课程设计：带式输送机传动装置设计

课程设计：带式输送机传动装置设计

机械设计课程设计

设计计算说明书

设计题目：带式输送机传动装置设计

设 计 者： 聂敦高 学 号： ******** 专业班级： 机械---1005班 指导教师： * * *

完成日期： 2012年12月 12 日

北京交通大学海滨学院

目 录

一 课程设计的任务……………………………………………………3 二 电动机的选择………………………………………………………4 三 传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………5 四 传动装置的运动和动力参数的计算………………………………6 五 传动零件的设计计算………………………………………………7 六 轴的设计、校核……………………………………………………16 七 滚动轴承的选择和计算……………………………………………20 八 键连接的选择和计算………………………………………………21 九 联轴器的选择………………………………………………………22 十 润滑和密封的选择…………………………………………………23 十一箱体的设计…………………………………………………………24 十二 设计总结…………………………………………………………27 十三 参考资料…………………………………………………………28

3

一、 课程设计的任务

1．设计目的

课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：

(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。

(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。

(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。 2．设计题目：

带式输送机传动装置设计。 带式输送机已知条件： 方案编号 输送带工作拉力F(N) 输送带工作速度V(m/s) 鼓轮直径D(mm) 3.设计任务

1．选择（由教师指定）一种方案，进行传动系统设计；

2．确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力

参数计算；

3．进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；

4．对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1

张)；

5． 校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；

6． 绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可

仅绘一张中间轴零件工作图即可）； 7．编写课程设计说明书。

4

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 3400 0.75 245 3300 0.80 240 3150 0.90 235 2550 1.10 230 2450 1.10 225 2414013012011000 0 0 0 0 1.2.22.0 2.1 2.2 15 5 22230 225 220 215 0

4．传动装置部分简图

二、电动机的选择

1．电动机类型的选择

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。

2． 确定电动机输出功率Pd

电动机所需的输出功率Pd=Pw/η

其中：Pw----工作机的输入功率

η---由电动机至工作机的传动总效率

工作机的输入功率：

FV11002.25PW(Kw)2.475Kw10001000

总效率η =η3轴承·η2齿轮·η2联轴器·η带

查表可得：

η带 =0.97， η轴承=0.99，

5

η齿轮=0.98， η联轴器=0.99，

则

η = 0.993×0.982×0.992×0.97= 0.886

电动机所需的功率：

Pd = Pw/η=2.475/0.886=2.793 Kw

3．确定电动机转速 工作机转速nw

6010002.25 nw=199.97 r/min

3.14215确定电动机转速可选范围:

双级圆柱齿轮传动比范围为i减=12～20， 则电动机转速可选范围为:

n’d=nw i总=( 12～20) nw

= ( 12～20)×199.97 =2399.64～3999.4 r/min

其中： i总= i减=14～18 i减——减速器传动比

符合这一转速范围的同步转速有 750、1000、1500 、3000 r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减>14时，来确定电机同步转速）。

4.确定电动机型号

根据所需效率、转速，由《机械设计手册 》或指导书 选定电动机： Y100L-2 型号（Y系列）

数据如下: 额定功率: P=3 kw (额定功率应大于计算功率)

满载转速：nm =2880r/min （nm—电动机满载转速） 同步转速： 3000r/min 电动机轴径: 28mm 电动机轴长: 60mm

三、传动装置的总传动比和分配各级传动比

1．传动装置的总传动比

i总= i减= nm/ nw = 2880/199.97 =14.4 nw——工作机分配轴转速

2．分配各级传动比

减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。

i减=i高*i低

i高——高速级传动比 i低——低速级传动比

建议取： i高=（1.2～1.3)i低

则： i减= （1.2～1.3) i2低

6

i低=

14.43.328 1.3 i高=1.3 i低=1.3×3.382=4.326

四、传动装置的运动和动力参数的计算

1．计算各轴的转速

Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：nⅠ=nm/i带=2880 r/min Ⅱ轴（中间轴）：nⅡ= nⅠ/ i高=

