課程設(shè)計帶傳動－單級圓柱斜齒減速器

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書帶傳動單級圓柱斜齒減速器專業(yè)班級： 06級工程機(jī)械2班 設(shè) 計 者： 指導(dǎo)教師： 日 期： 2008 年 12 月 20 日重 慶 交 通 大 學(xué)目 錄一、課題任務(wù)3二、傳動方案的擬定及說明4三、電動機(jī)的選擇計算5四、裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計算6五、傳動零件的設(shè)計8六、軸的設(shè)計計算14七、滾動軸承的選擇計算25八、鍵聯(lián)接的選擇計算26九、連軸器的選擇28十、減速器潤滑和密封類型的選擇28十一、減速器的附件選擇設(shè)計28十二、減速器箱體設(shè)計29十三、設(shè)計小結(jié)計算及說明結(jié) 果一、課題任務(wù)課程設(shè)計的目的1、綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計及其他先修課的知識，進(jìn)行機(jī)械設(shè)計訓(xùn)練，使已學(xué)知識得以鞏固、

2、加深和擴(kuò)展；2、學(xué)習(xí)和掌握通用機(jī)械零件、部件、機(jī)械傳動及一般機(jī)械的基本設(shè)計方法和步驟，培養(yǎng)學(xué)生工程設(shè)計能力、分析問題及解決問題的能力；3、提高學(xué)生在計算、制圖、運(yùn)用設(shè)計資料（手冊、 圖冊）進(jìn)行經(jīng)驗(yàn)估算及考慮技術(shù)決策等機(jī)械設(shè)計方面的基本技能和機(jī)械CAD技術(shù)。具體任務(wù)：1、傳動方案的分析和擬定；2、電動機(jī)的選擇，傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)的計算；3、傳動件的設(shè)計（帶傳動、齒輪傳動（雙級）；4、軸的設(shè)計（所有軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計，低速軸的彎、扭組合強(qiáng)度校核及安全系數(shù)校核）；5、軸承的設(shè)計（所有軸承的組合設(shè)計，低速軸上軸承的壽命計算）；6、鍵的選擇及強(qiáng)度校核（高速軸上鍵的校核）；7、聯(lián)軸器的選擇；8、減速器的潤

3、滑與密封；9、減速器裝配圖設(shè)計（箱體、箱蓋、附件設(shè)計等）；10、零件工作圖設(shè)計；11、編寫設(shè)計計算說明書；12、總結(jié)及答辯。已知條件：1卷筒直徑D D= 245 毫米；2運(yùn)輸帶工作拉力F F= 2200 牛頓；3輸送帶速度 V= 1.5 米/秒；4、工作情況：連續(xù)單向運(yùn)行，工作平穩(wěn)無過載；5、使用期：10年，兩班制工作；6、產(chǎn)量：小批量生產(chǎn)；工作要求1減速器裝配圖1張； 2零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3設(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫；二、傳動方案的擬定和及說明1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機(jī)械中原動機(jī)與工作機(jī)之間，主要將原動機(jī)的運(yùn)動和動力傳給工作機(jī)，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二

4、者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。2、分析傳動方案：此傳動方案的特點(diǎn)：特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護(hù)方便。齒輪的位置對稱，高速級齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，可使軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現(xiàn)象。另外，該方案的電機(jī)不會與箱體發(fā)生干涉。技術(shù)條件與說明：1）傳動裝置的使用壽命預(yù)定為 10年每年按300天計算， 兩 班制工作每班按8小時計算；2）工作機(jī)的載荷性質(zhì)是平穩(wěn)、輕微沖擊；單向回轉(zhuǎn)；3）電動機(jī)的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應(yīng)隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許

