二级减速器

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1、目录一课程设计书2设计要求2三设计步骤21. 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分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 设计 V 带和带轮66. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710.润滑密封设计3011.联轴器设计30四设计小结31五参考资料32一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 .运输机连续单向运 转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速 器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许

2、速度误差为 5%,车 间有三相交流,电压 380/220V表、 题号参数12345运输带工作拉力(kN)2.52.32.11.91.8运输带工作速度(m/s)1.01.11.21.31.4卷筒直径(mm)250250250300300二. 设计要求1减速器装配图一张(A1)。2. CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3. 设计说明书一份。1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设

3、计1. 传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级 其传动方案如下：图一:（传动装置总体设计图）初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率耳aq =耳耳 3耳 2耳耳=0.96X 0.983 X 0.952 X0.97X0.96 = 0.759；a 1 234 5q 1为V带的效率,n2为轴承的效率，q为第一对齿轮的效率，为联轴器的效率，

4、34q 为卷筒轴滑动轴承的效率（因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为： P /n =1900x 1.3/1000X0.759 = 3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=82.76r/min,n D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i； =24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比n =840,III则总传动比合理范围为 让=16160,电动机转速的可选范围为n =让Xn = （16160）x82.76=1324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 选定型号为Y112M4的三相异步电动机，额定

5、功率为4.0额定电流8.8A，满载转速n二1440 r/min,同步转速1500r/min。m方 案电动机 型号额定 功率Pedkw电动机转速/4in电动机重量N参考 价格 元传动装置的传动比同步 转速满载 转速总传 动比V带传动减速器1Y112M-441500144047023016.152.37.02中心高外型尺寸LX(AC/2+AD)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓 孔直径K轴伸尺 寸DXE装键部位尺寸 FXGD132515X 345X 315216 X1781236 X 8010 X413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速n扯和工作机主动轴转速n

6、可得传动装置总传动比 为 i =n 然/n= 1440/82.76 = 17.40a（2）分配传动装置传动比i = i X i a0式中i ,i分别为带传动和减速器的传动比。01为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i =2.3,则减速器传动比为i = i /i 0 a 0 =17.40/2.3=7.57根据各原则，查图得高速级传动比为i =3.24,则i = i/i =2.331 2 14. 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速n = n /i =1440/2.3=626.09r/minIm 0n = n /i =626.09/3.24=193.24r/minni in = n /i =

7、193.24/2.33=82.93 r/min皿 n 2n = n =82.93 r/minw m（2）各轴输入功率P = p Xn =3.25X0.96=3.12kWid 1P = PI Xn2X =3.12X0.98X0.95=2.90kWP = P Xn Xn =2.97X0.98X0.95 = 2.70kWm n 23P = P Xn2Xn4=2.77X0.98X0.97=2.57kW则各轴的输出功率：P = P X 0.98=3.06 kWiiP = P X 0.98=2.84 kWnnP = P X 0.98=2.65kWmmP = P X 0.98=2.52 kWww（3）各轴输

8、入转矩T = T X i Xq Nm1 d 0 1P电动机轴的输出转矩T =95507 =9550X3.25/1440=21.55 Ndnm所以：T = T X i Xq =21.55X2.3X0.96=47.58 Nmi d 01T = T X i Xn Xn =47.58X3.24X0.98X0.95=143.53 Nmn i 112T = T X i Xq Xq =143.53X2.33X0.98X0.95=311.35Nm m n 223T = T Xq Xq =311.35X0.95X0.97=286.91 Nmw m34输出转矩：T = T X 0.98=46.63 NmT = T

9、 X0.98=140.66 NmnnT - = T X0.98=305.12NmmmT = T X0.98=281.17 Nmww运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935. 设计V带和带轮 确定计算功率查课本P 表9-9得：K = 1.2178AP = k xP = 1.2x4二4.8,式中为工作情况系数

