谁有手册啊，帮忙查查螺栓m42 扳手尺寸空间C1，C2分别是多少

首先考虑螺栓受力情况，先确定螺栓的数量是否满足强度要求；

在满足强度要求的情况下，主要考虑扳手空间是否足够，方便装卸；

一般进行均布，较为美观，具体没有太明确的标准；

针对内压式密封容器法兰有个螺栓分别要求，可以查看机械设计手册相关章节

六角螺栓:由头部和螺杆(带有外螺纹的圆柱体)两部分组成的一类紧固件，需与螺母配合，用于紧固连接两个带有通孔的零件。

这种连接形式称螺栓连接。如把螺母从螺栓上旋下，有可以使这两个零件分开，故螺栓连接是属于可拆卸连接。

下面给楼主一些螺纹联接设计的简单介绍。

首先，选螺纹。联接、紧固所用的螺纹基本上是圆柱单线右旋三角螺纹。

其他特殊要求的，在此不介绍了。

第二，螺栓联接的类型与防松。

1.主要类型有：普通螺栓联接、配合螺栓联接。

2.防松装置。

在静载荷下，一般联接螺纹都能满足自锁条件，加上螺母和螺栓头部支撑面的摩擦力矩，螺旋副不会松脱，但是在变载荷、冲击和振动的作用下，很可能松脱。

常用防送装置和方法有：采用对顶螺母，弹簧垫圈，锁紧垫圈；采用非金属嵌件锁紧螺母，扣紧螺母，自索螺母；采用止动垫圈，采用头部带孔螺栓与串联钢丝；采用铆、焊、粘等永久防松法。

3.螺栓组结构设计要点

（1）布置方案：尽量采用对称的布置方案，使受力分析简化、加工制造方便。

（2）材料和尺寸：同一螺栓组中各螺栓尽量采用完全相同的材料及热处理方法、相同的尺寸规格，使受力分析简化，备件简化，装配方便。

（3）间距和扳手空间：一般间距t0≥（5～10）d，（d为螺栓直径），有紧密要求时，t0≤（2.5～5）d；压力容器的螺栓间距一般由经验值推荐值（由于不方便，表格在这里不提供了~）按工作压力和螺栓直径来确定，扳手空间要求要求间距、边距足够大，具体数据可以查有关设计手册。

[以下方法确定螺栓的直径]

4.螺纹联接的预紧：

绝大多数的螺纹联接要在工作（受载）前拧紧，以提高联接的可靠性和防松能力，也是为了提高螺栓的疲劳强度。重要的联接预紧力和拧紧力的大小应能控制。

（由于此处有较多公式，不便上传，简单介绍）

5.螺栓组联接的受力分析：（略）

6初定螺栓直径：

选安全系数S、Sτ、Sp：可在机械设计手册上查出不同载荷性质、受力条件、松紧联接条件下的安全系数S。

许用拉应力[σ]、许用剪切应力[τ]、许用挤压应力[σp]：

[σ]=σs/S

[τ]=σs/Sτ

[σp]=σs/Sp

σs为螺栓的屈服极限，可在“螺栓、螺钉、螺柱性能等级及推荐材料”的标准（机械手册）中查的。

则直径d可在以下公式中求的：

（1）.τ=[4F/（π*d*d*m)]≤[τ]

σp=[F/（h*d)]≤[σp]

F、m——螺栓联接中的一个螺栓的m个剪切面承受的工作剪力F。

d——螺栓直径

（2）σ=[4F/（π*d*d)]≤[σ]

F——螺栓所受的轴向力

d——螺栓直径。

由以上三个公式（三个公式不一定同时存在，视条件）可确定螺栓直径的最小值d，而且这个d也只是螺栓的小径的最小值，再根据手册查出螺栓的公称直径。

7.螺栓的疲劳强度校核：（略）

1.没有图片不知道气缸是个气罐还是活塞，气罐的话为静载荷，活塞就是动载荷，螺栓在其中受轴向力作用，这样设计公式选用就有了选用依据。

2.不管气罐还是活塞，联接螺栓起的作用都很重要，选用8.8级及更高级螺栓，这就确定了螺栓的最小屈服强度，进而计算许用应力。

3.根据设计公式计算螺栓最小径，选用与其相近的螺栓；一般联接螺栓都用粗牙螺栓。

这个步骤要注意1.根据气缸压强与联接面受压强作用的面积计算螺栓轴组向力，螺栓数量一般为4，6，8，12，16等4的倍数；2.选用螺栓的小径不能小于计算值。

4.校核，如果校核不通过直接选用同样数量更大直径螺栓或增大螺栓数量，注意为减少连接面加工量，螺栓的数量应尽量小。

5.根据凸缘总厚确定螺栓长度，螺栓长度＝（凸缘总厚度+对应螺母厚度+弹垫厚度）圆整至标准值。

6.根据扳手空间确定螺栓安装孔所在圆的直径。

前言

课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2006年6月12日-2006年6月30日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗轮蜗杆减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机——联轴器——减速器——联轴器——带式运输机），本人是在周知进老师指导下独立完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和A0图纸一张、A3图纸三张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。