2880/4.326 =665.74 r/min

Ⅲ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低=665.74/3.328=200.04 r/min Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）: nW= nⅢ=200.04 r/min 2．计算各轴的输入功率和输出功率

Ⅰ轴： PⅠ入=Pd·η联轴器带=2.793×0.99 =2.765 kw

PⅠ出= PⅠ入·η轴承=2.765×0.99 =2.737 kw

Ⅱ轴： PⅡ入= PⅠ出·η齿轮 =2.737×0.98 =2.682 kw

PⅡ出= PⅡ入·η轴承 =2.682×0.99 =2.655 kw

Ⅲ轴： PⅢ入= PⅡ出·η齿轮 =2.655×0.98 =2.602 kw

PⅢ出= PⅢ入·η轴承 =2.602×0.99 =2.576 kw

Ⅳ轴:

PⅣ入= PⅢ出·η联轴器 = 2.576×0.99 =2.550 kw PW=PⅣ出= 2.550×0.99 =2.474 kw

3.计算各轴的输入转矩和输出转矩 公式: T=9.55×106×P/n (N·mm)

Ⅰ轴：TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/ nⅠ=9.55×106×(2.765/2880)=9169 (N·mm)

TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/ nⅠ=9.55×106×(2.737/2880)=9076 (N·mm)

Ⅱ轴：TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/ nⅡ=9.55×106×(2.682/665.74)=38473 (N·mm)

TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/ nⅡ=9.55×106×(2.655/665.74)=38086 (N·mm)

Ⅲ轴: TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/ nⅢ=9.55×106×(2.602/200.04)=124220 (N·mm)

66mm) TⅢ出=9.55×10×PⅢ出/ nⅢ=9.55×10×(2.576/200.04)=122979 (N·

Ⅳ轴：TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/ nⅢ=9.55×106×(2.550/200.04)=121738 (N·mm) TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/ nⅢ

6mm) =9.55×10×(2.474/200.04)=118110 (N·

电机输出转矩: T=9.55×106×(2.793/2880)=9262 (N·mm)

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表： 轴名 功率P（kw） 转矩T （N·mm） 转速传动效n比i 率 7

输入 输出 输入 输出 电机轴 -- 2.793 2.737 2.665 6 4 -- （r/min） 1 4.326 8 1 η 9262 2880 -- Ⅰ轴 2.765 Ⅱ轴 2.682 Ⅲ轴 2.602 Ⅳ轴9169 9076 2880 38473 38086 665.-- -- 74 3.3204 2.571242212297200.0 8 9 0 2.471217311811200.04 2.550 --

五、传动零件的设计 <1>设计高速级齿轮

1.选精度等级、材料及齿数，齿型

1)确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮。

2)材料选择。由表10—1选择小齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。 3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB 10095—88)

4)选小齿轮齿数Ｚ1＝24，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.326×24=103.824,取

8

Z2=104。

5)选取螺旋角。初选螺旋角14，左旋。

2.按齿面接触强度设计

2ktTtu1ZHZE2() du[H]按式（10－21）试算，即d1t31)确定公式内的各计算数值 (1)试选Kt1.6

(2)由图10－30，选取区域系数ZH2.433 (3)由图10－26查得a10.78 a20.87

a1+a2=0.78+0.87=1.65

(4)计算小齿轮传递的转矩

T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×2.737/2880=9076 Nmm (5)由表10－7选取齿宽系数d1

(6)由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 (7)由图10－21ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1580MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限H1im2380MPa (8)由式10－13计算应力循环次数

N160njLh6028801(2830010)8.2944109 N24.1472109/4.3261.9173109

(9)由图10－19查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.94KHN20.95 (10)计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－12得 [H1]KHN1Hlim10.94580MPa545.2MPa S [H2]KHN2Hlim20.95380MPa361MPa S [H]([H1][H2])/2(545.2361)/2MPa453.1MPa

9

2)计算

(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t321.690765.3262.433189.828.24mm

