-1 设计任务书1.1 设计数据及要求表表 1-11-1 设计数据设计数据序号F(N)D(mm)V(m/s)年产量工作环境载荷特性最短工作年限719202650.82大批车间平稳冲击十 年 二班传动方案如图 1-11.2 传动装置简图图图 1-11-1 传动方案简图传动方案简图1.3 设计需完成的工作量1 减速器装配图 1(A1)2 零件工作图 1减速器箱盖、减速器箱座-A2；2输出轴-A3；输出轴齿轮-A33 设计说明书 1 份A4 纸2 传动方案的分析-word.zl.-一个好的传动方案，除了首先应满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、构造简单、尺寸紧凑、传动效率高、本钱低廉以及使用维护方便。要完全满足这些要困难的。在拟定传动方案和对多种方案进展比拟时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。现以?课程设计?P3 的图 2-1 所示带式输送机的四种传动方案为例进展分析。方案a制造本钱低，但宽度尺寸大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。方案b构造紧凑，环境适应性好，但传动效率低，不适于连续长期工作，且制造本钱高。方案c工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好，但宽度较大。方案d具有方案c的优点，而且尺寸较小，但制造本钱较高。上诉四种方案各有特点，应当根据带式输送机具体工作条件和要求选定。假设该设备是在一般环境中连续工作，对构造尺寸也无特别要求，那么方案a、c均为可选方案。对于方案c假设将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小。应选c方案，并将其电动机布置在减速器另一侧。3 电动机的选择3.1 电动机类型和构造型式工业上一般用三相交流电动机，无特殊要求一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机是 Y 系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作可靠、构造简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。此处根据用途选用Y 系列三相异步电动机3.2 选择电动机容量3.2.1 工作机所需功率Pw-word.zl.-卷筒 3 轴所需功率：PWFv19200.82=1.574kw10001000卷筒轴转速：nw601000v6010000.82 59.13r /minD2653.143.2.2 电动机的输出功率Pd考虑传动装置的功率耗损，电动机输出功率为PdPw传动装置的总效率：1-联轴器效率1 0.992-齿轮传动效率2 0.97223取12343 0.993-滚动轴承效率4 0.964-滚筒效率所以 0.9920.9720.9930.96 0.86所以PdPw1.5741.83kw0.863.2.3 确定电动机额定功率Ped根据计算出的功率Pd可选定电动机的额定功率Ped。应使Ped等于或稍大于Pd。查?机械设计课程设计?表 20-1 得Ped 2.2kw3.3 选择电动机的转速由?机械设计课程设计?表 2-1 圆柱齿轮传动的单级传动比为3 6， 故圆柱齿轮传动的二级传动比为9 36，所以电动机转速可选围为nd inw (9 36)59.13r/min 532.17 2128.7r/min-word.zl.-3.4 电动机技术数据符合上述要求的同步转速有750 r/min,1500r/min和3000r/min,其中减速器以1500和1000r/min的优先，所以现以这两种方案进展比拟。由?机械设计课程设计?第二十章相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表 3-1：表表 3-13-1 电动机技术数据电动机技术数据电动机型号Y100L1-4Y112M-6额 定 功率kW2.22.2电动机转速r/min同转15001000方案电动机质量kg3445总传动比总传动比2416满转1420940高速级64.5低速级43.512表 3-1 中，方案 1 与方案 2 相比拟，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及总传动比，为使传动装置构造紧凑，兼顾考虑电动机的重量和价格，选择方案2，即所选电动机型号为Y112M-6。4 传动装置运动和动力参数计算4.1 传动装置总传动比的计算i nm94016nw59.134.2 传动装置各级传动比分配减速器的传动比i为 16,对于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器的i1 (1.11.5)i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i14.5，低速级的传动比i2 3.5。4.3 传动装置运动和动力参数计算4.3.1 电动机轴运动和动力参数计算-word.zl.-P0 Pd 2.2kWn0nm 940r /minT0 9550P0 22.35N mn04.3.2 高速轴运动和动力参数计算P1 P01 2.2kW 0.99 2.178kWn1 n0 940r /minT1 9550P1 22.13N mn14.3.3 中间轴运动和动力参数计算P2 P123 2.178kW 0.970.99 2.09kWn2n1940 208.9r /mini14.5P2 95.5N mn2T2 95504.3.4 低速轴运动和动力参数计算P3 P223 2.09kW 0.970.99 2.09kWn3n2 59.7r /mini2P3 321.5N mn3T3 95505 传动件的设计计算5.1 高速级齿轮传动设计计算5.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级1按以上的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2运输机为一般工作，速度不高，应选用 8 级精度GB 10095-88 。