设计说明书示例

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1、计算过程及计算说明一、传动方案的选择依据设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1)工作条件：使用年限15年，每年300天, 每天16个小时，单向运转，载荷稳定。(2)原始数据：输送带牵引力F=4000N;带速F=4000NV=1.3m/sD=180mmV=1.3m/s；输送带鼓轮直径 D=180mm；该传动方案能够满足工作机的性能要求，适 应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸 紧凑、成本低、传动效率高、操作维护方便。带 传动传动平稳，缓冲吸振能力强。缺点是：带传动承载能力较低，不适应繁重 的工作要求和恶劣的工作环境。二、电动机选择1、电动机类型的选择：本减速器在常温下连续工作， 载荷平稳，

2、对 起动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用 Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 电源 电压为380V。结构形式为卧式电动机。2、电动机功率选择：(1)工作机所需功率Fv 4000 1.3PW kW = 5.2kW10001000(2)电动机到输送带的总效率为31 2 3 4 5由表127查得：V带传动效率1 0.96;滚子轴承效率2 0.98 (两对齿轮轴轴承和一对 卷筒轴轴承)；齿轮副效率3 0.97 (齿轮精度 为8级)；齿轮联轴器效率 4 0.99 ;卷筒效率50.970.96 0.983 0.97 0.99 0.97 0.841(3)电动机的工作功率Pd PW 22 kW 6.

3、18kW0.82查表131,选电动机额定功率为 7. 5kWo3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60x 1000V/ ( d D)=60X1000X1.3/ (兀 x 180)=138r/minr =0.82Pd6.3kWn 筒=138r/min按表126推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动 比i1 24 ;由表21知，取圆柱齿轮传动一级减速 器传动比范围i2 36 ,则总传动比合理范围为ia 624 ,电动机转速的可选范围为nd ianW (6 24) 138r/min 8283312r/min符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由表

4、131查出有三种适 用的电动机型号，因此有三种传动比方案。可选电动机参数比较方案电动机 型号额定功率/(kW)电动机转速/(r - min -1)同步转速满载转速1Y132S2一27.5300029002Y132M一47.5150014403Y160M67.51000970综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选 n=1500r/min 。4、确定电动机型号电动机型号为Y132M-4根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4 o其主要性能：额定功率：7.5KW,满载转速1440r/min,额定转矩 2.

5、2。i 总=10.43三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总二门电动/n筒=1440/138=10.432、分配各级传动比i 带=2.08(1)据指导书，取齿轮减速器i=5 (单级减速 器i=36合理)(2)，. i总二i齿轮x i带i 带=i 总/i 齿轮=10.43/5=2.08四、运动参数及动力参数计算ni=1440r/minnii=692.3r/minniii=138.5r/minPi=7.5KWPii=7.2KW1、计算各轴转速(r/min)ni=n电机=1440r/minnikni/i 带=1440/2.08=692.3(r/min)nii/niMi 齿轮=692.3

6、/5=138.5(r/min)2、计算各轴的功率(KW)P尸P 工作 =7.5KWPiii=6.8KWTi=49739N mmTii=99321N mmTiii=468881N mmPi产Pi X ”带=7.5 X 0.96=7.2KWPiii=PiiXti 轴承 X” 齿轮=7.2X0.98X0.97=6.8KW3、计算各轴扭矩(N mm)Ti=9.55X 106Pi/ni=9.55X 106X 7.5/1440=49739N mmTii=9.55X 106Pii/nii=9.55 X 106X7.2/692.3=99321N mmTiii=9.55X 106Piii/niii=9.55X

7、106X6.8/138.5=468881N mm计算项目电机轴高速轴低速轴功率/ (kW)7.57.26.8转速/ (r min 1)1440692.3138.5转矩/ (N - mm)4973999321468881传动比2.085效率0.960.95五、传动零件的设计计算1、 带传动的设计计算(1)选择普通V带截型由课本 P208 表 11-10 得：kA=1.2Pd=KAP=1.2X7.5=9KW由课本P209图11-12得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，弁验算带速由课本P204表11-6得，推荐的小带轮基准直径为75160mm贝U取 dd1=140mmdmin=75dd1=140

