带式运输机

东海科学技术学院课程设计成果 说明书 房屋状态说明书下载罗氏说明书下载焊机说明书下载罗氏说明书下载GGD说明书下载 题目： 带式运输机 院系： 机电工程系 学生姓名： 专业： 机械制造及其自动化 班级： 指导教师： 起止日期： 2017．东海科学技术学院教学科研部目录目录一设计任务书4设计题目4设计步骤4二传动装置总体设计 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 4传动方案4该方案的优缺点4三选择电动机5电动机类型的选择5确定传动装置的效率6选择电动机容量6确定传动装置的总传动比和分配传动比6四计算传动装置运动学和动力学参数6电动机输出参数7高速轴的参数7中间轴的参数7低速轴的参数7工作机的参数8五减速器高速级齿轮传动设计计算8选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数8按齿面接触疲劳强度设计8确定传动尺寸9校核齿根弯曲疲劳强度9计算齿轮传动其它几何尺寸10齿轮参数和几何尺寸总结11六减速器低速级齿轮传动设计计算12选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数12按齿面接触疲劳强度设计12确定传动尺寸15校核齿根弯曲疲劳强度15计算齿轮传动其它几何尺寸15齿轮参数和几何尺寸总结15七轴的设计15高速轴设计计算15中间轴设计计算21低速轴设计计算28八滚动轴承寿命校核36高速轴上的轴承校核36中间轴上的轴承校核37低速轴上的轴承校核37九键联接设计计算37高速轴与联轴器键连接校核37中间轴与低速级小齿轮键连接校核38中间轴与高速级大齿轮键连接校核38低速轴与低速级大齿轮键连接校核38低速轴与联轴器键连接校核38十联轴器的选择38高速轴上联轴器38低速轴上联轴器38十一减速器的密封与润滑39减速器的密封39齿轮的润滑39轴承的润滑39十二减速器附件39油面指示器40通气器40六角螺塞40窥视孔盖41定位销41启盖螺钉42十三减速器箱体主要结构尺寸42十四设计小结43参考文献43设计任务书一、课程设计目的　　机械设计课程设计是本课程的最后一个教学环节，总体来说，目的有三个：　1）综合运用机械设计及其它有关先修课程，如机械制图、测量与公差配合、金属材料与热处理、工程力学等的理论和生产实际知识进行机械设计训练，使理论和实际结合起来，使这些知识得到进一步巩固、加深和拓展；　　　2）学习和掌握机械设计的一般步骤和 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 ，培养设计能力和解决实际问题的能力；　　　3）进行基本技能的训练，对计算、制图、运用设计资料（如手册、图册、技术 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 、 规范 编程规范下载gsp规范下载钢格栅规范下载警徽规范下载建设厅规范下载 等）以及进行经验估算等机械设计方面的基本技能得到一次综合训练，提高技能水平。二、课程设计任务1.设计题目：展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=5600N，速度v=s，直径D=450mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：250天，配备有三相交流电源，电压380/220V2.传动方案：传动方案已给定，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。3.电动机类型的选择4.设计条件：1）工作条件:按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。2）使用年限10年，每年工作天数：250天；3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V； 设计及说明 结果 4、设计内容：电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=滚动轴承的效率：η2=闭式圆柱齿轮的效率：η3=工作机的效率：ηw=选择电动机容量工作机所需功率为确定电动机参数电动机所需额定功率:工作转速：经查表按推荐的合理传动比范围，展开式二级齿轮减速器传动比范围为：8～40，因此理论传动比范围为：8～40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8～40)×=272--1359r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-87507202Y132M2-610009603Y132S-4150014404Y132S1-230002900电机主要外形尺寸图3-1电动机中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×33（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：（2）分配传动装置传动比高速级传动比则低速级的传动比减速器总传动比电动机输出参数高速轴的参数中间轴的参数低速轴的参数工作机的参数各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•mm)电机轴960高速轴960中间轴低速轴工作机选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°，初选螺旋角β=13°。(2)参考表10-6选用7级精度。(3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度241～286HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度217～255HBS。(4)选小齿轮齿数z1=27，则大齿轮齿数z2=z1×i=27×=167。按齿面接触疲劳强度设计(1)由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值①试选KHt=②计算小齿轮传递的扭矩:③由表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查得区域系数ZH=⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=√MPa。⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为由式（10-15）计算应力循环次数：由图10-23查取接触疲劳系数取失效概率为1%，安全系数S=1，得取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即试算小齿轮分度圆直径(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度ν②齿宽b2)计算实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA=1②根据v=s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=③齿轮的圆周力。查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=由此，得到实际载荷系数3)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4)确定模数确定传动尺寸(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=12°30'25"(3)计算小、大齿轮的分度圆直径(4)计算齿宽取B1=90mmB2=85mm校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1)T、mn和d1同前齿宽b=b2=85齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数①试选载荷系数KFt=②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε③由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ2)圆周速度3)宽高比b/h根据v=s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=由表10-4用插值法查得KHβ=，结合b/h=90/=查图10-13，得KFβ=。