1、課程設計說明書目錄一、設計課題及主要任務2二、傳動方案擬定2三、電動機的選擇4四、確定傳動裝置的總傳動比和運動（動力）參數的計算5五、v帶的設計7六、齒輪傳動的設計9七、軸的設計12八、箱體結構設計及附件選擇22九、鍵聯接設計25十、軸承設計26十一、密封和潤滑的設計27十二聯軸器的設計27十三、設計小結28附：參考資料30一、設計課題及主要任務：1、 設計課題：設計用于鏈式傳送設備或帶式運輸機的一級圓柱（或圓錐）齒輪減速器。2、 設計內容： 傳動方案的擬定及說明（附圖）； 運動學計算（電動機功率計算、傳動比計算、運動及動力參數計算）； 直尺圓柱（或圓錐）齒輪傳動件設計計算（選材、確定尺寸）；

2、 軸的初步設計； 選擇聯軸器和軸承； 軸的結構設計（附結構簡圖）； 選擇軸承、齒輪處的配合； 編寫設計計算說明書、設計小結。3、 設計任務： 減速器裝配圖一張：只畫俯視圖（a3）； 零件圖一張：大圓柱（圓錐）齒輪軸（a3）或大圓柱（圓錐）齒輪（a3）； 設計計算說明書一份。4、 設計要求： 圖面整潔、符合各項標準規范要求； 設計說明書要求字跡工整、清潔，插圖規范。5、 設計進度計劃： 總體計算和傳動件參數計算； 軸與軸系零件的設計； 軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪制； 裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫。6、 設計時間：2010年10月11日至2010年11月5日設計項目計算過程及說明

3、主要結果二、傳動方案擬定1、工作條件2、原始數據3、方案擬定運輸機連續工作，單向運轉。減速器小批量生產，運輸帶允許速度誤差為5%。原始數據運輸帶拉力f（n）1900運輸帶速度v（m/s）1.6卷筒直徑d（mm）400每天工作時間h24 傳動方案分析：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 設計方案：本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。

4、傳動為一級直齒圓柱齒輪減速器。 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。a、帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 b、齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。簡圖如下：三、電動機選擇：1、電動機類型和結構的選擇：2、電動機功率選擇：3、確定電動機轉速：選擇y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇

5、冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 運輸機主軸上所需要的功率：p=fv=1900n1.6m/s=3040w工作機所需功率由公式：pw=p/1000w=3040/(10000.94)kw=3.23kww帶式輸送機的功率取0.94機械零件課程設計p18表2-4傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯軸器滾筒=0.85總電動機至滾筒主動軸之間的總功率由機械零件課程設計p18表24查得：帶v帶傳動效率，取0.95；軸承一對滾動軸承的效率。取0.99；齒輪一對齒輪副效率（8級精度，油潤滑），取0.97；聯軸 器聯軸器效率，取0.98；滾

6、筒滾筒效率，取0.96（查機械設計基礎機械課程設計指導書表2.3）電動機輸出的功率: po=pw/總 =3.8kw一般電動機的額定功率：pm=（11.3）po=3.84.94kw由表21取電動機額定功率pm=4kw機械零件課程設計滾筒工作轉速為：n滾筒=601000v/（d）=(6010001.6)/（400）=76.4 r/min根據機械零件課程設計表2-5推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2=35。取帶傳動比i1= 。則總傳動比理論范圍為：i620。故電動機轉速的可選范圍：n=in滾筒=(1620)76.4=458.41528 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：

7、750、1000和1500r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號（如下表1）機械設計基礎課程設計指導書（第二版）p 10：綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率等，可見第2方案比較適合。故選定電動機型號為y132m1-6。其主要性能：（如下表2）y系列三相異步電動機p=3040wpw=3.23kw總=0.85po=3.8kwpm=4kwn滾筒=76.4r/min電動機型號為y132m1-6表1：方案電動機型號額定值電動機轉速(r/min)效率%外形尺寸mm重量kg功率kw電流a同步轉速滿載轉速1y160m1-8409.9175072084.06004203851182