8、dd2=(n“n2)41 = (1440/692.3) X 140=291mm dd2=280由课本 P210 表 11-11,取 dd2=280mm实际从动轮转速 出=1dd1/dd2=1440X 140/280=720r/minn2 720r/min转速误差为：(n2-n2) /n2= (720-692.3) /692.3=0.040.05(允许)带速 V: V= % dd1m/ (60X1000)=10.55m/s=兀 X 140X 1440/ (60X 1000)V=10.55m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心矩根据课本P211式(11-24)得0. 7(dd1

9、+dd2)ac2(dd1+dd2)0. 7(140+280)WaoW 2X(140+280)所以有：294mm ac120 (适用)(5)确定带的根数据课本P216和表(11-6)由插入法得P=2.27KW据课本P216和表(11-7)由插入法4 P1=0.17KW据课本P216和表(11-8)由插入法 Ka =0.97据课本P216和表(11-9)得Kl=1.03由课本P211式(11-28)得Z=Pd/P =dT(P1+AP1)K a Kl=9/(2.27+0.17) X 0.97X 1.03=3.69Z=4根取Z=4根(6)计算轴上压力由课本 P197表11-1查得q=0.1kg/m,由

10、式(11-29)单根V带的初拉力：F0=179.33NF0=500Pd (2.5/Ka-1) /zv +qv2=500 X 9 X (2.5/0.97-1) /4 X 10.55+0.1 X 10.552N=179.33NFq =1426.78N则作用在轴承的压力Fq,由课本P212式(11-14)FQ=2ZFsin 民 i/2=2X4X 179.33sin168/2=1426.78N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级Zi=25Z2=125考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软 齿面。小齿轮选用 45钢40调质，齿面硬度为 250HBS。大齿轮选用 45钢，调质，齿面硬度 22

11、0HBS;根据课本P249表13-3选7级精度。 齿面精糙度Raw 1.63.2 m ,为增加传动的平 稳性选Zi=25 , Z2=u Zi=125.因选用闭式软齿面 传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度。(2)按齿面接触疲劳强度设计2“、3：2KTiU 1 ZhZeZZd1注,d u H 初选载荷系数Kt =1.3初选螺旋角B =12小齿轮传递转矩 Ti =49739 N mm由表13-8选取齿宽系数d=1.4由表13-6的弹性系数Ze=189.8 (MPa) 1/2节点区域系数Zh=2.45(B=12 )由图13-6查的接触疲劳强度极限b Hlim1 =700MPaCT

12、 Hlim2 =570MPa由式13-2可得接触应力循环次数N1=60mjLh=60X 692.3X1 x 16X300X 15=2.99X 109N2= Ni/以 =2.99X 109/5=5.98X 108由图13-8可得接触疲劳强度寿命系数Zni =1Zn2=1.14弯曲疲劳强度寿命系数由图13-9可CT Hlim1 =700MPaCT Hlim2 =570MPaNi=2.99 X 109N2=5.98X108Zni = 1Zn2=1.14Yni = 1 ,Yn2 = 1弯曲疲劳强度安全系数取最小值即Sf=1.4接触疲劳强度安全系数取失效概率为1%接触强度最小安全系数Sh=1计算许用接触

13、应力由式13-3Y N1 =1 ,Y N2 = 1CT Hl= CT Hliml ZNi/SH=700/1=700MPa (T H2= (T Hiim2 Zn2/Sh=570 X 1.14/1=649.8MPa(T H=min(H1+ (T H2)/2 , 1.23H2=min(700+649.8)/2 ,1.23 X 649.8=min674.9,799.3=674.9MPa端面重合度 & a=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cos B=1.88-3.2(1/25+1/125)cos12=1.69纵向重合度产0.318dZ1tan(3=0.318X 1.4X25X0.21=2.34重合