10、，p为传递的额定功率，既电 ca A机的额定功率. 选择带型号根据P二4.8, k二1.3，查课本P表8-8和P表8-9选用带型为A型带. caA152153 选取带轮基准直径 d ,dd1 d 2查课本P表8-3和P表8-7得小带轮基准直径d二90mm，则大带轮基准145153d 1直径d二i x d二2.3x90二207mm ,式中E为带传动的滑动率，通常取（1% d 20d12%）,查课本P 表8-7后取d二224mm。153d 2 验算带速 vV =dZL = 7.17m/s -t1dTK2a-8Ja e3 .2x 1.6x4.86x 1044.24 ,2.433x 189.8、E X

11、 近X(47)2=49.53mm 计算圆周速度u兀d nU 二1-1二60 x 10003.14x 49.53x626.09二 1.62m / s60 x 1000 计算齿宽b和模数mnt计算齿宽 bb=0 x d =49.53mmd1t计算摸数 mn初选螺旋角0 =14。d cos 049.53 x cos14 - _ _m =1t= 2.00mmnt Z241 计算齿宽与高之比齿高 h=2.25 m =2.25X 2.00=4.50 mmnt=11.01 计算纵向重合度s =0.318 Z tan 0 二 0.318 x 1 x 24x tanl4 =1.903Bd 1 计算载荷系数K使用

12、系数K =1A根据v二1.62m/s,7级精度，查课本由P表10-8得192动载系数 K =1.07,V查课本由P表10-4得K 的计算公式：194 H0K = 1.12 + 0.18(1 + 0 2)x 2 +0.23X10-3 XbH0dd=1.12+0.18(1+0.6x1) X 1+0.23 X 10 -3 X 49. 53=1. 42 查课本由P 表10-13得：K =1.35195 F0查课本由P 表10-3得：K = K =1.2193HaFa故载荷系数：K KHaK =1X 1.07X 1.2X 1.42=1.82 H0 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 3 i 82d1=

13、d11K / Kt =4953X 十mm 计算模数 mnd cos051.73x cos14m 二 t = 2.09mmnZ1齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式4.24.2KTY cos2 卩 y Y1 0(Fd Sd )Q F 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩爲=48.6kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取zi =24, z2 =田 zi =3.24X24 = 77.76传动比误差 i=u=z2/ zi =78/24 = 3.25A= 0.032% 兰 5%,允许 计算当量齿数zvi =zi/cos 0=24/ cos314 =26.27=z2/cos P =78/ cos314

14、 =85.43 初选齿宽系数d按对称布置，由表查得 初选螺旋角初定螺旋角0 = 14 载荷系数 KK=K卫 K K兔 K耶=1X1.07X1.2X1.35 = 1.73 查取齿形系数Y塊和应力校正系数Y滋查课本由 P 表 10-5 得:197齿形系数Y拠=2.592 Y砒=2.211应力校正系数Y购=1.596 丫购=1.774 重合度系数Y端面重合度近似为 = 1.88-3.2X（丄 + 丄）cos 0 =1.88-3.2X（1/24Z Z12+ 1/78） Xcos14。=1.655斶=arctg （tg您/cosQ） =arctg （tg20/cos14 ） =20.64690 炖=加碍

15、）=14.07609-因为5 = J /cos炖，则重合度系数为 Y =0.25+0.75 cos”耳=0.673 螺旋角系数Y戶轴向重合度乐二沁 戲哼=49.53%sin14 =1.825, 兀 x 2.09Y = 1- 门20 =0.78YF 计算大小齿轮的F時0 F安全系数由表查得S f = 1.25工作寿命两班制， 8 年，每年工作300天小齿轮应力循环次数 N1 = 60nkP =60X271.47X1X8X300X2X8 = 6.255X108大齿轮应力循环次数 N2=N1/u = 6.255 X 1/3.24 = 1.9305 X 10s查课本由 P 表 10-20c 得到弯曲疲