3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由?机械设计 ?书表 10-1 得齿面硬度-word.zl.-HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS，二者材料硬度差为 46HBS。4选小齿轮的齿数z123，大齿轮的齿数为z2 4.523 103.5，取z2104。5选取螺旋角。初选螺旋角14。5.1.2 按齿面接触强度设计由设计公式进展试算，即d1t32KtT1u 1 zHzE2.() .5-1duH(1) 确定公式的各计算数值1) 试选载荷系数Kt1.42) 由以上计算得小齿轮的转矩T1 22.13N m3)查表及其图选取齿宽系数d1，材料的弹性影响系数ZE189.8MPa，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim1 580MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2 390MPa。4)计算应力循环次数12N1 60n1jLh 609401(583002) 1.351091.35109N2 31084.5N15)按接触疲劳寿命系数HN1 0.9 HN2 0.956)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，平安系数 S=1由Nlim5-2S-word.zl.-HN1lim1得H1S 0.9580 522MPaHN2limH2S 0.95390 370.5MPa故：H1H2H 2522 370.52MPa 446.25MPa7查图选取区域系数ZH 2.46。8查图得10.765，2 0.87，那么121.6352 计算：1)求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为dtT1u 1 zEzH242.2131045.5189.821t32K321.() . (.46)2 37mmduH11.6354.5466.252)圆周速度：d1tn3.14379406010006010001.82m/s3)计算齿宽及模数：齿宽：b dd1t137 37mm模数:md1tcos37cos14nt1.56mm123齿高:h 2.25mnt 2.251.56 3.51mmbh373.5110.54计算纵向重合度： 0.318dz1tan 0.318123tan141.825)计算载荷系数：根据KA1,v 1.82m/ s,8 级精度，查得动载系数V1.1，KF1.35,KH KF1.4-KH1.4491，word.zl.-故载荷系数 AVHH1.1.11.41.4491 2.236)按实际载荷系数校正分度圆直径：d1 d1t32.23 373 43.2mmt1.4d1cos43.2cos147 计算模数：mn1.82mm1235.1.3 按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为mn32KT1Ycos2YFaYSa2dz1F5-3(1)确定公式的各计算数值1)根据纵向重合度1.82，从图中查得螺旋角影响系数Y 0.88zv12)计算当量齿数：zv2z123 25.1833coscos 14z2104113.8cos3cos3143)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1480MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 250MPa;4)查图取弯曲疲劳寿命系数KFN10.9,KFN20.95;5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳平安系数 S=1.4,得F1KFN1FE1SF2KFN2FN2S0.9480 308.6MPa1.40.95250169.6MPa1.46)计算载荷系数 K.K KAKVKFKF11.11.41.35 2.0797）查取齿形系数.-word.zl.-查表得YFa12.6164;YFa22.169.8）查取应力校正系数.查表得YSa11.5909;YSa21.8019）计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比拟.YFa1YSa1F1YFa2YSa2F22.61641.5909 0.01349308.62.1691.801 0.02302169.6大齿轮的数值大.2设计计算22.079221300.88cos14mn30.02303mm 1.266mm2123 1.635比照计算结果,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,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积 )有关,可取弯曲强度算得的模数1.266mm，并接近圆整为标准值mn 2mm,按接触强度算得的分度圆直径d1 43.2mm,算出小齿轮齿数z1d1cos43.2cos 21，mn2大齿轮齿数z2214.594.5，取z2 95.这样设计出的齿轮传动 ,即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足齿根弯曲疲劳强度 ,并做到构造紧凑,防止浪费.5.1.4. 几何尺寸计算1计算中心距：a (z1 z2)mn(2195)2119.55mm2cos2cos14将中心距圆整为 120mm.-word.zl.-(z z2)mn(2195)2 arccos14.842修正螺旋角： arccos12a2120值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3分度圆直径：z1mn212 43.4mmcoscos14.84z m952d22n196.56mmcoscos14.84d14齿轮宽度：b dd1 43.4mm取B243mmB1 50mm5.2 低速级齿轮传动设计计算5.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级1运输机为一般工作，速度不高，应选用 8 级精度GB 10095-88 。2) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用 45 钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。由?机械设计 ?书表 10-1 得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为 236HBS,190HBS，二者材料硬度差为 46HBS。3选小齿轮的齿数z125，大齿轮的齿数为z2 3.525 87.5，取z2 88。4选取螺旋角。初选螺旋角14。5.2.2 按齿面接触强度设计由设计公式进展试算，即d1t32KtT1u 1 zHzE2.() .duH1确定公式的各计算数值1试选载荷系数Kt1.6-word.zl.-2) 由以上计算得小齿轮的转矩T1 321.5N m3)查表及其图选取齿宽系数d1，材料的弹性影响系数ZE189.8MPa，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim3 580MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim4 390MPa。4)计算应力循环次数12N3 60n3jLh 6059.71(583002) 8.61078.6107N2 2.461073.5N15)按接触疲劳寿命系数HN1 0.9 HN2 0.957)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1，平安系数 S=1由Nlim得SH3HN3lim3S 0.95580 551MPaH4HN4lim4S 0.99390 386.1MPa故：H H4H3551386.1MPa 468.55MPa227查图选取区域系数ZH 2.433。8查图得30.78，4 0.8，那么341.582 计算：1)求得小齿轮分度圆直径dt1的最小值为d3t32KtT1u 1 zEzH2321.632.151044.52.433189.82.() . () 93.34mmduH11.583.5468.552)圆周速度：3)计算齿宽及模数：3.1493.3459.7 0.29m/s601000601000d3tn齿宽：b dd3t193.34 93.34mm-word.zl.-模数:dm3tcos93.34cos14nt 3.62mm325齿高:h 2.25mnt 2.253.62 8.15mmbh93.348.1511.454计算纵向重合度： 0.318dz3tan 0.318125tan141.985) 计算载荷系数：根 据KA1,v 0.29m/ s,8级 精 度 ， 查 得动 载 系 数V1.03，KF1.27,KH KF1.4故载荷系数 AVHH1.1.031.41.467 2.16)按实际载荷系数校正分度圆直径：d3 d3t3 93.3432.16102.2mmt1.7 计算模数：md3cos102.2cos14n 3.97mm3255.2.3 按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为mKT21Ycosn322YFaYSadz1F(1)确定公式的各计算数值1)根据纵向重合度1.98，从图中查得螺旋角影响系数Y 0.88-KH1.467，word.zl.-zv32)计算当量齿数：zv4z325 27.37cos3cos314z4104 96.33cos3cos3143)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3480MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4 250MPa;4)查图取弯曲疲劳寿命系数KFN30.95,KFN40.91;5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳平安系数 S=1.4,得3FE30.95480F3KFNS1.4 325.71MPaKFN4FN4F40.91250S1.4162.5MPa6)计算载荷系数 K.K KAKVKFKF11.031.41.27 1.837）查取齿形系数.查表得YFa32.56;YFa42.19.8）查取应力校正系数.查表得YSa31.6037;YSa41.78639）计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比拟.YFa3YSa32.561.6037F3325.71 0.0126YFa4YSa2.191.78634F4162.5 0.02407大齿轮的数值大.(1) 设计计算m 321.833215000.88cos21412521.580.02407mm 2.87mm-word.zl.-比照计算结果,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,由于齿轮模数的大小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(即模数与齿数的成积 )有关,可取弯曲强度算得的模数2.87mm，并接近圆整为标准值mn 3mm,按接触强度算得的分度圆直径d3102.2mm,算出小齿轮齿数d3cos68.19cos14z3 22，mn3大齿轮齿数z4223.577.这样设计出的齿轮传动 ,即满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足齿根弯曲疲劳强度 ,并做到构造紧凑,防止浪费.5.2.4 几何尺寸计算1计算中心距：a (z1 z2)mn(23 77)3153.05mm2cos2cos14将中心距圆整为 153mm.(z z2)mn(22 77)2 arccos13.932修正螺旋角： arccos12a2153值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。3分度圆直径：z3mn223 68mmcoscos13.93z m773d44n 238mmcoscos13.93d34齿轮宽度：b dd3 68mm取B468mmB3 76mm-word.zl.-6 轴的设计计算6.1 高速轴的轴系构造设计6.1.1 轴的构造尺寸设计1.