二级同轴式圆柱齿轮减速器课程设计-徐海.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置机自班学号设计者指导老师2009-12-7学院课程设计任务书2二设计要求.2三设计步骤.31 .传动装置总体设计方案32 .电动机的选择43 .确定传动装置的总传动比和安排传动比64 .计算传动装置的运动和动力参数65 .齿轮的设计76 .滚动轴承和传动轴的设计H7 .键联接设计258 .箱体结构的设计269 .润滑密封设计2810 .联轴器设计28四设计小结.28五参考资料.29一课程设计任务书课程设计题目:设计带式运输机传动装置(简图如下)r1运输带2卷筒3联轴器4一一二级圆柱齿轮减速器5-电动机11原始数据:数据编号12345678运输带工作拉力F/N1500220023002500260028003300100O运输带工作速度v(ias)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D三220240Zoo400220350、忆。100数据编号910111213141516运输带工作拉力F/N45004800500055006000600080008500运输带工作速度v(ms)1.81.251.51.21.31.51.21.3卷筒直径D/mm400500500450450500400450数据编号17181920212223运输带工作拉力F/N900095001000010500I1.OOO1150012000运输带工作速度v/(ms)1.41.51.61.71.81.92.0卷简直径D/mm5005506005505004501001.工作条件：两班制,连续单向运转,载荷作平稳,室内工作,有粉尘,环境作高温度35：2 .运用折旧期：运用折旧期8年：3,检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修:4 .动力来源：电力,三相沟通电，电压380/220Y;5 .运输带速度允许误差：+5%；6 .制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。二.设计要求1.完成减速器装配图张（AO或AD.2 .绘制轴、齿轮零件图各一张。3 .编写设计计算说明书一份。三设计步事；黑缁1.传动装Jt总体设计方案计方案本组设计数据：第十六组数据：运输带工作拉力F/N85000运输带工作速度v（ms）1.3卷筒直径D三450D外传动机构为联轴器传动。2）减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。F=8500NV=.3msD=450WM3）方案简图如上图1）该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稔、传动精确牢靠，径向尺寸小，结构紧凑，应量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量校大：高级齿轮2、电动的承载实力不能充分利用：中间抽承润滑困难：中间轴较长，刚度差：仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的敏捷性*原动机部分为Y系列三相沟通异步电动机。总体来讲，该传动方案满意工作机的性能要求，适应工作条件、工作牢靠，此外还结构简洁、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择机的选择1）选择电动机的类型1）选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电动机的类型电压38Ok2）选择2）选择电动机的容量电动机的容量工作机的有效功率为匕=FuP11=1.1.05JtH'从电动机到工作机传送带间的总效率为，7工=为"；%”=0.87由机械设计课程设计指导书表1-7可知：7：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）72：滚动轴承效率0.99（球轴承）jU：齿轮传动效率0.98（7级精度一股齿轮传动）tU：联轴器传动效率0.99（齿式联轴器）tU：卷筒传动效率0.96所以电动机所需工作功率为品=Pd=2.7kw3）确定仇3）确定电动机转速电动机转速按表1-8举荐的传动比合理范困，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比&=8-40而工作机卷筒轴的转速为60v11.=55r11inf1.w=-7TUJ所以电动机转速的可选范围为nd=Zvjm.=(840)X55r/min=(4402200)rmin符合这一范围的同步转速有750rmin、10004min,1500nin三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、历圻及价格等因素，为使传动装置结构紧漆，确定选用同步转速为1500nin的电动机。依据电动机类型、容量和转速,由机械设计课程设计指导书3表12-1选定选定电动机里电动机型号为Y1601.-4,其主要性能如下表：号YI601.3电动机型号额定功率kw满载转速/(rmin)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y1601.-41514602.22.3电动机的主要安装尺寸和外形如下表:中心高外型尺寸1.X(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔宜径K轴伸尺寸DXE装便部位尺寸FXGD16()645×4I7.5×385254X2541542×HO12×453、计*传动装量的总椅动比和安排传动比(1)总传动比i(2)安持传动比4.