16、劳强度极限204FF1FF2小齿轮b二500MP大齿轮b二380MP查课本由P表10-18得弯曲疲劳寿命系数:197K =0.86 K =0.93FN1FN 2取弯曲疲劳安全系数 S=1.4K b二一FN1_FF11S0.86 x 500二 307.14b = Kfn2b FF2 二 0-93 x 380 二 252.43 F 2 S1.4YFF S 12 = 0-01347a! ab F1Y F 2.211 x1.774F2 Sa2 二二 0.01554b 252.43F2大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数3 ：2x 1.73x 4.86x 104 x 0.78x cos214x 0

17、.01554m mm = 1.26mmn1 x 242 x 1.655对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度 n计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =2mm 但为了同时满足 n接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =51.73 mm来计算应有 1的齿数 . 于是由 :51.73 x cos14 z 二1m=25.097取 z =25n那么 z =3.24X25=812 几何尺寸计算计算中心距a=与汁=2蔦8；42 =109.25 mm将中心距圆整为 110 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角P =arccosB 二

18、 arccos(25 + 81)x 2 二 14.012a2 x109.25因P值改变不多,故参数e , k , Z等不必修正. a P h 计算大.小齿轮的分度圆直径d = Zm = 25 x 2 =51.53 mm1 cos P cos14.0181 x 2cosl4.01=166.97 mmzmd =2 n2 cos B计算齿轮宽度B= d = 1 x 51.53mm = 51.53mm1圆整的 B = 50B = 5521(二) 低速级齿轮传动的设计计算280HBS 取小齿=2.33X 30=69.92材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮齿数 Z =301速级大齿轮选用

19、 45 #钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 圆整取 z =70.2 齿轮精度按GB/T10095 1998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值 试选 K =1.6t 查课本由P图10-30选取区域系数Z =2.45215H 试选B = 12o，查课本由P图10-26查得214 =0.83=0.88 =0.83+0.88=1.71cc1a2a应力循环次数N =60Xn XjXL =60X193.24X1X(2X8X300X8) 12n=4.45X108N4.45 x108N = = 1.91X 10 82 i 2.33由课本P图10-19查得接触疲

20、劳寿命系数203K = 0.97HN2K =0.94HN1查课本由 P 图 10-21d207= 600MPa ,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限CH lim1大齿轮的接触疲劳强度极限C= 550MPaH lim1取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力K c 0.94x 600C =HN1_H lim1 = 564 MPaH 1Sc = Khn h验2 =0.98X550/1=517 MPaH 2S(c+c )9-_H lim1H lim2H2查课本由P表10-6查材料的弹性影响系数Z =189.8MP198Ea选取齿宽系数0 =1dT=95.5 X 1 0 5 X P /

21、n =95.5 X 1 0 5 X 2.90/ 193.2422=14.33 X 10 4 N.m3-t1drK2a-8Jae2. 计算圆周速度兀d n 兀 x 65.71 x 193.24 八u / u=it 2 = 0.665 m / s60x100060x1 00 03. 计算齿宽b= 0 d =1X65.71=65.71 mmd 1t4. 计算齿宽与齿高之比bh模数齿高d cos 065.71 x cos12m =n = 2.142mmnt Z301h=2.25Xm =2.25X2.142=5.4621 mm ntbh =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度s =

22、0.318 z tan 0 = 0.318 x 30 x tan12 = 2.0280d 16. 计算载荷系数 KK =1.12+0.18(1+0.602)02+0.23X10-3 XbH0d d=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X10-3X65.71=1.4231使用系数 K =1A 同高速齿轮的设计,查表选取各数值K =1.04 K =1.35 K =K =1.2vF0HaFa故载荷系数K= KKK K =1 X 1.04X 1.2X 1.4231=1.776A v Hd H07. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d 3=65.71 X11t3 ： 1.776= 72.