高速轴的功率Pkw，转速n1 940r /mm，转矩T1 22.13N m12.178根据构造及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第 5 段为齿轮,如图 6-1所示:图图 6-16-1 高速轴高速轴由于构造及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料一样,均为45钢,热处理为调制处理, 材料系数A0为 120。所以,有该轴的最小轴径为:dmin A03P12.178120315.88mmn1940此处最小直径显然是安装联轴器处的直径d1，选择半联轴器的孔径d 20mm，半联轴器长度L 52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 38mm。其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表表 6-16-1高速轴构造尺寸设计高速轴构造尺寸设计阶梯轴段第 1 段设计计算依据和过程计算结果d11由半联轴器孔径确定d11 20mm-word.zl.-l11略小于联轴器毂孔长度，毂孔长l11 36mm度L144mm取l1136mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2 段的直径为d12 26mm，取端盖右端到联轴器左端距离为盖总宽度为30mm35mmd12 26mm第 2 段,端，故l12 65mml12 65mm根据d12 26mm，预选轴承7206C第 3 段d D B 30mm62mm16mm，d13 30mml1316mmd13、l12由轴承尺寸确定查得 7206C 型轴承的定位轴肩高度为第 4 段h 3mm，因此，取d14 36mml14108mmd14 d16 36mml14 L2(7 4)550 4 108mm-word.zl.-d15齿顶圆直径 47.4mm第 5 段d15 47.4mml15 50mmd16 36mml16 5mml15齿宽 50mmd16 d14第 6 段l16 5mmd17 d13 30mmd17 30mm第 7 段7mm 为套筒宽l17 7 16 23mm度l17 23mm6.1.2 高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为 3 年，即 12480 小时。1 计算轴承的径向载荷得Fr1 258.87N、Fr2125.1N2计 算 轴 承 的 轴 向 载 荷 得Fd1 0.68Fr1176N、Fd2 0.68Fr2 85N， 因 此 ，Fae Fd2 27085 355N Fd1故Fa1 355N、Fa2 85N3 求比值FFFa1F1.37、a20.68，因为角接触球轴承e的最大值为 0.56，故a1、a2均大于 e。Fr2Fr1Fr1Fr24 初步计算当量动载荷 P取fp为 1.2，X 0.41,Y 0.87P（0.41258.870.87355） 498N1 fp(XFr1YFa1) 1.2P21.2(0.41125.1850.87) 150.3N5 求轴承应有的根本额定动载荷值-word.zl.-60nL6094012480h3C1 P1 498 4430N661010C2150.3360940124801337N610初选的轴承为 7206C，它的额定动载荷分别为17.8KN和16.8KN,故符合条件。6.2 中间轴的轴系构造设计轴的构造尺寸设计根据构造几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分六段,如图 6-2 所示:图图 6-26-2 中间轴中间轴由于构造及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料一样,均为45钢,热处理为调制处P2.09理,取材料系数A0120。有该轴的最小轴径为:d21 A0321203 31.86mmn2208.9因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d2135mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表表 6-26-2 中间轴构造尺寸设计中间轴构造尺寸设计阶梯轴段第 1 段设计计算依据和过程计算结果Pd21 A032n2由轴承尺寸确定(轴承预选d21 35mml21 30mm-word.zl.-7207Cd D B 357217mm)l21 B1 Bh1713 30mmd22由齿轮孔径决定，取d22 40mm第 2 段d22 40mml22 48mml22略小于齿轮宽度，取l22 48mm取d2348mm第 3 段d23 48mml2310mml2310mmd24 分度圆直径 68mm第 4 段l24 齿宽 76mmd24 68mml24 76mmd25 48mml2510mmd25 d23 48mm第 5 段l2510mmd26 d21 35mmd26 35mm第 6 段l26 B1 Bh 30mml26 30mm6.3 低速轴的轴系构造设计6.3.1 轴的构造尺寸设计根据构造几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图 6-3 所示:-word.zl.-图图 6-36-3 低速轴低速轴考虑到低速轴的载荷较大，材料选用 45 钢,热处理调质处理,取材料系数A0120所以,有该轴的最小轴径为:d3min A03p32.011203 38.7mmn359.7显然此段轴是安装联轴器的，选择 TL7 型联轴器，取半联轴器孔径为d 40mm，故此段轴径为d31 40mm，半联轴器长度L 112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1 84mm,第一段的长度应比联轴器的毂孔长度略短，故取l182mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表表 6-36-3 低速轴构造尺寸设计低速轴构造尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果d31 40mmd31 40mm第 1 段l31 82mm(由联轴器宽度尺寸确定)为了满足半联轴器的轴向定位要求， 一段右端应制l31 82mmd32 46mml32 55mm第 2 段出一轴肩，故取 2 段的直径为d32 46mm，l32由端盖等因素确定，取l3255mm根据d32 46mm，预选轴承7210Cd D B 50mm90mm20mm，d33、l33由轴承尺第 3 段寸确定d33 50mml33 20mmd33 50mml33 20mm第 4 段d34d351060mmd34 60mml34 65mm-word.zl.