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1、機械課程設計說明書題目： 帶式運輸機單機減速器設計 專業(yè)班級： 材料物理0902 姓名： 學號： 指導教師： 王艾倫 評閱人： 王艾倫 2011年9月15日設計題目：帶式運輸機單機圓柱齒輪減速器的設計三、原始數(shù)據(jù)輸送帶壓力F（N）3000輸送帶速度v(m/s)1.2滾筒直徑D（mm）400四、設計工作量：1、減速器裝配圖一張（A1圖紙：手工圖或CAD圖）2、零件圖2張（一個組應有一套完整的非標準零件的零件圖）3、設計說明書一份目錄一、傳動方案擬定二、電動機選擇三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比四、帶傳動設計五、齒輪傳動的設計六、軸的設計七、滾動軸承的校核計算八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算九、

2、密封和潤滑的設計十、聯(lián)軸器的設計十一、箱體結構設計十二、設計小結設計計算及說明結果一、傳動方案擬定（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=3000N；帶速V=1.2m/s；滾筒直徑D=400mm； 二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為總=

3、25式中：1、2、3、4、5分別為V帶傳動、滾動軸承、圓柱齒輪傳動、彈性聯(lián)軸器和卷筒軸滑動軸承的傳動效率。由表2-4查得=0.92，0.99，0.97，.99.設計計算及說明結果5=0.96總=0.86Pd=4.19 kw則：總=0.960.9920.970.990.96=0.86所以：電機所需的工作功率：Pd= FV/1000總=(30001.2)/(10000.86)=4.19 (kw)3、確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速為：n卷筒=601000V/（D）=(6010001.2)/（400）=57 r/min根據(jù)手冊表推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。 取V帶傳動比=

4、4 。則總傳動比理論范圍為：a24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為Nd=Ian卷筒=(624)57=3421368 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750和1000r/min。設計計算及說明結果根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關手冊查出三種適用的電動電動機Y132M2-6n0=960r/min機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機重量N傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y132M2-65.51000960823.216.8435.492Y160M2-85.57507201166.212.632.74.68綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和V帶

5、傳動、減速器傳動比，可見第1方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安裝尺寸 AB地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸DE裝鍵部位尺寸 FGD160515277.5315216178123880108三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：設計計算及說明結果由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nia=16.841、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=nm/ n卷筒=960/57=16.84總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0i （式中i0、i分別為V帶傳動和減速器的傳動比）2、

6、分配各級傳動裝置傳動比：根據(jù)指導書P7表1，取i0=3（鏈輪 i=24）因為：iai0i所以：iiai016.84/35.49四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）設計計算及說明結果T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （Nm）n=320r/minn=57r/minP=5.28KWP=5.07 KWTd=54.71 Nmn,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各

7、軸的轉(zhuǎn)數(shù)：軸：n=nm/ i0=960/3=320（r/min）軸：n= n/ i1=320/5.49=57r/min卷筒軸：n= n（2）計算各軸的功率：軸： P=Pd01 =Pd1=5.50.96=5.28KW軸： P= P12= P23=5.280.990.97 =5.07（KW）卷筒軸： P= P23= P24=5.070.990.99=4.97（KW）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為：Td=9550Pd/nm=95505.5/960=54.71 Nm設計計算及說明結果軸： T= 9550P1/nm T=157.58 NmT=83.48 Nm=9550X5.28/320=157.

8、58 Nm軸： T=9550P2/nm=9550X5.07/58=83.48 Nm卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T = T24=83.48 X0.99 X0.99 =81.82 Nm計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P軸承=5.280.99= 5.23KWP= P軸承=5.230.99=5.18 KW計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T軸承=157.580.99=156.00NmT = T軸承=83.480.99= 82.65Nm設計計算及說明結果四、帶傳動設計Pc=6.6kwD1=125mmD2=375mmn0 =314r/m

