[优秀毕业设计精品] 带式输送机传动装置设计.doc

机械设计课程设计说明书 课程名称： 机械设计课程设计 设计题目： 带式输送机传动装置设计 学院： 机械工程学院 2010年10月18日11月2日目 录一 课程设计任务书3二 设计要求3三 设计步骤41.传动装置总体设计方案52.电动机的选择53.确定传动装置的总传动比和分配传动比74.传动装置的运动和动力参数计算75.设计V带和带轮96.齿轮的设计127.轴的设计计算228.滚动轴承的选择及寿命计算289.键联接的选择及校核计算3010.连轴器的选择3111.减速器箱体及附件3212.润滑密封设计36.四设计小结38.五参考资料39一. 课程设计书设计课题: 带式输送机传动装置设计。工作条件：（1） 每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；（2） 连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差±5%；（3） 室内工作，环境中有粉尘；（4） 生产厂可加工78级精度的齿轮；（5） 动力来源为三相交流电；（6） 小批量生产。原始数据：运输机工作轴转矩T（N.m）850运输带工作速度V（m/s）1.15卷筒直径（mm）380二. 设计要求（1）传动装置的设计计算；（2）减速器装配草图设计；（3）减速器装配图设计；（4）减速器零件图设计；（5）减速器三维造型，递交光盘一个。三. 设计步骤 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. 传动装置的运动和动力参数计算5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 轴的设计计算8.滚动轴承的选择及寿命计算9.键联接的选择及校核计算10.连轴器的选择11.减速器箱体及附件12.润滑密封设计1. 传动装置总体设计方案1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。2）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）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。传动装置简图：2. 电动机的选择 电动机所需工作功率为：Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(d*9550)=850*60*1000*1.15/(3.14*380*9550)=5.147 kw执行机构的曲柄转速为：nw=60×1000v/d=57.83 r/min效率范围:1：带传动： V带 0.952：圆柱齿轮 0.97 7级3：滚动轴承 0.994：联轴器 浮动联轴器 0.970.99,取0.98w 滚筒： 0.99=1*2*2*3*3*3*4*w =0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99 =0.841Pd = Pw / =5.147/0.841=6.1167 Kw又因为额定转速Ped Pd=6.1167 Kw取Ped=7.5kw常用传动比：V带：i1=24圆柱齿轮：i2=35圆锥齿轮：i3=23i=i1×i2×i2=24×35×35=18100 取i=1840N=Nw×i=（1840）×57.83=10412313.2 r/min取N=1500r/min选Y132M-4电动机 Nm=1440r/min型号额定功率Ped满载转速 nm 轴径D轴伸长L中心高H Y132M-4 7.5KW 1440r/min 38mm 600mm132mm3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；总传动比i=Nm/Nw=1440/57.53=24.9取V带传动比i0=2.05减速箱的传动比 i减=i/ i0= i1×i2=12.15按浸油深度要求推荐高速级传动比：一般i1=（1.31.5）i2，取i1=1.34 *i2。i1*i2=1.34 *i2i2=3.01，i1=1.34*i2=4.034. 计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速(r/min)n0=nm=1440 r/minn=nm/i0=702.44 r/minn= n/i1=174.3r/minn = n/i2=57.9 r/min2）各轴输入功率（kW）P0=Pd=6.117 kWP=P0×1=6.117×0.95=5.81 kWP = P×2×3=5.81×0.97×0.99=5.58 kWP = P ×2×3= 5.58×0.97×0.99=5.36 kWP= P ×3×4=5.36×0.99×0.98=5.2 kW1=v=0.95, 2=齿=0.97，3=滚=0.99，4=联=0.98；注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即： Pw=Pw=5.2*0.99=5.15kW3）各轴输入扭矩（N.m）T0=9550×Pd/nm=40.57 N.mT=9550×P/n=78.99 N.mT =9550×P/n=305.73 N.mT =9550×P/n=884.08 N.mT=9550×P/n=857.69 N.m运动和动力参数结果如下表编号理论转速（r/min）输入功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比效率电机轴14406.11740.572.050.95高速轴702.445.8178.994.030.97中间轴174.35.58305.733.010.97低速轴57.95.36884.08滚筒轴57.835.15857.690.995.设计V带和带轮电动机功率P=6.117KW，转速n=1440r/min 传动比i0=2.051 确定计算功率Pca由机械设计课本表8-7查工作情况系数KA=1.1Pca=KA×P=1.1×6.117KW=6.73 KW2.选择V带的带型根据Pca，Nm查图8-11，选A带确定带轮的基准直径dd和验算带速V1） 初选小带轮的基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100 mm2） 验算带速v，按式（8-13）验算带的速度V=×n1Dd1/(60*1000)=3.14*100*1440/(60*1000)=7.536 m/s又5 m/s <V<25 m/s 故带速合适3计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i0* dd1=2.05*100=205 mm根据表8-8圆整为200mm 此时带传动实际传动比i0= dd2/ dd1=24.