11.654.326453.12 (2)计算圆周速度 vd1tn160100028.2428806010004.26m/s

(3)计算齿宽b及模数mnt

bdd1t128.2428.24mm

d1tcos28.24cos14 mnt1.14mm

z124

h2.25mnt2.251.142.56mmb/h28.24/2.5611.03

(4)计算纵向重合度

0.318dZ1tan0.318124tan141.903 (5)计算载荷系数K 已知使用系数KA1.25

根据v4.26m/s，7级精度，由图10－8查得动载荷系数Kv1.12 由表10－4查得

23KH1.120.18(10.62d)d0.2310b 1.120.18(10.612)120.2310328.24 1.414 由图10－13查得KF1.36 假定

KAFt100N/mm，由表10－3查得KHKF1.4 b故载荷系数KKAKVKHKH1.251.121.41.4142.771

(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10－10a得

d1d1t3K/Kt28.2432.771/1.633.91mm

(7)计算模数mn

10

d1cos33.91cos14 mn1.37mm

24Z13.按齿根弯曲强度设计

2KT1Ycos2YFYS由式10－17 mn3 [F]dZ121)确定计算参数

(1)计算载荷系数

KKAKVKFKF1.251.121.41.362.67 (2)根据纵向重合度1.903，从图10－28查得螺旋角影响系数 Y0.88 (3)计算当量齿数

ZV1

ZV2Z12426.27cos3cos314

Z2104113.85cos3cos314(4)查取齿形系数

由表10－5查得YFa12.592,YFa22.169 (5)查取应力校正系数

由表10－5查得YSa11.596,YSa21.801

(6)由图10－20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1440MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2320MPa (7)由图10－18查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN10.90 KFN20.92

(8)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

K0.90440282.86MPa [F]1FN1FE1S1.4K0.92320210.29MPa [F]2FN2FE2S1.4 11

YY (9)计算大小齿轮的FaSa

[F]YFa1YSa1

F12.5921.5960.01463282.86YFa2YSa2F22.1691.8010.01858210.29

大齿轮的数据大 2)设计计算

222.6790760.88cos14mn30.018580.92mm

12421.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径

d133.91mmZ1来计算应有的齿数。于是有

d1cos33.91cos1421.93 mn1.5取Z122，则Z2i1Z14.3262295.1796

4.几何尺寸计算

(Z1Z2)mn(2296)1.591.20mm2cos2cos141)计算中心距a

调整中心距a: (110mma140mm)

所以改变Z使中心距满足要求。

1

a(Z14.326Z1)mn(Z14.326Z1)1.5110mm2cos2cos14o

所以Z126.7227取Z127，则

Z2i1Z14.32627116.8117

12

重新计算中心距a(Z1Z2)mn(27117)1.5111.31mm2cos2cos14

将中心距圆整为a112mm

2)按圆整后的中心距修正螺旋角

(ZZ2)mn(27117)1.5arccos1arccos15183615.36

2a2112因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正 验算中心距：

a(Z1Z2)mn(27117)1.5112.00mm2cos2cos15.36o

所以中心距满足要求；

3)计算大、小齿轮的分度圆直径

Z1mn271.542.00mmcoscos15.36

Z2mn1171.5d2182.00mmcoscos15.36d14)计算大、小齿轮的齿根圆直径

df1d12.5mn42.002.51.538.25mmdf2d22.5mn182.002.51.5178.25mm5)计算齿轮宽度

bdd1143.3142.00mm

圆整后取B245mm；B150mm

5.验算

2T129076432.2N d142.00FtKAFt1.25432.212.86N100N b42.00合适

13

<二>、设计低速级齿轮

1.选精度等级、材料及齿数，齿型

1)确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮

2)材料选择。小齿轮材料为40钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。 3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

4)选小齿轮齿数Z1＝24，大齿轮齿数Z2＝il·Z1＝3.328×24=79.87，取Z2=80。

2.按齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式10－9a进行试算，即

d1t2.323ktT1u1ZE2() du[H]1)确定公式各计算数值 (1)试选载荷系数Kt1.3 (2)计算小齿轮传递的转矩

T

1=95.5×10P/n=95.5×10×

55112.655/665.74=38086Nmm

(3)由表10－7选取齿宽系数d1

(4)由表10—6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 (5)由图10—21d按齿面硬度查得