则载荷系数为由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查取弯曲疲劳系数取弯曲疲劳安全系数S=，由式（10-14）得齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4)齿轮的圆周速度选用7级精度是合适的计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*法面顶隙系数c*螺旋角β左12°30'25"右12°30'25"齿数z27124齿顶高ha33齿根高hf分度圆直径d齿顶圆直径da齿根圆直径df齿宽B9085中心距a232232齿轮参数和几何尺寸总结轴的设计图6-1低速级大齿轮结构图高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=960r/min；功率P=；轴所传递的转矩T=•mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（调质），齿面硬度241～286HBS，许用弯曲应力为[σ]=70MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为22mm故取dmin=22(4)确定轴的直径和长度图7-1高速轴示意图1)输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=，则:按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为22mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键，A型键，b×h=6×6mm(GBT1096-2003)，键长L=40mm。2)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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=27mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7206AC，其尺寸为d×D×B=30×62×16mm，故d34=d78=30mm。由手册上查得7206AC型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=65mm，d56=mm。4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，低速级小齿轮宽度b3=90mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径222730363630长度52672865828(5)轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）高速级小齿轮所受的径向力高速级小齿轮所受的轴向力第一段轴中点到轴承压力中心距离l1=，轴承压力中心到齿轮支点距离l2=，齿轮中点到轴承压力中心距离l3=轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关①在水平面内轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：②在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：③绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：截面B在水平面上弯矩：截面C左侧在水平面上弯矩：截面C右侧在水平面上弯矩：截面D在水平面上的弯矩：④绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上弯矩：截面D在垂直面上弯矩：⑤绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：g.转矩和扭矩图h.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C左侧当量弯矩：截面C右侧当量弯矩：截面D处当量弯矩：图7-2高速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=，则当量应力为查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=750MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。中间轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=min；功率P=；轴所传递的转矩T=•mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm(4)确定轴的直径和长度图7-3中间轴示意图1)初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=mm，由轴承产品目录中选取角接触轴承7208AC，其尺寸为d×D×B=40×80×18mm，故d12=d56=40mm。2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=45mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=60mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=58mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=45mm查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=55mm。轴环宽度b≥，取l34=15mm。3)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。4)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=90mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=88mm，d23=45mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=60mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取l45=58mm，d45=45mm。