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)0.7（dd2+dd1）a0 2（dd2+dd1） 210mma0600mm取a0=500mm2)由式（8-22）计算带所需的基准长度：Ld0=2a0+/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0 =2×500+3.14×300/2+100×100/（4*500） =1476mm查表8-2，选Ld=1400mm，带的修正系数KL=0.983）按式（8-23）计算实际中心距aa=a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1476-1440）/2=538mmamin=a-0.015Ld=517mmamax=a+0.03Ld=542mm所以中心距变化范围 517542 mm5验算小带轮上的包角11=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a =180°-(200-100)×57.3°/538 =169°90°满足要求7计算带的根数1)计算单根V带的额定功率PrN1=1440r/min ，dd1=100mm查表8-4a得，P0=1.32 KW查表8-4b得，P0=0.17 KW查表8-5得，Ka=0.976查表8-2得，KL=0.961于是Pr=（P0+P0）*K*KL=（1.32+0.17）*0.961*0.976=1.4 KW2)计算V带的根数zz=Pca/Pr=6.73/1.4=4.8取Z=57计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3，得A型带的单位长度质量q=0.10Kg/m,所以(F0)min=500×(2.5-Ka)×Pca/Ka/Z/V+qv =147.3N应使实际初拉力F0>（F0）min(9)Fp=2×Z×（F0）min×sin(1/2)=1463.2N带轮结构均采用腹板式6. 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算输入功率P=5.81 KW，小齿轮转速n=702.44r/min 齿数比u=4.03，工作寿命10年（每年工作300天），一班制1. 选定高速级齿轮的类型，精度等级，材料 (1)选用斜齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=4.03*24=96.72取Z2=97；5）选取螺旋角。初选螺旋角=15°2. 按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1t1） 确定公式内的各计算数值：（1） 试选Kt=1.6（2） 由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（3） 由图10-26，查的a1= 0.765 a2=0.87 a=a1+a2=1.65（4）计算小齿轮传递的转矩 T1=78900 N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数d=1(6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2（7） 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=570 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=322 Mpa（8）计算应力循环次数N1=60njLh=60×702.44×1×（1×10×300×8）=1.011×109N2=N1u=2.5×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.92=322MpaH= （H1+ H2）2=（570+322）2=446Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t=58.81mm（2）计算圆周速度V=d1t n160000=×58.81×702.44601000=2.16ms（3）计算齿宽b及模数mntB=d d1t=1×58.81=58.81 mmmnt=d1t cosZ1=（58.81×cos15°）24=2.367 mmh=2.25mnt=5.326mm bh=11.04（4）计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×24×tan15=2.045（5）计算载荷系数KKA=1，根据V=2.16m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.08；由表10-4，查的KH=1.420；由图10-13，查得KF=1.35;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.08×1.2×1.42=1.84(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=d1t =58.81 ×=61.61 mm(7)mn=d1cos/Z1=2.479 mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KKvKFKF1×1.08×1.2×1.351.7496（2）根据纵向重合度=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.875（3）计算当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos3 15°=26.63Zv2=Z2cos3=97cos3 15°=107.63（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.188 Ysa2=1.787(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380 Mpa;（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90（7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.88×500/1.4=314.29 MpaF2= KFN2FE2S=0.90×3801.4=244.3Mpa（9）计算YFa Ysa1F并加以比较YFa 2Ysa1/F1=2.65×1.58/314.29=0.013322YFa 2Ysa2/F2=0.01601大齿轮的数值大2） 设计计算mn =1.56 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm，已可以满足弯曲疲劳强度，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d1=61.61mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosmn=61.61×cos15°2=29.8取Z1=30Z2=uZ1=30×4.02=120此时u=Z2/Z1=120/30=4 在误差范围内4.