14、度系数Z 1=0.77(T H1 =700 MPa(T H2 =649.8MPa二674.9MPa a=1.69 产2.34Ze =0.77Z 尸0.99螺旋角系数Z cos =0.99修整小齿轮分度圆直径=31.3mm圆周速度 Vt=3.14XditX ni/ (60X 1000) =3.14Xvt=1.13 m/s31.3X692.3/ (60X 1000) =1.13 m/s 由表13-5确定载荷系数Ka=1根据 vz1/100=1.13X 25/100=0.28 m/s由图13-13可得Kv=0.97由 丫= 产4.03 查图 13-14 可得=1.25由于d=1.4由图13-15可得

15、Ke=1.1故载荷系数K=1.33d1= 31.54 mmK=K，KbKaKv=1.1 X 1.25X 1 X 0.97=1.33修整小齿轮分度圆直径d1 djK/Kt=31.54 mm确定齿轮传动主要参数和几何尺寸确定模数m n = d1cos/z1=31.54 Xcos12 /25=1.23 mmmn=2mma=155mmB = 14d1=51.5mmd2=257.7 mm圆整为标准值 mn=2mm中心距 a=m(Z1+Z2) /2cos B =153.35 mm 圆整为a=155mmB = arccos mn(Z1+Z2) /2a= arccos 0.97=14 分度圆直径d1 , d2

16、d1=mnZ1/ cos B =2 x 25/ cos14 =51.5 mmd2=mnZ2/ cos B =2 x 125/ cos14 =257.7 mmb1=78 mmb2=72mm a=1.68 产2.8Ye =0.70zv1=27.5zv2= 137.5YFa1=2.56YFa2=2.15Ysa1 = 1.605计算齿宽bi , b2b=O dd1=1.4 X 51.5=72.1 mm取 bi=78 mmb2=72 mm校核齿根弯曲疲劳强度F 粤 YFaYsaYY 李丫$2丫丫 f bmnbdiimn端面重合度 & a=1.88-3.2(1/Zi+1/Z2)cos B=1.88-3.2

17、(1/25+1/125)cos14=1.68纵向重合度产0.318dzitan(3=0.318X 1.4X25X0.25=2.8重合度系数 Y =0.25+0.75/ 1=0.70螺旋角系数由图13-22可得Y尸0.87当量齿数zv1= Z1/cos3B =25/0.91=27.5zv2= Z2/COS3B =125/0.91=137.5齿形系数由P 260表13-7可得YFa1=2.56YFa2=2.15应力修正系数Ysa1=1.605Ysa2=1.82弯曲疲劳强度极限由图13-7可得imi=560 MPaG Flim2=440 MPa计算许用弯曲应力(T Fl= (T Fliml Yni

18、/Sf=560/1.4=400 MPa(T F2= (T Flim2 Yn2/Sf=440/1.4=314.3 MPa由课本P266式13-17可得fiYFa1Ysa1Y Y 44.6 Mpabd1mn1 400 MPa同理F 2YFa2YSa2YY =42.5Mpabd1mA A 尸=25.1mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=25.1X(1+5%)mm=26.4 选 dI=27mm2、轴的结构设计Ft=3853.7 NFr=1446 NFa= 961NdI=27mm(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用 套筒轴向

19、固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固 定，轴上大部分零件包括齿轮、套筒、左端轴承 和轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承和轴承 端盖由右端装配。(2)根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度I段：装带轮段上一步确定di=27mm带轮与轴配合部分长度Li=50mm为保证轴端挡圈压紧带轮 Li应略小于50 mm故 取 Li=49 mmII段:装左轴承端盖段带轮右端用轴肩定位故取 dii=32mm轴段II的长度由轴承端盖宽度及其固 定螺钉的装拆空间要求决定取 LH=24mm III段：装轴承段这两段轴径由轴承内圈孔来决定。 根据斜齿轮有 轴向力及dii=32mm，

