机械设计课程设计设计一用于卷扬机卷筒的传动装置

.设计计算说明 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 学院：机械系专业：学号：姓名：精品.目录一、设计任务书····································3二、前言··········································4三、电动机的选择与传动计算························4四、传动零件的设计计算····························7五、轴的设计计算和校核···························13六、轴承的选择和校核····························精品.24七、键联接的选择和校核···························26八、联轴器的选择和校核···························28九、箱体的设计···································28十、润滑和密封的选择·····························30十一、传动装置的附件和说明······················31十二、设计小结··································33精品.十三、参考资料··································34一、设计任务书设计一用于卷扬机卷筒的传动装置。原始条件和数据：卷扬机提升的最大重量为Q=10000N，提升的线速度为v=0.5m/s，卷筒的直径D=250mm,钢丝绳直径D=11mm，卷筒长度L=400mm。卷扬机单班制室内工作，经常正反转、起动和制动，使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产，提升速度容许误差为5%。精品.二、前言由题目知该传动装置载荷平稳，为单班制连续运转，所以选择结构相对比较简单的展开式两级圆柱齿轮减速器，且输入轴和输出轴在两边。三、电动机的选择与传动计算设计内容计算及说明结果精品.1.选择电动机（1）选择电动机类型：类型该工作场合无特殊 要求 对教师党员的评价套管和固井爆破片与爆破装置仓库管理基本要求三甲医院都需要复审吗 ，通常可采用三相异步电动机，可选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）确定电动机功率：FV工作装置所需功率P按公式P计ww1000算。式中，F70000N,v10m/s，工作装置的效率取0.95。代入上式得：wFV7000010P11.7KWw10001000P电动机的输出功率P按公式PwkW计算。00式中，为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。按公式733计算，查表得，滚动轴承123轴承选滚动轴效率0.98，8级精度斜齿轮传动（稀油润滑）效率1承输出轴联轴器0.97，联轴器效率0.99，则：23选滑块联轴器；输入轴联轴器0.9870.9730.9930.73选弹性联轴器P11.7齿轮精度等级：故Pw16kW8级00.73查表8-184中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率P为18.5kW。P16kWm0电动机额定功（3）确定电动机转速：率卷筒轴作为工作轴，其转速为：P18.5kWV10mn4.5r/minwD700查表得，可选同步转速为750r/min的Y系列电动机Y225S-8，其满载转速n730r/min。w（1）传动装置总传动比精品.n730im162n4.5w电动机选取（2）分配传动装置各级传动比Y160L-8，同步转速为750i:i:i5.1:5.2:6.1123r/min，满载转速n730r/min（1）各轴转速：wi1621轴nn730r/min2.计算传动装1wi5.1置的总传动比1n730i5.2和分配各级传2轴n1143r/min22i5.1i6.1动比13n1433轴n227.5r/min3i5.22n各轴转速：n34.54轴4ir/minn730r/min31n1432工作轴nn4.5r/minw4r/minn27.5（2）各轴输入功率33.