9、inv=6.28m/s（1）、工作機為帶式輸送機，Kp取1.2。則帶傳動的計算功率Pc=KpP=1.25.5=6.6kw，轉(zhuǎn)速為960r/min。由P161 表選擇A型帶。（2）、取小輪直徑D1=125mm，滑動系數(shù)=0.02。則大輪直徑為D2=i1D1（1-）=3125（1-0.02）=367.5mm查表取標準值D2=375mm。大輪轉(zhuǎn)速為n0= n0D1（1-）/ D2 =960125(1-0.02)/375=314 r/mini= n0 / n0=960/314=3.06大輪轉(zhuǎn)速誤差為（320-314）/320=1.25%,在允許范圍內(nèi)。（3）、計算V帶線速v=D1 n0/（601000

10、）=125960/600006.28m/s在525 m/s范圍內(nèi)。設計計算及說明結果（4）、暫取傳動中心距為1=159.03a=1.5(D1+D2)=1.5(125+375)=750mm（5）、算出帶的初步長度Lc=2a+(D1+D2)/2+(D2-D1)2/(4 a)=2750+(125+375)/2+(375-125)2/(4 750)2306mm查表9-2取標準計算長度Lc=22041.06=2374mm， 名義長度Lo=2204mm。傳動的實際中心距為a=a+(Lc-Lc)/2=750+(2240-2374)/2=683mm（6）、計算小輪包角1=180-（D2-D1）/a57.3=1

11、80-(375-125）/68357.3=159.03由表9-2至9-8確定修正前每根V帶所能傳遞的功率P0及相關系數(shù)P0=1.38kw，K=0.96，KL=1.06，按表9-7查得功率增量P0=0.11，修正后每根V帶所能傳遞的功率為P0=( P0+P0)Kq KKL設計計算及說明結果選用中心層質(zhì)為棉質(zhì)的帶，則Kq=1，得P0= 1.52kwZ=5F0=842.95NQ=1657.75NP0=( 1.38+0.11) 1 0.961.06=1.52kw（7）、確定V帶根數(shù)Z=Pc/P0=6.6/1.52=4.34根取為5根。（8）、計算帶的初拉力和加在軸上的壓力。F0=500Pc（2.5/

12、K-1）/v=5006.6（2.5/0.96-1）/6.28=842.95NQ=2 F0sin(/2)=2842.95sin(159.03/2)=1657.75N確定從帶輪為輻條結構。（略）其中輪轂長度為l=2d， d為軸徑。由軸的設計得。設計計算及說明結果五、齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220HBS。初選齒面精度為9級。齒面粗糙度Ra3.2m。(2)、齒寬系數(shù)a查表（P86）可得，a=0.4，小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限： 查表

13、6-8 按一般可靠要求取SH=1則 取兩式計算中的較小值，即H=565Mpa小大齒輪的彎曲疲勞強度： 查表6-8 ，取SF=1.3則 設計計算及說明結果按接觸強度設計Z1=28Z2=154m=2.75a=250.25mmb2=100.1mmb1=105.1mm齒輪按9級精度制造，去載荷系數(shù)k=1.5，齒寬系數(shù)a=0.4中心距。已知=Z2Z1=i=5.49中心距a（1）33352KTIa=（5.49+1）333521.51575800.45.49=232.18 mm常用小齒輪小齒數(shù)Z1=1740，取Z1=28，Z2=5.4928154，取Z2=154.故實際傳動比為i=154/28=5.5.m=

14、2a/(Z1+Z2)=2232.18/(28+154) 2.55按表51取m=2.75確定中心距a=m(Z1+Z2)/2=2.75(28+154)/2=250.25mm由a=b/a得b2=aa=250.250.4100.1mm,b2為大齒輪寬， 小齒輪寬為b1=105.1mm。校核齒的彎曲強度齒形系數(shù)YF1=2.63，YF2=2.16設計計算及說明結果按最小齒齒寬計算v1.52 m/s.d1=77mmd2=423.5mmda1=82.5mmda2=429mmdf1=73.5625mmdf2=420.0625mmh=6.1875mmF1=2KT1YF1/(bmZ1)=21.51575802.63