20、选角接触球轴承7207c其 尺寸为 dXDXB=35X 72X17Li=49mmdii=32mmLii=24mmdn=32mmdiii=dvi=35 mm故取dii尸dvi=35 mm ,轴段III的长度由滚动轴承宽度B、轴承与箱体内壁距离 s=510 mm、齿轮端面与箱体内壁之间距离a=1020 mm及Liii=44 mm大轮轮毂与其装配轴段的长度差等尺寸决定Liii= B+s+a+2=17+5+20+2=44 mm齿轮箱对于轴承对称配置，Lv产a+s-b （轴环宽度）+B=20+5-9+17=33 mmLvi=33 mmIV段齿轮段考虑齿轮装拆方便，故取 div=42 mmdiv=42 m

21、mLiv=76 mm为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定,Liv=76 mmV段轴环段齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度h=0.07d+3=0.07X 42+3=5.94 mm 取 h=6 mm 故 h=6 mm轴环直径dv= dIv+2h=54 mm 轴环宽度一般为高dv=54 mm度的1.4倍，取Lv=9 mmLv=9 mm轴上零件的轴向固定、 齿轮、带轮与轴的轴向 固定均采用平键连接。同时为了保证齿轮与轴由 良好的对中性，采用H7/r6配合，带轮与轴的配 合采用H7/k6,滚动轴承与轴的配合采用 H7/k6 定出轴肩处 R的值，见下图。轴端倒角取 2 X45插入轴的结构简图a由轴

22、的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2=L3=65.3 mm,悬臂 Li=64.2 mm 由此可以画出轴的受力简图如下图所示插入轴的受力简图b水平面支反力图cRbh=Rdh=FU2=3853.7/2=1926.85 N垂直面支反力图eRdv= (FrXL2-F/2) /(L2+L3)=(1446X65.3-961 X25X2/2 cos14) /(65.3+65.3)=533 NRbv=Fr-Rdv=913 N画弯矩图、转矩图水平面弯矩图MH图d截面C处M ch=Rbh X L2=1926.85 X 65.3=125823.305N垂直面弯矩图Mv图f截面C左边Mcvi=RbvL2=913X 6

23、5.3=59618.9 N mm截面C右边L2=L3=65.3 mmLi=64.2 mmRbh=Rdh=1926.85 NRdv=533 NRbv=913NMch=125823.305 NMcvi=59618.9N - mmMcv2=34804.9Mcv2=RdvL3=533X 65.3=34804.9 N mm合成弯矩图图g截面C左边M ci= (M2ch+M2cvi) 1/2=(125823.3052+59618.92) 1/2=139233N mm截面C右边MC2= (M2CH+M2CV2)1/2=( 125823.3052+34804.92) 1/2=130548N mm转矩图图h转矩

24、 T=99321 N mm按弯扭W合成强度条件校核轴的强度从图g可以看出C处弯矩最大，校核该截面的强度。截面C的当量弯矩Me ,mC2 ( T2)2151450式中 a =(r-1b/(T0b=0.6由式17-5可得(Te= Me/W= Me/0.1d3=151450/0.1 X 423=20.44 N/mm2校核结果(T ev (T -1b=59 N/mm2截面C强度足够。N - mmMci=139233N mmMc2=130548N mmMe=151450(T e=17.3N/mm2输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBs根据课本P358表17-1可得b b

25、=637 N/mm2cr s=353 N/mm2s -1=268 N/mm2r -1=155 N/mm2 s +1b=216 N/mm2(T ob=98 N/mm2 0 -1 b=59 N/mm2计算轴的载荷由于轴所传递的转矩 Tiii =468881 (kN mm)故作用在齿轮上的圆周力为Ft=2 TIII/d=2 Tiii cos (3 /z2mn=2X 468881 Xcos14 /125X2=3640 N故作用在齿轮上的径向力为Ft=3640 NFr= 1366 NFr= Ft tan 民 n/cos B=3640X tan 20 /cos14=1366N故作用在齿轮上的轴向力为Fa=