5、作適宜的選擇；5）輸送帶允許的相對速度誤差5%。二、設(shè)計要求1）、按照裝配圖繪制要求減速器裝配圖一張（A1）；2）、按照零件圖繪制要求繪制零件圖兩張（A3，齒輪、軸）； 3）設(shè)計計算說明書一份，按指導(dǎo)老師的要求書寫；三 電動機(jī)的選擇計算3.1 電動機(jī)類型的選擇 按計算要求及工作條件選用Y系列三相交流異步電動機(jī)，電壓為380/220V。Y系列電動機(jī)為一般用途的的全閉自扇冷式電動機(jī)，適用于無特殊要求的各種機(jī)械設(shè)備，如機(jī)床，鼓風(fēng)機(jī)，運(yùn)輸機(jī)以及農(nóng)業(yè)機(jī)械和食品機(jī)械。3.2 計算電動機(jī)的容量電動機(jī)所需工作功率Pd 其中Pw 工作機(jī)所需功率，根據(jù)任務(wù)書所給數(shù)據(jù)帶工作拉力F=2220N ，帶工作速度V=1.5

6、m/s，則工作機(jī)功率為：Pw=3.3kW傳動系統(tǒng)總效率，根據(jù)9P5表812知，聯(lián)軸器的傳動效率10.98；滾動軸承的效率20.99（一對）；閉式斜齒圓柱齒輪的傳動效率30.97；傳動滾筒的效率為4=0.96；V帶的傳動效率50.96 ；計算總的傳動效率為： 電動機(jī)的功率Pd3.96kW 因?yàn)橄到y(tǒng)工作負(fù)載平穩(wěn)，電動機(jī)選定功率Pd只需略大于功率Pd即可。由表183選定電動機(jī)的額定功率為4kW。3.3電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選定滾筒的轉(zhuǎn)速nw通常V帶的合理傳動比為24，一級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比合理范圍為36，則系統(tǒng)的傳動比范圍為i624。電動機(jī)的轉(zhuǎn)速可選定范圍： nd（624）117=7022808r/m

7、in符合這一范圍的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速的有750rmin、1000r/min、1500r/min（2極）三種，綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，根據(jù)電動機(jī)的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由電動機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊選定電動機(jī)型號為Y112M-4，查書5表 22-1表22-1 Y112M-4型電動機(jī)主要參數(shù)型 號額定功率滿載轉(zhuǎn)速啟動轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y112M-4414402.22.2四 裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 傳動裝置總傳動比i 分配到各級傳動比為： 已知V帶傳動比合理范圍為，取，則減速器傳動比為，此值在一級斜齒圓柱齒輪減速器的傳動比合理范圍

8、 之內(nèi)4.2傳動裝置的運(yùn)動和動力參考數(shù)計算減速器按專用部件考慮，故按實(shí)際需要的動力計算，電動機(jī)的輸出功率Pd3.96kW。1、各軸的轉(zhuǎn)速軸 軸 =480r/min軸 n= =117.1r/min2、各軸的輸入功率軸 P=Pd1=3.960.98=3.88 kw軸 P=P5=3.880.96=3.72kw軸 P=P3=3.720.97=3.69kw卷筒軸 P卷=P1=3.690.98=3.54kw3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機(jī)軸 T=Td1=2.631040.98=2.58104N.mm軸 T=T5=2.581040.963=7.44104N.mm軸 T=T3=7.441040.974.1=3.010

9、5N.mm 由以上數(shù)據(jù)得各軸運(yùn)動及動力參數(shù)見表31。表31 各軸運(yùn)動及動力參數(shù)軸號功率/kW轉(zhuǎn)矩/N.mm轉(zhuǎn)速/(r/min)傳動比效率電機(jī)軸3.962.63104144010.983.882.58104144030.963.727.441044804.10.973.693.010511710.98卷筒軸3.542.94105117五 傳動零件的設(shè)計5.1 V帶傳動設(shè)計 設(shè)計功率傳送帶工作條件載荷變動小，傳動平穩(wěn)，每天工作兩班，每班8小時查表8126知帶輪的工況系數(shù) P傳遞功率/kw 選定帶型 V帶的設(shè)計功率，小帶輪轉(zhuǎn)速n=1440r/min，查圖151知選取A型普通V帶。 小帶輪基準(zhǔn)直徑選取