该减速器的设计基本上符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。

设计者：殷其中

2006年6月30日

参数选择：

总传动比：I=35 Z1=1 Z2=35

卷筒直径：D=350mm

运输带有效拉力：F=6000N

运输带速度：V=0.5m/s

工作环境：三相交流电源

有粉尘

常温连续工作

一、 传动装置总体设计：

根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机——连轴器——减速器——连轴器——带式运输机。(如图2.1所示) 根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V≤4——5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式见（如图2.2所示），采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边，啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用，为防止轴外伸段箱内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。 图2.1

该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。

二、 电动机的选择：

由于该生产单位采用三相交流电源，可考虑采用Y系列三相异步电动机。三相异步电动机的结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。一般电动机的额定电压为380V

根据生产设计要求，该减速器卷筒直径D=350mm。运输带的有效拉力F=6000N，带速V=0.5m/s，载荷平稳，常温下连续工作，工作环境多尘，电源为三相交流电，电压为380V。

1、 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭扇冷式结构，电压为380V，Y系列

2、 传动滚筒所需功率

3、 传动装置效率：（根据参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 第133-134页表12-8得各级效率如下）其中：

蜗杆传动效率η1=0.70

搅油效率η2=0.95

滚动轴承效率（一对）η3=0.98

联轴器效率ηc=0.99

传动滚筒效率ηcy=0.96

所以：

η=η1•η2•η33•ηc2•ηcy =0.7×0.99×0.983×0.992×0.96 =0.633

电动机所需功率： Pr= Pw/η =3.0/0.633=4.7KW

传动滚筒工作转速： nw＝60×1000×v / ×350

＝27.9r/min

根据容量和转速，根据参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社 第339-340页表附表15-1可查得所需的电动机Y系列三相异步电动机技术数据，查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案，如表3-1:

表3-1

方案 电动机型号 额定功率

Ped kw 电动机转速 r/min 额定转矩

同步转速 满载转速

1 Y132S1-2 5.5 3000 2900 2.0

2 Y132S-4 5.5 1500 1440 2.2

3 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0

4 Y160M-8 5.5 750 720 2.0

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，可见第3方案比较适合。因此选定电动机机型号为Y132M2-6其主要性能如下表3-2：

表3-2

中心高H 外形尺寸

L×（AC/2＋AD）×HD 底角安装尺寸

A×B 地脚螺栓孔直径K 轴身尺寸

D×E 装键部位尺寸

F×G×D

132 515×（270/2＋210）×315 216×178 12 38×80 10×33×38

四、运动参数计算：

4.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩

P0 = Pr=4.7kw

n0=960r/min

T0=9.55 P0 / n0=4.7×103=46.7N .m

4.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩

P1 = P0•η01 = 4.7×0.99×0.99×0.7×0.992 =3.19 kw

nⅠ= = = 27.4 r/min

T1= 9550 = 9550× = 1111.84N•m

4.3传动滚筒轴的输入功率、转速与转矩

P2 = P1•ηc•ηcy=3.19×0.99×0.99=3.13kw

n2= = = 27.4 r/min

T2= 9550 = 9550× = 1089.24N•m

运动和动力参数计算结果整理于下表4-1：

表4-1

类型 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N•m） 传动比i 效率η

蜗杆轴 4.7 960 46.75 1 0.679

蜗轮轴 3.19 27.4 1111.84 35

传动滚筒轴 3.13 27.4 1089.24

五、蜗轮蜗杆的传动设计：

蜗杆的材料采用45钢，表面硬度>45HRC，蜗轮材料采用ZCuA110Fe3,砂型铸造。

以下设计参数与公式除特殊说明外均以参考由《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年 第13章蜗杆传动为主要依据。

具体如表3—1：

表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表

项目 计算内容 计算结果

中心距的计算

蜗杆副的相对滑动速度

参考文献5第37页（23式） 4m/s<Vs<7m/s

当量摩擦

系数 4m/s<Vs<7m/s

由表13.6取最大值

选[ ]值

在图13.11的i=35的线上，查得[ ]=0.45

[ ]=0.45

蜗轮转矩

使用系数 按要求查表12.9

转速系数

弹性系数 根据蜗轮副材料查表13.2

寿命系数

接触系数 按图13.12I线查出

接触疲劳极限 查表13.2

接触疲劳最小安全系数 自定

中心距

传动基本尺寸

蜗杆头数

Z1=1

蜗轮齿数模数

m=10

蜗杆分度圆 直径

或

蜗轮分度圆

直径

mm

蜗杆导程角

表13.5

变位系数 x=（225-220）/10=0.5 x=0.5

蜗杆齿顶圆 直径表13.5

mm

蜗杆齿根圆 直径 表13.5

mm

蜗杆齿宽

mm

蜗轮齿根圆直径

mm

蜗轮齿顶圆直径（吼圆直径）

mm

蜗轮外径

mm

蜗轮咽喉母圆半径

蜗轮齿宽 B =82.5

B=82mm

mm

蜗杆圆周速度

=4.52 m/s

相对滑动速度

m/s

当量摩擦系数 由表13.6查得

轮齿弯曲疲劳强度验算

许用接触应力

最大接触应力

合格

齿根弯曲疲劳强度 由表13.2查出

弯曲疲劳最小安全系数 自取

许用弯曲疲劳应力

轮齿最大弯曲应力

合格

蜗杆轴扰度验算

蜗杆轴惯性矩

允许蜗杆扰度

蜗杆轴扰度

合格

温度计算

传动啮合效率

搅油效率 自定

轴承效率 自定

总效率

散热面积估算

箱体工作温度

此处取 =15w/（m²c）

合格

润滑油粘度和润滑方式

润滑油粘度 根据 m/s由表13.7选取

润滑方法 由表13.7采用浸油润滑

六、蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计

6.1蜗杆基本尺寸设计

根据电动机的功率P=5.5kw，满载转速为960r/min，电动机轴径 ，轴伸长E=80mm

轴上键槽为10x5。

1、 初步估计蜗杆轴外伸段的直径

d=（0.8——10） =30.4——38mm

2、 计算转矩

Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×5.5/960=82.1N.M

由Tc、d根据《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第334页表14-13可查得选用HL3号弹性柱销联轴器（38×83）。