-l34 L2(l35l36l373l33) 3162(1066 49420) 4 65mmL2为箱体壁轴向距离，3为轴承端面至箱体壁距离d35 d345 65mm第 5 段l3510mmd35 65mml3510mm取安装齿轮处的轴直径d3655mm， 此段的长度略第 6 段d36 55mml36 66mm小于齿轮宽度，取l3666mmd37 d33 50mm第 7 段l37 B3 Bh 20 29 49mm6.3.2 低速轴的受力分析及计算轴的受力分析及载荷分析如图 6-4 所示2T32321.5103Ft 2682Nd4239.79tantan20Fr Ft 26821009Ncoscos14.64Fa Fttan 2682tan14.64 701Nd37 50mml37 49mm-word.zl.-图图 6-46-4 低速轴的受力分析及扭矩图低速轴的受力分析及扭矩图从轴的构造图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面，计算出的截面 C 处的MH、MV、M的值列于下表：载荷支反力 F水平面 H直面 VFNH1 930N,FNH 21770NFNV1 793NFNV 2 219N弯矩 MMH109740NmmMV1 93574N mmMV 213578N mm总弯矩M1144221N mmM2110576N mm扭矩 T6.3.3 减速轴的校核T3 321500N mm-word.zl.-由手册查材料 45 钢的强度参数1 60MPaC 截面弯扭合成应力： ( 0.6)caM12(T3)2W2144221 (0.6321500)20.155314.5MPa1由计算结果可见 C 截面平安。6.3.4 减速轴上轴承选择计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为 3 年，即 12480 小时。1计算轴承的径向载荷得Fr1 793N、Fr2 219N2 计 算 轴 承 的 轴 向 载 荷 得Fd1 0.68Fr1 539N、Fd2 0.68Fr2148.92N， 因 此 ，Fae Fd2148.92670 818.92N Fd1故Fa1 818.92N、Fa2148.92N3求比值Fa1FFF1.03、a20.68，因为角接触球轴承e的最大值为 0.56，故a1、a2均大于 e。Fr2Fr1Fr1Fr24初步计算当量动载荷 P取fp为 1.2，X 0.41,Y 0.87P（0.417930.87818.92） 1245N1 fp(XFr1YFa1) 1.2P21.2(0.41219148.920.87) 263.22N5求轴承应有的根本额定动载荷值60nL6059.712480h3C1 P11245 4454N106106C2 263.2236059.712480 934N610初选的轴承为 7210C，它的额定动载荷分别为32.8KN和31.5KN,故符合条件。-word.zl.-7 各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进展挤压应力的校核.7.1 高速级键的选择及校核带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键 B6X6,键长 28,GB/T1096联结处的材料分别为: 45 钢(键) 、45 钢(轴)7.2 中间级处键选择及校核按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B12X8 GB/T1096联结处的材料分别均为 45 钢此时, 键联结合格.7.3 低速级处键的选择及校核低速级大齿轮处键按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B16X10,键长 56 GB/T1096联结处的材料均为:45 钢其中键的强度最低,因此按其许用应力进展校核,查手册其p3 110MPap32T32d32150055565 41.75MPa p336lk该键联结合格7.4 联轴器处键的选择及校核按照联轴器处的轴径及轴长选 键 12X8,键长 70,GB/T1096联结处的材料分别为:45 钢 (联轴器) 、45 钢(键) 、45 钢(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进展校核,查手册其p4 110MPaT3d2321500p42704 57.4 p431lk40-word.zl.-该键联结合格.8 联轴器的选择计算8.1 输入轴端的联轴器选择计算8.1.1 类型选择选用弹性套柱销联轴器8.1.2 载荷计算转矩T 22.13N m，查得KA1.3，故计算转矩为Tca KAT 1.322.13 28.769N m8.1.3 型号选择TL3 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为31.5N m，许用最大转速为6300r /min，轴径为16 22mm，电动机轴为28mm，故不合用。TL4 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 63N m，许用最大转速为 5700r /min，轴径为20 28mm，故合用。8.2 输出轴的联轴器选择计算8.2.1 类型选择选用弹性套柱销联轴器8.2.2 载荷计算转矩T 321.5N m，查得KA1.3，故计算转矩为TcaKAT 1.3321.5N m 417.95N m8.2.3 型号选择TL7 型弹性套柱销联轴器的许用转矩为500N m，许用最大转速为3600r /min，轴径为40 48mm，故合用。-word.zl.