26、 Ft tan B =3640 xtan14 =908N以上各力方向如课本 P372图17-22Fa=908 N初步估算轴的最小直径，查表17-2,取A=115由式17-2可得d A=42.1mm考虑有键槽，将直径增大 5%,则diii=45mmdi=45mmLi=82mmdii=52mmd=42.ix(1+5%)mm=44.2 选 diii=45mm2、轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用 套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定， 两 轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固 定，轴上大部分零件包括齿

27、轮、套筒、左端轴承 和轴承端盖依次由左端装配，仅右端轴承和轴承 端盖由右端装配。联轴器选择弹性柱销联轴器 LX3 型。(2)根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长 度I段：装联轴器段由于上一步确定 di=45mm易得联轴器与轴配合部分长度Li=84mm为保证轴端挡圈压紧联轴器 Li应略小于84 mm 故取 Li=82 mmII段:装左轴承端盖段联轴器右端用轴肩定位故取dii=52mm轴段II的长度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定取Lii=40mmIII段：装轴承段这两段轴径由轴承内圈孔来决定。 根据斜齿轮有 轴向力及dii=52mm，选角接触球轴承7211c其 尺寸为 dXDXB=5

28、5X 100X21故取dii产dvi=55 mm ,轴段III的长度由滚动轴 承宽度B、轴承与箱体内壁距离 s=510 mm、 齿轮端面与箱体内壁之间距离 a=1020 mm及大轮轮毂与其装配轴段的长度差等尺寸决定Liii= B+s+a+2=21+5+20+2=48mm齿轮箱对于轴承对称配置，Lv产a+s-b （轴环宽度）+B=20+5-12+21=33 mmIV段齿轮段考虑齿轮装拆方便，故取 dw=65 mm 为保证套筒紧靠齿轮左端使齿轮轴向固定，Liv=70 mmV段轴环段齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度 h=0.07d+3=0.07X 65+3=7.55 mm 取 h=8 mm

29、 故轴环直径dv= dIv+2h=81 mm轴环宽度一般为高 度的1.4倍，取Lv=12 mmLii=40mmdn=52mmdm=dvI=55 mmLiii= 48mmLvi=33 mmdIv=65 mmLiv=70 mmh=8 mmdv=81 mmLv=12 mm轴上零件的轴向固定、齿轮、带轮与轴的轴向固定均采用平键连接。同时为了保证齿轮与轴由良好的对中性，采用H7/r6配合，带轮与轴的配合采用H7/k6,滚动轴承与轴的配合采用H7/k6定出轴肩处 R的值，见下图。轴端倒角取2X45插入轴的结构简图a由轴的结构简图，可确定出轴承支点跨距L2=L3=60.6 mm,悬臂 Li=101.9 mm

30、 由此可以画出轴的受力简图如下图所示插入轴的受力简图b水平面支反力图cRBH=RDH=Ft/2=3640/2=1820 N垂直面支反力图eRdv= (FrXL2-Fd/2) /(L2+L3)=( 1366X 60.6-908X 125 X 2/2 cos14 )/(60.6+60.6)=-282.4NRbv=Fr-Rdv=1366+282.4=1648N画弯矩图、转矩图L2=L3=60.6 mmLi=101.9 mmRbh=Rdh= 1820 NRdv=-282.4NRbv=1648 N水平面弯矩图Mh图d截面C处Mch=RbhXL2=1820X 60.6=110292N mm垂直面弯矩图Mv

31、图f截面C左边Mcvi=RbvL2=1648X 60.6=99868.8 N mm截面C右边Mcv2=RdvL3=-282.4X60.6=-17113.44 N mm合成弯矩图图g截面C左边Mci= (M2ch+M2cvi) 1/2=( 1102922+99868.82) 1/2=148789 N mm截面C右边M C2= (M2CH+M2CV2)1/2=( 1102922+17113.442) 1/2=111612 N - mm转矩图图h转矩 T=468881 N mm按弯扭W合成强度条件校核轴的强度从图g可以看出C处弯矩最大，校核该截面的强度。截面C的当量弯矩Me JmCi ( T2)2M