10、 查表8115知，取小帶輪直徑，大帶輪的直徑則為 ，根據(jù)表87取為280 驗(yàn)算帶速 普通V帶的合理轉(zhuǎn)速范圍是525m/s，v=6.78m/s在此范圍內(nèi)。 初定軸間距（中心距） 即 取 確定帶的長度 查表82圓整取則實(shí)際軸間距（中心距）為 中心距的變化范圍為中心距的變化范圍為477mm549mm 計算小帶輪包角圓整符合要求。 確定V帶的根數(shù)V帶的根數(shù)為：由數(shù)據(jù)查表85a和85b知，單根V帶的基本額定功率。查表88知，。查表82知，。 V帶的根數(shù)為5根。 確定單根V帶的預(yù)緊力由812知A型V帶每米長的質(zhì)量m=0.10kg/m 作用在軸上的力(壓軸力) 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 （略）5.2減速器齒輪傳動設(shè)計計

11、算 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計計算.1選定齒輪類型、精度等級、材料、齒數(shù)及螺旋角任務(wù)書要求選用斜齒圓柱齒輪傳動。運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度（GB10095-88）.材料選擇。設(shè)計的是閉式齒輪傳動，為使結(jié)構(gòu)緊湊由表101選擇小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì),硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì),硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取齒數(shù)比為，由表107選取齒寬系數(shù)，初選螺旋角為。傳動比相對誤差等于：，齒數(shù)選擇滿足要求。.2 齒面接觸疲勞強(qiáng)度極限設(shè)計按試算（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 = 1 * GB3 試選 = 2 * GB3 查表選取區(qū)域系數(shù)

12、ZH=2.33 = 3 * GB3 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1= = 4 * GB3 查表選取齒寬系數(shù)為1.2 = 5 * GB3 查表得材料的彈性影響系數(shù) = 6 * GB3 查手冊的按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限， = 7 * GB3 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) = 8 * GB3 查圖的接觸疲勞壽命系數(shù) = 9 * GB3 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S=1，得許用接觸應(yīng)力為（2）計算 = 1 * GB3 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得 = 2 * GB3 計算圓周速度 = 3 * GB3 計算齒寬及模數(shù) = 4 * GB3 計算縱向重合度

13、 = 5 * GB3 計算載荷系數(shù)已知使用系數(shù)KA=1,根據(jù)=1.2m/s、8級精度查得動載系數(shù)Kv=1.1， KH=1.39 KF=1.35 KH=KF=1.4故載荷系數(shù) = 6 * GB3 故按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 = 7 * GB3 計算模數(shù)mn.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計確定參數(shù) = 1 * GB3 計算載荷系數(shù) = 2 * GB3 根據(jù)縱向重合度查得 螺旋角影響系數(shù) = 3 * GB3 計算當(dāng)量齒數(shù) = 4 * GB3 取齒形系數(shù) = 5 * GB3 應(yīng)力校正系數(shù) = 6 * GB3 查小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 = 7 * GB3 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)

14、S=1.4 = 8 * GB3 計算大小齒輪并加以比較大齒輪的數(shù)值比小齒輪的要大（2）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=2.0mm，已可滿足彎曲強(qiáng)度，但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算的分度圓直徑d1=50.59mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)于是由取=25，取100.4幾何尺寸計算 = 1 * GB3 計算中心距將中心距圓整為129mm； = 2 * GB3 按圓整后的中心距修正螺旋角=1418*19*因值改變不多，故參數(shù) 等不必修正 = 3 * GB3 計算大小齒輪的分度圓直徑 = 4 * GB3 齒輪寬度的確定圓整后取，；.5

15、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 大齒輪：齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，選用腹板式結(jié)構(gòu) 小齒輪：齒頂圓直徑小于160mm，可選用實(shí)心式結(jié)構(gòu).6 大小齒輪的其余各參數(shù)見表4.21表4.21齒輪各參數(shù)名稱符號計算公式及說明法面模數(shù)端面模數(shù)法面壓力角端面壓力角螺旋角齒頂高，齒頂高系數(shù)齒根高，齒頂隙系數(shù)全齒高分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑中心距取六. 軸的設(shè)計計算6.1 高速軸的計算選擇材料，確定許用應(yīng)力 該軸無特殊要求，因而選用40cr， 調(diào)質(zhì)處理，由表知材料的極限強(qiáng)度=735MPa,查表7-12知對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應(yīng)力 =70MPa。計算基本直徑，查表7-11，C=100 由于帶輪處有鍵槽，故軸需