5)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段12345直径4045554540长度40881558(5)轴的受力分析高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）高速级大齿轮所受的径向力高速级大齿轮所受的轴向力低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）低速级小齿轮所受的径向力低速级小齿轮所受的轴向力轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离l1=61mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离l2=90mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离l3=轴承A在水平面内支反力轴承B在水平面内支反力轴承A在垂直面内支反力轴承B在垂直面内支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：①计算水平面弯矩截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩截面C左侧在水平面内弯矩截面D右侧在水平面内弯矩截面D左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩截面C右侧合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面D右侧合成弯矩截面D左侧合成弯矩②转矩③计算当量弯矩截面A和截面B处当量弯矩截面C右侧当量弯矩截面C左侧当量弯矩截面D右侧当量弯矩截面D左侧当量弯矩图7-4中间轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=，则当量应力为查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。低速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=min；功率P=；轴所传递的转矩T=•mm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%查表可知标准轴孔直径为63mm故取dmin=63(4)确定轴的直径和长度图7-5低速轴示意图1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=，则:按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX4型联轴器。半联轴器的孔径为63mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为142mm。选用普通平键，A型，b×h=18×11mm(GBT1096-2003)，键长L=125mm。2)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，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据d23=68mm，由轴承产品目录中选择角接触轴承7214AC，其尺寸为d×D×B=70×125×24mm，故d34=d78=70mm。轴承挡油环定位，由手册上查得7214AC型轴承的定位轴肩高度h=mm，因此，取d45=79mm3)取安装齿轮处的轴段的直径d67=79mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=85mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=83mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=79mm，故取h=mm，则轴环处的直径d56=94mm，取l56=10mm。4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=15mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径63687079947970长度142591083(5)轴的受力分析低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）低速级大齿轮所受的径向力低速级大齿轮所受的轴向力齿轮中点到轴承压力中心距离l1=，轴承压力中心到齿轮中点距离l2=，第一段中点到轴承压力中心距离l3=轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：①计算弯矩在水平面上，轴截面A处所受弯矩：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：②绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：③绘制扭矩图④绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C左侧当量弯矩：截面C右侧当量弯矩：截面D处当量弯矩：图7-6低速轴受力及弯矩图(6)校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=，则当量应力为查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。滚动轴承寿命校核高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7206AC30621622根据前面的计算，选用7206AC角接触球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm当Fa/Fr≤时，Pr=Fr；当Fa/Fr>，Pr=+轴承基本额定动载荷Cr=22kN，额定静载荷C0r=，轴承采用正装。要求寿命为Lh=40000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由前面计算可知轴向力Fae=-415N由计算可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。查表得X1=1，Y1=0，X2=，Y2=查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7208AC408018根据前面的计算，选用7208AC角接触球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm当Fa/Fr≤时，Pr=Fr；当Fa/Fr>，Pr=+轴承基本额定动载荷Cr=，额定静载荷C0r=，轴承采用正装。要求寿命为Lh=40000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由前面计算可知轴向力Fae=1211N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查表得X1=，Y1=，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7214AC7012524根据前面的计算，选用7214AC角接触球轴承，内径d=70mm，外径D=125mm，宽度B=24mm当Fa/Fr≤时，Pr=Fr；当Fa/Fr>，Pr=+轴承基本额定动载荷Cr=，额定静载荷C0r=，轴承采用正装。要求寿命为Lh=40000h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由前面计算可知轴向力Fae=-1557N由计算可知，轴承2被“压紧”，轴承1被“放松”。查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。键联接设计计算高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=6mm×6mm（GB/T1096-2003）,键长40mm。键的工作长度l=L-b=34mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。键的工作长度l=L-b=56mm低速级小齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。键的工作长度l=L-b=31mm高速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=22mm×14mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。