-9 减速器箱体及其附件的设计9.1 减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器两次过滤，采用 M181.5油面指示器选用游标尺 M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M161.59.2 选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85M1040,材料 Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M6X12,材料 Q235中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X20,材料 Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M820,材料 Q235箱盖、箱座连接螺栓直径：GB578286 M10100，材料 Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚 0.025a 1 0.025153.051 4.8258取=8(2)箱盖壁厚1=0.02a+1=0.02153.05+1= 4.061-word.zl.-取1 1=81(3)箱盖凸缘厚度 b1=1.5(4)箱座凸缘厚度 b=1.5=1.58=12=1.58=12=2.58=20(5)箱座底凸缘厚度 b2=2.5(6)地脚螺钉直径 df=0.036a+12=0.036153.05+12=17.5098(取 16)(7)地脚螺钉数目 n=4(因为 a250)(8)轴承旁连接螺栓直径 d1= 0.75df=0.7516=13.15 (取 14)(9)盖与座连接螺栓直径 d=(0.5-0.6)df=0.5516=8.8(取 10)(10)连接螺栓 d的间距 L=150-200(11)轴承端盖螺钉直径 d3=(0.4-0.5)df=0.4516= 7.2(取 8)(12)定位销直径 d=(0.7-0.8)d=0.810=8(13)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(14)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2510(15)齿轮顶圆与箱壁间的距离：12mm(16)齿轮端面与箱壁间的距离：=15 mm(17)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm(18)轴承端盖外径：D55.5d3整理成表 9-1 和表 9-2表表 9-19-1箱体构造尺寸箱体构造尺寸名称符号设计依据设计结果-word.zl.-0.025a+3=8.9箱座壁厚考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 88箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目轴承旁联结螺栓直径箱盖与箱座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径和数目窥视孔盖螺钉直径定位销直径轴承旁凸台半径1bb1b2dfnd1d 2d3，nd4dR10.02a+381.51.512.50.036a+12a250 时，n=40.75df(0.50.6)df(0.40.5)df,n(0.30.4)df(0.70.8) d 2c2根据位置及轴承座外径确定，以便于扳812122017.54412106,46820凸台高度h手操作为准54外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆距壁距离齿轮端面与壁距离l112m1 、c1+c2+ (510)1.2501215箱盖、箱座肋厚m10.851 =7.565m0.85=6.8m7轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d310-word.zl.-轴承端盖外径安装螺栓直径螺栓扳手空间与凸缘厚度至外箱壁距离至凸缘边距离沉头座直径D2dxc1minc2minDminM8131120D+(55.5) d3M10161424M12181626134M16222032表表 9-29-2减速器零件的位置尺寸减速器零件的位置尺寸代号名称荐用值代号名称荐用值1大齿轮顶圆距壁距离7箱底至箱底壁得距离20122齿轮端面与壁距离153轴承端面与壁距离4L1箱体壁至轴承座孔端面得距离4旋转零件间轴向距离22.725齿轮顶圆至箱体壁得距离106大齿轮齿顶圆至箱底壁的距离e轴承端盖凸缘的厚度H减速器得中心高19058845-word.zl.-10 润滑与密封10.1 齿轮的润滑采用浸油润滑10.2 滚动轴承的润滑采用浸油润滑10.3 润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用 GB443-89 全损耗系统用油 L-AN15 润滑油。10.4 密封方法的选取密封圈型号按所装配轴的直径确定为 GB894.1-86-25 轴承盖构造尺寸按用其定位的轴承的外径决定。11 设计小结做机械行业的，尤其是设计的人要有一定的耐心，足够的细心， 能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。这段时间锻炼的我的耐心和意志力，让我明白做成功一件事不是那么容易，得全身心的投入到里面。在课程设计这段时间，我又重新温习了以前学过的知识，发现忘了很多，以前也并没深入的-word.zl.-去研究，只记得外表一层，没有深入的去探究，所以很容易忘记。在以后的学习中应抱有掌握知识的态度去学习，而不应该死记硬背，走马观花。我认识到绘图对于我们的重要性，更好地将其应用我们的所学到的知识。通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西， 包括书本知识以及个人素质与品格方面。感教师的辛勤指导,感教师能百忙中抽出时间来检查我们的装备图和设计说明书。特此感！12 参考文献1 濮良贵 纪名刚.机械设计.第八版.高等教育2 王昆 何小柏 汪信远.机械设计课程设计.高等教育4 龙.机械设计课程设计手册.：国防工业，2006-word.zl.