实的基础.小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、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、CAD 实用软件、机械工程材料、机械设计手册等结于一体， 使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。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

43、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。参考资料机械设计高等教育出版社主编 徐锦康机械原理工程制图材料力学机械工程材料互换性与技术测量基础高等教育出版社中国林业出版社高等教育出版社机械工业出版社高等教育出版社主编 朱理主编 霍光青主编 刘鸿文主编王章忠主编 胡凤兰