键的工作长度l=L-b=48mm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096-2003）,键长125mm。键的工作长度l=L-b=107mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力联轴器的选择高速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=计算转矩Tc=K×T=•m选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=22mm，轴孔长度L1=52mm。Tc=•m<Tn=1250N•mn=960r/min<[n]=4700r/min低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=计算转矩Tc=K×T=•m选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX4弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=2500N•m，许用转速[n]=3870r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=63mm，轴孔长度L1=142mm。从动端孔直径d=63mm，轴孔长度L1=142mm。Tc=•m<Tn=2500N•mn=min<[n]=3870r/min减速器的密封与润滑减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。轴承的润滑滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。减速器附件油面指示器显示箱内油面的高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。游标安装的位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。图12-1油标示意图通气器由于减速器运转时，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。六角螺塞为了便于清洗箱体内部以及排除箱体内的油污，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。图12-2六角螺塞示意图窥视孔盖在减速器箱盖顶部开有窥视孔，可以看到传动零件齿合区，并有足够的空间能伸入进行操作，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。图12-3窥视孔盖示意图A1=220，A2=190，B1=160，B2=130h=4mmd4=11mmR=5mmB=130mm定位销对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。启盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。减速器箱体主要结构尺寸箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：箱座壁厚δ+3≥88mm箱盖壁厚δ1+3≥88mm箱盖凸缘厚度b1δ112mm箱座凸缘厚度bδ12mm箱座底凸缘厚度b2δ20mm地脚螺栓的直径df+12M20地脚螺栓的数目n4轴承旁连接螺栓直径d1M16盖与座连接螺栓直径d2∽dfM12轴承端盖螺钉直径d3∽dfM8视孔盖螺钉直径d4∽dfM6定位销直径d∽d210mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1查表26mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2查表24mm、20mm、16mm轴承旁凸台半径R1C220mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准46mm外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5∽10)47mm大齿轮顶圆与内箱壁距离△1>δ12mm齿轮端面与内箱壁距离△2>δ箱盖、箱座肋厚m1、mm1≈×δ1、m≈×δ8mm、8mm轴承端盖外径D2D+(5∽d3；D--轴承外径102mm、、120mm、165mm设计小结这次关于展开式二级斜齿圆柱减速器的课程设计，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。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考文献[1]濮良贵.机械设计第九版.西北工业大学出版社[2]吴宗泽.机械设计课程设计手册第3版.高等教育出版社[3]机械设计手册编委会.机械设计手册（第1卷、第2卷、第3卷）（新版）北京机械工业出版社，2004[4]周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994[5]龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版）[6]徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991 ηα=Pw=Pd=nw=ia=i1=i2=ib=T0=·mmPI=TI=·mmPII=nII=Tii=·mmPIII=NIII=TIII=·mmPIV=NIV=TIV=·mmαt=αat1=αat2=εα=εβ=Zβ=σHlim1=550MpaNl1=N12=v=b=Ft=KH=d1=a=232mmd1==d2==b=αt=εα=Yβ=V=Kf=d=dmin=、Tca=·mml23=67mmL45=L67=8mmFt1=Fr1=Fa1=415NRAH=568NRBH=111NRAV=1370NRBV=448NRA=RB=MCH左=28399N·mmMC右=28286N·mmMCH左=73901N·mmMC右=73857N·mmMVB=30202N·mmMVC=79834N·mmMVC=73857N·mmMVD=30202N·mmW=WT=σ=τ=d=L12=40mmL56=Ft2=Fr2=Fa2=403NFt3=FR3=Fa3=1614NRAH=342NRBH=1713NRAV=3559NRBV=5480NRA=RB=MCH右=-16587N·mmMCH左=52450N·mmmDH右=37537N·mmMDH=104493N·mmMCV=172612N·mmMDV=334280N·mmMc右=173407N·mmMc左==180405N·mmMD右=336381N·mmMD右=350231N·mmMVC右=250744N·mmMVC左=255633N·mmMVD右=382040N·mmMVD左=394289N·mmW=WT=σ=0τ=d=dmin=L23=59mmL34=L78=L45=Ft4=Fr4=Fa4=1557NRAH=2365NRAV=2095NRBV=4925NRA=RB=MCH右=132204N·mmMCH左=-164438N·mmMCV=275308N·mmMC左=320678N·mmMC右=305405N·mmMVA=802436N·mmMVC左=320678N·mmMVC右=858589N·mmMVD=802436N·mmW=WT=σca=Fr1=Fr2=Fd1=Fd2=Fa1==Pr1=Pr2=Fr1=Fr2=Fd1=Fd2=Fa1=Pr1=Pr2=Fr1=Fr2=Fd1=Fd2=Fa1=Fa2=浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表2017—2018学年第一学期系（院、部）班级专业 学生姓名(学号) 课程设计名称 题目 指导教师评语指导教师签名：年月日 答辩评语及成绩评定答辩小组教师签名：年月日