计算传动装r/min1轴PP160.9915.84kW置的运动和动103n4.5力参数w2轴PP15.840.980.9715.06kW212r/min3轴PP14.31kW32124轴PP13.6KW4312各轴输入功率：P15.84kW1工作轴PP13.47kWw43P15.06kW2（3）各轴输入转矩P14.31kW1轴3PP13.6kWT9550120.7104Nm41n1精品.PP13.47kW2轴T95502100104Nmw2n2P各轴输入转矩：3轴T95503496.7104Nm3nT20.7104Nm31PT1001044轴T955042945104Nm24n4NmPT496.7104工作轴T9550w2858Nm3wnwNm电动机轴输出转矩T2945104P4T9550016.4104NmNm0nwT2858104WNm电动机轴输出转矩：T16.41040Nm将以上算得的运动和动力参数列表如下：参数轴名电动机轴1轴2轴3轴4轴工作轴转速n73073014527.54.54.5（r/min）功率P（kW）1615.8415.0614.3113.613.47转矩16.420.7100496.7429452858T(Nm)104104104104104104传动比i15.15.26.11四、传动零件的设计计算精品.（一）高速级设计内容计算及说明结果1.选定齿轮类（1）选齿轮的材料均为45#，经调质及表面淬火处理，齿轮：45#，调型，精度等级，齿面硬度为40~50HRC，HBS：229~286。质HBS229~286材料及齿数（2）精度等级选用8级，选取小齿轮齿数Z21,则1大齿轮齿数ZiZ5.2321107211ZZi12kTd(EH)211(mm)13[]i2.按齿面接触H1d强度设计（1）确定公式中各参数：1）载荷综合系数k取1.52）小齿轮传递的转矩T20.7104Nmm13）齿宽系数1.0（表6-9机械设计P154）d4）弹性系数Z189.8MPa（表6-7机械设E计P149）5）Z2.5H6）[]Hlim，取1200MPa，HSHlimHlimS1，则[]1200MPa。HlimH（2）计算：1）计算小齿轮的分度圆直径：189.82.55.23121.576400d3()2112005.231.034.95(mm)2）计算齿轮的圆周速度：dn3.1434.95720v111.32（m/s）6010006010003）计算齿宽b和模数m：精品.bd1.034.9534.95（mm）d1d34.95m11.75Z201h2.25m2.251.753.94(mm)b34.958.87h3.94m1.752kTY1Fsm3()(mm)Z2[]d1F（1）参数选择：1）载荷综合系数k=1.52）小齿轮转矩T7.640104Nmm3.按齿根弯曲1强度设计3）1.0d4）Z20，Z105125）复合齿形系数：Y4.37,Y3.95（图6-30Fs1Fs2机械设计P151）500MPa（图6-31机械设计Flim1Flim2P153）S1,[]FlimFlimFSFlimY4.37Fs10.00874，[]500F1Y3.95Fs20.0079，取大值。[]500F2（2）计算：21.576400m30.008741.71(mm)1.0202对比计算结果，由齿面接触强度计算得到的模数m大于由齿根弯曲强度计算得到的m。精品.取m=2.5mm即可满足弯曲强度，为同时满足接触强度，需按接触疲劳强度计算得到分度圆直径d34.95(mm)1d34.95Z117.5取Z201m21ZZi205.23104.6取Z10621f2m=2.5mmZ20（1）计算大小齿轮的分度圆直径：1dmZ2.52050(mm)Z106112dmZ2.5106265(mm)22（2）计算中心距：dd50265a12157.5(mm)d50mm4.几何尺寸计221算d265mm（3）计算齿根圆直径和齿顶圆直径：2dd2h502(1.252.5)43.75(mm)f11fa157.5mmdd2h2652(1.252.5)258.75(mm)f22fdd2h5022.555(mm)a11add2h26522.5270(mm)d43.75mma22af1d258.75mm（4）计算齿宽：f2bd1.05050(mm)d55mmd1a1取b55(mm)b50(mm)d270mm12a2b55mm1b50mm2精品.（二）低速级设计内容计算及说明结果1.选定齿轮类（1）取大小齿轮材料为45#，经调质及表面淬火处理，齿轮：45#，调型，精度等级，表面硬度为HBS：229~286.质HBS229~286材料及齿数（2）采用8级精度，取小齿轮齿数Z24,则1ZiZ3.612486.6取Z87。2s122.按齿面接触ZZi12kT强度设计d(EH)2s2(mm)13[]iHsd（1）参数选择：1）载荷综合系数k取1.52)小齿轮传递的转矩T3.8569105Nmm23)齿宽系数1.0（表6-9机械设计P154）d4)弹性系数Z189.8MPa（表6-7机械设E计P149）5)Z2.5H6)[]Hlim，取1200MPa，S1，HSHlimHlimHlim则[]1200MPa。