小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1580MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限H1im2380MPa

(6)由式10—13计算应力循环次数

N160njLh60665.741(2830010)1.9173109 N21.9173109/3.3280.5761109

(7)由图10－19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.98，KHN21.04 (8)计算接触疲劳强度许用应力

14

取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－12得

K [H1]HN1Hlim10.98580MPa568.4MPa

SK [H1]HN2Hlim21.04380MPa395.2MPa

S2)计算

(1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[H]中的较小值

1.3380864.328189.8d1t2.32357.03mm

13.328395.22(2)计算圆周速度v

d1tn257.03665.74 v1.99m/s

601000601000(3)计算齿宽b

bdd1t157.0357.03mm (4)计算齿宽与齿高之比 b／h

mntd1t57.032.38mm z124h2.25mnt2.252.385.35mmb/h57.03/5.3510.66

(5)计算载荷系数K

根据v1.99m/s，7级精度，由图10－8查得动载荷系数KV1.08 假设KAFt/b100N/mm，由表10－3查得

KHKF1

由表10－2查得使用系数KA1.25

由表10－4查得

23KH1.120.18(10.62d)d0.2310b 1.120.18(10.612)120.2310357.03 1.421 由图10－13查得KF1.37

故载荷系数KKAKVKHKH1.251.0811.4211.918

(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10－10a得

d1d1t3K/Kt57.0331.918/1.364.92mm

15

(7)计算模数ｍ

md1/Z164.92/242.70

3.按齿根弯曲强度设计

由式10－5得弯曲强度的设计公式为

mn3YYFS 2[F]dZ12KT11)确定公式内的计算数值

(1)由图10－20c查得

小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1440MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2320MPa

(2)由图10－18查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.92， KFN20.96

(3)计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式10－12得

K0.92440 [F1]FN1FE1MPa289.14MPa

S1.4K0.96320[F2]FN2FE2MPa219.43MPa

S1.4(4)计算载荷系数

KKAKVKFKF1.251.0811.371.849

(5)查取齿形系数

由表10－5查得YFa12.65，YFa22.22

(6)取应力校正系数

由表10－5查得YSa11.58 YSa21.77

YY (7)计算大小齿轮的FaSa，并比较

[F]YFa1YSa12.651.580.01448[F]1289.14YFa2YSa22.221.770.01791[F]2219.43

大齿轮的数据大

2)设计计算

16

m321.849380860.017911.66mm

1242对比计算结果，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，可取有弯曲强度算得的模数1.66，并就近圆整为标准值ｍ＝2ｍｍ。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d164.92mm来计算应有的齿数。于是有

Z1d1/m64.92/232.46，取Z133

大齿轮齿数Z2i2Z13.32833109.82 取Z2110

4.几何尺寸计算

1)计算分度圆直径

d1Z1m33266mmd2Z2m1102220mm2)计算齿根圆直径

df1m(Z12.5)2(332.5)61mmdf2m(Z22.5)2(1102.5)215mm3)计算中心距

a(d1d2)/2(66220)/2143.00mm

将中心距圆整后取a'143mm。 4)计算齿宽

bdd116666mm

取B270mm B175mm

5.验算

2T12380861154.12Nd166Ft

KAFt1.251154.1221.87N/mm100N/mm b66合适

17

六.中间轴（Ⅱ轴）

1.中间轴上的功率P22.682kw,转速n2665.74r/min

转矩T238473Nmm

2.求作用在齿轮上的力

高速大齿轮:

2T238473Ft22422.8Nd2182tanantan20o Fr2Ft2422.8159.6N ocoscos15.36Fa2Ft2tan422.8tan15.36o116.1N低速小齿轮:

Ft32T22384731165.8Nd166

Fr3Ft3tanan1165.8tan20o424.3N 3.初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15－3，取Ao110，于是由式15－2初步估算轴的最小直径

dminAo3P2/n211032.682/665.7417.50mm

中间轴上有两个键槽，最小轴径应增大10%~15%，取增大12%得

dmin19.6mm，圆整的dmin20mm。这是安装轴承处轴的最小直径d1,由高

速级轴知d135mm。

4.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

(1)初选型号6207的深沟球轴承 参数如下

dDB357217，da42mm，Da65mm，基本额定动载荷

Cr25.7KN 基本额定静载荷Cor15.3KN，故d1d535mm。轴段1

和5的长度相同,故取l1l539mm。

(2)轴段2上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装,d2应略大与d1,可取

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d240mm。齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠

紧,轴段2的长度l2应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽

b145mm，取l243mm。大齿轮右端用轴肩固定,由此可确定轴段3的直

径, 轴肩高度h0.07~0.1d,取d446mm ，l310mm。

(3)轴段4上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, d4应略大与d5,可取

d440mm。齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠

紧,轴段4的长度l4应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽

b75mm，取l473mm。

取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得L152mm, L268mm，L367mm (4)参考表15－2，取轴端为1.5450，各轴肩处的圆角半径见图9—3。

图9—3 中间轴的结构布置简图

5.轴的受力分析、弯距的计算 1)计算支承反力： 在水平面上

MB0,FAHFt2(L2L3)Ft3L3422.8(6867)1165.867722.9N

L1L2L3526867 FBHFt2Ft3FAH422.81165.8722.9865.7N 在垂直面上：

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MB0,FBVFr2L1Fa2F(L1L2)2r3227.9N

L1L2L3d2Fa2116.1N

故FAVFr2FBVFr336.8N 总支承反力：

22FAFAHFBH722.92865.721127.8N

22FBFAVFBVFa22(36.8)2(227.9)2116.12258.4N

2)计算弯矩

在水平面上：

M2AHFAHL1722.95237590Nmm M3BHFBHL3865.76758001.9Nmm

在垂直面上：

M3BVFBVL3227.96715269.3Nmm M2AVFAVL136.8521913.6Nmm M'2AVFAVL1Fa2d221914.9Nmm

故

22M2合M23759021913.637638.7Nmm AHM2AV2'2M'2合M23759021914.937638.7Nmm AHM2AV22M3合M32BHM32BV58001.9215269.359978.1Nmm

23)计算转矩并作转矩图

TT238473Nmm

4）计算当量弯矩

2M237638.720.63847344153.5Nmm M2合T22222

M32合T259978.120.63847364266.9NmmM36.作受力、弯矩和扭矩图

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图9—4轴Ⅱ受力、弯矩和扭矩图

七.滚动轴承的选择和计算

1)校核轴承A和计算寿命

22FAV36.82722.92723.8N 径向载荷FArFAH 21

轴向载荷FAaFa2116.1N

FAa/FAr0.160e,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,fp1.0~1.2,取

fp1.1, 故PAfp(XFArYFAa)1.11723.80116.1796.2N

因为PAC25700N，校核安全。

r106Cr3106257003该轴承寿命LAh()()841931.9h

60n2PA60665.74796.22)校核轴承B和计算寿命

22FBV865.72227.92895.2N 径向载荷FBrFBH 当量动载荷PBfpFBr1.1895.2984.7NCr25700，校核安全

106Cr3106257003该轴承寿命LBh()()445073.4h

60n2PB60665.74984.7查表13-3得预期计算寿命L'h1200020000LBhLAh，故安全。

八.选用校核键

1)低速级小齿轮的键

由表6－1选用圆头平键（A型），小齿轮轴端直径d=40mm,bh128，

小齿轮齿宽B=75mm，L56mm。

k0.5h4mm lLb561244mm

2T238473由式6－1，p210.93MPa

kdl44044查表6－2，得[p]100~120MPa p[p]，键校核安全

2)高速级大齿轮的键

由表6－1选用圆头平键（A型），大齿轮轴端直径d=40mm，bh128，

大齿轮齿宽B=45mm，L40mm。

k0.5h4mm lLb401228mm

2T23847317.18MPa 由式6－１，p2kdl44028查表6－2，得[p]100~120MPa p[p]，键校核安全

8.按弯扭合成应力校核轴的强度

由合成弯矩图和转矩图知，3处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为

危险截面，M364266.9Nmm，T38473Nmm

1b600MP

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d3M64266.9310.23mm

0.11b0.1600所以d满足要求

根据式15－5，并取0.6，

bt(dt)2403124404W5505.6mm3 322d32240d32 3aM2(T2)2/W64266.920.6384735505.6212.4MPa