23、91mm计算模数mnd cos 0 =-z172.91 x cos12= 2.3772mm3. 按齿根弯曲强度设计3 2KTY cos2 卩 y YmX Fd Sd Z 218Q 甲d 1 af确定公式内各计算数值(1)计算小齿轮传递的转矩爲=143.3kNm( 2)确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z =30, zz =i Xzi =2.33X30=69.9传动比误差 i=u=z2/ z =69.9/30=2.33A= 0.032% 兰 5%,允许(3)初选齿宽系数$按对称布置，由表查得应=1( 4)初选螺旋角初定螺旋角0 =12(5)载荷系数 KK=K卫 KK耶=1X1.04X1.2X1.3

24、5 = 1.68486) 当量齿数zvi =zi/cos 0=30/ cos312 =32.056=z2 /cos P =70/ cos3 12=74.797由课本P表10-5查得齿形系数Y斑和应力修正系数 “ 197Y = 2.491,Y = 2.232 Y = 1.6 3,&二 1.7 5 1Fa1Fa 2Sa1Sa 2(7) 螺旋角系数Y戶轴向重合度 二珀m的加汶=脊可担=2.03Y 芦=1一0 门 2 =0.797YF(8) 计算大小齿轮的玉0 F查课本由P图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限204g= 500MPg= 380MPFE1aFE 2a查课本由 P 图 10-18得弯曲疲劳

25、寿命系数202K =0.90 K =0.93S=1.4FN1FN 2g FKg二FN1_FE11S0.90 x 50014二 321.43MPb = KFN2& FF2F 2 S二 093x 型二 252.43MP1.4aYF计算大小齿轮的a Sa拼加以比较b FY F 2.491 x 1.636001268Fa1 Sal = 0.01268b 321.43F1Y F2.232x1.751Fa2 Sa2 = 0.01548b 252.43F2大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数2x 1.6848x 1.433x 105 x0.797xcos212x0.01548mm 二 1.5

26、472mm1 x 302 x 1.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳 n强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m =3mm但为了 n同时满足接触疲劳强度， 需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d =72.91mm来计算应有的齿数.172.91x cos12 z 二1m=27.77取 z =30nz =2. 33X30=69.92 初算主要尺寸取 z =70计算中心距a=（甘Z丿代=（3 + 7）x 2 =102.234 mm 2cos B2 x cos12将中心距圆整为 103 mm修正螺旋角(Z + Z )mB =arccos

27、 12 n2二 arccos(30 + 70) x 2 二 13.862 x 103因B值改变不多,故参数 , k , Z等不必修正 a B h分度圆直径d =1 cos B=61.34 mmcos12z m 70x 2 d 二 _- =143.12 mm2 cosB cos12计算齿轮宽度b = 0 d 二 1 x 72.91 二 72.91mmd1圆整后取 B = 75mm B = 80mm1.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.242.332. 各轴转速 n(r/min)nw(r/min)(r/min)(r/min)626.0919

28、3.2482.9382.933. 各轴输入功率 P马(kw)Pr (kw)Er (kw)P (kw) w3.122.902.702.574. 各轴输入转矩 T辱(kNm)Tw(kN m)(kNm)(kNm)47.58143.53311.35286.915. 带轮主要参数小轮直径必(mm)大轮直径(mm)中心距a (mm)基准长度4(mm)带的根数z90224471140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计.求输出轴上的功率P，转速n，转矩T33P =2.70KWn =82.93r/min33T =311.35 N m3. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d =1

29、43.21 mm2厂2T2 x 311.35F = 3 二=4348.16Nt d143.21 x 10 -32tan atan 20oF = F n = 4348.16 x= 1630.06Nr t cos 卩cos13.86oF = F tan 0 =4348.16 X0.246734=1072.84Nat圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 F 的方向如图示:tra.初步确定轴的最小直径先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,调质处理,根据课本P 表 15 - 3 取 A 二 112361oIP d = A 3 二35.763mmmino 3 n“3输出轴的最小

30、直径显然是安装联轴器处的直径d ，为了使所选的轴与联轴器吻合, I-II故需同时选取联轴器的型号查课本P表14 -1，选取K二1.5343aT = K T = 1.5 x 311.35 = 467.0275N - mcaa 3因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册 22 -112选 取 LT7 型 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 其 公 称 转 矩 为 500Nm, 半 联 轴 器 的 孔 径d二40mm,故取d二40mm.半联轴器的长度L二112mm.半联轴器1I-I与轴配合的毂孔长度为L = 84mm. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位