H（2）计算：1）计算小齿轮的分度圆直径：189.82.53.61121.5385690d3()2112003.611.061.36(mm)2）计算齿轮的圆周速度：dn3.1461.36137.67v116010006010000.442（m/s）3）计算齿宽b和模数m：精品.bd1.061.3661.36（mm）d1d61.36m12.56Z241h2.25m2.252.565.76(mm)m2.56b61.3610.65h5.76按齿根弯曲3.2kTY2Fs强度校核m3()(mm)Z2[]d1F（1）参数选择：1）载荷综合系数k=1.52）小齿轮转矩T3.8569105Nmm23）1.0d4）Z24，Z87125）复合齿形系数：Y4.18,Y4.0（图6-30Fs1Fs2机械设计P151）600MPa（图6-31机械设计Flim1Flim2P153）S1,[]FlimFlimFSFlimY4.18Fs10.00697，[]600F1Y4.0Fs20.00667，取大值。[]600F22）计算：21.5385690m30.006972.41(mm)1.0242对比计算结果，由齿面接触强度计算得到的模数m大于由齿根弯曲强度计算得到的m。精品.取m=4mm即可满足弯曲强度，为同时满足接触强度，需按接触疲劳强度计算得到分度圆直径d61.36(mm)1m=4mmd61.36Z115.34取Z22Z221m411ZZi223.6179.42取Z88Z8821s22（1）计算大小齿轮的分度圆直径：4.几何尺寸计dmZ42288(mm)算11d88mm1dmZ488352(mm)22d352mm2（2）计算中心距：dd88352a12220(mm)22a220mm（3）计算齿根圆直径和齿顶圆直径：dd2h882(1.254)78(mm)f11fd78mmf1dd2h3522(1.254)342(mm)f22fd342mmf2dd2h882496(mm)a11ad96mma1dd2h35224360(mm)a22ad360mma2（4）计算齿宽：bd1.08888(mm)d1b93mm1取b93(mm)b88(mm)12b88mm2将主要计算结果列入下表高速级低速级小齿轮1大齿轮2小齿轮3大齿轮4材材料45#45#料热处理调质及淬火调质及淬火精品.40~50HRC40~50HRC硬度229~286HBS229~286HBS精度等级8级8级中心距（mm）157.5220模数（mm）2.54齿数201062288齿宽（mm）55509388分度圆直径（mm）5026588352齿顶圆直径（mm）5528096360齿根圆直径（mm）43.75258.7578342齿宽（mm）55509388全齿高（mm）5.6259五、轴的设计计算和校核（一）输入轴计算内容计算及说明结果1.初步确定轴（1）轴的材料选择：输入轴材料：的最小直径选取最常用的45号钢并正火处理。45#，正火处理（2）输入轴上的功率P5.76(kW)，转速1n720(r/min)，转矩T76.40(Nm)。11（3）查表12-1得600MPa，根据表12-2，取BC=110，则P5.76dC1110322(mm)3n7201计算所得应是最小轴径（即安装联轴器）处的直径。该轴段因有键槽，应加大（3%~7%）并圆整，取d24(mm)。d24mmmin（1）2.轴的结构设计精品.拟定轴上零件的装 配方 学校职工宿舍分配方案某公司股权分配方案中药治疗痤疮学校教师宿舍分配方案医生绩效二次分配方案 案，如下：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：选联轴器：TL61）电动机型号为Y160L-8，其轴的直径42mm。则选型用TL6型（GB/T4323-2002）弹性套柱销联轴器，孔径（GB/T4323-2002）弹性套柱销d40mm，取l55mm。为了满足联轴器轴向1212联轴器定位要求,1-2轴右端需制出一轴肩，取轴肩高2mm,则2-3段直径d44mm。232）初步选择滚动轴承选轴承：6209因轴承承受径向力而不承受轴向力，故选用深沟球（GB/T276-199轴承。齿轮两侧对称安装一对6209（GB/T276-1994）深4）深沟球轴承沟球轴承，宽度为19mm。dd45mm。轴承用348-9轴肩定位，轴肩高度取1.5mm。取挡油环厚度1mm，故l20mm，d48mm，d48mm，34457-8l20mm。7-83）4-5段制成轴齿轮，轮毂宽度为55mm，故取l55mmd48mm。5-66-74）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脂的要求，取端盖的外端面与联轴器的距离25mm。故l45mm。