16、加大，則 取 mm繪制結(jié)構(gòu)簡圖 各零件裝配方案及固定方式零件裝配方案軸向固定周向固定左右?guī)л啅淖笱b入軸端擋圈軸肩 過盈右軸承從右裝入套筒軸承端蓋過盈左軸承從左裝入軸承端蓋套筒過盈確定各軸段尺寸a、確定各軸的直徑 1）根據(jù)前面的安全估算，取，為滿足 = 1 * GB3 段軸右端制出一軸肩，故取 = 2 * GB3 段直徑d2=32mm，左端用軸端擋圈定位，故 = 3 * GB3 端直徑d3=35mm，2）軸主要受徑向力作用，選用0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承6307，其尺寸為，故。3）根據(jù)小齒輪的齒根圓直徑，取安裝齒輪處的軸段。4) 右端滾動軸承采用軸肩定位，由手冊查得6307型軸承的定

17、位軸肩高度h=9mm因此，取。b、確定各軸的長度1）帶輪與軸配合的孔長度L=50mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓軸的端面上，故 = 1 * GB3 段軸的長度應(yīng)比L略短一些，取L1=46mm。2）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端間的距離l=30mm，故取L2=50mm。3）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=18.5mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=10mm，已知滾動軸承寬度B=21mm已知齒輪輪轂的寬度為70mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪定位，故取L4=66mm5）為了使套筒端面

18、可靠地壓緊軸肩定位，軸肩高度h0.07d，而h=4mm，滿足定位，軸環(huán)寬度L51.4h，故取L5=10mm6）軸段對軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核求軸上齒輪的3個分力，繪出軸的空間受力圖上轉(zhuǎn)矩T,由前面的結(jié)論可知T= 7.44104N.mm作用在齒輪上的力 圓周力 徑向力 軸向力 2.求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得： 校核 水平面支座反力計算無誤求豎直面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 豎直面支座反力計算無誤3.作彎矩圖水平面彎矩C截面左側(cè)：. C截面右側(cè)： 豎直面彎矩C截面： 作合成彎矩圖C截面左側(cè)： C截面右側(cè)： 4.作扭矩圖T=74400N.m5.按照當(dāng)量彎矩校核軸強(qiáng)度由軸的

19、結(jié)構(gòu)尺寸及圖看出，該軸的危險截面在C處（該截面最大）和D處（該截面尺寸最?。?，該軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩按脈動循環(huán)考慮，取a=0.6。按校核其強(qiáng)度 C截面左側(cè)： 其根據(jù)軸的材料，按表查得其=70MPa，因此故其軸安全 6.1 低速軸的計算選擇材料，確定許用應(yīng)力 該軸無特殊要求，因而選用40cr， 調(diào)質(zhì)處理，由表知材料的極限強(qiáng)度=735MPa,查表7-12知對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應(yīng)力 =70MPa。計算基本直徑，查表7-11，C=100 由于帶輪處有鍵槽，故軸需加大，則 取 mm繪制結(jié)構(gòu)簡圖 各零件裝配方案及固定方式零件裝配方案軸向固定周向固定左右聯(lián)軸器從右裝入軸端擋圈軸肩鍵右軸承從右裝入套筒軸承端蓋過盈左

20、軸承從左裝入軸承端蓋軸肩過盈確定各軸段尺寸a、確定各軸的直徑 1）根據(jù)前面的安全估算，取，為滿足 = 1 * GB3 段軸左端制出一軸肩，故取 = 2 * GB3 段直徑d2=42mm，左端用軸端擋圈定位，故 = 3 * GB3 端直徑d3=45mm，2）軸主要受徑向力作用，選用0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度等級的深溝球軸承6209，其尺寸為，故。3）根據(jù)小齒輪的齒根圓直徑，取安裝齒輪處的軸段。4) 右端滾動軸承采用軸肩定位，由手冊查得6209型軸承的定位軸肩高度h=9mm因此，取。b、確定各軸的長度1）聯(lián)軸器與軸配合的孔長度L=60mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓軸的端面上，故 = 1 *

