《某車間零件傳送設備傳動裝置設計》課程設計報告書

1、南 湖 學 院課程設計報告書 題 目： 某車間零件傳送設備的傳動裝置設計 系 部： 機械與電子工程系 專 業(yè)： 機械設計制造及自動化 班 級： N機自111F 姓 名： 學 號： 序 號： 2013年12月16日 南湖學院課程設計任務書設計題目： 某車間零件傳送設備的傳動裝置設計 系 部： 機電系 專 業(yè)： 機械設計制造及自動化 學生姓名： 學號： 起迄日期：2013年 11月24日至 2013 年 12月16日 指導教師： 機械設計課程設計任務書1課程設計的內容和要求（包括原始數據、技術要求、工作要求等）：一.設計題目某車間零件傳送設備的傳動裝置的設計1.傳動布置方案圖1 傳動布置方案1減速

2、器 2聯(lián)軸器 3滾筒 4運輸帶 5電動機 6帶傳動2.已知條件：（1）輸送帶主動輸出轉矩 T700N·m（2）輸送帶工作速度 V=1.12m/s（允許輸送速度誤差±5）（3）滾筒直徑 D=380mm（4）滾筒效率0.96（包括滾筒軸承的效率損失）3.設備工作條件，室內工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，每日兩班，工作8年，車間有三相交流電源。二.技術要求1. 電動機的選擇與運動參數計算；2. 齒輪傳動的設計計算；3. 軸的設計；4. 滾動軸承的選擇；5. 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制；7. 設計計算說明書的編寫；三.工作要求1. 學生應當在指導老師指導下完成

3、設計,必須獨立完成設計任務,嚴禁抄襲,一經發(fā)現成績以不及格計,并給予批評教育各嚴肅處理.2. 課程設計期間要嚴格遵守學習紀律,在此期間缺勤1/3以上,成績以不及格計.3. 課程設計報告書一律打印在A4紙上,同時配上封面裝訂成冊.機械設計課程設計任務書2對課程設計成果的要求包括圖表、實物等硬件要求：1、要求（1）說明書要認真、準確、條理清晰，參考文獻要注明出處（2）按word排版，公式編輯器編輯公式（3）圖紙用CAD作圖，數據準確2、任務（1） 減速器總裝配圖一張（2） 齒輪、軸零件圖各一張（3） 設計說明書一份3主要參考文獻：l 要求按國標GB 771487文后參考文獻著錄規(guī)則書寫，例如：1

4、濮良貴，紀名剛.機械設計.第八版.北京:高等教育出版社,20102 楊光，席偉光等.機械設計課程設計手冊.第二版.北京:高等教育出版社,20103 劉鴻文.材料力學.第四版. 北京:高等教育出版社,20094 甘永立.幾何量公差與檢測.第八版.上海:上?？茖W技術出版社,20094課程設計工作進度計劃：序號起 迄 日 期工 作 內 容111.24設計前準備工作(接受設計任務、收集資料、準備工具)2確定傳動方案、選擇電動機、傳動零件設計計算3軸的設計計算4軸承、鍵、聯(lián)軸器及潤滑劑的選擇5裝配圖設計及復核計算6零件工作圖設計7整理設計說明書及課程設計體會和收獲812.16上交機械課程設計成果指導教師

5、譚湘夫日期： 2013年 11月 22日II南湖學院課程設計目錄1 前言12 設計任務12.1 設計題目：某車間零件傳送設備的傳動裝置設計12.2 技術要求23 電動機的選擇與運動參數計算23.1 傳動方案設計23.2 電機的選擇33.3 傳動參數的計算44. 設計V帶和帶輪設計計算54.1 傳送帶計算55 直齒圓柱輪計算75.1 高速級齒輪設計75.2 低速級齒輪設計116 軸的設計計算156.1 主動軸的設計156.2 中間軸的設計196.3 從動軸的設計237 滾動軸承的選擇及計算267.1 主動軸的軸承設計工作能力計算267.2 中間軸的軸承設計工作能力計算277.3 從動軸的軸承設計