235）取齿轮距箱体内壁之间的距离a=15mm，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=5mm，则las1155114mm6-7中间轴两齿轮间的距离取20mm,第2对齿轮的主动轮齿宽为77mm，则轴总长：342mml100as11001551119mm4-5适当调整，取l133mm。34精品.精品.（3）轴上零件周向定位：联轴器处平键：半联轴器与轴的周向定位采用单圆头普通平键（C12836型）。d=40mm，bh12mm8mm，L=36mm。取半联轴器与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为k6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：轴端倒角为245，有圆角处圆角为均为R2。（二）中间轴设计内容计算及说明结果1.初步确定轴（1）轴的材料选择：材料：的最小直径材料选择40Cr并调质处理。40Cr，调质处理（2）中间轴上的功率P5.56(kW)，转速2n137.67(r/min)，转矩T385.69(Nm)22（3）查表得1000MPa，根据表12-2，取C=100，B则P5.56d34.3mmdC2100334.3(mm)min3n137.672中间轴的最小直径显然是轴承处直径，为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。选轴承：6210选取型号为6210（GB/T276-1994）深沟球轴承，宽度为（GB/T276-1994）深沟球轴承20mm。所以dd50mm。12562.轴的结构设（1）拟定轴上零件的装配 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 ，如下：计（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：1）取安装齿轮2处的轴段2-3的直径精品.d55mm，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定23位。已知齿轮轮毂的长度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮2，此轴段应略短与轮毂长度，故取l48mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度23h>0.07d，故取h=5mm，则轴段3-4处的直径d65mm。取l23mm。34342）5处为非定位轴肩，则取d55mm，由于齿45轮3的齿宽B=93mm，除去轴向紧固空隙，l91mm。453）确定两端轴承处的轴段长度：取齿轮距箱体内壁的距离a=13mm，考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm。则l20as(50-48)20135240mm12l20as(9391)20135240mm56至此已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位：齿轮与轴的周向定位均采用圆头普通平键（A型）联接。安装齿轮处直径d=55mm，故查表得平键截面bh16mm10mm，从动轮处键长L=40mm，主动轮处L=70mm。齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，选轴的直径尺轴总长：242mm寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸从动轮处平键：轴端倒角为245，有圆角处圆角为均为R2。161040主动轮出平键：161070（三）输出轴设计内容计算及说明结果1.初步确定轴（1）轴的材料选择：材料：的最小直径材料选择40Cr并调质处理。40Cr，调质处理精品.（2）输出轴上的功率P5.37kW，转速3n38.20r/min，转矩T1342.5Nm。33（3）查表得1000MPa，根据表12-2，取C=100，B则P5.37dC3100352.0(mm)3n38.20d52mm3min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴的直径d和联轴器的孔径相适应，故12需同时选取联轴器型号。查教材得，选取直径d=65mm，L=275mm，L125mm的滑块联轴器。故d65mm。112（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下：2.