31、要求，1-11轴段右端需要制出一轴肩,故取II -III的直径d二47mm ;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直II-III径D = 50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I TI的长度应比 略短一些，现取l二82mmi-ii 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ， 故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据d = 47mm,由轴承产品目录中初步选I -I取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.dDBd2D2轴承代号45851958.873.27209AC45851960.570.27209B4510025

32、66.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的d x D x B = 50mm x 80mm x 16mm ,故d = d = 50mm ; 而 l= 16mm .iii=iv一训一训右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位. 由手册上查得 7010C 型轴承定位轴肩 高度 h 0.07d,取h = 3.5mm,因此d= 57 mm,取安装齿轮处的轴段dv-v=58mm ;齿轮的右端与左轴承之间米用套筒定位“一已知齿轮毂 的宽度为 75mm, 为了使套筒

33、端面可靠地压紧齿轮, 此轴段应略短于轮毂 宽度，故取l = 72mm.齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5，取d = 65mm.“-v-轴环宽度b 1.4h，取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)根据轴 承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,取端盖的外端面与半联轴器右端 面间的距离/ = 30 mm，故取l = 50mm II-III 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，两圆柱齿轮间的距离c=20mm.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=8mm，已 知滚动轴承宽度 T=16mm，高速齿轮轮毂长L=50 mm，

34、则l= T + s + a + (75 72) = (16 + 8 +16 + 3)mm = 43mm切-训l= L + s + c + a l liv-vIII-IV v-w=(50 + 8 + 20 +16 24 8)mm = 62mm至此， 已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图， 确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此，做为简支梁的轴的支承跨距.L + L = 114.8mm + 60.8mm = 175.6mm23F = 匕 F = 4348.16 X608

35、= 1506NNH i L + L t175.623F = L2 F = 4348.16 x1148 = 2843NNH2L + L t175.623FDF=NV1FL + a-3 亠=809N L + LF = F -F =1630-809 =821NNV 2 r NV 2M = 172888.8N mmHM = F L = 809 x 114.8 = 92873.2N - mmV 1NV 1 2M = F L = 821 x 60.8 = 49916.8N - mmV 2. NV 23M =M 2 + M 2 =1728892 + 928732 = 196255 N mm1 HV1M =1

36、79951Nmm223传动轴总体设计结构图:U：|9vu27rv Elle（从动轴）（中间轴）（主动轴）从动轴的载荷分析图:FrFaADaNHlb)MhFac)d)MTFnV2FnviPnvl=FaFr=FaD/26. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据vM 2 + T )211962552 +(1 x 311.35)2 .八”g =丄3=二 10.82caW0.1 x 27465前已选轴材料为45钢，调质处理。查表 15-1 得 g =60MP1ag g 此轴合理安全ca17.精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,II,III,B只受扭矩作用。所以A II III B无需校核从应力集中

37、对轴的 疲劳强度的影响来看,截面切和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看, 截面C上的应力最大截面W的应力集中的影响和截面的相近，但是截面W不受 扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核截面C上虽然应力最大，但是应力 集中不大,而且这里的直径最大，故C截面也不必做强度校核，截面W和V显然更加 不必要做强度校核.由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因而，该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数W=0.1 d 3 = 0.1 x 503 = 12500抗扭系数w =0.2 d 3 =0.2 x 503 =25000T截面的右侧的弯矩M为M = M x 6

38、0.8 16二144609N - mm1 60.8截面W上的扭矩T为T = 311.35 N m33截面上的弯曲应力14460912500= 1 1.57MPa截面上的扭转应力T 311350g = = 12.45MPat W 25000轴的材料为 45 钢。调质处理。由课本 P 表 15-1 查得： 355g = 275MP1T = 155MP1a58 161.1650G = 640MPBar 2.0因一=0.04d 50经插入后得g = 2.0g =1.31T轴性系数为q 二 0.82q =0.85OTK =1+ q (o -1) =1.82K =1+q (O -1)=1.26TTT所以