6、工作能力計算288 連接件的選擇及計算298.1 鍵的設計及計算298.2 聯(lián)軸器設計309 箱體的設計319.1 箱體結構設計3110 潤滑、密封裝置的選擇及設計3310.1 潤滑密封設計3311 設計總結34參考文獻35i1 前言本次課程設計的內容是某車間傳送設備的傳動裝置設計，主要內容是綜合運用機械課程和其他所學課程的知識，通過對減速器的設計來熟悉掌握機械設計的一般規(guī)律，培養(yǎng)分析問題和解決問題的能力，從而進一步鞏固，加深和開闊所學知識。同時通過設計計算，繪圖及運用技術標準，規(guī)范，設計手冊等有關資料，熟練掌握公式編輯器，AutoCAD繪圖的能力，掌握全面的機械設計技能。本次課程設計除了滿足

7、機械的功能要求外，合理的選擇傳動形式是擬定方案是關鍵環(huán)節(jié)。選擇傳動結構類型時應綜合考慮各有關要求和工作條件，包括傳動功率、使用壽命、經濟要求、外部條件環(huán)境等；同時，電機的型號傳動比的分配傳動裝置的運動和參數的確定等，都是設計過程中非常重要的環(huán)節(jié)。同時AUTO CAD、WORD 文檔編輯等工具的熟練運用也是完成本次設計的重要保證。2 設計任務2.1 設計題目：某車間零件傳送設備的傳動裝置設計2.1.1 傳動布置方案圖1 傳動布置方案1減速器 2聯(lián)軸器 3滾筒 4運輸帶5電動機 6帶傳動2.1.2 已知條件：（1）輸送帶主動輸出轉矩 T700N·m（2）輸送帶工作速度 V=1.12m/s

8、（允許輸送速度誤差±5）（3）滾筒直徑 D=380mm（4）滾筒效率0.96（包括滾筒軸承的效率損失）2.1.3 設備工作條件：室內工作，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，每日兩班，工作8年，車間有三相交流電源。2.2 技術要求（1）電動機的選擇與運動參數計算；（2）齒輪傳動的設計計算；（3）軸的設計；（4）滾動軸承的選擇；（5）鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；（6）裝配圖、零件圖的繪制；（7）設計計算說明書的編寫；圖2 傳動裝置總體設計圖3 電動機的選擇與運動參數計算3.1 傳動方案設計3.1.1 已知（1）輸送帶主動輸出轉矩 T700nm（2）輸送帶工作速度 V=1.12m/s（3）滾筒直徑 D=

9、380mm（4）滾筒效率 0.96 3.1.2 確定傳動方案考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。其傳動方案如圖2所示：傳動系數總效率為 (1-1)式中 為V帶傳動效率，取0.95；為滾動軸承效率，取0.98；為閉式齒輪（8級精度）傳動效率，取0.97；為彈性聯(lián)軸器效率，取0.99；為滾筒效率，已知為0.96。3.2 電機的選擇滾筒的轉速n (3-2)運輸帶功率Pw：kW (3-3)電動機的輸出功率P0： kW=5.5 kW (3-4)額定功率Pw:Pw=(11.3) P0(11.3)×5.5=5.57.15 kW (3-5)經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比

10、24，二級圓柱直齒輪減器傳動比840，則總傳動比合理范圍為16160，電動機轉速的可選范圍為:n0n（16160）56.32 r/min901.129011.2 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比。根據動力源和工作條件，電動機的類型選用Y系列三相異步電動機。電動機的轉速選擇常用的兩種同步轉速：1500 r/min和1000 r/min，以便比較。根據電動機所需功率和同步轉速，查1表8-53確定電動機型號為Y132S-4或Y132M2-6。傳動系統(tǒng)的總傳動比為 (3-6)式中 為電動機滿載轉速； 為滾動傳送帶機構輸入轉速。根據電動機型號查1表8-54確定

11、外伸軸徑、外伸軸長度、中心高等參數。將計算數據和查表數據填入表1，便于比較。表1 電動機的數據及總傳動比方案電動機型號額定功率/kW同步轉速/(r/min)滿載轉速(r/min)總傳動比外伸軸徑/mm外伸軸長度/mm中心高/mm1Y132S-45.51500144025.5638801322Y132M2-65.51000960173880132由表1可知，方案1轉速高，電動機價格低，總傳動比雖然大些，但完全可以通過帶傳動和兩級出論傳動實現，所以選用方案1。3.3 傳動參數的計算3.3.1 傳動比分配總傳動比為 (3-7)帶傳動的傳動比取為=2.5，則減速器的總傳動比為 (3-8)則齒輪減速器高

12、速級的傳動比為 (3-9)低速級傳動比為 (3-10)3.3.2 各軸的轉速計算n1= 1440/2.5 r/min=576 r/minn2= 480/3.65 r/min=131.51 r/minn3=n4=56.32 r/min3.3.3 各軸的輸入功率計算 kW=5.23 kW kW=4.97 kWP3=P2=4.970.980.97 kW=4.72 kWP4=P3=4.720.990.98 kW=4.58 kW3.3.4 各軸輸入扭矩計算T1=9550P1/n1=95505.23/576 N·m=86.71 N·mT2=9550P2/n2=95504.97/131.