3、 确定蜗杆轴外伸端直径为38mm。

4、 根据HL3号弹性柱销联轴器的结构尺寸确定蜗杆轴外伸端直径为38mm的长度为80mm。

5、 由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键10×70，蜗杆轴上的键槽宽 mm，槽深为 mm，联轴器上槽深 ，键槽长L=70mm。

6、 初步估计d=64mm。

7、 由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第189页图7-19，以及蜗杆上轴承、挡油盘，轴承盖，密封圈等组合设计，蜗杆的尺寸如零件图1（蜗杆零件图）

6.2蜗轮基本尺寸表（由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社第96页表4-32及第190页图7-20及表5—1蜗轮蜗杆的传动设计表可计算得）

表6—1蜗轮结构及基本尺寸

蜗轮采用装配式结构，用六角头螺栓联接（ 100mm）,轮芯选用灰铸铁 HT200 ，轮缘选用铸锡青铜ZcuSn10P1+* 单位：mm

a=b C x B

160 128 12 36 20 15 2 82

e n

10 3 35 380 90º 214 390 306

七、蜗轮轴的尺寸设计与校核

蜗轮轴的材料为45钢并调质，且蜗轮轴上装有滚动轴承，蜗轮，轴套，密封圈、键，轴的大致结构如图7.1：

图7.1 蜗轮轴的基本尺寸结构图

7.1 轴的直径与长度的确定

1.初步估算轴的最小直径（外伸段的直径）

经计算D6>51.7>100mm

又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm

计算转矩

Tc=KT=K×9550× =1.5×9550×3.19/27.4=1667.76N.M<2000 N.M

所以蜗轮轴与传动滚筒之间选用HL5弹性柱销联轴器65×142，

因此 =65m m

2.由参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的第305页表10-1可查得普通平键GB1096—90A型键20×110，普通平键GB1096—90A型键20×70，联轴器上键槽深度 ，蜗轮轴键槽深度 ，宽度为 由参考文献《机械设计基础》（下册） 张莹 主编 机械工业出版社 1997年的第316页—321页计算得：如下表：

图中表注 计算内容 计算结果

L1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L1=25

L2 自定 L2=20

L3 根据蜗轮 L3=128

L4 自定 L4=25

L5 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） L5=25

L6 自定 L6=40

L7 选用HL5弹性柱销联轴器65×142 L7=80

D1 （由参考文献《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社第182页表15-1查得滚动轴承6216的基本结构） D1=80

D2 便于轴承的拆卸 D2=84

D3 根据蜗轮 D3=100

D4 便于轴承的拆卸 D4=84

D5 自定 D5=72

D6 D6>51.7>100mm

又因轴上有键槽所以D6增大3%，则D6=67mm D6=67

7.2轴的校核

7.2.1轴的受力分析图

图7.1

X-Y平面受力分析

图7.2

X-Z平面受力图：

图7.3

水平面弯矩

1102123.7

521607

9797 119

图7.4

垂直面弯矩 714000

图7.5

436150.8

合成弯矩

1184736.3

714000

681175.5

图7.6

当量弯矩T与aT

T=1111840Nmm

aT=655985.6Nmm

图7.7

7.2.2轴的校核计算如表5.1

轴材料为45钢， ， ，

表7.1

计算项目 计算内容 计算结果

转矩

Nmm

圆周力 =20707.6N

=24707.6N

径向力

=2745.3N

轴向力 =24707.6×tan 20º

Fr =8992.8N

计算支承反力

=1136.2N

=19345.5N

垂直面反力

=4496.4N

水平面X-Y受力图 图7.2

垂直面X-Z受力 图7.3

画轴的弯矩图

水平面X-Y弯矩图图7.4

垂直面X-Z弯矩图图7.5

合成弯矩 图7.6

轴受转矩T T= =1111840Nmm

T=1111840Nmm

许用应力值 表16.3，查得

应力校正系数a a=

a=0.59

当量弯矩图

当量弯矩 蜗轮段轴中间截面

=947628.6Nmm

轴承段轴中间截面处

=969381.2Nmm

947628.6Nmm

=969381.2Nmm

当量弯矩图 图7.7

轴径校核

验算结果在设计范围之内，设计合格

轴的结果设计采用阶梯状，阶梯之间有圆弧过度，减少应力集中，具体尺寸和要求见零件图2（蜗轮中间轴）。

7.3装蜗轮处轴的键槽设计及键的选择

当轴上装有平键时，键的长度应略小于零件轴的接触长度，一般平键长度比轮毂长度短5—10mm，由参考文献1表2.4—30圆整，可知该处选择键2.5×110，高h=14mm，轴上键槽深度为 ，轮毂上键槽深度为 ，轴上键槽宽度为 轮毂上键槽深度为