15、/(100.12.7528)58.66MPa,F2=F1 YF1/YF2=58.662.16/2.63=48.18MPa。符合強度要求。齒輪圓周速度v=d1n1/601000 =2.7528320/(601000) 1.52 m/s.選9級精度合適。分度圓直徑d1=77mm，d2=423.5mm，齒頂圓直徑，da1=82.5mm，da2=429mm，齒根圓直徑df1=73.5625mm,df2=420.0625mm，全齒高h=6.1875mm小齒輪設計為齒輪軸，而大齒輪設計為輪輻式齒輪。由表9-2得其尺寸d1=112mm，0=10mm，r=7mm設計計算及說明結果六、軸的設計1， 齒輪軸的設計

16、 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖1）1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45#合金鋼，調(diào)制處理，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=5.28 KW轉(zhuǎn)速為n=314 r/min并查表11-4,取c=120D1考慮到鍵槽對軸強度消弱的影響，直徑增加4%，得d1=31.8mm，將軸標準化d1=32mm.設計計算及說明結果(3)確定軸各段直徑和長度d1=32mmL1=62mmd2=43mmL2=70mmd3=45mmL3=32mmd4=48mmL4=8mmd5=77mmL5=105.1mm右起

17、第一段，取d1=32mm.大帶輪的輪轂長度l=2d1=64mm，取L1=62mm。右起第二段直徑取d2=43mm(由機械手冊查得輪轂的倒角C=1.6mm，h=0.07d1+3=0.0732+3=5.24mm，取h=5.5mm)，考慮到帶有密封的軸承端蓋的軸段長度，應根據(jù)軸承端蓋的厚度來確定，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁之間應有一定的距離，故取L2=70mm。右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用角接觸球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用7209AC型軸承，其尺寸為dDB=458519，那么該段的直徑為d3=45mm，齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離2=10mm，軸承端面距箱體內(nèi)壁距離3=11mm，長度為L3

18、=19=10=11-8=32mm（下段取8mm）。右起第四段，考慮齒輪與箱內(nèi)壁有一段距離，軸向固定封油盤，取d4=48mm，L4=8mm。 右起第五段，da1100mm,小齒輪做成齒輪軸， d5=77mm，考慮裝配方便性，取L5=105.1mm。右起第六段，考慮齒輪與箱內(nèi)壁有一段距離設計計算及說明結果，軸向固定封油盤，取d6=48mm，L6=8mm。d6=48mmL6=8mmd7=45mmL7=31mmL=165.1mmT1 =157.58103 NmmFt=4090NFAH= FBH=2045NMCH=168814.75 NmmFr=1490NFa=4350N 右起第七段，由于同一軸上的軸承

19、選用同一型號，便于軸承座孔鏜制和減少軸承類型，那么該段的直徑為d7=45mm，L7=32-1=31mm。(4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=77mm，軸的支撐跨度L=32+8+105.1+8+31-19=165.1mm.作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =157.58103 Nmm求圓周力：FtFt=2T1/d1=2157.58103/77=4090N繪制受力圖a軸上水平支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：FAH= FBH =Ft/2 = 4090/2=2045N繪制水平彎矩圖b， 水平面截面C處的彎矩MCH=LFAH /2

20、= 165.12045 /2=168814.75 Nmm。求徑向力Fr，軸向力FaFr=Fttan=4090tan200=1490NFa= Ft/cos=4090/cos 200=4350N 設計計算及說明結果求垂直面的支反力，圖cFAV=1.76103 NFBV=0.27103 NMcv=145288 NmmMcv=22288 .5NmmMc=222726.34 Nmm由MB=0得FrL/2+ Fad1/2-FAVL=0FAV=（FrL/2+ Fad1/2）/L=(1490165.1/2+435077/2)/165.1=1.76103 N由F=0得FAV-Fr-FBV=0FBV= FAV-F

21、r=(1.76-1.49) 103=0.27103 N繪制垂直面彎矩圖d截面C左側(cè)彎矩Mcv= FAVL/2=1760165.1/2=145288 Nmm截面C右側(cè)彎矩Mcv= FBVL/2=270165.1/2=22288 .5Nmm繪制合成彎矩圖eMc=MCH2+MCV2=168814.752+1452882=222726.34 NmmMc=MCH2+MCV2=168814.752+22288.52設計計算及說明結果 =170279.76 NmmMc=170279.76 NmmT=157465 NmmMce=241936.57 Nmm繪制扭矩圖fT= Ftd1/2= 409077/2=15