轴的结构设计（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要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故2-3段直径d68mm。取23l95mm。122）初步选择滚动轴承：因轴承主要受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。选用型号为6214，其尺寸为dDB70mm125mm24mm，故取dd70mm。34673）取安装齿轮处的轴段的直径d75mm，齿轮56右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为选轴承：621488mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短深沟球轴承于轮毂宽度，取精品.l86mm。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度56h>0.07d，故取h=5mm，则直径d85mm。左端轴承45用套筒定位。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脂的要求，取端盖的外端面与联轴器的距离25mm。故l45mm。23取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离s，取s=5mm。则l24as(88-86)22155246mm67l24as2215544mm34由于跟中间轴在同一水平面上有一对齿轮啮合，故取l70mm。45至此已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位：齿轮与轴的周向定位采用圆头普通平键（A型）联接，安装齿轮处直径d=75mm，查表得平键截面bh20mm12mm，取键长L=80mm。半联轴器与轴的周向定位采用单圆头普通平键（C型）联接，安装半联轴器处直径d=65mm，查表得平键截面轴总长：386mmbh18mm11mm，取键长L=90mm。齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6，半联轴器与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为k6。齿轮处平键：（4）确定轴上圆角和倒角尺寸201280联轴器处平键：轴端倒角为245，有圆角处圆角为均为R2。181190（四）轴的校核设计内容计算及说明结果精品.1.输入轴的校（1）求作用在齿轮上的力：核转矩T76.40(Nm)1齿轮分度圆直径d50(mm)12T276.40103圆周力F13056(N)t1d501径向力FFtan3056tan201112.3(N)r1t1（2）受力分析：（3）求轴上的载荷：1）对水平面进行计算：FFFAxBxt1F(ll)FlAx23t13代入数据得：F713.5N，F2342.5NAxBxMFl713.5171122007.7NmmxAx22）对垂直面进行计算：FFFAyByr1F(ll)FlAy23r13代入数据得：F259.7N，F852.6NAyByMFl259.717144410.2NmmyAy23）合成弯矩：精品.MM2M2122007.7244410.22xy129839Nmm4）扭矩T76400Nmm可画出弯矩图：（4）轴的强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表得[]55MPa，1b[]55[]95MPa。则1b0.58，计算得0b[]950bM2(T)21298392(0.5876400)2e0.1d30.150310.97MPa输入轴校核符前已选定轴的材料为45号钢正火处理，查表得合要求[]55MPa。因此[]，故安全。1be12.中间轴的校核（1）求作用在齿轮上的力：转矩T385.69(Nm)2圆周力FF3056(N)t2t1精品.径向力FF1112.3(N)r2r1齿轮3分度圆直径d88(mm)32T2385.69103F28765.7Nt3d883FFtan8765.7tan203191(N)r3t3（2）受力分析：（3）求轴上的载荷：1）对水平面进行计算：FFFF0NAxBxt2t3F(lll)F(ll)Fl0NmmAx123t223t33代入数据得：F5388.4NAxF6670.7NBxMFl5388.453285565.2Nmmx1Ax1MFl6670.774.5496967.15Nmmx2Bx32）对垂直面进行计算：FFFFAyByr2r3F(lll)F(ll)Fl0NmmAy123r223r33代入数据得：F214.8N，F1