32、ch=110292N mmMcvi=99868.8N - mmMcv2=-17113.44 N mmM ci=148789 N- mmM C2=111612 N- mmM e=318251 N mm式中 a =(r-ib/ (Tob=0.6由式17-5可得(T e= Me/W= Me/0.1d 3=318251/0.1 x 653=11.6 N/mm2校核结果(T ev (T -1b= 59 N/mm2截面C强度足够。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16X 300X 15=72000 小时1、计算输出轴承(1)已知nii=138.5r/min ,轴承背对背安装。两轴承径向

33、反力：Fr1=-1648N Fr2=282.4N初先两轴承为角接触球轴承7207AC型根据课本P316表(15-9)得轴承内部轴向力Fs=0.68Fr则 Fsi=0.68Fri=0.68 X -1648=-1120.64NFs2=0.68Fr2=0.68X 282.4=192 N(2) . FS2+Fav FsiFa=908N现2端为压紧端Fa2 =Fs2 Fa =192 908= -716N318251 N-mmFsi=-1120.64NFS2=192 NFa=908NFai=Fsi=1120.64 N求系数x、yFai/Fri=1120.64 N /1648 N=0.68Fa2/Fr2=7

34、16N /282.4 N=2.5根据课本P315表(15-8)得e=0.68Fai /Fri exi=1FA2/FR2P2 故取 P=1977.6N丁角接触球轴承 =3根据手册得7207AC型的Cr=29000N由课本P314 (15-5)式得16667 fC =379546 h72000 h nfPP预期寿命足够2、计算输入轴承Fa1 =1270.44 NFA2 =362.44 NX1 = 1y1=0X2=0.41y2=0.87Cr=29000NFri=913 NFr2=533NFsi=620.84NFs2=362.44 NFa=961NFai=1323.44NFa2=362.44 NX2

35、= 1Y2=0Xi=0.41Yi=0.87Pi=1831 NP2=1095.6 N(1) (1)已知 n产692.3r/min两轴承径向反力：Fri=913 NFr2=533 N初先两轴承为角接触球轴承7307AC型根据课本P316表(15-9)得轴承内部轴向力Fs=0.68Fr则 Fsi=0.68Fri=0.68X913 =620.84NFs2=0.68Fr2=0.68 X 533=362.44N(2) /Fs2+FaFsi Fa=961N故现取2端为压紧端Fa2=Fs2=362.44 NFai =Fs2+Fa =362.44+961=1323.44 N(3)求系数x、yFa1/Fr1=13

36、23.44 N /913 N=1.45Fa2/Fr2=362.54 N /533 N=0.68根据课本P315表(15-8)得e=0.68Fai /Fri eXi =0.41Fa2/Fr2& eX2=1y1二0.87y2=0(4)计算当量载荷Pi、P2根据课本P314表(15-7)取f尸1.2根据课本P314 (15-9)式得P1=fp(x iFri+yiFai )=1.2 X (0.41 X 913+0.87 X 1323.44)= 1831 NP2=f p(X2 F R2+y2 FA2 ) =1.2X (1 X 913+0X331.84)=1095.6 N(5)轴承寿命计算P1P2 故取

37、P=1831 N丁角接触球轴承& =3根据手册得7307AC型的Cr=32800N 由课本P314 (15-5)式得16667ftC“nfPP=138419 h72000 h预期寿命足够d1=27mm,八、键联接的选择及校核计算 输入轴上皮带轮键L1=49mm轴径 d1=27mm,L 1=49mmb=8 mmb=8 mm h=7 mm L=45 mmh=7 mm校核挤压强度，由式P 含土 p17-13可得L=45 mmk=3.5 mmk=h/2=3.5 mml=37 mml=45 8=37 mm由上步可知 T=99321查表17-7的许用应力o p= (100-120) N/mm2(rp=2X