22、7465 Nmm繪制當量彎矩圖gMe=M2+2T2有當量彎矩圖和軸的構圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應分別計算當量彎矩。由此可將軸的扭矩剪應力看作脈動循環(huán)，=0.6.則C截面Mce=MC2+2T2=222726.342+0.621574652=241936.57 NmmMce=Mc=170279.76 Nmm在以上兩項中，取大者計算。D截面MDH=FAH（L-105.1-10-29+19/2）=2045（165.1-105.1-10-29+19/2）=53680 NmmMDv=FAv（L-105.1-10-29+19/2）=1670（165.1-105.1-10-29+19/2）設計計算

23、及說明結果 =53680 NmmMDe=125292.27 Nmmeb=0.07 Mpaeb0.31 MpaMD=MDH2+MDV2=62372.52+536802 =82291.38 NmmMDe=MD2+2T2 =82291.382+0.621574652 =125292.27 NmmC截面eb= Mce/Wc= Mce/(0.1d4)= 241936.57/(0.1774) 0.07 Mpa -1b=60 MpaD截面eb= MDe/WD= MDe/(0.1d4) = 125292.27/(0.1454) 0.31 Mpa 1b故軸的強度足夠。輸出軸的設計計算(1) 確定軸上零件的定位和

24、固定方式 （如圖）設計計算及說明結果1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器d1=55mmL1=80mm(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS，由表11-1查得強度極限B=640Mpa。由表11-5查得其許用彎矩應力-1b=55Mpa，由表11-4取C=110.d考慮軸上有鍵槽，因此將軸的直徑增大4%，則d=48.82（1+4%）此段軸的直徑和長度應與聯(lián)軸器相符合，聯(lián)軸器選用LT8型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為55mm，與軸配合長度為84mm,故軸輸出端直徑d1=55mm。(3)確定軸各段直徑和長度右起第一段，與聯(lián)

25、軸器配合，d1=55mm，長度應比聯(lián)軸器軸孔長度略小一些，取L1=80mm。設計計算及說明結果右起第二段，d2=64mm（倒角C=2.0mm,軸肩高度d2=64mmL2=70mmd3=65mmL3=46mmd4=70mmL4=98.1mmd5=82mmL5=10mmd6=65mmL6=33mmL=164.1mmT2=83.48103NmmFt=394.24Nh=4.5mm，d2=d1+2h=55+24.5=64mm）螺栓長35mm，由表9-9得e=12mm，m=17mm，L2=35+12+17+6=70mm。右起第三段，與軸承配合，軸承選用角接觸球軸承7213AC，內(nèi)徑65mm，外徑120mm

26、，寬度23mm，齒輪端面距箱體內(nèi)壁2=10mm，軸承端面距箱體內(nèi)壁3=10mm，則d3=65mm，L3=23+10+11+2=46mm。右起第四段，軸徑d4=70mm，考慮到軸承和齒輪與軸的配合不同，加工精度要求不同，以及裝配的方便性，取d4=70mm，L4=100.1-2=98.1mm。右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為d5=82mm ,長度取L5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為d6=65mm，長度L6=3+23+1-2=33mm。(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=423.5mm，軸的支撐跨度為L=164.1mm。作用在齒輪

27、上的轉(zhuǎn)矩為：T2=83.48103Nmm。求圓周力：FtFt=2T2/d2=283.4810/423.5394.24N設計計算及說明結果繪制受力圖a。FAH= FBH=197.12NMCH=16173.70NmmFr=143.49NFa=419.54NFAV=613.11 NFBV=469.42N軸上水平支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：FAH= FBH =Ft/2 = 394.24/2=197.12N繪制水平彎矩圖b， 水平面截面C處的彎矩MCH=LFAH /2= 164.1197.12 /2=16173.70Nmm。求徑向力Fr，軸向