13、51 N·m=360.91 N·mT3=9550P3/n3=95504.72/56.32 N·m=800.36 N·mT4=9550P4/n4=95504.58/56.32 N·m=776.62 N·m將上述結果列入表2中，以供差用。表2 各軸運動與動力參數軸號轉速n/(r/min)功率P/kW扭矩T/(N·m)5765.2386.71131.514.97360.9156.324.72800.3656.324.58776.624. 設計V帶和帶輪設計計算4.1 傳送帶計算4.1.1 確定計算功率查2表8-7（P156）得：k

14、W,式中為工作情況系數，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率.4.1.2 選擇帶型號根據,查2圖8-11（P157）選用帶型為A型帶4.1.3 選取帶輪基準直徑查2表8-8（P157）得：小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑，根據2表8-8加以適當調整后取。實際傳動比i1： (4-1)從動輪的實際轉速n1： (4-2)從動輪的轉速誤差率為 (4-3)在±5%內，為允許值。4.1.4 驗算帶速v (4-4)在525m/s范圍內，V帶充分發(fā)揮。4.1.5 確定中心距和帶的基準長度初步選取中心距： (4-5) (4-6) (4-7)初定中心距，所以帶長：= (4-8)查2表8-2（P146）選取

15、基準長度得實際中心距: (4-9)中心距的變化范圍為 561642 mm。4.1.6 驗算小帶輪包角 (4-10),包角合適。4.1.7 確定V帶根數Z由公式得 (4-11)根據，查2表8-4a（P152），用線性插值法得。查2表8-4b（P153）查得功率增量為。查2表8-5（P155）得帶長度修正系數。查2表8-5（P155）并由內插值法得。由公式28-26得 (4-12)故選Z=4根帶。4.1.8 計算預緊力查2表8-3(P149)可得單位長度質量,故單根普通V帶所需最小初拉力為: (4-13) 應使帶的實際初拉力F0>(F0)min。4.1.9 計算作用在軸上的壓軸力:壓軸力的最

16、小值為 (4-14)4.1.10 帶輪結構設計（略）5 直齒圓柱輪計算5.1 高速級齒輪設計5.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面標準直齒圓柱齒輪。（2）齒輪材料及熱處理。由2表10-1（P191）可知，高速級小齒輪材料選用45號鋼調質，小齒輪齒面硬度為250 HBS，取小齒輪齒數Z1=24。高速級大齒輪材料選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪210 HBS,，取.（3）初選齒輪精度。傳輸機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。5.1.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式2（10-9）進行計算，即

17、 ()（1）確定各參數的值:轉矩T1: ()查2表10-3（P195）得載荷系數K=1.1；查2表10-6（P201）選取齒輪材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa；查2表10-7（P205）選取齒寬系數。 ()許用接觸應力：由2圖10-21d（P209）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。由式210-13（P206）計算應力循環(huán)次數： () ()由2圖10-19（P207）取接觸疲勞壽命系數；。取失效概率為1%，安全系數SH=1，由式210-12（P205）得 () ()（2）計算將小齒輪的分度圓直徑，帶入中較小的值。 ()計算圓周速度v： ()計算齒寬b：

18、()計算齒寬與齒高之比：模數： ()齒高： () ()計算載荷系數：根據v=1.65m/s，8級精度，由2圖10-8（P194）查得動載系數Kv=1.12；直齒輪，；由2表10-2（P193）查得使用系數；由2表10-4（P196）用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由，查2圖10-13得；故載荷系數 ()按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式2（10-10a）得： ()計算模數m： ()5.1.3 按齒根彎曲強度設計由式2（10-5）得彎曲強度的設計公式為、 ()（1）確定公式內的各計算數值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa；大齒輪的彎曲強度極限MPa；由

19、2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，；計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數，由2（10-12）得 () ()計算載荷系數K： ()查取齒形系數：由2表10-5查得 ；。查取應力校正系數：由2表10-5查得 ；。計算大、小齒輪的并加以比較： () ()大齒輪的數值大。（2）設計計算 ()對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度計算得的模數2.08并就近圓整為標準值m=2.5，按齒面接觸強度算得的分度圓直徑d1=59.