八、减速器箱体的结构设计

参照参考文献〈〈机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第19页表1.5-1可计算得，箱体的结构尺寸如表8.1：

表8.1箱体的结构尺寸

减速器箱体采用HT200铸造，必须进行去应力处理。

设计内容 计 算 公 式 计算结果

箱座壁厚度δ =0.04×225+3=12mm

a为蜗轮蜗杆中心距 取δ=12mm

箱盖壁厚度δ1 =0.85×12=10mm

取δ1=10mm

机座凸缘厚度b b=1.5δ=1.5×12=18mm b=18mm

机盖凸缘厚度b1 b1=1.5δ1=1.5×10=15mm b1=18mm

机盖凸缘厚度P P=2.5δ=2.5×12=30mm P=30mm

地脚螺钉直径dØ dØ==20mm dØ=20mm

地脚螺钉直径d`Ø d`Ø==20mm d`Ø==20mm

地脚沉头座直径D0 D0==48mm D0==48mm

地脚螺钉数目n 取n=4个 取n=4

底脚凸缘尺寸（扳手空间） L1=32mm L1=32mm

L2=30mm L2=30mm

轴承旁连接螺栓直径d1 d1= 16mm d1=16mm

轴承旁连接螺栓通孔直径d`1 d`1=17.5 d`1=17.5

轴承旁连接螺栓沉头座直径D0 D0=32mm D0=32mm

剖分面凸缘尺寸（扳手空间） C1=24mm C1=24mm

C2=20mm C2=20mm

上下箱连接螺栓直径d2 d2 =12mm d2=12mm

上下箱连接螺栓通孔直径d`2 d`2=13.5mm d`2=13.5mm

上下箱连接螺栓沉头座直径 D0=26mm D0=26mm

箱缘尺寸（扳手空间） C1=20mm C1=20mm

C2=16mm C2=16mm

轴承盖螺钉直径和数目n,d3 n=4, d3=10mm n=4

d3=10mm

检查孔盖螺钉直径d4 d4=0.4d=8mm d4=8mm

圆锥定位销直径d5 d5= 0.8 d2=9mm d5=9mm

减速器中心高H H=340mm H=340mm

轴承旁凸台半径R R=C2=16mm R1=16mm

轴承旁凸台高度h 由低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 取50mm

轴承端盖外径D2 D2=轴承孔直径+(5~5.5) d3 取D2=180mm

箱体外壁至轴承座端面距离K K= C1+ C2+(8~10)=44mm K=54mm

轴承旁连接螺栓的距离S 以Md1螺栓和Md3螺钉互不干涉为准尽量靠近一般取S=D2 S=180

蜗轮轴承座长度（箱体内壁至轴承座外端面的距离） L1=K+δ=56mm L1=56mm

蜗轮外圆与箱体内壁之间的距离 =15mm

取 =15mm

蜗轮端面与箱体内壁之间的距离 =12mm

取 =12mm

机盖、机座肋厚m1,m m1=0.85δ1=8.5mm, m=0.85δ=10mm m1=8.5mm, m=10mm

以下尺寸以参考文献《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年表6-1为依据

蜗杆顶圆与箱座内壁的距离 =40mm

轴承端面至箱体内壁的距离 =4mm

箱底的厚度 20mm

轴承盖凸缘厚度 e=1.2 d3=12mm 箱盖高度 220mm 箱盖长度

（不包括凸台） 440mm

蜗杆中心线与箱底的距离 115mm 箱座的长度

（不包括凸台） 444mm 装蜗杆轴部分的长度 460mm

箱体宽度

（不包括凸台） 180mm 箱底座宽度 304mm 蜗杆轴承座孔外伸长度 8mm

蜗杆轴承座长度 81mm 蜗杆轴承座内端面与箱体内壁距离 61mm

九、减速器其他零件的选择

经箱体、蜗杆与蜗轮、蜗轮轴以及标准键、轴承、密封圈、挡油盘、联轴器、定位销的组合设计，经校核确定以下零件：

表9-1键 单位：mm

安装位置 类型 b（h9） h（h11） L9（h14）

蜗杆轴、联轴器以及电动机联接处 GB1096-90

键10×70 10 8 70

蜗轮与蜗轮轴联接处 GB1096-90

键25×110 25 14 110

蜗轮轴、联轴器及传动滚筒联接处 GB1096-90

键20×110 20 12 110

表9-2圆锥滚动轴承 单位：mm

安装位置 轴承型号 外 形 尺 寸

d D T B C

蜗 杆 GB297-84

7312（30312） 60 130 33.5 31 26

蜗轮轴 GB/T297-94

30216 80 140 28.25 26 22

表9-3密封圈（GB9877.1-88） 单位：mm

安装位置 类型 轴径d 基本外径D 基本宽度

蜗杆 B55×80×8 55 80 8

蜗轮轴 B75×100×10 75 100 10

表9-4弹簧垫圈（GB93-87）

安装位置 类型 内径d 宽度（厚度） 材料为65Mn，表面氧化的标准弹簧垫圈

轴承旁连接螺栓 GB93-87-16 16 4

上下箱联接螺栓 GB93-87-12 12 3

表9-5挡油盘

参考文献《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年第132页表2.8-7

安装位置 外径 厚度 边缘厚度 材料

蜗杆 129mm 12mm 9mm Q235

定位销为GB117-86 销8×38 材料为45钢

十、减速器附件的选择

以下数据均以参考文献《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社的P106-P118

表10-1视孔盖（Q235） 单位mm

A A1 A。 B1 B B0 d4 h

150 190 170 150 100 125 M 8 1.5

表10-2吊耳单位mm

箱盖吊耳 d R e b

42 42 42 20

箱座吊耳 B H h

b

36 19.2 9..6 9 24

表10-3起重螺栓单位mm

d D L S d1

C d2 h

M16 35 62 27 16 32 8 4 2 2 22 6

表10-4通气器 单位mm

D d1 d2 d3 d 4 D a b s

M18×1.5 M33×1.5 8 3 16 40 12 7 22

C h h1 D1 R k e f

16 40 8 25.4 40 6 2 2

表10-5轴承盖（HT150） 单位mm

安 装

位 置 d3 D d 0 D0 D2 e e1 m D4 D5 D6 b1 d1

蜗杆 10 130 11 155 180 12 13 35.5 120 125 127 8 80

蜗轮轴 10 140 11 165 190 12 13 20 130 135 137 10 100

表10-6油标尺 单位mm

d1 d2 d3 h a b c D D1

M16 4 16 6 35 12 8 5 26 22

表10-7油塞（工业用革） 单位mm

d D e L l a s d1 H

M1×1.5 26 19.6 23 12 3 17 17 2

十一、减速器的润滑