8、y132m1-6409.40100096084.0515350315733y112m-4408.771500144084.547535031568表2：中心高h外形尺寸l(ac/2+ad)hd底角安裝尺寸ab地腳螺栓孔直徑 k軸 伸 尺 寸de裝鍵部位尺寸 fgd132515（135+210）3152161781238801041四、確定傳動裝置的總傳動比和運動（動力）參數的計算：1、傳動裝置總傳動比為：2、分配各級傳動裝置傳動比：3、運動參數及動力參數的計算：由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n：i總= nm/n=nm/n滾筒=960/76.4=12.57總傳動比等于各傳動比的乘積

9、分配傳動裝置傳動比:i= i1i2式中i1、i2分別為帶傳動和減速器的傳動比 根據機械零件課程設計表2-5，取io =3（普通v帶 i=24）因為：ioi1i2所以：i2ioi112.57/34.19根據機械零件課程設計公式（2-7）（2-8）計算出各軸的功率（p電機軸、p高速軸、p低速軸、p滾筒軸）、轉速（n電機軸、n高速軸、n低速軸、n滾筒軸）和轉矩（t電機軸、t高速軸、t低速軸、t滾筒軸） 計算各軸的轉速：軸（高速軸）：n高速軸=nm/io=960/3.0=320r/min軸（低速軸）：n低速軸=n高速軸/i1=320/4.19=76.4r/min滾筒軸：n滾筒軸=n低速軸= 76.4r

10、/min2）計算各軸的功率：根據機械設計基礎 課程設計指導書p12軸（高速軸）：p高速軸= po01= po1=3.80.96=3.648kw軸（低速軸）：p低速軸= p高速軸12= p高速軸23 =3.6480.980.97=3.468kw滾筒軸：p滾筒軸= p低速軸23= p低速軸24 =3.4680.980.99=3.36kw3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸入轉矩為：t電機軸=9550po/nm=95503.8/960=37.80nm軸（高速軸）：t高速軸= t電機軸io01= t電機軸io1=37.830.96=108.87nm 軸（低速軸）：t低速軸= t高速軸i112= t高速軸

11、i124 =108.874.190.980.99=442.57 nm滾筒軸輸入軸轉矩為：t滾筒軸= t低速軸24=429.38 nm4）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：p高速軸1= p高速軸軸承=3.6480.98=3.575 kwp低速軸1= p低速軸軸承=3.4680.98=3.399kw5）計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：t高速軸1= t高速軸軸承=108.870.98=106.69 nmt低速軸1= t低速軸軸承=442.570.98=433.72 nm綜合以上數據，得表如下：i總=12.57io =3i24.19

12、n高速軸=320r/minn低速軸=76.4r/minn滾筒軸=76.4r/minp高速軸=3.648kwp低速軸=3.468kwp滾筒軸=3.36kwt電機軸=37.80nmt高速軸=108.87nmt低速軸=442.57 nmt滾筒軸=429.38 nmp高速軸1=3.575 kwp低速軸1=3.399 kwt高速軸1=106.69 nmt低速軸1=433.72 nm參數電機軸高速軸（軸）低速軸（軸）滾筒軸（w軸）功率p(kw)3.83.6483.4683.364轉速n(r/min)96032076.476.4轉矩t（nm）37.8108.87442.57429.38傳動比i34.191效

13、率0.960.950.97五、v帶的設計1、選擇普通v帶型號：2、方案選取：由課本機械設計基礎p132表8.21查得ka=1.2由 pc= ka pm=1.24.0=4.8kw根據 pc =4.8kw ， n電機軸=960（r/min）課本p134圖8.13得知可選用a、b型v帶兩方案；方案1：取a型v帶1)確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：根據課本表8.6p124、 p134圖8.13則取小帶輪d1=100mm且d1=100mmdmin=75mm d2=n1d1/n2=id1=3100=300mm根據機械設計基礎表8.3取d2=280mm則實際傳動比i、從動輪的轉速n2分別為：i= d2 /

