机械设计课程设计说明书链板式运输机传动装置.doc

《机械设计课程设计说明书链板式运输机传动装置.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计说明书链板式运输机传动装置.doc（51页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、1.设计任务书一、 设计题目：链板式运输机传动装置1 电动机；2、4联轴器；3圆锥-圆柱斜齿轮减速器；5开式齿轮传动；6输送链的小链轮二、 原始数据及工作要求组别链条有效拉力F（N）链条速度V（m/s）链节距P(mm)小链轮齿数Z1 i开寿命（年）1100000.338.101736102100000.3550.801936103120000.463.502136104110000.3538.102136105110000.450.801936106120000.4550.80213610每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5%。三、 设计工作量 设计说明书1份；减速器装配图

2、，零号图1张；零件工作图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）。四、 参考文献 1.机械设计教材 2机械设计课程设计指导书3机械设计课程设计图册 4.机械零件手册 5.其他相关书籍四、进度安排设计阶段设 计 内 容 摘 要计划时间14天 准备工作1、布置设计任务，说明设计题目的性质及设计内容；2、阅读机械设计课程指导书。1 计算运动参数1、分析明确传动方案；2、计算传动机构所需的总功率并选择电动机；3、计算总传动比和分配各级传动比；4、计算各轴的转速、功率及转矩。1 传动机构及支承零件的初步计算1、带传动设计（含带轮设计）；2、二级齿轮传动设计算（含齿轮、轴设计，其他相关标准

3、件的选择等）；3、减速器箱体及附件设计。1 减速器装配图设计1、精确计算各级传动轴及转动支承零件：（1）根据轴承跨距求反力，（2）画弯距，（3）扭矩图，（4）验算轴承及键，（5）精确计算和校核轴等；2、绘制减速器装配草图，逐一检查轴结构、支承结构、箱缘尺寸等设计的正确性、合理性，修改草图、完善各零件的初步结构（考虑固定方法、安装、拆卸、调整、制造、润滑等要求）。3 绘制零件图根据教师指定的零件进行零件结构工艺设计并绘制零件工作图（标注尺寸、公差、表面结构要素等）。2 完成装配图1、选择标准零件（螺栓、螺帽、定位销等）；2、根据机械制图要求完成装配图的绘制。3 编制设计说明书1、根据计算底稿按规

4、定格式编写设计说明书；2、自己设计的零件结构应附有简要的说明及简图。2 答辩准备课程设计答辩，上交设计成果。1 学生姓名： 学 号： 专 业：机械设计制造及其自动化 班 级： 指导教师： 2009年12月14日2.传动装置的总体方案设计2.1传动方案分析（1）圆锥斜齿轮传动圆锥斜齿轮加工较困难，特别是大直径、大模数的圆锥齿轮，只有在需要改变轴的布置方向时采用，并尽量放在高速级和限制传动比，以减小圆锥齿轮的直径和摸数。所以将圆锥齿轮传动放在第一级用于改变轴的布置方向（2）圆柱斜齿轮传动由于圆柱斜齿轮传动的平稳性较直齿圆柱齿轮传动好，常用传动平稳的场合。因此将圆柱斜齿轮传动布置在第二级。（3）.

5、开式齿轮传动 由于润滑条件和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。（4）链式传动链式传动运转不均匀，有冲击，不适于高速传动，应布置在低速级。所以链式传动布置在最后。因此，圆锥斜齿轮传动圆柱斜齿轮传动开式齿轮传动链式传动，这样的传动方案是比较合理的。 2.2电动机选择链轮所需功率取1=0.99（联轴器）, 2=0.98（圆锥齿轮） , 3=0.98（圆柱斜齿轮）, 4=0.94（开式齿轮）, 5=0.97（链轮）；=23 45=0.784电动机功率 Pd=Pw / =4.39 kw链轮节圆直径 链轮转速 由于二级圆锥圆柱齿轮传动比i1=840， 开式齿轮传动比i2=36则电动机总传

6、动比为 ia=i1i2=24240故电动机转速可选范围是nd=ian=(120360)26.2=628.86288r / min在此范围内电动机有Y132S-4和Y132M2-6,且Y132M2-6的传动比小些故选电动机型号为Y132S-42.3总传动比确定及各级传动比分配 由电动机型号查表得nm=1440 r / min；故ia=nm / n=1440 / 26.25=55取开式齿轮传动比i3=5.5；圆锥斜齿轮传动比i1=2.5；故圆柱斜齿轮传动比i2=42.4运动和动力参数的计算设电动机转轴为1轴，圆锥斜齿轮轴为2轴，圆柱斜齿轮轴为3轴,开式齿轮轴为4轴，链轮轴为5轴（1）.各轴转速：n