计算传动裳的运动和动力1)各轴的转速2)各轴的输入功率3)各轴的输入转矩3.计算传动装置的总传动比G并安排传动比(1) .总传动比引为左=2“(2) .安排传动比=Mn考虑制滑条件等因素，初定%=5.15,in=554.1. 算传动装置的运动和动力参数1) .各轴的转速1 轴/=加=1460"minIi轴'%=3=283.5°"min1.IH轴w11=-55minzU卷筒轴,，=“=55”min2) .各轴的输入功率I轴P1.=B再闻2=12.45kw11轴P1.1.=P,2=1.2.08kw11i轴片产6W72=72%w卷筒轴P在=片4%=U49kw3) .各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩4为T,=9.55×106×=8.31×104mm=26.55Zt=5.156.=515H1-1460/11w11,=21O.5()rri11111.1.1.=55ri1111.=55rrinP1=12.45if%=I2.08Awii=I1.72*wPyt=1.1.49vI轴T1=Tftrx2=8.14×IO4TVmmH轴T1.1.=T1.32i1.=4.07×10VnnIU轴w=力3盛I=203X1.o6Nnn卷筒抽=Tn.1=1.97×IO6/Vmm将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名功率P/kw转矩T(NInm)转速n(rmin)传动比i效率I轴12.458.14x10"14605.150.97“轴12.084.07×IO5283.505.150.97III轴11.722.03×IO65510.98卷筒轴11.491.97XIO6555.齿轮的设计D选定齿轮类型、精度等5.齿轮的设计1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（D按简图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮而闭式传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度SB1.Oo95-88）.（3）材料选择。由。机械设计表61,选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为270HBS,大齿轮为45钢（调质），硬度为230HBS,二者材料硬度差为40HBS。级、材（4）选小齿轮齿数Z=23,则大齿轮齿数Z2=i=119料及齿选用直齿EI柱齿轮传动软齿轮面闭式传动7级精度小齿轮材料45W（调质）大齿轮材料45钢（调质）z=23z,=119数2）初步设计齿轮主要尺寸2）初步设计齿轮主要尺寸（1）设计准则:先由齿面接触疲惫强度计算，再按齿根弯曲疲惫强度校核。（2）按齿面接触疲惫强度设计，即4,"僧守i1>确定公式内的各计兑数值【,试选载荷系数K,=1.4。H.计算小齿轮传递的转矩955x10Wc.n4v7=1.=8.14×10Nmm«111按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表6.5选取齿宽系数“=1。IV.由6机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数ZE=I89.8J,MP4°V由机械设计图6.8按齿面疑度查得小齿轮的接触疲惫强度极限,n=6MPa；大j轮的接触疲惫强度极限wiim2=560MPaVI.计算应力循环次数N、=60血=60X1460X1X8X365X16=4.09XIO9TV,=7.94XIO8,'1.1.VD.由£机械设计图6.6取接触疲惫寿命系数KHN=090:KtN=095。V1.计算接触疲惫许用应力取平安系数S=I,tJ1=，尤但=09)×6(X)MPa=540MPaS(w,=K吧*j=0.95X560MPa=532MPa.S2>.设计计算I.试算小齿轮分度圆直径4r,代入SZJ中较小的值0d1.1.232-(j>2=60.03wmI1.计算圆周速度V。ti.71/TX60.03X1460._,V=4.59"zs60×100060×1.()00K1=1.47J=8.I4×IO4TVnnGd=1Ze=189.84MPaNI=4.09×109N2=7.94X1.O8=090KHM=O.95w1=540MPa。/产532Mpa4,=60.03mmv=4.59m/s川.计算载荷系数K查表6.2得运用系数KA=1.o:依据v=459"S'7级精度查£机械设计图6.10得动载系数/，=1.12：查g机械设计图6.13得K*=1.15.则K=KAKYK*=1x1.12x1.15=1.288IV.校正分度圆直径4由机械设计式(6.14)，4=d"k)K,=60.03×V1.288/1Amm=58.38w113>.计算齿轮传动的几何尺寸I.计算模数，”m-djzx=58.38/23=2.42mm按标准取模数?=2.5I【.计算分圆周直径4、乩4=xm=2.5×23=57.5",=Z2Hi=119×2.5=297.5mmH1.计算中心距a="4=(57.5+297.5)/2=111.5mmIV .计算齿轮宽度b=t1.=57.5nun取.=60,BI=65ITDiiV .齿高h=2.25Z=2.25X2.5=5.625mm(3).按齿根弯曲疲惫强度校核由£机械设计式(6.12),=卢；4%tK=1.2884,«58.58/wnm=2.5mm<1.1.=57.5"IW<j=297.5Wra=11.SnnB1.