14、d1 =280/100=2.8； n2 = n1/i=960/2.8=342.86r/min；從動輪的轉速誤差為：（342.86-320）/320=7.143%5%（大于5%的誤差范圍）故a方案不合適方案2：取b型v帶1）確定帶輪的基準直徑根據課本表8.6p124、 p134圖8.13則取小帶輪d1=140mm且d1=140mmdmin=125mm d2=n1d1/n2=id1=960/320140= 420mm根據機械設計基礎表8.3取d2=425mm 則實際傳動比i、從動輪的轉速n2分別為：i=d2/d1=425/140=3.04；n2=n1/i=960/3.04=315.79r/min從

15、動輪的轉速誤差為：（315.79-320）/320=-1.32%在5%以內，為誤差值允許范圍。2）帶速驗算： v=n1d1/（100060）=960140/（100060）=7.036m/s 介于525m/s范圍內，故合適。3)確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2）（根據公式8-14） 0.7（140+425）a02（140+425）395.5a01130初定中心距a0=760 ，則帶長為：l0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2760+（140+425）/2+（425-140）2/(4760)=2434.2 mm根據機械設計基礎表8.4選取基準

16、長度ld=2500 mm實際中心距：a= a0+(ld-l0)/2=760+(2500-2434.2)/2=792.9mm中心距a的變動范圍：amin=（a-0.015ld）=792.9-37.5=755.4mmamax=（a+0.03 ld）=867.9mm根據機械設計基礎p135公式（8-16、8-17）4）驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(425-140)57.3/792.9=159.4120故合適 5）確定帶的根數 z=pc/（(p0+p0)klk）（公式8-18）根據n2 =960r/min查表8.10用內插法得：p0=1.82+（2.13-1

17、.82）/(980-800) (960-800)=2.096kw由（公式8.11）得功率增加量：p0= kb n1（1-1/ki）由表8.18查得kb=2.649410-3 ；根據實際傳動比i=3.04；查表8.19得ki =1.1373則p0 =0.307kw由表.查得長度修正系數kl =1.03由圖8.11查得包角系數k=0.97得z =1.999根故取2根b型普通v帶6）計算軸上的壓力根據公式（8-19）得：f0=500pc（2.5/ k-1）/zv +qv2 查表8.6得b型普通v帶每米的質量q =0.17kg/m則得：f0=5004.8（2.5/0.97-1）/（27.036）+0.

18、177.0362=116.54 n由公式8.20得作用在軸上的壓力：fq=2zf0sin(/2)=22116.54sin(159.4/2)=458.7 nka=1.2pc =4.8kwd1=100mmd2=280mmi=2.8n2=342.86r/mina方案不合適d1=140mmd2= 425mmi=3.04n2=315.79r/minv=7.036m/sb方案合適l0=2434.2 mmld=2500 mma=792.9mmamin=755.4mmamax=867.9mmp0=2.096kwz =2根f0=116.54 nfq=458.7 n六、齒輪傳動的設計：1、選定齒輪傳動類型、材料、

19、熱處理方式、精度等級：2、初選主要參數：3、按齒面接觸疲勞強度計算：4、確定模數：5、基本幾何尺寸計算：6、按齒根彎曲疲勞強度校核計算7、驗算齒輪圓周速度：小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250hbs；大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200hbs。由機械設計基礎p211表10.21齒輪精度初選8級，齒面精糙度r 1.63.2m根據機械設計基礎選擇原則p209選取：小齒輪的齒數z1=25；傳動比i=4.19取4.0大齒輪齒數z2=z1i=254=100根據表10.20取齒寬系數d=1.2根據公式10.22計算小齒輪分度圓直徑： d176.43確定各參數值： 載荷系數： 查課本表10.11

20、取k=1.1； 小齒輪名義轉矩（p191公式）t1=9.55106p/n1=9.551063.648/320 =1.0887105 nmm 許用應力 查課本圖10.24（c）p188 查表10.10 按一般可靠要求取安全系數sh=1； 則 取兩式計算中的較小值，即h=530mpa于是d176.43=0.59976.43mm=45.78mmm=d1/z145.78/25=1.831由表10.3取標準模數值 m=2d1=mz1=225=50 mmd2=mz2=2100=200 mma=m （z1+z2）/2=2（25+100）/2=125 mm由公式d=b/d1得b=60mm則b1=65mm（課本