几何尺寸计算1） 计算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(30+120)×22cos15°=155.29mm圆整为155 mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arccos(120+30)×22155=14.59°3) d1=Z1 mncos=30×2cos14.59o=61.99 mm d2=Z2 mncos=120×2cos14.59o=247.997 mm4)计算齿轮宽度b=d d1=1×62.002=62.002 mm圆整后取B2=60 mm， B1=65 mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算输入功率P=5.58KW，小齿轮转速n=174.3 r/min 齿数比u=3.01，工作寿命10年（每年工作300天），一班制1选定低速级齿轮的类型，精度等级，材料(1)选用斜齿圆柱齿轮；(2)由于工作平稳，速度不高，选用7级精度；(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；(4)选小齿轮齿数为Z1=30，大齿轮齿数为Z2=30*3.01=90.3取Z2=90；5）选取螺旋角。初选螺旋角=15°3. 按齿面接触强度设计由计算公式（10-21）进行计算，即d1t2） 确定公式内的各计算数值：（4） 试选Kt=1.6（5） 由图10-30，选取区域系数ZH =2.425（6） 由图10-26，查的a1= 0.79 a2=0.86 a=a1+a2=1.65（4）计算小齿轮传递的转矩 T1=305730N.mm(5) 由表10-7选取齿宽系数d=1(6)由表10-6，查的材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2（7） 由图10-21d，按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查的大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=350 Mpa（8）计算应力循环次数N1=60njLh=60×174.3×1×（1×10×300×8）=0.25×109N2=N1u=0.83×108(9)由图10-19，查的接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得H1=Hlim1 KHN1S=600×0.95570 MpaH2=Hlim2 KHN2S=350×0.98=343 MpaH= （H1+ H2）2=（570+343）2=456.5 Mpa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得d1t=92.95 mm（2）计算圆周速度V=d1t n160000=×92.95×174.3601000=0.848ms（3）计算齿宽b及模数mntB=d d1t=1×92.95=92.95 mmmnt=d1t cosZ1=（92.95×cos15°）30=2.993 mmh=2.25mnt=6.734 mm bh=13.804（4）计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318×1×30×tan15=1.783（5）计算载荷系数KKA=1，根据V=0.848 m/s，7级精度，由图10-8，查的动载荷系数Kv=1.04；由表10-4，查的KH=1.429；由图10-13，查得KF=1.425;由表10-3,查得KH=KF=1.2K=KAKvKHKH=1×1.04×1.2×1.429=1.783(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=d1t =92.95×=96.37 mm(7)mn=d1cos/Z1=5.76mm3.按齿面接触强度设计由式10-17，得mn 3） 确定计算参数（2） 计算载荷系数K=K*Kv*KF*KF1×1.04×1.2×1.4251.7784（2）根据纵向重合度=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Y=0.875（3）计算当量齿数Zv1=Z1cos3=30cos3 15°=33.288Zv2=Z2cos3=90cos3 15°=99.865（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数YFa1=2.52 Ysa1=1.625 YFa2=2.2 Ysa2=1.78(5)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa;由图10-20b查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa;（6）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95 KFN2=0.96（7）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1= KFN1FE1S=0.95×5001.4=339.3 MpaF2= KFN2FE2S=0.96×3801.4=260.57 Mpa（9）计算YFa Ysa1F并加以比较YFa 2Ysa1/F1=2.52×1.625339.3=0.012069YFa 2Ysa2/F2=0.015029大齿轮的数值大4） 设计计算mn =2.079 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数，mn大于由弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可以满足弯曲疲劳强度，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d1=96.37mm来计算应有的齿数，于是由Z1=d1cosmn=96.37×cos15°2.5=37.2取Z1=37Z2=uZ1=37×3.01=111.37 取Z2=111此时u=Z2/Z1=111/37=3 在误差范围内4.