减速器内部的传动零件和轴承都需要有良好的润滑，这样不仅可以减小摩擦损失，提高传动效率，还可以防止锈蚀、降低噪声。

本减速器采用蜗杆下置式，所以蜗杆采用浸油润滑，蜗杆浸油深度h大于等于1个螺牙高，但不高于蜗杆轴轴承最低滚动中心。

蜗轮轴承采用刮板润滑。

蜗杆轴承采用脂润滑，为防止箱内的润滑油进入轴承而使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加挡油盘。

1、《机械设计课程设计》（修订版） 鄂中凯，王金等主编 东北工学院出版社 1992年

2、《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年

3、《机械设计、机械设计基础课程设计》 王昆等主编 高等教育出版社 1995年

4、《机械设计课程设计图册》（第三版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1987年

5、《机械设计课程设计指导书》（第二版） 龚桂义主编 高等教育出版社 1989年

6、简明机械设计手册（第二版） 唐金松主编 上海科学技术出版社 2000年

《机械设计课程设计》 刘俊龙 何在洲 主编 机械工业出版社 1993年

《机械零件设计课程设计》 毛振扬 陈秀宁 施高义 编 浙江大学出版社1989

《机械设计 第四版》 邱宣怀主编 高等教育出版社出版 1996年

要的就Q我406592117

螺栓排列的最小容许的中心间距为3d0，是根据《钢结构设计规范》中螺栓间距要求所得出的结论，具体详情如下图红圈处：

补充：

规范规定钢板上螺栓的最大最小间距考虑：

1、受力要求：为避免钢板端部不被剪断，螺栓的端距不应小于2d0,d0为螺栓孔径。对于受拉构件，各排螺栓的栓距和线距不应过小，否则螺栓周围应力集中相互影响较大，且对钢板的截面削弱过多，从而降低其承载能力。对于受压构件，沿作用力方向的栓距不宜过大，否则在被连接的板件间容易发生凸曲现象。对铆钉排列的要求与螺栓类同。

2、构造要求：若栓距及线距过大，则构件接触面不够紧密，潮气易于侵入缝隙而发生锈蚀。

3、施工要求：要保证有一定的空间，便于转动螺栓扳手。

目 录

1. 任务书

2. 电动机的选择

3. 传动装置总传动比计算并分配传动比

4. 传动装置的运动参数和动力参数计算

5. 齿轮传动设计及计算

6. 输入轴的设计结构计算

7. 输出轴的设计结构计算

8. 滚动轴承的选择计算

9. 键的选择

10. 联轴器的选择

11. 箱体的结构设计计算

12. 润滑方式的选择

13. 润滑油的选择

14. 密封选择

15. 参考资料

16. 学习小结

17. 零件图

1. 任务书

一、 程设计的性质和目的

机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中

去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工

程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：

1． 培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结

合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调

协应用。

2． 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设

计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。

3． 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关

的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。

二、 课程设计的内容

1．设计题目：

带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

2．运动简图

3．工作条件

传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。

4．原始数据

已知条件题号 1

输送带拉力F(N) 3.2

滚筒直径D(mm)450

输送带速度v(m/s)1.7

三、 完成工作量

（1） 设计说明书1份

（2） 减速器装配图1张

（3） 减速器零件图3张

四、 机械设计的一般过程

设计过程:

设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试

五、 课程设计的步骤

在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要

设计环节，如下：

1． 设计准备

认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。

2． 传动装置的总体设计

首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总

体布置。

3． 传动零件的设计计算

设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸

4． 结构设计（装配图设计）

首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在

完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。

5． 完成两张典型零件工作图设计

6． 编写和整理设计说明书

7． 设计总结和答辩

六、 课程设计中应注意的问题

课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：

（一）全新设计与继承的问题

在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、

先进的设计。

（二）正确使用有关标准和规范

为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，

尽量减少的自制件。

（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系

在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸

都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要

求来综合确定的。

（四）计算与图画的要求

进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行

的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进

行必要的计算。

2. 电动机的选择

电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.