28、力FaFr=Fttan=394.24tan200=143.49NFa= Ft/cos=394.24/cos 200=419.54N 求垂直面的支反力，圖c由MB=0得FrL/2+ Fad1/2-FAVL=0FAV=（FrL/2+ Fad1/2）/L=(143.49164.1/2+419.54423.5/2)/164.1=613.11 N由F=0得FAV-Fr-FBV=0FBV= FAV-Fr=613.11-143.49=469.42N繪制垂直面彎矩圖d設計計算及說明結果截面C左側(cè)彎矩Mcv=50305.68 NmmMcv=38515.91NmmMc=52841.74 NmmMc=41773.9

29、6NmmT=83480.32NmmMcv= FAVL/2=613.11164.1/2=50305.68 Nmm截面C右側(cè)彎矩Mcv= FBVL/2=469.42164.1/2=38515.91Nmm繪制合成彎矩圖eMc=MCH2+MCV2=16173.702+50305.682=52841.74 NmmMc=MCH2+MCV2=16173.702+38515.91 =41773.96Nmm繪制扭矩圖fT= Ftd2/2= 394.24423.5/2=83480.32 Nmm繪制當量彎矩圖gMe=M2+2T2有當量彎矩圖和軸的構圖可知，C和D處都有可能是危險截面，應分別計算當量彎矩。由此可將軸的

30、扭矩剪應力看作脈動循環(huán)，=0.6.則C截面設計計算及說明結果Mce=MC2+2T2Mce=72808.49 NmmMce =41773.96 NmmMDe=54795.03Nmm=52841.74+0.6283480.322=72808.49 NmmMce=Mc=41773.96 Nmm在以上兩項中，取大者計算。D截面MDH=FAH（L-98.1-10-33+23/2）=197.12（164.1-98.1-10-33+23/2）=6800.64 NmmMDv=FAv（L-98.1-10-33+23/2）=613.11（164.1-98.1-10-33+23/2） =21152.30 NmmMD

31、=MDH2+MDV2 =6800.642+21152.302 =22218.65 NmmMDe=MD2+2T2 =22218.652+0.6283480.322=54795.03NmmC截面設計計算及說明結果eb= Mce/Wc= Mce/(0.1d4)eb=0.03Mpaeb=0.03 Mpa=72808.49/(0.1704) 0.03Mpa -1b=55 MpaD截面eb= MDe/WD= MDe/(0.1d4) =54795.03/(0.1654) 0.03 Mpa 1b故軸的強度足夠。設計計算及說明結果七、滾動軸承的校核計算Lh=14600小時FS1=FS2=1239.68NFa=0

32、FA1= FA2=1239.68NFA1/FR10.61根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=163658=14600小時1、計算輸入軸承（1）已知n1=314r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=2045N初選兩軸承為角接觸球軸承7209AC型得軸承內(nèi)部軸向力FS=1.3FRtan則FS1=FS2=1.32045tan25=1239.68N（2）FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=1239.68NFA2=FS2=1239.68N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1239.68N/2045N0.61FA2/FR2=1239.68N/2045N0.61FA

33、2/FR20.61e=0.68x1=1y1=0 x2=1y2=0根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1ex1=1y1=0FA2/FR248720hFR1=FR2=197.12NFS1=FS2=119.49NFa=0FA1= FA2=119.49NP1=1.11.052045=2361.98NP2=P1=2361.98N(5)軸承壽命計算P1=P2故取P=2361.98N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7209AC型的Cr=36800NLH=16670/nfTCr/（fFP）=16670/3141.0536800/(1.12361.98)3=174626.68h48720h預期壽命

34、足夠1、計算輸出軸承（1）已知n2=57r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=197.12N初選兩軸承為角接觸球軸承7213AC型得軸承內(nèi)部軸向力FS=1.3FRtan則FS1=FS2=1.3197.12tan25=119.49N（2）FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=119.49NFA2=FS2=119.49N設計計算及說明結果(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=FA2/FR2=0.61e=0.68x1=1y1=0 x2=1y2=0P2=P1=227.67NLH=6338669369h48720hFA1/FR1=119.49N/197.12N