=65""B2=60u1>确定公式内的各参数值1.由£机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限分=240M4:大齿轮的弯曲强度极限句.2=220WA/；II.由名机械设计图6.7取弯曲疲惫寿命系数Km=().85,Kf1.ii=09)：IH.计算弯曲疲惫许用应力：取弯曲疲惫平安系数S=I.4,应力修正系数=2。得t.1=KMe"1.=240X0.852/1.4=291.43MPaSf2=降*9=220×0.90×21.4=282.86M尸“IV.查取齿形系数匕-和应力修正系数“、Yxa1.由6机械设计表6.4查得%“=2.69：rfrt2=2.161.=I.575：Ksi2=1.81V计算大、小齿轮的并加以比较：1。YfMi=0.0145J入组=0.0138【。】2VI.校核计算ZT2KT1.VV2×I.288×8.I4x104CQ«1%=O*='"1.0x23X5-269x1.575=2687"+,J(4).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图6.26（八）荐用的结构尺寸设计,并绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由丁小齿轮齿顶圆直径较小，若采纳齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采纳齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承传动轴的设计部分。ru,1240MPa分E=22f)MPuK刖=0.85Kz=0.90S=I.4%=2.0r.J1.=291.43MPa,I2=282.86MPa1.=2.69%=261.=1.575%2=1.8I小齿轮的数值较大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲惫强度268.7P<,1.=286.7MPah1弯曲疲惫强度足够6.浪动轴承和传动轴的设计滚动轴承和传动轴的设计（一）.轴的设计I.输出轴上的功率耳“、转速”和转矩7；”由上可知用I1.=II.727w,111.1.1.=55/nin,7j1.1.=2.03×1fnunII .求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度回直径d2=nz2=25×119=297.5n而£=吗=13647.06Nd2K=4tan=4967.2N鸟=0III .初步确定轴的最小直径材料为45钢,正火处理.依据机械设计表11.3,I1.ZC=IIO,于是(m,11-Ci-1.u=65.7，“】,由于健槽的影响.故dtn.=1.03<m-=67.67wz输出轴的最小直径明显是安装联轴器处轴的直径4。为了使所选的轴直径4“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7；“=K,Zw查机械设计表10.1,取KA=1.3,则：兀=Ka“=2639依据计算转矩TII应小丁联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GIC1.4型鼓型齿式联轴器,其公称转矩为5000N,“°半联轴器的孔径4=70M故取二70"，半联轴器长度1.=142/】.半联轴落与轴协作的毅孔长度1.1107，加M轴的结构设计(1).依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度D.为J'满意办联轴器的轴向定位要求，I-H段右端需制出一轴肩，故取HTH段的直径4MB=76姑m；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴协作的载孔长度1.i=107三,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故【H段的长度应比1.1略短一些，现取1.1.1.=105nun2) .初步选择滚动轴承。闪轴承只要有径向力的作用，故选用深沟球轴承。依据工作要求并依据山川=76mj,查机械设计手册表61选取深沟球轴承6016,其尺寸为d×D×B=8O×125nn×22/n/n,故4卜“=八)=80JW：而vmh=24JW.,3) .取安装齿轮处的轴端IV-V的直径4y_,=85，皿，；齿轮的左端与左轴承之间采纳套筒定位.己知齿轮轮毂的跨度为60m,为了使套筒端面牢靠地压紧密轮，此轴端应略短于轮教宽度，故取k八=58加。齿轮的右端采纳轴肩定位，轴肩高度h>0.07J.故取h=(vnm.则轴环处的直径HT1.=97"。轴环宽度bAh,取v.v=15，""。4) .轴承端盖的总宽度为3a小(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。依据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加涧滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I=20run,故1,11=5Ow。5) .取齿轮距箱体内壁的距离"=12mj,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s,取S=3"，已知滚动轴承宽度7=22，大齿轮轮毅长度1.=60如”.