880.2NAyByMFl214.85311384.4Nmmy1Ay1精品.MFl1880.274.5140074.9Nmmy2By33）合成弯矩：MM2M2(285565.2)211384.421x1y1285792NmmMM2M2(496967.15)2140074.922x2y2516331Nmm4）扭矩T385690Nmm可画出弯矩图：（4）轴的强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表得[]75MPa，1b[]75[]130MPa，则1b0.58，计算0b[]1300b得对于截面1：精品.M2(T)22857922(0.58385690)21e0.1d30.155321.81MPa[]，安全。e1中间轴校核符对于截面2：合要求M2(T)25163312(0.58385690)21e0.1d30.155333.82MPa[]，安全。e13.输出轴的校核（1）求作用在齿轮上的力：圆周力FF8765.7Nt4t3径向力FF3191Nr4r3（2）受力分析：（3）求轴上的载荷：1）对水平面进行计算：FFFAxBxt4F(ll)FlAx23t43代入数据得：F3037N，F5871NAxBxMFl3037145440365NmmxAx22）对垂直面进行计算：FFFAyByr4精品.F(ll)FlAy23r43代入数据得：F1105N，F2137NAyByMFl1105145160225NmmyAy23）合成弯矩：MM2M244036521602252xy468608Nmm4）扭矩T1342500Nmm可画出弯矩图：（4）轴的强度校核：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。查表得[]75MPa，1b[]75[]130MPa，则1b0.58，计算0b[]1300b得2M2(T)4686082(0.581342500)2e0.1d30.170326.50MPa输出轴校核符合要求[]，安全。e1六、轴承的选择和校核精品.设计内容计算及说明结果1.输入轴上轴6209（GB/T276-1994）深沟球轴承。基本额定动载承的校核荷Cr=31.5kN。1）由前面数据合成支反力：FF2F2760NAAxAyFF2F22493NBBxBy取K1.2，则PP1.2760912NAP1.224932991.6NB2）校核轴承强度：PP，按B轴承计算。BA由于是单班制，大修期为3年，故寿命应大于3年（8760h）。106C10631.5103L()3()310h60nP607202991.627023h3年输入轴上轴承轴承寿命符合要求。寿命符合要求2.中间轴上轴6210（GB/T276-1994）深沟球轴承。基本额定动载承的校核荷Cr=35.0kN。1）由前面数据合成支反力：FF2F25392.7NAAxAyFF2F26930.6NBBxBy取K1.2，则PP1.25392.76471.2NAP1.26930.68316.7NB2）校核轴承强度：PP，按B轴承计算。BA由于是单班制，大修期为3年，故寿命应大于3年（8760h）。精品.106C10635103L()3()310h60nP60137.678316.79023h3年中间轴上轴承轴承寿命符合要求。寿命符合要求3.输出轴上轴6214（GB/T276-1994）深沟球轴承。基本额定动载承的校核荷Cr=60.8kN。1）由前面数据合成支反力：FF2F23232NAAxAyFF2F26248NBBxBy取K1.2，则PP1.232323878NAP1.262487498NB2）校核轴承强度：PP，按B轴承计算。BA由于是单班制，大修期为3年，故寿命应大于3年（8760h）。106C10660.8103L()3()310h60nP6038.207498232627h3年输出轴上轴承轴承寿命符合要求。寿命符合要求七、键联接的选择和校核设计内容计算及说明结果1.输入轴上键由前面已知，选择单圆头普通平键（C型）的校核d=40mm，bh12mm8mm，L=36mm，bLL36630mmc2强度校核：键和轴的材料为钢，联轴器也是钢，存在轻微冲击，[]100~120MPa，则p精品.4T476400输入轴上键强31.83MPa[]度符合要求pdhL40830pc符合要求。2.中间轴上键由前面已知：的校核1）与从动轮相连。选择A型普通平键。d=55mm，bh16mm10mm，L=45mm，LLb451629mmc强度校核：4T438569096.7MPa[]pdhL551029pc符合要求。2）与主动轮相连。选择A型普通平键。d=55mm，bh16mm10mm，L=70mm，LLb701654mmc强度校核：4T4391930中间轴上键强52.79MPa[]度符合要求pdhL551054pc符合要求。