20、17 mm，算出小齒輪齒數 ()大齒輪齒數 ，取 ()這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.1.4 高速級齒輪幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 () ()（2）計算中心距 ()（3）計算齒輪寬度 ()取，。表3 高速級齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪模數中心距齒數分度圓直徑齒寬小齒輪2.5141.25246065大齒輪89222.560結構設計及繪制齒輪零件圖（從略）5.2 低速級齒輪設計5.2.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面標準直齒圓柱齒輪。（2）齒輪材料及熱處

21、理。由2表10-1（P191）可知，高速級小齒輪材料選用45號鋼調質，小齒輪齒面硬度為250 HBS，取小齒輪齒數Z3=30。高速級大齒輪材料選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪210 HBS,，取。（3）初選齒輪精度。傳輸機為一般工作機，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。5.2.2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式2（10-9）進行計算，即 ()（1）確定各參數的值:轉矩T2: ()查2表10-3（P195）得載荷系數K=1.1；查2表10-6（P201）選取齒輪材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa；查2表10-7（P205）選取齒寬系數。 ()許用接觸應力：由2圖10-

22、21d（P209）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。由2式10-13（P206）計算應力循環(huán)次數： () ()由2圖10-19（P207）取接觸疲勞壽命系數；。取失效概率為1%，安全系數SH=1，由2式10-12（P205）得 () ()（2）計算將小齒輪的分度圓直徑，帶入中較小的值。 ()計算圓周速度v： ()計算齒寬b： ()計算齒寬與齒高之比：模數 ()齒高 () ()計算載荷系數：根據v=0.62m/s，8級精度，由2圖10-8（P194）查得動載系數Kv=1.12；直齒輪，；由2表10-2（P193）查得使用系數；由2表10-4（P196）用插值法查得

23、8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。由，查2圖10-13得；故載荷系數 ()按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由2式（10-10a）得： ()計算模數m： ()5.2.3 按齒根彎曲強度設計由2式（10-5）得彎曲強度的設計公式為、 ()（1）確定公式內的各計算數值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPa；大齒輪的彎曲強度極限MPa；由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，；計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數，由2式10-12得 () ()計算載荷系數K： ()查取齒形系數：由2表10-5查得 ；。查取應力校正系數：由2表10-5查得 ；。計算大、小齒輪的并加以比較： ()

24、 ()大齒輪的數值大。（2）設計計算 ()對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度計算得的模數2.92并就近圓整為標準值m=3.0，按彎曲強度算得的分度圓直徑d1=96.84 mm，算出小齒輪齒數 ()大齒輪齒數 ，取這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。5.2.4 低速級齒輪幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3）計算齒輪寬度取，。表4 高

25、速級齒輪設計幾何尺寸及參數齒輪模數中心距齒數分度圓直徑齒寬小齒輪3187.53296101大齒輪9327996結構設計及繪制齒輪零件圖（從略）6 軸的設計計算6.1 主動軸的設計6.1.1 V帶齒輪參數附表1、各傳動比表5 各傳動比V帶高速級齒輪低速級齒輪43.652.82、各軸轉速n表6 各軸轉速n576131.5156.3256.323、各軸的輸入功率P表7 各軸的輸入功率P5.234.974.724.584、各軸的輸入轉矩T表8 各軸的輸入轉矩T86.71360.91800.36776.625、帶輪的主要參數表9 帶輪的主要參數小輪直徑大輪直徑中心距基準長度帶的根數11228058818

26、0046.1.2 求作用在齒輪上的力根據輸入軸的傳動參數，計算作用在輸入軸的齒輪上的力：由表2知：已知高速級小齒輪的分度圓直徑，所以圓周力：徑向力：6.1.3 初步確定軸的最小直徑先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據2表15-3（P370），取，。因最小直徑要與高速級小齒輪配合，需開鍵槽，所以選用普通V帶輪，取大帶輪的轂孔直徑為，故取，大帶輪的基準直徑，采用4根V帶傳動，計算大帶輪寬度6.1.4 軸的結構設計主動軸設計結構圖:圖3 主動軸結構設計圖（1）各軸段直徑的確定與大帶輪相連的軸段是最小直徑，??；大帶輪定位軸肩的高度取，則；選6206型軸承，則，左端軸承定位軸肩