则.v=T+s+a+(60-58)=(22+12+3+2)nrn=31nun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纳平键连接,按dzv由机械设计手册3表4-1食得平键截面0=22三"1.4/?"",键槽用键槽铳刀加工，长为5(加，同时为了保证齿轮与轴协作有良好的对中性，故选择齿轮轮毅与轴的配额为生；同样，芈“6联轴器与轴的连接，选用平键为2()"x1.2/，x1.(X)，半联轴器与轴的协作为丝。滚动轴承与轴的周向定位是由过度协作来保证的，此处选轴的直彳仝尺寸公差为(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表1-27,取轴端圆角2x45。VI.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(即危急截面C)的强度。依据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=06,轴的计算应力2+(aT)ta=2=2O.87WPCeW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由。机械设计3表11.2查得61=60例&1因此bg<b.J,故平安(1V1.精确校核轴的疲惫强度(1).推断危急截面截面A,H,1I1,B只受扭矩作用，虽然键梢、轴肩及过渡协作所引起的应力集中均将减弱轴的疲惫强度，但由于釉的坡小直径是按扭转强度较为富裕确定的，所以被面A,11,111.B均无需校核.从应力集中对轴的疲惫强度的影响来看，截面Iv和V处过盈协作引起的应力集中最严峻：从受我的状况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面N的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核.技面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈协作及键槽引起的应力集中均在两端），而11这里轴的直存最大,故故而C也不必校核。截面V明显更不必校核。由机械设计第三章附录可知，犍槽的应力集中系数比过盈协作的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。（2）.截面IV左侧抗弯故面系数W=O.kf=0.1x80'=5120Ow,j'抗扭截面系数Wr=O.2J,=O.2×4O3=102400nvn'截面IV左恻的弯矩M为SS-29Mf=M×=177411,78/Vmm455截面Iv上的扭矩了为T=2O3OON"ri截面上的弯曲应力b=3.41M,aW截面上的扭转切应力口=2=19.82MR1.Wt平均应力yOMP*j=.=9.9IMPa应力幅u=b=3.74MPa,a=m=9.9TMPa轴的材料为45钢,调质处理，I1.M机械设计表11.2得外=640M%，（=Z75MPa,J=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数4及/按6机械设计附表1.6S取。因±=空=0.025,-=1.0625,经差值后可查得d80d80arr=1.90»r=1.30又由机械设计图2.7可得轴的材料的故性系数为%=0.80,=0.85故有效应力集中系数为D=1.72kt=i+i1.1.(a,-D=1.26由机械设计图2.9的尺寸系数%=0.65；由图2.9的扭转尺寸系数%=0.76轴按磨削加工，由机械设计图2.12得表面质量系数为AT=瓦=0.92轴未经表面强化处理，即4=1,则综合系数为Ke=-+-1=2.73%讥K.=-+-1=1.74r%A-查机械设计手册得碳钢的特性系数外=0.10.2,取a=0.1r=0.05-0.1,取代=0.05于是，计算平安系数，“值，则S=W=46.08KR.+0RMS.=8.74Krr1.,+化。Su=1492>S=.5反+S：故可知其平安。(3).截面N右侧抗弯截面系数W=O.I1=0.1×85=614125"'抗拼截面系数W=0.2J-=O.2×85,=122825nun-截面Iv右侧的弯矩M为55-29MG=M×=177411.78rmmF1=2831.3ON出55截面Iv上的扭矩T为C=KBo.51N7=2O3OOOOV,“"j工=0截面上的弯曲应力M.=2.89MPcbW取C=120截面上的扭转切应力J1.rn=25.25w/IFf1.rr=16.53MRJrWr平均应力J告82ZMPaTe=122.1Vw应力幅i,=h=2.i)MPa，a=m=8.27MPa过盈协作处的屋，由附表1.4用插值法求出，并取k=o.8星,丁是得di2=30"4%&空=3.16,k=2.536。/轴按磨削加工，由*机械设计图2.12得表面质量系数为"=4=0.92故得综合系数为K=+-1=3.256=-+-1=2.62%Pr所以轴在截面IV右侧的平安系数为Se=四=36.32Kq,+W5r=8.11S111=-；%二=7.92>5=1.5故该轴在搬面Iv右侧的强度也是足够的>U1.绘制轴的工作图,如下:d23=36mm2=58门Mndy=40d7ii=40,加I34=18,Nm7f=18。1.，5.UUMMC20HB2.U1.M4e1.613.4tC3Z4.tttMBaao4f1.*H日射:（二）.齿轮轴的设计【.输出轴上的功率A、转速/和转矩式由上可知片=12.45Aw,/J1=1460r11in,T1=8.14×IO1N-nnI1.求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径J1=/z1=2.5×23=57.5）而E=孕=2831.30N8=Etana=IO30.5IN乙=。III.初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。