3.输出轴上键由前面已知：的校核1）与齿轮相连。选择A型普通平键。d=75mm，bh20mm12mm，L=80mm，LLb802060mmc强度校核：4T4134250099.4MPa[]pdhL751260pc符合要求。2）与联轴器相连。选择单圆头普通平键（C型）。d=65mm，bh18mm11mm，L=90mm，bLL90981mmc2强度校核：精品.4T41342500输出轴上键强92.72MPa[]度符合要求pdhL651181pc符合要求。八、联轴器的选择和校核设计内容计算及说明结果1.输入轴上联TL6型（GB/T4323-2002）弹性套柱销联轴器轴器的校核T250Nm，[n]3800r/minn取K1.3ATKT1.378.79102.4NmTcAnn720r/min[n]所选联轴器强符合要求。度符合要求2.输出轴上联滑块联轴器，d=65mm，计用转短为2000N·m，最高轴器的校核转速为250r/min。TKT1.31342.51745.3Nm2000NmcAn=38.20r/min<250r/min所选联轴器强符合要求。度符合要求九、箱体的设计设计内容计算及说明结果根据机械设计课程设计P74内容进行箱体的设计1.箱体的结构选择箱体为灰铸铁HT200制造。型式没有特殊要求，为了装拆和调整的方便，选用剖分式箱体。结合面通过三根轴的中心线。2.箱体的内腔（1）根据齿轮和轴的尺寸，取箱体内腔长度为670mm，结构尺寸箱体内腔宽度为188mm，箱体内腔高度411mm，上箱盖内腔高度191mm，底座内腔高度220mm。（2）中心距：高速级：157.5mm低速级：220mm精品.3.箱体的主要参照机械设计课程设计P80表4-6结构尺寸（1）箱座（体）壁厚：9mm，箱盖壁厚：9mm1（2）箱座凸缘厚度：b1.514mm箱盖凸缘厚度：b1.514mm11箱座底凸缘厚度：b2.523mm2（3）由于a200mm，选择地脚螺栓直径及数目：d0.047a818.34mm，取d20mmffn=6轴承旁联接螺栓直径：d0.75d16mm1f箱盖、箱座联接螺栓直径：d0.5d10mm2f由于输入轴、中间轴、输出轴的轴承外圈直径分别是85mm，90mm，125mm，选择轴承端盖螺栓直径：输入轴、中间轴：d10mm,n43输出轴：d12mm,n6。3双级减速器，检查孔盖螺栓直径：d8mm。4（4）由螺栓直径M12，取c18mm,c16mm12箱外壁至轴承座端面距离Lcc(5~8)12取L42mm。（5）轴承座外径DD(5~5.5)d23取3个轴承座外径分别为：135mm，140mm，185mm轴承旁凸台半径：Rc16mm12（6）箱座筋厚：m0.858mm精品.（7）大齿轮顶圆和箱内壁间距离：△11.211mm齿轮端面与箱体内壁距离：△29mm4.箱体的整体结构尺寸箱体长度为688mm，箱体宽度为206mm，箱体高度443mm，上箱盖高度200mm，底座高度243mm。十、润滑和密封的选择设计内容计算及说明结果参考机械设计课程设计P65-P71内容进行润滑和密封的选择。1.齿轮的润滑经计算高速级圆周速度为2.077m/s，因为齿轮的转速v<12m/s，可选择浸油润滑。由机械设计课程设计P310，表8－167可查得齿轮传动润滑油粘度荐用值为150cSt（40度），齿轮润滑油选用工业闭式齿轮油（GB/T5903－1995）（合格品）L－CKC150。2.轴承的润滑轴承润滑采用脂润滑，在装配时伸入轴承室，其装配室不超过轴承室空间的1/3～1/2，以后每年添加1～2次。装置时拆去轴承盖。由P312表8－168选用钠基润滑脂（GB/T492－1989）以适应中等载荷。在轴承与内壁之间设置封油环，以使轴承室与箱体内部隔开，防止油脂漏进箱内及箱内润滑油溅入轴承室而稀释和带走油脂。3.减速器的密选择毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形封槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。密封的形式和尺寸根据P314表8-173，根据轴I和轴III的尺寸毡圈分别选为：毡圈35JB/ZQ4606－1997毡圈65JB/ZQ4606－19974.箱盖和箱座在箱盖和箱座结合面上涂密封胶密封。接合面的密封5.其他密封情检查孔盖板、排油螺塞与箱体的结合面间均采用石况棉橡胶纸材料的封油垫片密封，轴承端盖与箱体之间需精品.加密封垫片。精品.十一、传动装置的附件和说明设计内容计算及说明结果1.轴承盖的设全部采用螺钉连接式轴承盖；其中，两个透盖，四个闷计盖。材料选用HT150。