几何尺寸计算2） 计算中心距a=(Z1+Z2) mn2cos =(37+111)×2.52cos15°=191.5mm圆整为190mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2) mn2a=arccos(37+111)×2.52190=14.21°3) d1=Z1 mncos=37×2.5cos14.21o=95.42 mmd2=Z2 mncos=111×2.5cos14.21o=286.26 mm4)计算齿轮宽度b=d d1=1×95.42=95.42mm圆整后取B2=95 mm， B1=100 mm7. 轴的设计计算高速轴：1） 求输出轴上的功率P=5.81kw，转速n=702.44r/min，转矩T=78.99 N.m2) 作用在齿轮上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d=61.999mm Ft=2548.06 N Fr= Ft Fa= Ft *tan=663.23 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本表153，取=22.3 mm又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=35 mm，电动机轴的直径为38mm，整体具有一定的协调性。4）轴的结构设计（1）端盖端面距离带轮端面30 mm；（2）初步选取轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，0组游隙， 7208AC型。（3）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=25mm；（4）又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；（5）齿轮的宽度为B=65mm，且为齿轮轴；（6）轴承内壁内轴的总长为L=(84+70+24+200+17)=395 mm；（7）为方便轴承的安装，轴承两端做成阶梯。中间轴：1） 求输出轴上的功率P=5.58kw，转速n=174.3 r/min，转矩T=305.75 N.m2) 作用在齿轮上的力中速级小齿轮：分度圆直径为95.42 mmFt=6408.5 N Fr= Ft Fa= Ft tan=1622.66 N中速级大齿轮：因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以他们之间的力的大小相等，即 Ft=2548.06 N Fr= Ft Fa= Ft *tan=663.23 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据参考文献2，表153，取A0=110=36 mm又轴上有1个键槽，轴径增加百分之五，取d=50 mm4）轴的结构设计（1）初步选取轴承轴承用7210AC型；（2）又轴承为油润滑，添加挡油环；（3）总长L=262 mm（4）为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60 mm；（5）齿轮轴向采用轴肩与轴环定位,轴肩高度4mm, 取d=58mm。待添加的隐藏文字内容2 低速轴1） 求输出轴上的功率P=5.36kw，转速n=57.9 r/min，转矩T=884.08 N.m2) 作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=286.86mmFt=6181 N Fr= FtFa= Ft tan=6181×tan(14.46°)=1593.9 N3) 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本表153，取=51 mm因为轴上有两个键槽，轴颈增加10-15所以dmin=（10+1）*51.3=56.8 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号：齿式联轴器。4）轴的结构设计（1）为了半联轴器的轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.（2）选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承，7213AC型。（3）采用轴套进行轴向定位。（4）取安装齿轮处的轴段d=67mm;齿轮的左端与左轴承之间采用轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm 。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高5mm,取d=77mm；5） 求轴上的载荷及校验 对于7213AC型角接触球轴承,a=38.9mm,简支梁的轴的支承跨距如下 L2=83.1mm ，L3=119.1mmFt=FNH1+FNH2FNH1×L2=FNH2×L3得，FNH1= 1889.3N，FNH2=1317.1NMNH= FNH1×L2=156.74 N·mFr=FNv1+FNv2FNv1×L2=FNv2×L3+MaMa= Fa×D/2得，FNV1= 1835.3N，FNV2=653.6NMv1=127.5N·mMv2=74.15N·mM1=183.07N·mM2=131.36N·m载荷水平垂直支反力FFNH1= 1889.3NFNH2=1317.1NFNV1= 1835.3NFNV2=653.6N弯矩MH=156.74N.mMv1=127.5N.mMv2=74.15N.m总弯矩M1=183.07 N.mM2=131.36 N.m扭矩TT=884.08 N.m5. 轴的载荷分析图6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度=7.69MPa选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MPa 此轴安全8.滚动轴承设计减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）内径d外径D宽度TdaminDamaxramax高速轴7208AC40801847731中间轴7210AC50902057831低速轴7213AC6512023721132输出轴轴承计算角接触球轴承7213AC的=25°,其基本额定动载荷C=85kN,基本额定静载荷C0=74.5kN预期寿命=3×300×8=7200 h1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fd内部轴向力:Fd1=0.68Fr1 =2152.58N Fd2=0.68Fr2=787.44NFae=1885N因为Fae+Fd2>Fd1所以被“压紧”的轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N被“放松”的轴承2 Fa2=Fd2=787.44N 2) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用7213AC， 由于有轻微震动，取,Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取X=0.41,Y=0.87P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.19NFa2/Fr2=e,取X=1,Y=0P2=fp(XFr2+YFa2)= 1158.0N取Pmax=3985.19N3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承1的受力大小验算L>>Lh所选轴承可满足寿命要求。