39、二 0.67 二 0.82oTP =p 二0.92oT综合系数为： K =2.8oK =1.62T碳钢的特性系数P = 0.1 0.2取0.1op 二 0.050.1取 0.05T 安全系数ScaoS =-1= 25.13O K o +p oo a a mTS-1= 13.71T k o +p T T a t mSSS 二10.5 $S=1.5 所以它是安全的 ca 冷 S 2 + S 2* OT截面W右侧抗弯系数W=0.1 d 3 = 0.1 x 503=12500抗扭系数w =0.2 d 3 =0.2 x 503 =25000T截面W左侧的弯矩M为M=133560截面W上的扭矩T为3截面上

40、的弯曲应力T =2953M 133560二 二 二 10.68b W 12500截面上的扭转应力+ 丄-1 = 2.8PT 294930T =4 -T W 25000TK二 11.80 K - o o oKK - + 1 = 1.62t pTT 二 0.82 p =p 二 0.92TOT所以二0.67综合系数为：K =2.8 K =1.62(5碳钢的特性系数p 二 0.1 0.2取 0.1 p 二 0.050.1取 0.05bT安全系数ScabS =-1= 25.13b K b +p bb a a mTS-1= 13.71T k b +p TT a t m SSS 二10.5 $S=1.5 所

41、以它是安全的ca .：S 2 + S 2V b T8. 键的设计和计算 选择键联接的类型和尺寸一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d =55d=6523查表 6-1 取：键宽b =162b =203h =10L =3622h =12L =5033 校和键联接的强度查表 6-2 得b =110MPpa工作长度 l = L b = 36-16=20222l 二 L b = 50-20=30333 键与轮毂键槽的接触高度K =0.5 h =522K3=0.5 h3=6由式（6-1）得：V b pV b p2T x 103 b 二2 p 2K l d2 2 22T x103b

42、二3 p3K l d3 33两者都合适取键标记为：2x143.53x1000=52.205x 20x552x311.35x10006x30x65键 2： 16X36 A GB/T1096-1979 键 3： 20X50 A GB/T1096-19799. 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用H7配合.is61. 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

43、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 6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,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

44、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。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 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：名称符号计算公式结果箱座壁厚b = 0.025a

45、+ 3 810箱盖壁厚C1b = 0.02a + 3 8 i9箱盖凸缘厚度bib = 1.5bii12箱座凸缘厚度bb = 1.5b15箱座底凸缘厚度b2b = 2.5b225地脚螺钉直径dfd = 0.036a +12fM24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did = 0.72difM12机盖与机座联接螺栓直径d2d = (0.50.6) d2fM10轴承端盖螺钉直d3d = (0.40.5) d3f10径视孔盖螺钉直径d4d = (0.30.4) d4f8定位销直径dd = (0708) d28d , d , d至夕卜f12C1查机械课程设计指导34机壁距离书表42218d ，d至

46、凸缘边f2C2查机械课程设计指导28缘距离书表416外机壁至轴承座l1l = C + C + (812)1 1 250端面距离大齿轮顶圆与内AiA 1.2 o115机壁距离齿轮端面与内机A2A o210壁距离机盖，机座肋厚m , m im q 0.85o , m = 0.85o1 1m q9mq 8 51轴承端盖外径D2D = D + (55.5) d23120 (1 轴)125 (2 轴)150 (3 轴)轴承旁联结螺栓SS q d2120 (1 轴)125 (2 轴)距离150 (3 轴)10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于（I

47、，52）x105mm-r/min，所以采用脂润滑，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+h1H=30 h =341所以 H+ h1=30+34=64 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密圭寸性。11. 联轴器设计1. 类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2. 载荷计算.p2.64公称转矩：T=9550 上二 9550 二 333.5n75

48、.6查课本P表14 -1，选取K二1.5343a所以转矩 T 二 KT 二 1.5 x 311.35 二 467.0275N - mca a 3因为计算转矩小于联轴器公称转矩， 所以查机械设计手册22 -112选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm四. 设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真 正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械 设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多 的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1. 机械设计是机械工业的基础 ,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原 理、机械设计、理论力学