依据机械设计表11.3,JUC=120,于是4in=C聆=24.52“”，由于便槽的影响，故dE=1.03dn0=25.25,MiW最小直径明显是安装联轴器处轴的直径2。为了使所选的轴直径&2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩工.II=KATb查机械设计表10.1,取KA=I.5,则：Tca=KJi=122.IAfWJ依据计算转矩晨应小于联轴沿公称转矩的条件，查机械设计手册，选用1.X3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为125OVw11半联轴牌的孔径4=30，故取42=30卬，半联轴器长度1.=82”"“，半联轴器与轴讲作的毂孔长度A1=604川.=28.vzrN.齿轮轴的结构设计(1) .依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满意办联轴涔的轴向定位要求，-I【段右端需制出一轴肩，故取11-In段的直径，&=36加：左端用轴湍挡圈定位。半联轴器与轴协作的教孔长度1.1=60三,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-H段的长度应比。略短一些，现取心=58"，(二).齿轮轴的设计2) .初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。依据工作要求并依据d*=36"，查机械设计手册表6-1选取深沟球轴承6208,其尺寸为d×D×B=40XX18tn,故d”=J7s=4()inn,u=7s=ISnwn。3) .轴肩高度h>0.07d,故取=4mm,则轴坏处的直任d4,=48”。轴环宽度b1.4A,取45=G=12mm。4) .轴承端盖的总宽度为20/”,(由减速潜及轴承端盖的结构设计而定)。依据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加涧滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离/=30rnm，故/”=50mm。5) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端IV-V的直径d56=62.5"，4=65"".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半联轴器与轴的周向定位均采纳平键连接。按&2由机械设计设计手册表41查得平键技面x/1=IO键槽用键槽铳刀加工，长为4&，”。同时为保证半联轴器与轴协作有乩好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为丝：滚动轴承k6与轴的周向定位是由过渡协作来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为6.(3) .确定轴上圆角和倒加尺寸参考£机械设计手册表I-27,取轴端圆角2x451.V.求轴上的载荷首先依据抽的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑踏距1.2+1.y=57.5皿+57.5"“=115.”,依据轴的计算筒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是轴的危急截面.现将计算处的截面。处的M、MV及M的值列于下表.载荷水平面H垂直面V支反力产Fwi=141565NFwc='415.65/VFwi=5I5.26NFwj=515.26/弯矩/Mt1.=81399.88Nz三Mv=29627.45三j总弯矩M=86624.05NM扭矩7T=814OON"""轴的计笄应力jM2+(aT)2,=5.23MPa'"W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。_/=60,必&因此故平安。(三).滚动轴承的校核轴承的债料寿命1.11=8×16x365=4672()hI.计克输入轴承(1) .已知，1.=14«)"min,两轴承的径向反力FR1.=FR1.以051，(2) .计算当星载荷R、Pi6=号=1506.51N鸟=5=Iso6.5IN(3) .轴承寿命计算由于=B，取P=150651N,深沟球轴承，取£=3,Z=1.0,ft,=1.2查手册得6208型深沟球轴承的G=I7AN,则1.11=(荒)，=49621.78>1.11故满意预期寿命。H.计算输出轴承(1) .已知I=55r*n,两轴承的径向反力FR1.=%=7261.45N(2) .计算当殿教荷4、P26=一=7261.45"鸟=E=T261.45N(三).滚动轴承的校核7.惬联接设计(3).轴承寿命计算由于4=鸟，取P=7261.45N,深沟球轴承，取£=3，£=1.0，/=1.2.杳手册得6208型深沟球轴承的G=I7&N,则1.11=49086.47/t>1.11故满意预期寿命.7.健联接设计I.输入轴与联轴器间键的选择及校核轴径d=3O”"明轮毅长度1.=6()”"明查手册，选量平键，其尺寸为h=Snun.It=Imm.1.=5()trm(GB/T1095-2003)现校核其强度：1.-1.b=42"，T=8I4(XW-mm.k=号p=2Tk1.d=36.92MPa查手册制b=0M%,因为叫<9/,故键符合强度要求“I1.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d=85"，轮毅长度1.=60，查手册，选A型平梃，其尺寸为b=22nm.h=14un.I.