27、高度取，則；與齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則。（2）軸上零件的軸向尺寸及其位置軸承寬度，齒輪寬度,大帶輪寬度為，軸承端蓋寬度30mm.箱體內側與軸承端面間隙取，兩齒輪間距離取10mm，齒輪與箱體內側的距離，分別為，大帶輪與箱體之間的間隙。與之對應的軸各段長度分別為，。確定頂軸承的支點位置,由2表13-1可知，6206型為角接觸球軸承,因此,做為外伸梁的軸的支承跨距。6.1.5 求軸上的載荷 主動軸的載荷分析圖:圖4 主動軸的載荷分析圖（1）畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。（2）畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得：則（3）畫豎直平面的彎矩圖

28、，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則（4）畫合力彎矩圖，如圖（d）所示。（5）畫轉矩圖，如圖（e）所示。（6）畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知C截面為危險截面。（7）驗算軸的直徑因為C截面有一鍵槽，所以需要將直徑加大5%，則，而C截面的設計直徑為,所以強度足夠。6.2 中間軸的設計6.2.1 求作用在齒輪上的力由表2知：已知高速級大齒輪、低速級小齒輪的分度圓直徑分別為，所以圓周力：徑向力：6.2.2 初步確定軸的最小直徑先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據表15-3（P370），取，。因最小直徑要與高速級小齒

29、輪配合，需開鍵槽，所以因最小直徑與滾動軸承配合，直徑即為滾動軸承轂孔直徑。6.2.3 軸的結構設計中間軸設計結構圖:圖5 中間軸結構設計圖（1）各軸段直徑的確定與滾動軸承相連的軸段是最小直徑，選6208型軸承，則；與左邊齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則，右邊齒輪配合的軸段直徑。（2）軸上零件的軸向尺寸及其位置軸承寬度，齒輪寬度,箱體內側與軸承端面間隙取，兩齒輪之間的距離取10mm，齒輪與箱體內側的距離為。與之對應的軸各段長度分別為，。確定頂軸承的支點位置,由2表13-1可知，6208型為角接觸球軸承,因此,做為外伸梁的軸的支承跨距。6.2.4 求軸上的載荷 圖6 中間軸上的載荷分析

30、圖（1）畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）所示。（2）畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得：則（3）畫豎直平面的彎矩圖，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則（4）畫合力彎矩圖，如圖（d）所示。（5）畫轉矩圖，如圖（e）所示。（6）畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知B截面為危險截面。（7）驗算軸的直徑因為B截面有一鍵槽，所以需要將直徑加大5%，則，而B截面的設計直徑為,所以強度足夠。6.3 從動軸的設計6.3.1 求作用在齒輪上的力根據輸入軸的傳動參數，計算作用在輸入軸的齒輪上的力：由表2知：已知低速級大齒輪

31、的分度圓直徑為，所以圓周力：徑向力：6.3.2 初步確定軸的最小直徑先按初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼,調質處理,根據2表15-3（P370），取，。因最小直徑與聯(lián)軸器配合，故有一鍵槽，可將軸徑加大5%，即：選用聯(lián)軸器，取其標準內孔直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號查2表14-1（P351），選取，故由2式（14-1）得計算轉矩為根據1表8-35（P195），選取TL9型彈性套柱聯(lián)軸器其公稱轉矩為1000Nm，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度為。6.3.3 軸的結構設計從動軸總體設計結構圖:圖7 從動軸結構設計圖（1）各軸段直徑的確定與聯(lián)軸

32、器相連的軸段是最小直徑，??；聯(lián)軸器定位軸肩的高度取，則；選6211型軸承，則，左端軸承定位軸肩高度取，則；與齒輪配合的軸段直徑，齒輪的定位軸肩高度取，則。（2）軸上零件的軸向尺寸及其位置軸承寬度，齒輪寬度,聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，軸承端蓋寬度30mm。箱體內側與軸承端面間隙取，兩齒輪之間的距離取10mm，齒輪與箱體內側的距離，分別為，聯(lián)軸器與箱體之間的間隙。與之對應的軸各段長度分別為，。確定頂軸承的支點位置,由2表13-1可知，6211型為角接觸球軸承,因此,做為外伸梁的軸的支承跨距。6.3.4 求軸上的載荷 從動軸的載荷分析圖:圖8 從動軸的載荷分析圖（1）畫輸出軸的受力簡圖，如圖（a）