21、p210）由公式（10.24） 進行校核式中 齒形系數yf ：yf1 =2.65；yf2 =2.18（查表10.13） 應力修正系數ys ：ys1 =1.59 ；y s2 =1.80（表10.14） 許用彎曲應力 查（圖10.25）得：flim1=210mpa；flim2=190mpa查（表10.10）得：安全系數sf=1.30查（圖10.26）得：ynt1= ynt2=1由公式（10.14）可得： 故 =155.26mpaf1=144.59mpaf2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求。齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1450320/（601000） =0.837 m/s對照表10

22、.22可知選擇8級精度合適。齒輪的基本參數如下表所示:名稱符號公式齒1齒2齒數25100分度圓直徑50200齒頂高33齒頂圓直徑56 206中心距125z1=25z2=100t1=1.0887105 nmmh=530mpam=2d1=50 mmd2=200 mma=125 mmv=0.837 m/s齒輪選擇8級精度七、軸的設計（一）輸入軸的設計計算：1、齒輪軸的設計：2、軸的結構設計3、求齒輪上作用力的大小、方向：（二）輸出軸的設計計算：1、選擇軸材料：2、按扭轉強度估算軸的直徑3、確定軸各段直徑和長度4、求齒輪上作用力的大小、方向5、求支反力6、畫彎矩圖（如下圖）7、畫轉矩圖（如下圖）：8、

23、畫當量彎矩圖 （如下）9、校核危險截面強度10、附：軸加工表面粗糙度推薦用表：軸簡圖： 選擇軸材料：由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經調質處理。有機械設計基礎表14.4得：抗拉強度極限b=650mpa，屈服極限s=360mpa； 按扭轉強度估算軸的直徑：軸的輸入功率為p=3.648 kw；轉速為n1=320 r/min根據課本p271（14-2）式，并查表14-1，c=107118則d=0.226（107118）mm=24.18226.668mm考慮有鍵槽，將直徑增大3%5%，則d=（24.18226.668）(1+5%)mm=25.39128.0mm

24、選d=30mm1）軸上零件的定位，固定和裝配：一級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，用平鍵作周向過渡配合固定。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現的。軸外伸段半聯軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵作周向過渡配合定位。2）確定軸的各段直徑 由上述可知軸段1直徑最小d1=30mm。軸的直徑d101818303050508080100軸上圓角/倒角c1/r11.62.03.04.05.0最小軸肩高度hmin22.53.54.55.5軸環寬度bb1.4h軸上圓角半徑r0.81.01.622.5 軸段2考慮到要對安裝在軸段1上的聯軸

25、器進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內徑的標準，至少應滿足：d1+22.5mm=30+5=35mm； 軸段3不考慮對安裝在軸2上的零進行定位，只要求有一定圓角即可，至少應滿足：d3=d2+21mm=37mm;圓整后取d3=40mm。 軸段4一般要比軸段3的直徑大10mm，所以有d4=d3+10mm=50mm、為了便于拆卸左軸承，根據書2，129頁附表10.1可知，所選61909型軸承的安裝直徑：50da63mm，所以取d5=60mm、軸段6與軸段2安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為：d6=d2=35mm3）確定軸的各段長度 已知轂寬為65mm，為了

26、保證齒輪固定可靠，軸段4的長度應略短于齒輪輪轂寬度2mm，取軸段3的長度為63mm。 軸環的寬度約為該最小軸肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以軸環的寬度為3.5mm。 為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距，可取該間距為18mm。 為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為2mm。又查書機械設計基礎 課程設計指導書的附表10.1知，所選滾動軸承的寬度為：b=14mm。所以軸承支點的距離為：l=（14/2+2+14+65/2）2=111mm 確定軸段2的長度時，要根據軸段安裝的零件尺寸來決定，所以有：a、上有一套筒，與齒輪端