38、 99321/ (27X 3.5X37)=56.8 N/mmW(r p= (100120) N/mm2挤压强度满足要求。输入轴上齿轮键轴径 di=42mm,Li=76mmb=12 mm h=8 mm L=71mm校核挤压强度由式17-13可得p暮”P dklk=h/2=4mml=L b=71 12=59 mm由上步可知 T=99321 N mm查表17-7的许用应力o p=(100120) N/mm2(rp=2X 99321/ (42X4X 59)=16.0 N/mmW(r p= (100120) N/mm2挤压强度满足要求。输出轴上齿轮键轴径 d1=65mm,L 1=70mmb=18 mm

39、h=11 mm L=65 mm校核挤压强度由式17-13可得2T1p P dklk=h/2=5.5mml=65 18=47 mm由上步可知 T=468881 N mm查表17-7的许用应力o p=(100120) N/mm2d1=42mm, L1=76mm b=12 mm h=8 mm L=45mm k=4mm l=35 mmd1=65mm, L1=45mm b=20 mm h=12 mmL=41 mm k=6 mm l=25 mm(rp=2X 468881/ (65X5.5X47)=111.6 N/mmW(r p= (100120) N/mm2挤压强度满足要求。输出轴上联轴器键轴径 d1=4

40、5mm,L 1=82mmb=12 mm h=8 mm L=77 mm校核挤压强度由式17-13可得p*”P dklk=h/2=4 mml=77 12=65mm由上步可知 T=468881 N mm查表17-7的许用应力o p=(100120) N/mm2”=2X468881/ (45X4X65)=8.01 N/mmW(r p= (100120) N/mm2挤压强度满足要求。九、减速器的箱体、附件及润滑I、箱体的结构设计箱体材料为铸铁，结构尺、如卜表(单位/mm)名称符号尺寸关系箱座壁厚58箱盖壁厚8 18箱体凸缘厚度b、bi、b2b=12b i=12b2=20加强肋厚度m、mim=6.8 mi

41、=6.8地脚螺栓直径dfdf =15.42地脚螺栓数目nn=4个轴承旁连接螺栓直径didi=ii.565箱盖、箱座连接螺栓直径d2d2=9.252轴承盖螺钉直径和数目d3、nd3=8 n=4 个轴承盖（轴承 座端面）外径D2D2i=i02D22=130观察孔盖螺钉直径d4d4=6.168df、di、d2至箱 外壁距离df、d2至凸缘边缘 的距离Ci、C2螺栓 M10M12M16Cimin16i8 22C2mini4i6 20轴承旁凸台高切口半径h、RiH由结构决定，Ri=C2箱体外壁至轴承座端面距离lili=Ci+C2+10II、减速器附件设计窥视孔及视孔盖为了便于检查箱内传动零件的啮合情况，

42、润滑状态，接触斑点和齿侧间隙，弁向箱体内注入润滑 油，在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置开设 了窥视孔。窥视孔应有足够大的空间，以便手能 深入箱体进行检查操作。平时用视孔盖、垫片和 螺钉封闭窥视孔，以防止润滑油外漏和灰尘、 杂 质进入箱内。与视孔盖接触的窥视孔处设计出凸 台以便加工，一高出 35mm。如P36图4-4 所示。窥视孔及视孔盖结构和尺寸见 P37表4-2 通气器的设计减速器工作时，各运动副之间的摩擦发热将使箱 体内的温度升高、气压增大。为了避免在这种情 况下由于密封性能的下降而导致润滑油向外渗漏，故在箱盖顶部安装通气器。具结构尺寸见P38 表 4-5油面指示器的设计视孔盖结为了加注