33、所示。（2）畫水平平面的彎矩圖，如圖（b）所示。通過列水平平面的受力平衡方程，可求得：則（3）畫豎直平面的彎矩圖，如圖（c）所示。通過列豎直平面的受力平衡方程，可求得：則（4）畫合成彎矩圖，如圖（d）所示。（5）畫轉矩圖，如圖（e）所示。（6）畫出當量彎矩圖，如圖（f）所示。轉矩按脈動循環(huán)，取，則由當量彎矩圖可知C截面為危險截面。（7）驗算軸的直徑因為C截面有一鍵槽，所以需要將直徑加大5%，則，而C截面的設計直徑為,所以強度足夠。7 滾動軸承的選擇及計算7.1 主動軸的軸承設計工作能力計算軸承的受力分析圖：圖9 主動軸承的受力分析圖（1）計算軸承所承受的徑向力徑向載荷，由靜力學平衡公式得：由2

34、表13-6查得載荷系數，則軸承的當量載荷為（2）計算軸承壽命因為，且兩軸承型號相同，所以只要計算軸承2的壽命，取，由1表8-32（P189）查得，又對于球軸承，則由已知條件知，要求軸承工作八年，每天兩班（約工作46720小時），。由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。7.2 中間軸的軸承設計工作能力計算軸承的受力分析圖：圖10 中間軸承的受力分析圖（1）計算軸承所承受的徑向力由力的平衡條件可得：由2表13-6查得載荷系數，則軸承的當量載荷為（2）計算軸承壽命因為，且兩軸承型號相同，所以只要計算軸承1的壽命，取，由1表8-32（P189）查得，又對于球軸承，則由已知條件知，要求

35、軸承工作八年，每天兩班（約工作46720小時），。由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。7.3 從動軸的軸承設計工作能力計算軸承的受力分析圖：圖11 從動軸承的受力分析圖（1）計算軸承所承受的徑向力徑向載荷，由靜力學平衡公式得：由2表13-6查得載荷系數，則軸承的當量載荷為（2）計算軸承壽命因為，且兩軸承型號相同，所以只要計算軸承2的壽命，取，由1表8-32（P189）查得，又對于球軸承，則由已知條件知，要求軸承工作八年，每天兩班（約工作46720小時）。由此可見軸承的壽命遠大于預期的壽命，所選用的該軸承合適。8 連接件的選擇及計算8.1 鍵的設計及計算8.1.1 主動軸段鍵

36、裝帶輪處，選A型鍵，根據軸直徑，查2表6-1（P106）查得鍵截面尺寸，。計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查2表6-1查得，取。裝齒輪處，選A型鍵，根據軸直徑，查2表6-1（P106）查得鍵截面尺寸，。計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查2表6-1查得，取。鍵標記為：鍵 8×7×28 GB/T 10962003鍵標記為：鍵 10×8×22 GB/T 109620038.1.2 中間軸段鍵由于低速級小齒輪段軸直徑與高速級大齒輪段直徑相等，所以選用鍵的規(guī)格也應當相同：選A型鍵，根據軸直徑，查得鍵截面尺寸。計算

37、鍵長，查得鍵的許用應力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查2表6-1查得，取。鍵標記為：鍵 12×8×40 GB/T 109620038.1.3 從動軸段鍵裝帶輪處，選A型鍵，根據軸直徑，查2表6-1（P106）查得鍵截面尺寸，。計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查2表6-1查得，取。裝齒輪處，選A型鍵，根據軸直徑，查2表6-1（P106）查得鍵截面尺寸，。計算鍵長，查得鍵的許用應力，由式得：則鍵長，考慮安全因素，查2表6-1查得，取。鍵標記為：鍵 14×9×46 GB/T 10962003鍵標記為：鍵 14×11

38、5;63 GB/T 109620038.2 聯(lián)軸器設計（1）類型選擇為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。（2）載荷計算公稱轉矩：查2表14-1（P351），選取，故由2式（14-1）得計算轉矩為（3）型號選擇根據1表8-35（P195）選取TL9型彈性套柱聯(lián)軸器其公稱轉矩為1000Nm，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器的長度，與軸配合的轂孔長度為。9 箱體的設計9.1 箱體結構設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.（1）機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度。（2）考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱因其傳動件速

39、度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H為40mm。為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為6.3。（3）機體結構有良好的工藝性鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便。（4）對附件設計A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固。B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔

40、用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