=5()nn(GB/T1095-2003)现校核其强度：I=1.-h=28wmm,T=2O3(XXWmm.k=-2p=2T×1Oyk1.d=S6.54MPa查手册得Ibj=IIOMPa,因为叫<9",故键符合强度要求，III.输出抽与联轴器间键的选择及校核轴径d=7Sww,轮毂长度1.=Io7”“，杳手册，选A型平键,其尺寸为h=20mn,/?=12nm.1.=1(M>zh(GB/T1095-2003)现校核其强度：1.=1.-b=80w/t,T=2O3(XX)/>mn.k=-28.箱体结构的设计r=2T×IO-kk1.=108.45P查手册得H/=IIOMPa,因为bp<%J,故键符合强度要求8.箱体结构的设计减速罂的箱体采纳铸造（HT200）制成，采纳剖分式结构为了保证齿轮佳合质量：，大端盖分机体采纳坦协作.BO1 .机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廊为长方形，增加了轴承座刚度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2ms,故采纳侵油润油.同时为了避开油搅得沉渣溅起，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6.3。3 .机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为Iomm,圆角半径为R=5.机体外型简洁，拔模便利.4 .对附件设计视孔盖和窥视孔在机靛顶部开有窥视孔，能看到传动要件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有靛板，机体上开窥视孔与马缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用储铁制成，用M8紧固B油螺塞：放油孔位于油池及底处，并支配在减速器不与其他部件能近的一IW，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：油标位在便于视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，机体内温度上升，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的观视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E位销：为保证削分式机体的轴承座孔的加工及装配粘度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F吊钩：在机盖上干脆铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下:名称符号计整公式结果箱座壁厚=O.O2+3>810箱盖壁厚51=0.()2i+388笥盖凸缘厚度瓦b=1.51.12箱座凸缘庠度b=1.515箱座底凸缘厚度%b1.=2.525地脚螺钉直径%d.=0.036«+12M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径44=0.75JzM16机盖与机座联接螺栓直径dic1.2=(O.5'0.6)dfM12轴承端盖螺钉直径由di=<0.4'0.5)%M1.O视孔藁螺灯直径dtdt-(0.3'0.4)dfM8定位倘直径dd-(0.7'0.8)di8d/dd2至外机壁距离a查机械设计课程设计指导书表11-2282420%，4至凸缘边缘距离3查机械设计课程设计指导书表11-228189.洞滑密封tt¼10.联轴4»设计外机壁至轴承座端面距离1=C1.÷C2+(8x12)52大齿轮顶圆与内机壁距离.,>1.215齿轮端面与内机壁距离,>12机座肋厚m、m1mO.85W1*0.85b11=8.5.mi6.8轴承端盖外径D2D2=D+(5'5.5)df120809.润滑密封设计对于二级同轴式圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传递较低，所以其速度远远小于Q52)x10,所以采纳厮润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+九，304=34.所以H+%=30+34=64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箔封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应布刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸连接螺柱之间的距离不宜太大，并匀称布置，保证部分面处的密封性。轴承湍盖采纳凸缘式端盖，易T加工和安装.10.联轴叁设计1 .类型选择.为了隔高振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2 .载荷计算.见轴的设计。四设计小结这次关于带式运怆机上的二级同轴式圆柱齿轮减速涔的课程设计是我们真正埋论联系实际、深化了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我IfJ机械议计的综合素养大有用处.通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和相识.为我们以后的工作打下了坚实的菸础.1 .机械设计是机械工业的基础，是-J综合性相当强的技术课程，它融£机械原理/、2机械设计、理论力学、M材料力学、4互换性与技术测用：J、KRD好用软件?、机械工程材料、