27、面與箱體內壁間應留有一定的間距相同，故取套筒的長度為20mm。套筒左端緊靠與齒輪的內圈橫截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其軸承定位。b、減速器中兩個齒輪的中心距a =125mm，并且設軸承座端面距外箱體的距離為y，則：查書機械設計基礎 課程設計指導書17頁表4.1得，地腳螺釘直徑為：df =0.036a+12=0.036125+12=16.5mm 圓整后得：df =20mm箱蓋的壁厚為：1=0.025a+1mm=0.025125+1=4.125mm8mm取1=8mm軸承端蓋螺釘直徑：d3=（0.4-0.5）df=（0.40.5）20mm=（810）mm 取d3=8mm軸旁連接螺栓直徑為：

28、d1 =0.75 df =0.7520=15mm由于較大的偶數則d1=16mm，所以軸承的連接螺栓直徑為16mm寫為m16；查機械設計基礎 課程設計指導書手冊表4.2得c1min=22，c2min=20；所以軸承座端面距離內箱壁的距離為y為： y=1+c1min+ c2min +（510）=8+22+20+5=55mmc、外壁圓角半徑一般為35mm，取圓角半徑為4mm。d、由b、步可知d3=8mm查書機械設計基礎 課程設計指導書23頁表4.5得，螺釘連接外裝式軸承的厚度為：e=1.2d3=1.28mm=9.6mme、軸段2伸出箱體外的長度一般為1520mm，為了方便計算取該軸段的伸出長度為17

29、.4mm。綜合上述，軸段2的長度為：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 軸段1的長度確定，根據聯軸器的長度來確定其長度，查書機械設計基礎 課程設計指導書68頁附表1.7得，l=58mm。 在軸段1、3上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪廓寬度約小510mm，鍵槽的規格查書機械設計基礎 課程設計指導書108頁附表5.11得，軸段1的鍵槽深度為4.0mm，寬度為8mm；軸段3的鍵槽深度為5mm，寬度為12mm。 小齒輪分度圓直徑：d1=50mm； 作用在齒輪上的轉矩為：t1 =1.0887105 nmm 求圓周力ft：ft=2t1/d1=21.088

30、7105 /50=4354.8n 求徑向力fr：fr=fttan=4354.8tan200=1391.0 強度校核（圖如下）：a 繪制軸受力簡圖（如圖a）：ab 繪制彎矩圖：（b）水平支點反力為：=2177.4n垂直支點反力:= =695.5na、水平面彎矩圖（如圖c）-截面處的彎矩為：mh1= = 2177.4111/2=120845.7n.mm-截面處的彎矩為：mh2=2177.429=63144.6n.mm（c）b、垂直平面彎矩圖（如圖d）：-截面處的彎矩為：mv1= =695.5111/2=38600.25nmm-截面處的彎矩為：mv2=695.529 nmm=20169.5nmm（d

31、）c、繪制合彎矩圖（如圖e）由m=得到：-截面的合成彎矩為： m1=126860.799nmm-截面的合成彎矩為： m2= =66287.626nmm(e)d、繪制扭矩圖（如圖f）轉矩：t=108870nmm(f)e、求當量彎矩：因減速器單向運轉，故可以認為轉矩為脈動循環變化，取修正系數=0.6，由機械設計基礎（第二版）p271公式me=得到：-截面的彎矩合成為：me1=142690.668nmm-截面的彎矩合成為： me2= =93064.568nmmf、確定危險截面及校核強度：由以上圖可以看出，截面-、-所受轉矩相同，但彎矩me1me2，且軸上還有鍵槽，故截面-可能為危險截面。但由于軸徑d

32、3d2，故也對-進行校核。截面-：e1=22.30mpa截面-： e2= =21.71mpa查機械設計基礎272頁表14.2得【-1b】=60mpa，滿足e【-1b】的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經調質處理，硬度217255hbs。 軸的輸入功率為p=3.468 kw；轉速為n=76.40 r/min根據課本p271（14-2）式，并查表14-1，c=107118則d=0.357（107118）mm=38.19942.126mm考慮有鍵槽，將直徑增大3%5%，則d=（38.19942.126）(1+5%