由表１５－１查得[1]60MPa，3a[1]，校核安全。

九.联轴器的选择 1、选用类型及型号

为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器，Ⅰ轴选型号

LT5，Ⅲ轴选型号LT6。

2、校核

1）、Ⅰ轴上联轴器

计算联轴器的计算转矩

TcaKAT 取KA1.5 , TT1入9169Nmm

Tca1.5916913753.5Nmm13.8Nm

Ⅰ轴转速n=2880r/min 轴径d=28mm

从弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）查得LT5公称转矩

Tn125Nmm 许用转速[n]=4600r/min

轴径为 25-35mm之间

TcaTn nn

联轴器合用

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2）、Ⅲ轴上的联轴器

计算联轴器的计算转矩

TcaKAT

取

KA1.5 ,

TT3入124220Nmm

Tca1.5124220186330Nmm186.3NmⅢ轴转速n=200.04r/min 轴径d=32mm

从弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）查得LT6公称转矩

Tn250Nmm 许用转速[n]=3800r/min

轴径为32-42mm之间

TcaTn nn

联轴器合用

十. 润滑密封设计

（1） 齿轮的润滑：

除少数低速（v〈0.5m/s）小型减速器采用脂润滑外，绝大多数减速器的

齿轮都采用油润滑。

本设计高速级圆周速度v≤12m/s，采用浸油润滑。为避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证轮赤啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，一般浸油深度以浸油齿高为适度，但不应小于10mm。

浸油润滑的油池应保持一定的深度和贮油量。油池太浅易激起箱底沉查和油污。一般齿顶圆至油池底面的距离不应小于30～50mm。为有利于散热，每传递1KW功率的需油量约为0.35～0.7L。

齿轮减速器的润滑油黏度可按高速级齿轮的圆周速度V选取：V≤2.5可选用中极压齿轮油N320。

（2）轴承的润滑

当减速器中浸油齿轮的圆周速度v〈1.5～2m/s时，油飞溅不起来，应选用脂润滑。

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十一.箱体结构的设计

减速器的下箱体采用铸造（HT200）箱盖采用(HT150)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

H7大端盖分机体采用配合.

is6

1. 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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为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Ra6.3

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计 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M6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 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

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钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销：

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方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 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 机座壁厚 机盖壁厚 机盖凸缘厚度 机座凸缘厚度 符号 计算公式  0.025a38 结果 8 8 12 12 20 M20 6 M16 M12 M8 M6 8 26 22 18 C2 1 b1 10.02a38 b11.51 b b1.5 b22.5 df0.036a12 机座底凸缘厚度 b 2地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 df n 查手册 d10.72df d1 d2 d3 d2=（0.5~0.6）df d3=（0.4~0.5）df 视孔盖螺钉直径 d 4定位销直径 df，d1，d2至外d4=（0.3~0.4）df d C1 d=（0.7~0.8）d2 查机械课程设计指导书表4 查机械课程设计指导书表4 l1=C1+C2+（8~12） 26

机壁距离 df，d2至凸缘边24 16 48 缘距离 外机壁至轴承座端面距离

l1

大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 1 2 1>1.2 10 10 2> 机盖，机座肋厚 m,m m0.85,m0.85 111mm17

7 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离

D2 嵌入式D21.25D10 90(1轴)90(2轴) 100（3轴） SD2 S 90（1轴）90（2轴） 100（3轴）

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十二.设计总结

机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使

我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。

课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。

通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

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十三.参考文献

1.机械设计 第八版 主编: 濮良贵 纪名刚 高等教育出版社 2． 机械原理 第七版 主编：孙桓 陈作模 葛文杰 高等教育出版社 3.材料力学 第五版 主编：刘鸿文 高等教育出版社 4．机械设计课程设计 第四版 主编:王连明 宋宝玉 5.公差及测量技术 主编：孙晓玲 北京大学出版社

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