一 类型选择

电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.

二 电动机功率确定

电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw

1 工作机所需功率Pw

根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:

式中:Fw-工作机阻力,N

Vw-工作机线速度,m/s

将数据 Fw=3.2kN

带入公式 =5.44kW

2输出功率Pd

已知Pw=5.44kW

由任务要求知:

查表得:

代入得:

由公式

选择额定功率7.5kW的电动机

在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:

1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率

2)轴承的效率通常指-对轴承而言

3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率

4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.

3确定工作机转速

额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.

公式:

代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩)

为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2－1查得V带传动常用得传动常用得传动范围i链＝2～5，i齿3～5，则电动机转速可选范围为：

nd＝i链*i齿*nw＝（2～5）*（3～5）*72.2＝（6～25）*72.2＝433.2～1805r/min

4型号选择

综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4.

(注:表格在课程设计书264页)

以下附电动机选择计算表:

电动机类型 Y系列一般用三相异步电动机

选择电动机功率

Pw=5.44(kW)

输出功率:

确定电动机转速

nd=433.2-1805r/min

型号选择 Y132M-4

（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264）

3. 传动装置总传动比计算并分配传动比

电动机选定后，按照电动机的满载转速n及电动机的传速n，可确定传动装置的总传动比

i＝nm／nw

当各级传动机构串联时，传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即i＝i1*i2*i3……in

式中i1、i2、i3……in分别为各级的传动比。

i总＝nm／nw＝满载转速／工作机转速

由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。

1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。

2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。

3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。

传动装置中的总传动比 i总＝nm／nw i总＝19.95

分配各级传动比 i齿＝4 I链=19.95/4=4.99

（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）

4. 传动装置的运动参数和动力参数计算

机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的使各轴的功率.转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。

计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定位0轴（电机轴）.1轴.2轴…，相邻的输入功率P1.P2.P3…,相邻两轴的传动比效率为n01.n12.n23…，各轴的输入功率为P1.P2.P3…,各轴的输入转距为T1.T2.T3…,各轴的输入转速为n1.n2.n3….

电动机轴的输出功率、转速、和转距为

1.转动比分配

工作机的转速 n＝

i总＝ n／n＝1440／81.21＝17.73

i齿＝4，i链＝19.95／4＝4.99

将电动机至工作机的轴依次编号0，1，2……

（1） 转速n

nm=n1=n0=1440r/min

n2=n1/i齿=1440/4=360r/min

n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min

（2） 功率P

P0=Pd=6.63kW

P1=P0×η联×η轴承=6.63×0.99×0.99=6.50kW

P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW

P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW

（3）转距

T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•m

T1=T0 ×η轴承×η联= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•m

T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m

T3=T2×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m

根据上述计算可得出各轴的功率、转速和扭距。

0轴 P0=Pd=6.63kW

n满=n1=n0=1440r/min

T0=9550×Pd/N满=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kW

n0=1440r/min

T0=43.97N•m

1轴 P1=P0×η联×η轴=6.63×0.99×0.99=6.50kW

n1=n0=1440r/min

T1=T0 ×η轴承×η联轴器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kW

n1=1440r/min

T1=43.09 N•m

2轴 P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW

n2=n1/i齿=1440/4=360r/min

T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m P2=5.99kW

n2=360r/min

T2=160.52 N•m

3轴 P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW

n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min

T3=T2×η轴承×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m P3=5.70 kW

n3=72.14r/min

T3=768.95 N•m

具体计算数据如下：

轴名 功率P/kW 转矩T/N•M 转速N（r/min） 传动比

i 效率

η

输入 输出 输入 输出

电机轴 6.63 43.97 1440 1 0.990

Ⅰ轴 6.05 43.09 1440 4 0.990

Ⅱ轴 5.99 160.52 360 4.99 0.970

Ⅲ轴 5.70 768.95 72.14 0.960

5.齿轮传动设计计算

设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。

齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≤500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。

当齿轮直径d≥500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。

齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1

小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。

为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≥1.5mm。

按下表步骤计算：

计算项目 计算内容 计算结果

1.选择材料与热处理方式 因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。 小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为(220-250)HBS.计算取平均数235HBS

大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为(170-210)HBS. 计算取平均数

2.选择齿轮精度 因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度

Ka≤(3.2-6.3)μm 初选8级精度

计算齿轮比

小齿轮的转矩 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查零件书P117章节内容（直齿 均匀、轻微冲击）

μ=Z2/Z1=N1/N2=1440/360=4

T1=9.55× ×P1/N1=9.55× × N•mm

K=1.2

μ=4

T1=4.31×

确定齿数Z1 Z2 对于周期性变化的载荷，为避免最大载荷总是总用在某一对或几对齿轮上而是磨损过于集中，Z1 Z2应互为质数。 Z1=27Z2=103

应力循环次数 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109

N2=N1/i齿=1.09×109 N1=4.35×109

N2=1.09×109

许用接触应力

选择齿宽系数 由书P126图7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95

由书P120表7-9得SH=1.05

由书P122图7-16（a）得 =560 Mpa =530 Mpa

[σH]1=ZNT1×GHLIM1/SH=0.9×560/1.05=480MPa

[σH]2=ZNT2×GHLIM2/SH=0.95×530/1.05=479.52MPa [σH]1=480MPa

[σH]2=479.5MPa

齿轮分度圆直径 由于口齿合求出应力是一样的故用小齿轮应力计算(书P114 公式7-5)