33、)mm=40.1144.23mm 從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取d1=45mm，根據計算轉矩：tc=kat=1.2442.57=531.084nm，查標準gb/t 50141985，選用彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為l1=84mm,軸段長l1=82mm 右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為l2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為ddb=55100

34、21，那么該段的直徑為55mm，長度為l3=36mm 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為200mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為l4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為d5=66mm ,長度取l5=10mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為d6=55mm，長度l6=21mm 大齒輪分度圓直徑：d2=200mm 作用在齒輪上的轉矩為：t2=4.4257105nmm 求圓周力ft：ft=2t2/d2=24.4257105/200=4425.7n 求徑向

35、力frfr=fttan=4425.7tan200=1610.82n根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型（如下圖所示）：水平面的支反力：=2212.85n 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則=805.41n水平面的彎矩：=2212.85111/2=122813.175nmm垂直面的彎矩：mv= =805.41111/2=44700.255nmm 合成彎矩：m=130685.024nmm轉矩：t=4.4257105nmm因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，=0.6則me=461464.402nmme=27.736mpa查機械設計基礎272頁表14.2得【-1b】=60m

36、pa，滿足e【-1b】的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量。軸加工表面粗糙度推薦用表加工表面表面粗糙度ra值/m與傳動件及聯軸器等輪轂相配合的表面輪齒工作面3.21.6齒輪基準孔（輪轂孔）1.6齒輪基準軸徑1.6與軸肩相靠的端面3.2齒頂圓3.2平鍵鍵槽3.2（工作面），6.3（非工作面）與傳動件及聯軸器相配合的軸肩端面3.21.6與軸承密封裝置相接觸的表面3.21.6螺紋牙工作面1.6其它表面6.33.2（工作面），12.56.3（非工作面）d=30mmd1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=50mmd5=60mmd6=35mml=111mml1=58mml2=106mml

37、3=20mml4=63mml5=10mml6=18mmft=4354.8nfr=1391.0n=2177.4n=695.5nmh1 =120845.7 nmm mh2=63144.6 nmmmv1=38600.25nmmmv2=20169.5nmmm1=126860.79nmmm2=66287.626nmmt=108870nmmme1=142690.668nmmme2=93064.568nmmd1=45mml1=82mmd2=52mml2=74mmd3=55mml3=36mmd4=60mml4=58mmd5=66mml5=10mmd6= 55mml6=21mmft=4425.7nfr=1610

38、.82n=2212.85n=805.41nmhc=122813.175nmmmv=44700.255nmmm=130685.024nmmt=4.4257105nmmme=461464.402nmm八、箱體結構設計及附件選擇：1、窺視孔和窺視孔蓋：2、放油螺塞：3、油標：4、通氣器：5、啟蓋螺釘：6、定位銷：7、調整墊片：8、環首螺釘、吊環和吊鉤：9、 密封裝置10、其余附件選擇：在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞

39、賭注。油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。減速器運轉時，由于摩擦發熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯結后，鏜孔之前裝

40、上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。在機蓋上裝有環首螺釘或鑄出吊環或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據具體情況選用。名稱功用材料規格螺栓安裝端蓋6級m1260 gb/t5782螺栓聯接機箱、機座6級m840 gb/t5782螺栓固定機座6級m1645 gb/t5782螺栓固定視孔蓋8級m610 gb/t5782銷定位35鋼gb/t 119.1 a628墊圈調整安裝

41、65mngb/t 93 8墊圈調整安裝65mngb/t 93 12螺母固定安裝5級m12 gb/t 6170-2000螺母固定安裝5級m8 gb/t 6170-2000油標測量油面高度組合件通氣器透氣q235啟蓋螺釘6級gb/t 5782箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數目n4軸承旁聯結螺栓直徑d116機蓋與機座聯接螺栓直徑d212聯軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d9df，d1, d2至外機壁距離c122, 20, 16df， d2至凸緣邊緣距離c222，16軸承旁凸臺半徑r122，16凸臺高度h 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 55大齒輪頂圓與內機壁距離112齒輪端面與內機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