7、1=1440 r / minn2=n1 / i1=1440 /2.5 =577.5 r / minn4= n3 = n2 / i2=577.5 / 4= 144.375 r / minn5=n4 / i3=144.375/ 5.5=26.25 r / min（2）.各轴输入功率：P1= Pd =4.39kwP2=P12=4.390.98=4.31kwP3=P23=4.310.98=4.22kwP4=P3=4.22kwP5=P35=4.220.97=3.97kw（3）.各轴输入转距：Td=9550P1/nm=95504.39/1440=29.11NmT1=9550P/nm=95504.39/14

8、40=29.11NmT2=9550P2/ n2 =95504.31/557.5=71.21 NmT3=9550P3/ n3 =95504.22/144.275=279.1 NmT4=T3=279.1NmT5=9550P5/ n5 =95503.97/26.25=1444 Nm3.传动零部件的设计计算3.1齿轮传动3.1.1. 圆锥齿轮 1.选定齿轮的精度等级、材料及齿数 1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 2）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS 3）选小

9、齿轮齿数为,大齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计 (1).确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数1.42）.小齿轮传递转距3）.由表10-7选取齿宽系数0.33 4）.由表10-6查得材料的弹性影响系数5）.由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6）.计算应力循环次数 7).由图10-19查得接触疲劳寿命系数8).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故 (2).计算1).试算小齿轮分度圆直径, 2).计算圆周速度 3).计算载荷系数 根据3.95m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数1.21 直齿轮 =1,由表10-2查得使用系数1.2 根据

10、大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查表得1.421, 接触强度载荷系数2.0634).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 5).计算模数 3.校核齿根弯曲疲劳强度 （1） 确定公式内的各计算参数1)确定弯曲强度载荷系数 1.96 2).查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5查得 3)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 4)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 5)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 6)计算大小锥齿轮的. 大锥齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于模数

11、m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取m=2.5mm，按接触疲劳强度所算得的分度圆直径mm,算得小锥齿轮的齿数 大锥齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算锥距R 由于该锥齿轮为标准直齿轮 R= （3）圆整并确定齿宽 B= 故取 , 3.1.2圆柱斜齿轮 1. 选定齿轮的精度等级、材料及齿数 1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 2）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240H

12、BS，二者材料硬度差为40HBS 3）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数,取 4) 选取螺旋角。初选螺旋角2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）.公式内各计算值1).试选2).由图10-30选取区域系数ZH=2.433 3).由图10-26查得，则4).小齿轮传递转距5).由表10-7选取齿宽系数 6).由表10-6查得材料的弹性影响系数7).由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限8).应力循环次数 9).由图10-19查得接触疲劳寿命系数10).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故 11).许用接触应力（2）.计算1). 试算小齿轮分度圆直径 2).计算圆

13、周速度 3).计算齿宽b及模数 4).计算纵向重合度 5).计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=1.1m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数,由表10-4查得,由图10-13查得,由表10-3查得 故载荷系数 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 7).计算模数 3.按齿根弯曲强度设计 （1）.确定计算参数 1）.计算载荷系数 2）.根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数 3）.计算当量齿数 4）.查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5查得 5）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 7）计

14、算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 8）.计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。 （2）.设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取，即可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是，有 故 取，则(4).几何尺寸计算（1）.计算中心距 将中心距圆整为134mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故等值不必修正。 （3）.计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）.计算齿轮宽度 圆整后取 3.1.3 开式齿轮 1.选定齿

15、轮的类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案，选用开式直齿圆柱齿轮传动 2）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度 3）材料选择 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS 4）选小齿轮齿数为,大齿轮齿数，取2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）.确定公式内各计算数值1）.试选载荷系数1.32）.小齿轮传递转距3）.由表10-7选取齿宽系数1 4）.由表10-6查得材料的弹性影响系数5).由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6).计算应力循环次数 7

16、).由图10-19查得接触疲劳寿命系数8).计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1，故 （2）.计算1）. 试算小齿轮分度圆直径,代入中较小的值 2).计算圆周速度 3)计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比模数 齿高 5).计算载荷系数K由表10-2查得使用系数根据v=0.563m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数,由表10-4查得,由图10-13查得,由表10-3查得 故载荷系数 6).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 7).计算模数m 3. 按齿根弯曲强度设计 （1）. 确定公式内的个各算数值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2

17、).由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数3).计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，故 4)计算载荷系数K 5).查取齿形系数和应力校正系数 由表10-5查得 6）. 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2）. 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于模数m的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力。取，可满足齿根弯曲疲劳强度，为满足齿面接触疲劳强度取 故 则 4.几何尺寸计算 （1）. 计算分度圆直径 （2）. 计算中心距 （3）. 计算齿轮宽度 圆整后取 3.2 轴的设计与计算3.2.1输入轴设计1、求输入轴上的功率、转速和

18、转矩 2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为而cot=u=2.5, 故，有 圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 按照计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件。由于所选择的电动机Y132S-4的输出轴直径为d=38mm，因此，查机械设计课程设计选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器

19、长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。4.轴的结构设计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）.为了满足半联轴器的轴向定位，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表15-7查得30307型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，V

20、-VI段应略短于轴承宽度，故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取5）锥齿轮轮毂宽度为45mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取6）由于，故取（3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为,各轴肩处的圆角半径R2.5.求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M