d≥ = =50mm

d=50mm

确定齿轮模数 m=d/z1=50/27=1.85取标准模数m=2 取m=2

计算齿轮主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mm

d2=mz2=2×103=206mm

中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm

齿轮宽b2=ψd×d1=59.4mm

经圆整后b2取60mm

为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。

b1=b2+5mm=65mm d1=54mm

d2=206mm

a=130mm

b2=60mm

b1=65mm

校核齿轮强度 确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限

σFlim1=210MPa

σFlim2=190MPa

由最小安全系数SF=1.35

由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数

YNT1=0.85

YNT2=0.9

[σF]1=(YNT1×σFlim1)/SF=(0.85×210)/1.35=132.22MPa

[σF]2=(YNT2×σFlim2)/SF=(0.9×190)/1.35=126.67MPa σFlim1=210MPa

σFlim2=190MPa

[σF]1=132.22MPa

[σF]2=126.67MPa

两齿轮齿根的弯曲应力 计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.13 10.14

YF1=2.57

YS1=1.60

YF2=2.18

YS2=1.79

比较(YF1×YS1)/[ σF]1=2.57×1.60/132.22=0.032

(YF2×YS2)/[ σF]2=2.18×1.79/126.67=0.030

计算小齿轮齿根弯曲应力 σF1= =54.61 MPa ＜[σF]1=132.22MPa

弯曲强度足够

验算圆周速度V并选取齿轮精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s

8级精度合适

齿轮几何尺寸计算 齿顶圆直径da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mm

da2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm

齿全高h(C*=0.25)

h=（2ha*+C*）m=4.5mm

齿厚S=πm/2=3.14mm

齿根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm

齿顶高ha=ha*m=2mm

齿根圆直径df1=d1-2hf=49mm df2=d2-2hf=201mm da1=58mm

da2=210mm

h=4.5mm

ha=2mm

h)f=2,5mm

df1=49 mm

df2=201mm

s=3.14 mm

齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构

大齿轮的相关尺寸计算如下：

轴孔直径 ds=48 mm

轴毂直径 D1=1.6ds=76.8 mm

轴毂长度 L=b2=60mm

轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm

轮缘内径 D2=da-2h-2δ0=180mm

腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm

腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=128.4mm

腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=26 mm

齿轮倒角n=0.5m=1.25 mm =1mm ds=48 mm

D1=76.8 mm

L= 60mm

δ0=7mm

D2= 180 mm

C=18mm

D=128.4mm

d0=26mm

n=1 mm

6.输入轴的设计结构计算

减速器传递功率属于小功率，对于材料无特殊要求，选用45号钢并经调质处理

根据表14.1得A=107-118

mm

若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%

17.68×1.03=18.21

19.5×1.05=20.475

由设计手册查取直径 取d1=20mm

主动轴结构设计

根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器

根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

a)初步确定安装联轴器处直径d1=20mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L=52mm

b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=22mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚=10mm 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴段4距离为10故取轴段2的长度L2=30mm

c) 由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=25mm L3=40mm

d)由轴承初选6305的安装尺寸得知：

da=d4=30mmL4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mm

e) d5 =35 轴段5为齿轮宽b1=60mm由齿轮端到箱体内壁 10mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5

f)d6=30mm L6=7.5mm

g)d7=25mm L7=13mm

由此初步确定轴的各段长度和直径

输入轴的强度校核

(1)计算作用力

圆周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N

径向力Fr=Ft×tanα。=574.5N

由于直齿轮轴向力 Fa=0

(2)作主动轴受力简图

L=60+40=100

水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97N

MHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm

铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251N

MVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm

合成弯距：

扭矩T=4.309× （N•mm）

α=0.6 脉动循环

校核危害截面的强度

由书P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]=102.5 MPa

σb=Mec/W=31.8MPa<[σ0b]=102.5 MPa

故轴的强度足够

修改轴的结构

由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

7.输出轴的设计结构计算

(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由书查得强度极限σB=650MPa再由表得 许用弯曲应力[σ0b]=102.5MPa

(2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得

A=107-118

mm

由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm30.12×1.05=31，63mm由设计手册取标准直径d1=38mm

a)绘制轴系结构草图

根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长

b)初步确定轴径d1=38mm轴段1的长度L1=82mm

c)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10 mm，轴承端盖厚度为10 mm，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62 mm故L2=54.5mm

d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16

故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5mm 故轴段3的长度L3=50mm

e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm

f)轴环取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mm

g)轴段6与轴承相适应 d6=45mm L6=18mm

所以 d6=45mmL6=18mm

由此初步确定轴的各段长度和直径

从动轴强度校核

(1)计算作用力

圆周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N

径向力Fr=Ft×tanα=2833.2N

由于直齿轮轴向力 Fa=0

(2)输出轴受力

支撑点间距离L=50+43=95mm

水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75N

MHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm

铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51N

MVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm

合成弯距：

校核危害截面的强度

由书P176表9-5 [σ0b]=102,5MPa

σb=Mec/W =45.6MPa<[σ0b]=102.5MPa

故轴的强度足够.