35、0.61FA2/FR2=119.49N/197.12N0.61根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1ex1=1y1=0FA2/FR248720h預期壽命足夠設計計算及說明結果八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算h=8mmb=10mml=52mmp=47.35MpaRh=12mmb=20mml=78.1mmp=5.09MpaRh=10mmb=16mml=64mmp=5.09MpaR（1）與帶輪配合的軸段的軸徑d=32mm,L1=62mm選用A型平鍵GB1096-79h=8mm b=10mm鍵長l=l1-b=62-10=52mmT1=157.58 Nmmp=4T1/（dhl）=41575

36、80/（32852）=47.35MpaR(110Mpa)（2）輸出軸與齒輪聯(lián)接處d=70mm,L1=98.1mm選用A型平鍵GB1096-79h=12mm b=20mml=l1-b=98.1-20=78.1mmp=4T2/（dhl）=483480/（701278.1）=5.09MpaR(110Mpa)（3）輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接處d=55mm,L1=80mm選用A型平鍵GB1096-79h=10mm b=16mm l=l1-b=80-16=64mmp=4T2/（dhl）=483480/（551064）=5.09MpaR(110Mpa)設計計算及說明結果九、密封和潤滑的設計1.密封由于選用的電動機為

37、低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑（1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.350.7m3。（2）對于滾動軸承來說，因為浸油齒輪圓周速度為v=57429/(601000

38、)1.52m/s,可利用飛濺到箱蓋內(nèi)壁的油匯集到輸油溝內(nèi)，再流入軸承進行潤滑。設計計算及說明結果十、聯(lián)軸器的設計 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結構簡單， 對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 聯(lián)軸器型號選用LT8型計算轉(zhuǎn)矩TC=KAT2=1.383.48=108.524Nm，其中KA為工況系數(shù)，由課本表13-1得KA=1.3LT8型其額定轉(zhuǎn)矩T=710Nm, 許用轉(zhuǎn)速n=2400r/m in,故符合要求。設計計算及說明結果十一、箱體結構設計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋

39、板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。（2）放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件（4)通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺

40、釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。設計計算及說明結果(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：

41、名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d28聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C120, 20, 20df， d2至凸緣邊緣距離C218, 18大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離19.6齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m26， 6軸承端蓋外徑D285， 120軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2十二、設計小結課程設計是

42、機械設計的一部分，雖然設計的課時僅有兩周多，但是內(nèi)容卻很重要，我們需要在兩周時間內(nèi)完成單機減速器箱體及內(nèi)部的設計以及設計說明說的書寫 ，這對于我們這些知識和經(jīng)驗都不足的初學者來說已經(jīng)是相當困難的任務了，但是我們在老師和同學的幫助下，最終還是完成了任務。在克服困難的同時我也收獲了很多。我喜歡畫圖，剛開始接到設計減速器的任務時，知道我需要畫減速器裝配圖一張，零件圖2張，心想平時很少有機會畫畫的，現(xiàn)在也剛好有理由拿起畫筆了，自然很高興。但是真的做起來，才知道課程設計真的是說起來容易做起來難，。設計裝配圖、零件圖不只是畫圖而已，減速器的每一個零件都要進行設計，有的部分有標準尺寸，而有的部分又得自己設計，這對于我們這些知識不足、經(jīng)驗不夠的初學者來說是很大的工程。設計減速器需要計算各種數(shù)據(jù)，如果所得的數(shù)據(jù)不在該在的范圍內(nèi)，就需要返工重做。真可謂出錯在不經(jīng)意中，畫錯就是必須發(fā)生的，別人的作品只能做小小的參考，設計畫圖還是需要自己完成，因為每個人的數(shù)據(jù)都不一樣，成果如何完全不是靠運氣，是需要知識和努力的。機械設計課程設計不僅加深了我機械設計方面的知識，為以后的學習和將來的工作打下了良好的基礎，設計減速器也促使我更加的細心認真，培養(yǎng)了我與同學相互合作、共同進步的團隊精神。任務完成了，但是不免有些錯誤和不足，希望在今后的學習中有所進步。39