21、GB3 段軸的長度應(yīng)比L略短一些，取L1=58mm。2）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端間的距離l=30mm，故取L2=50mm。3）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=18.5mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=10mm，已知滾動軸承寬度B=19mm已知齒輪輪轂的寬度為65mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪定位，故取L4=61mm5）為了使套筒端面可靠地壓緊軸肩定位，軸肩高度h0.07d，而h=4mm，滿足定位，軸環(huán)寬度L51.4h，故取L5=10mm6）軸段對軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核求軸上齒輪的3

22、個分力，繪出軸的空間受力圖上轉(zhuǎn)矩T,由前面的結(jié)論可知T= 3105N.mm作用在齒輪上的力 圓周力 徑向力 軸向力 2.求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得： 校核 水平面支座反力計算無誤求豎直面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 豎直面支座反力計算無誤3.作彎矩圖水平面彎矩C截面左側(cè)：. C截面右側(cè)： 豎直面彎矩C截面： 作合成彎矩圖C截面左側(cè)： C截面右側(cè)： 4.作扭矩圖T=300000N.m5.按照當(dāng)量彎矩校核軸強(qiáng)度由軸的結(jié)構(gòu)尺寸及圖看出，該軸的危險截面在C處（該截面最大）和D處（該截面尺寸最小），該軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩按脈動循環(huán)考慮，取a=0.6。按校核其強(qiáng)度 C截面左側(cè)

23、： 其根據(jù)軸的材料，按表查得其=70MPa，因此故其軸安全七 滾動軸承的選擇計算7.1 高速軸軸上滾動軸承的選擇計算7.1.1 高速軸軸上軸承的選擇受徑向載荷和微小的軸向載荷，所以選用深溝球軸承，根據(jù)直徑查選60000型軸承，試選6307深溝球軸承7.1.2 軸承承受到的徑向載荷7.1.3 軸承相對的軸向載荷對于60000C型軸承 查深溝球軸承6307的基本動載荷C=33.4KN，基本額定靜載荷相對軸向載荷用線性插值得出=0.23667.1.4軸承當(dāng)量動載荷P2查表和插值法計算徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)X2=0.56 Y=1.8034因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)無沖擊，即=1.01.2取=1.1N7.1.5 驗(yàn)

24、算軸承壽命因P1P2，所以即校核軸承1的壽命即可即故高速軸軸上的兩個軸承滿足要求。 7.2 = 2 * ROMAN 低速軸軸上滾動軸承的選擇計算7.2.1 = 2 * ROMAN I低速軸軸上軸承的選擇受徑向載荷和微小的軸向載荷，所以選用深溝球軸承，根據(jù)直徑查選60000型軸承，試選6209深溝球軸承7.1.2 軸承承受到的徑向載荷7.1.3 軸承相對的軸向載荷對于60000C型軸承 查深溝球軸承6307的基本動載荷C=31.7KN，基本額定靜載荷相對軸向載荷用線性插值得出=0.23337.1.4軸承當(dāng)量動載荷P2查表和插值法計算徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)X2=0.56 Y=1.8667因軸承

25、運(yùn)轉(zhuǎn)無沖擊，即=1.01.2取=1.1N7.1.5 驗(yàn)算軸承壽命因P1P2，所以即校核軸承1的壽命即可即故低速軸軸上的兩個軸承滿足要求。 八 鍵聯(lián)接的選擇計算8.1 高速軸軸上鍵聯(lián)接的選擇計算 高速軸上鍵的選擇高速軸軸齒輪上的鍵選A型鍵，聯(lián)軸器上的鍵選C型鍵。8.1.2 尺寸選擇 根據(jù)d=40mm 查表4-5-73得齒輪上的鍵為，因?yàn)檩S轂寬B=60mm，所以取鍵長L=54mm，鍵的材料為45鋼。根據(jù)d=25mm查表4-5-73得聯(lián)軸器上的鍵為，因?yàn)檩S轂寬B=50mm，所以取鍵長，鍵的材料為45鋼。8.1.3強(qiáng)度驗(yàn)算 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為，齒輪上的鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度鍵與輪轂鍵槽的接