21、总弯矩扭矩T 6.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由表15-1查得，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度 （1）. 判断危险截面截面A,II,III,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按强度宽裕确定的，所以截面A,II,III,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面上的应力最大截面D上虽然应力最大，但应力集中不大，故截面D不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合

22、的小，因而只需校核截面VI左右两侧即可。（2）. 截面VI右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面VI右侧弯矩M为截面VI上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后查得又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。（3）截面VI左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面VI左侧弯矩M为截面VI上的扭矩为截面上的弯

23、曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8，用插值法，并取，有 =2.56 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。3.2.2中间轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为而 已知圆锥齿轮的平均分度圆直径为而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40（调质），根据表15-3，取，得，中间轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4.轴的结构设计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位

24、的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计查得30305型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径32mm。2）取安装齿轮处的轴段；锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮毂长L=40mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端面采用轴间定位，轴间高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为使套筒端面可靠地压紧端面，此轴应略短于轮毂长

25、，故取。， 4）取齿轮距箱体壁内之距,锥齿轮与轴之上的圆柱齿轮间的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置上，应距箱体内壁有一段距离。则 （3）.轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为。（4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为,各

26、轴肩处的圆角半径R2.5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置上a的值，对于30305型圆锥滚子轴承，有机械设计课程设计中查得a=13mm,故作为简支梁的轴的支撑跨。轴的计算列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T 6.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40（调质），由表15-1查得，故安全。3.2.3输出轴设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆直径为而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示 3.初步确定轴的最小直径

27、先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据表15-3，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 查机械设计课程设计选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。4.轴的结构设计（1）. 拟定轴上零件的装配方案如下(2). 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）.为了满足半联轴器的轴向定位，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径

28、，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故取I-II段的长度应比略短些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为，而。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册查得30311型轴承的定位轴肩高度，因此取，齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮齿宽为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，故取

29、4）轴承端盖的总宽度为16mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距，故取5）取齿轮距箱体壁内之距,锥齿轮与轴之上的圆柱齿轮间的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置上，应距箱体内壁有一段距离。则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）.轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位采用平键连接，按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴连接，选用平键截面,半联轴器与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差

30、为。（4）. 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R2.弯矩图及扭矩图如下：FNH1FtFNH2FNV1FrFaFNV2F.,NV1TMa=FaD/2FNV1FNH1FrFtFaFNV2FNH1L1L2L3ACDB5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置上a的值，对于30305型圆锥滚子轴承，有机械设计课程设计中查得a=21.5mm,故作为简支梁的轴的支撑跨距。从轴的结构图和弯矩图及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，先将计算出的的结果列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T 6.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的

31、单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由表15-1查得，故安全。7精确校核轴的疲劳强度（1）. 判断危险截面截面A,II,III,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按强度宽裕确定的，所以截面A,II,III,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI,VII过盈配合引起的应力集中最严重，从受载的情况来看，截面C上的应力最大截面VI和VII的应力集中相近，但截面VII不受扭矩作用，故截面VII不必做强度校核。截面上的应力最大截面C、上虽然应力最大，但应力集中不大，故截

32、面C不必校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需校核截面VI左右两侧即可。（2）. 截面VI右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面VI右侧弯矩M为截面VI上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后查得又由附图3-1可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由附图3-2查得尺寸系数，由附图3-3查得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。（3）截面VI左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面V

33、I左侧弯矩M为截面VI上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8，用插值法，并取，有 =2.62 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。3.3滚动轴承的设计及计算3.3.1输入轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为， 载荷水平面H垂直面V支反力F则 故 故 ， 故合格3.3.2中间轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，

34、而 故合力为 载荷水平面H垂直面V支反力F则 故 故 ， 故合格3.3.3输出轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为， 载荷水平面H垂直面V支反力F则 故 故 故合格3.4键联接的选择及校核计算3.4.1输入轴键计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为： ，故单键即可。2、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可3.4.2中间轴键计算1.校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的

35、转矩为： ，故单键即可。2.校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，与大圆锥处的键型号相同，而且其长度为56mm,大于32mm,故单键即可.3.4.3输出轴键计算1.校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为： ，故单键即可2.校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可3.5联轴器的选择在轴的计算中已选定联轴器型号。输入轴选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，

36、半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。4、减速器附件的选择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，大端盖分机体采用配合.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3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，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

37、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

38、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8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度1 b1=2.512箱座底凸缘厚度20箱座、箱盖上的肋厚m、mtm0.58、mt0.587、7地脚螺钉直径16地脚螺钉数目n查机械设计课程设计6轴承旁连接螺栓直径12机盖与机座连接螺栓直径=（0.50.6）9轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）7视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）75.润滑与密封 齿轮采用浸油润滑，由机械设计课程设计手册选用N220中负荷工业齿轮油（GB5903-86）。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。由于小圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。对于滚动轴承，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不易流失，同时也能形成滑动表面