9. 键联接设计 1高速轴带轮的键联接根据d =35 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=10×8，L=32 mm2中间轴齿轮的键联接根据d =54 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=16×10，L=50 mm3低速轴齿轮的键联接（1） 选择类型及尺寸根据d =67 mm，查机械课程设计手册，选用A型，b×h=20×12，L=70 mm（2）键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 70-20=50 mmk = 0.5h =6 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=884.08N.mp = p键安全合格4.低速轴联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据d =60mm，查机械课程设计手册，选用C型，b×h=18×11 L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2=61 mmk = 0.5*h =6 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2，有轻微震动，取p=110MPaT=884.08 N.mp = p键安全合格10.联轴器设计1.类型选择.选取联轴器的型号：齿式联轴器11. 箱体结构的设计1） 箱体主要尺寸采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。箱体主要结构尺寸名称符号尺寸关系箱座壁厚=10mm箱盖壁厚11=10mm箱体凸缘厚度b，b1，b2箱座b=1.5*=15mm箱盖b1=1.5*=15mm箱底座b2=2.5*=25mm肋厚m，m1箱座m=0.85*=8mm箱盖m=0.85*=8mm地脚螺钉直径df0.036*a+12=21.08mm 取M22地脚螺钉数目nn=6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75*df=18 mm 取M20箱盖、箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)* df取M10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）*df 取M8窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)*df 取 M10定位销直径dd=（0.70.8）*d2=10 mmdf、d1、d2至箱壁外距离C1df: C1=30mmd1: C1=30mmd2: C1=30mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2df: C2=26mmd1：C2=26mmd2: C2=26mm轴承旁凸台高度半径R1R1= C2=26mm箱体外壁至轴承座端面的距离l1l1=C1+C2+(510)=66 mm大齿轮顶圆至箱体内壁的距离11.2取18 mm齿轮端面至箱体内壁的距离2>取15mm轴承端盖外径+（55.5）*120（1轴）140（2轴）176（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）140（2轴）176（3轴）2） 主要附件a）窥视孔和视孔盖窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置，其大小以手能伸进箱体进行检查操作为宜;窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并应考虑密封。b)通气器通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。通气器选M22油面指示器用油标尺，其结构简单、在低速轴中常用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。油标尺的安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。油标尺选用M22 c)放油孔和油塞放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M22 d)起吊装置减速器箱体沉重，采用起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。示意图: e)定位销常采用圆锥销做定位销。两定位销间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并做非对称布置。取位销直径d8mmf)起盖螺钉起盖螺钉螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与凸缘联接螺钉直径相同。12.润滑密封设计1.齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度相对都较小，所以采用油脂润滑。另外，传动件齿轮浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。1）润滑油牌号及油量计算润滑油牌号选择查机械课程设计手册，选用工业闭式齿轮油，代号L-CKC220，润滑油运动粘度为198-242mm2/s。3） 油量计算以每传递1KW功率所需油量为350-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700-1400实际储油量：由高速级大齿轮浸油深度约1个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于3050mm的要求得：（设计值为50）最低油深：最高油深：又箱体内壁总长：L=566mm箱体内壁总宽：b=208mm所以箱体有足够的储油量。2轴承的润滑与密封