（1）输入轴两端的轴承盖尺寸（一透盖，一闷盖）：根据机械设计课程设计P81表4-7设计尺寸dd1mm10111mm03DD2.5d852.510110mm03DD2.5d1102.510135mm203DD(10~15)mm75mm4D'D(3~4)mm82mme1.2d12mm3b取13mm,d取47mm11m的值根据结构调整为21mm。（2）中间轴两端的轴承盖尺寸（闷盖）：dd1mm10111mm03DD2.5d902.510115mm03DD2.5d1152.510140mm203DD(10~15)mm80mm4D'D(3~4)mm86mme1.2d12mm3b取11mm1m的值根据结构调整为20mm。（3）输出轴两端的轴承盖尺寸（一透盖，一闷盖）：精品.dd1mm12113mm03DD2.5d1252.512155mm03DD2.5d1552.512185mm203DD(10~15)mm110mm4D'D(3~4)mm121mme1.2d14mm3b取13mm,d取72mm11m的值根据结构调整为18mm。2.油标根据机械设计课程设计P82选择杆式油标，油标上有按最高和最低油面确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由油标上面的油痕判断油面高度是否适当。尺寸计算参照表4-10，选用M16的规格，其长度L＝110mm。3.排油孔螺塞材料采用Q235，封油垫材料用1mm厚的石棉橡胶纸。尺寸选用[1]表4-13中的M20×1.5。D取21mm，H取3mm。14.检查孔盖板盖板材料为Q235，盖板和箱盖凸台接合面加装防漏的石棉橡胶纸封油垫片。其尺寸根据表4-14确定：选A＝150mm，A=190mm,A=170mm12B=168mm,B=128mmB=148mm12螺钉直径选用M8×10h＝10mm油封垫片为1mm的石棉橡胶纸。5.通气器参照P83选择材料Q235，通过螺纹联接在检查孔盖板上。选用（a）型通气器。精品.6.起吊装置（1）在箱盖上直接铸造出吊耳环。尺寸按照表4-16计算。吊耳环：d=20mm，R=24mm，e=20mm（2）在箱座上直接铸造出吊钩：由表4-16K取34mm，H=27mm，h=12mmr=6mm，b=20mm7.起盖螺钉由P88取M820,注意螺钉杆端部制成直径较细的圆柱端或锥端，以免经常拧动时损坏杆端螺纹，材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC28-38。数量为1只。8.调整垫片组材料为08F钢抛光。其尺寸由表4-9和轴承盖的尺寸决定。9.定位销采用圆锥销定位，材料为35＃，公称直径8mm，长度35mm。十二、设计小结经过一个短学期的设计计算绘图工作，机械设计课程设计的大作业总算完成，事实上说是一个短学期，其实主要的工作都是在期初和期末做的，在期初拿到题目，按照课本上的步骤把减速器的整体框架，主要技术参数都设计了出来，但只在设计过程中画了草图，并没有画装配图和零件图和书写正式的设计说明书，一直到后几个星期才完成。开始认为在主要参数确定的情况下，画装配图和写说明书都是一件不难的事情，但是事实完全不是这样，在绘图中会发现许多细节上的问题，例如一个小小的排油孔螺塞如果完全按照规格来绘制，都是一件很费时的事情。作为一个工科学生，依照国家标准来设计是很重要的，一个机械系统中整体结构，运动关系等都可以发挥创新的思维，但是在细节上，在标准件上一定要遵循国家标准。另外在结构设计基本不存在问题时，画图依然会出现或多或少的错误，这在同学之间互相检查时，随便就能检查到很多。在大一的工程图学中，画装配图只是照着书画，现在是自己设计后，按照自己设计的尺寸画，许多问题就产生了。在本设计中有几个问题：1、尽管本设计是在本人尽可能的参照规定和经验公式下完成的，但是整体的尺寸及细节的尺寸都是在允许的情况下取的偏小，设计之初衷是为了考虑设精品.计的经济性，因为该减速器只是普通用途，但是与别人的设计的对比中，许多尺寸都取的比别人小，这些单个尺寸虽然符合要求，但是不知构成一个系统时，整体强度和稳定性会不会受到影响。2、精品.刚开始设计齿轮时，由于没考虑之后轴的强度问题，取的数值都比较小，结果校核时发现不符合要求，之后只能增大数据，这个过程比较繁琐，由于数据较多，容易混乱，在设计的时候经常性的出现数据弄错的情况，所幸在重复检查的情况下，将这些数据都计算正确了。此次课程设计，让我发现了自己许多不足之处，如cad等软件的运用不够熟悉，绘图过程不够规范等等。相信通过此次设计，我能在以后的工作和生活中，做到兢兢业业，也相信毕业设计能够做的完美。十三、参考资料[1]陈秀宁施高义.《机械设计课程设计》.第四版.浙江大学出版社，2010。[2]陈秀宁顾大强.《机械设计》.浙江大学出版社，2010。如有侵权请联系告知删除，感谢你们的配合！精品