26、觸高度故此鍵能安全工作，鍵為。聯(lián)軸器上的鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度故此鍵能安全工作，鍵為。8.2 低速軸上鍵聯(lián)接的選擇計算低速軸上鍵的選擇 低速軸軸齒輪上的鍵選A型鍵，聯(lián)軸器上的鍵選A型鍵。 尺寸選擇 根據(jù)d=50mm查表4-5-73得齒輪上的鍵為，因?yàn)檩S轂寬B=65mm，所以取鍵長L=50mm。根據(jù)d=35mm查表4-5-73得聯(lián)軸器上的鍵為，因?yàn)檩S轂寬B=60mm，所以取鍵長。強(qiáng)度驗(yàn)算 查表4-5-72得許用擠壓應(yīng)力為，齒輪上的鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度故此鍵能安全工作，鍵為。聯(lián)軸器上的鍵遇鍵槽接觸疲勞強(qiáng)度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度故此鍵能安全工作，鍵為C。九

27、潤滑和密封類型的選擇9.1 潤滑方式 齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。9.2 密封類型的選擇 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實(shí)現(xiàn)密封。 軸承箱體內(nèi)，外側(cè)的密封 （1）軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 （2）軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。十 聯(lián)軸器的選擇 查表3-16-2，連接減速器低速軸與工作機(jī)的聯(lián)軸器，由于其轉(zhuǎn)速較低，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，采用有良好補(bǔ)償位移偏差性能的無彈性元件的聯(lián)軸器，選用WH5金屬滑塊聯(lián)軸器。十一 的附件選擇設(shè)計11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計 觀察孔用來檢查傳

28、動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內(nèi)注入潤滑油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片，油孔處還有慮油網(wǎng)。 查表4-15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。11.2 油面指示裝置設(shè)計 油面指示裝置采用油標(biāo)指示。11.3 通氣器的選擇 通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表4-15-6選型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設(shè)計 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處，箱座內(nèi)底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表4-15-7選型外六角螺塞。11.5 起吊環(huán)、吊耳的設(shè)計 為裝卸和搬運(yùn)減速器，在箱蓋上鑄出吊

29、環(huán)用于吊起箱蓋。為吊起整臺減速器，在箱座兩端凸緣下部鑄出吊鉤。11.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯(lián)接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。十二 減速器箱體設(shè)計名 稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系機(jī)座壁厚5機(jī)蓋壁厚4機(jī)座凸緣厚度6.5機(jī)蓋凸緣厚度5.4機(jī)座底凸緣厚度10.8地腳螺釘數(shù)直徑16.65地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁連接螺栓直徑12.49機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑10連接螺栓d2的間距l(xiāng)軸承端蓋

30、螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑12Df、d1、d2至外機(jī)壁距離至外機(jī)Df、d2至凸緣距離軸承旁凸臺半徑16凸臺高度h外機(jī)壁至軸承座端面距離內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度e9軸承旁連接螺栓距離S（1） 箱體的高度 ，?。?） 箱體壁厚 取箱體的壁厚為40mm。 （3） 軸承座螺栓凸臺的設(shè)計 為了提高軸承座出的聯(lián)接的剛度，軸承座孔附近做成凸臺。 （4）設(shè)置加強(qiáng)肋板 為提高軸承座附近箱體的剛度，在平壁式箱體上設(shè)置加強(qiáng)肋板。 （5）箱體凸緣與底座結(jié)構(gòu)設(shè)計 箱體與箱座凸緣寬度為 ，箱體底座凸緣寬度為。軸承外端面向外凸出8mm。十三設(shè)計小結(jié)這次關(guān)于帶式運(yùn)輸機(jī)上的展開式兩級圓柱直齒輪減速器的課程設(shè)計是我們第一次真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實(shí)際鍛煉。通過幾個星期的設(shè)計實(shí)踐，使我對機(jī)械設(shè)計有了更多的了解和認(rèn)識.為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ).機(jī)械設(shè)計是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程，它融機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計、理論力學(xué)、材料力學(xué)、公差與配合、CAD技術(shù)、工程材料等于一體。這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反系和解決工程實(shí)際問題的能力;鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。在這