修改轴的结构

由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

8.滚动轴承的选择计算

滚动轴承的选择：

1）主动轴的轴承

考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承

寿命计划：寿命10年双班制Lh=10×300×8×2=48000h

两轴承受纯径向载荷 由书P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球轴承ε=3

基本容量定动载荷

由书P236表16-2选取6305深沟球轴承一对GB/T276-1994

L10h= =120113.96h由L10h>Lh 故轴承寿命合格

2）从动轴的轴承

X=1 Y=0 球轴承ε=3

基本额定动载荷

由书选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993

L10h= =109204.3h

由L10h>Lh 故轴承寿命合格

9.键的选择

（1）输入轴外伸端D1=20mm,考虑键在轴中部安装

a)选键的型号和确定尺寸

车毂长L=52mm故由(课程设计P183表14-21)选键的型号和确定尺寸

选A型普通键,材料45钢

键宽b=8mm，键高h=7mm，键长由（设计基础P279）长度采到取键长L=45mm

b)校核键联接强度

由键、轮毂、轴、材料为45钢,由表14.6得

[σJH]b3=100-120MPa（轻微冲击）

A键工作长度L=L-B=45-8=37mm

σjy=4T/dhl=12.18MPa

由σjy小于[σb],则强度足够键8×45 GB1096-79

(2)输入轴中部D5=30mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得

a)选键的型号和确定尺寸

选A型普通键,材料45钢

L=36mm 键宽b=8mm 键高h=7mm

b)校核键联接强度

由键车毂,轴材料为45钢由表14.6

得[σJH]b3=100-120MPa

A键工作长度L=L-b=28mm

σjy=4T/dhl=14.4MPa

由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79

(3)输出轴外伸端D=38mm,考虑键在轴中部安装段长L=62mm 查(课程设计P183表14-21)

a)选键的型号和确定尺寸

键宽b=8mm,键高h=7mm

键长由长度系列取键长L=45mm

b)校核键联接强度

由键车毂,轴材料为45钢

[σJH]b3=100-120MPa

A键工作长度L=L-b=45-8=37mm

σjb=4T/dhl=10.66MPa

由σjy小于[σ]则强度足够键8×45 GB1096-79

(4)输出轴中部D5=45mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得

a)选键的型号和确定尺寸

选A型普通键,材料45钢

L=36mm 键宽b=10mm 键高h=8mm

b)校核键联接强度

由键车毂,轴材料为45钢由表14.6

得[σJH]b3=100-120MPa

A键工作长度L=L-b=28mm

σjy=4T/dhl=6.73MPa

由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79

10.联轴器的选择

（1）由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题选凸缘联轴器

由书得K=1.35

TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m

由手册P645选GYH2联轴器 GB5843-2003

凸缘联轴器,公称担矩Tn=63N•m

TC大于Tn采用Y型轴孔 轴孔直径D=20mm Y型

轴孔长度L=52mm

YL4型凸缘联轴器有关参数

（2）输出轴 转矩为T=768.95

查手册P645查手册选GYH5联轴器GB5843-2003

轴孔直径d=35mm 轴孔长度L=82mm Y型

型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 外径 键型

GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A键

GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A键

11. 箱体主要结构尺寸的计算

机座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm

机盖壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm

机座凸缘厚度b=1.5δ=16.5取17mm

机盖凸缘厚度b1=1.5δ1=15mm

机座底缘厚b2=25δ=27.5取28mm

地脚螺钉直径df=0.036a+12=15.6取M16

地脚螺钉数a≤250 n=4

轴承弯联接直径d=0.75df=M12

机盖与机座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=M10

联接螺栓D2间距L=(150~200)mm

轴承端盖螺钉直径d3=（0.4-0.5）df取M8

窥孔盖螺钉直径d4=（0.3-0.4）df取M4

螺钉扳手空间

至外机壁L1LIM=13mm

至凸缘边距离C2MIN=11mm

外机壁旁凸台半径R1×C1=11mm

大齿轮顶圆与机壁距离Δ大于1.2δ取13mm

齿轮端面与内壁距离Δ2=10mm

机盖`机座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm

从动轴承端盖外径D2=D+（5-5.5）d3=95mm

主动轴承端盖外径D'2=D’+（5-5.5）d3=105mm

轴承端盖厚t=（1-1.2）d3取10mm

12. 减速器润滑方式润滑油牌号及用量密封方式的选择

1)计算线速度

V=3.14×d×n/60×1000m/min

V1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min

由V小于12应用浸油润滑

2)由书P209表10.18得运动粘度ν50℃=85mm2/S

再由书P13表2.1得齿轮润滑选L-CKC680机械油GB5903-95

最低~最高油面距(大齿轮)10mm,需用油量1.5L左右

书P15表2.2 轴承选用ZL-3型润滑脂 GB7324-87

用油量为轴承1/3~1/2为宜

3）a)箱座与箱盖凸缘合面的密封

选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法

b)观察孔和油孔等处接合面的密封

在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶低.垫片密封

c)轴承孔的密封

透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的中端与透盖间隙

由手册P260表18~10

主动轴毡圈22 FZ/T92010-91

从动轴毡圈22 FZ/T92010-91

13.参考资料

参考文献:1：《机械设计基础》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第二版；

2：《机械设计课程设计》，北京航空航天大学出版社，任家卉主编；

3：《机械零件》-北京：主编：郑志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；

4：《新编机械设计手册》/张黎骅，郑严编，-北京：人民邮电出版社，2008.5

5：《机械原理》，高等教育出版社，陈立德主编；