43、润滑油或在使用过程中能方 便检查箱内油卸身度，故在箱内安装油面小豚 器。油面身度由最局油面和最低油面之分。最低 油面为传动件正常运转时的油面，具高度由传动 件浸油润滑时的要求确定；最高油面是指油面静 止时的局度，静止时的油面高度应高于运转时的 油面高度。油标的安装高度以能测出最低和最高 油面为宜。油面指示器选油标尺类。油标尺的结 构和尺寸见P39表4-6放油孔及放油螺塞油面指示为了换油及清洗箱体时排出油污， 在减 速器箱座底部的油池最低处设置放油孔， 弁安置 在不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。见P41图4-8。箱体底面想放油孔方向倾斜 1 1.5 .弁在其附近做一凹坑，以便于攻螺纹和污 油

44、的汇集和排放。放油孔不能彳氐于油池底面，以 避免放油不净。放油螺塞的结构和尺寸P41表4-10和表4-11所小。吊环螺钉、吊耳及吊钩的设计为了便于拆卸和搬运箱盖，在箱盖上铸出吊耳。其结构尺寸见P42表4-13定位销和起盖螺钉的设计为了保证部分式箱轴承座孔的加工和安装精度， 应于链孔前在箱体连接凸缘长度方向两侧各安 装一个圆锥定位销。为了加强定位效果，两销孔 的距离应尽可能逃，但又不一作对成布置，以提 高定位精度。定位销孔应在箱盖和箱座的剖分面 加工完成弁用螺栓紧固后进行钻、钱，其位置应 便于钻、钱和拆装，不应与邻箱壁和螺钉相碰。 定位销的直径d=0.8d2（d2为凸缘上螺栓的直径） 长度应大于

45、连接凸缘的总厚度弁且装配成上下 两头均有 定长度的外伸量，以便于拆装，见P44图4-10圆锥销的尺寸根据 P196表14-5和 P197表14-6选取。减速器装配时，为了防止润滑油沿上下箱体的剖 分面渗出，通常需要在剖分面上涂以水玻璃和密 封胶，以增加密封效果。但这给拆卸箱体带来了 困难，故在箱盖侧边的连接凸缘上安装12个起盖螺钉，以便与拆卸箱盖。起盖螺钉的直径等 于凸缘连接螺钉直径，螺纹有效长度要大于箱盖 凸缘厚度，螺钉端部应做成圆柱形弁光滑倒角或做成半球形，以免顶坏螺纹。如 P44图4-11所 示。轴承盖与套杯轴承盖是用来对轴承部件进行轴向固定和承受 轴向载荷的，弁其密封和调整轴承间隙的作

46、用。轴承盖采用嵌入式轴承盖，其结构和尺寸见P45 表 4-15 所75。III、减速器的润滑单级圆柱齿轮减速器内传动件采用浸油润滑其 结构和尺寸见P46表4-17所示。单级圆柱齿轮减速器滚动轴承的润滑方式采用 油润滑的飞溅润滑见 P48图4-13所示。机械设计心得体会这次机械设计课程设计历时两个星期，在整 整两个星期的日子里，可以说是苦多于甜，但是 可以学的到很多很多的东西，同时不仅可以巩固 以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所 没有学到过的知识。通过这次设计，进一步加深 了对设计的了解，让我对它有了更加浓厚的兴 趣。但是在设计的过程中时，遇到了不少问题， 特别是各零部件之间的连接，总是

47、有错误，在细心的检苴下，终于找出了错误， 排除困难后，心 里终于舒了一口气。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际 相结合是很重要的，只后埋论知识是远远不够 的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来， 从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而 提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。 在 设计的过程中遇到问题，可以说得是困难重重， 这毕竟第一次做的，难免会遇到过各种各样的问 题，同时在设计的过程中发现了自己的不足之 处，对以前所学过的知识理解得不够深刻，掌握得不够牢固。总的来说，这次设计还是比较成功的， 觉得 平时所学的知识有了实用的价值， 达到了理论与 实际相结合的目的，不仅学到了不少知识，而且 锻炼了自己的能力，使自己对以后的路有了更加 清楚的认识，同时，对未来有了更多的信心。最 后，对给过我帮助的所有同学和各位指导老师再 次表示忠心的感谢！参考资料：1、机械设计课程设计2、机械设计基础3、机械设计手册