带式—输送机传动装置说明书(课程设计)

机电工程学院

机械设计 课程设计

题 目 名 称 设计一带式输送机传动装置 课 程 名 称 机械设计 课程设计 学 生 姓 名 XXX 学 号 29100101062 班 级 09机械C班 指 导 教 师 XX

电子科技大学中山学院机电工程学院

2012年6月18日

学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班

班级：09机械C班 学号：29100101062 姓名：许桂林 课程设计

计算项目及内容 主要结果 一、课题题目 设计—带式输送机传动装置 传动简图如图1所示。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为0.96。 图1 带式输送机传动简图 图2 电动机 带式输送机的设计参数： 输送带的牵引力1.25kN；输送带的速度为：1.8m/s；输送带滚筒的直径250mm。 简图1中的1、2、3、4、5、6分别为： 1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机。 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班

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计算项目及内容 主要结果 1、类型和结构的选择 ①三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，但一般应 用于工业。 ②Y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机，具 有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无 腐蚀性气体和无特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械 和食品机械等。 ③所以，选用Y系列电动机作为带式输送机的电机。 2、功率的确定 电机的容量（功率）选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。 当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机 因长期过载而过早损坏；若容量过大，则电动机价格高，能力不能充分利 用，而且因为经常不在满载下运行，其效率和功率因数较低，造成浪费。 ①工作机所需功率Pw(KW) Pw2.34KW Pw=FwVw/ŋw=1.25KN×1.8m/s÷0.96≈2.34KW 式中，Fw为工作机的阻力，KN；Vw为工作机的线速度，m/s；为工 作机的效率，带式输送机可取ŋw=0.96。 ②电动机至工作机的总效率ŋ ŋ总=ŋ1·ŋ2·ŋ3·ŋ4·ŋ5 ŋ1为三角带的传动效率，ŋ2为齿轮传动效率，ŋ3为滚动轴承的效率， ŋ4为联轴器的效率，ŋ5为运输机平型带传动效率。 参考《机械设计课程设计》表3-1机械传动效率概略值，第13页，得： 二、电机的选择 ŋ总=ŋ1·ŋ2·ŋ3·ŋ4·ŋ5=0.96×0.97×0.98×0.99×0.96≈0.88 ③所需电动机的功率Pd(KW) Pd=Pw/ŋ总=2.34/0.88KW=2.66KW ŋ总=0.88 Pd=2.66KW ④电动机额定功率Pm 按Pm≥Pd来选取电动机型号。电动机功率的大小应视工作机构的负载 变化状况而定。 3、转速的确定 ①滚筒轴的工作转速为 nw=138r/min nw=60×1000Vw/πD=(60×1000×1.8)/(3.14×250)≈138r/min Vw为皮带输送机的带速，D为滚筒的直径。 ②额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步转速。例如三相 异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min 和750r/min。一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为1500r/min和 1000r/min的电动机，综合考虑各种情况，决定选用1000r/min的电动机。 ③选用Y系列电动机，参考《机械设计课程设计》表17-7 Y系列（IP144） 三相异步电动机的技术数据，第178页，得：电动机的型号为Y132S-6， 额定功率(Pm)为3KW（实物如图2），满载转速（nm)为960r/min。 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班

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1、电动机选定后，根据电动机的满载转速nm和工作机的转速nw即可确定 传动系统的总传动比I，即 I=nm/nw=960/138=6.956≈6.96 I=6.69 2、传动系统的总传动比i是各串联机构传动比的连乘积，即 I=i1i2=6.96 式中，i1，i2为传动系统中各级传动机构的传动比。 3、传动比分配的一般原则 ①各级传动比可在各自自荐用值的范围内选取。各类机械传动比荐用 值和最大值，参考李育锡的《机械设计课程设计》表3—2 各类机械传动 的传动比，第14页。 ②分配传动比应注意使各传动件的尺寸协调、结构匀称和利于安装。 ③传动零件之间不应造成互相干涉。 ④使减速器各级大齿轮直径相近，以利于实现油池润滑。 ⑤使所设计的传动系统具有紧凑的外廓尺寸。 4、所以，传动系统中V型带机构的传动比i1选择2，则齿轮机构的传动比 i2为3.48。 三、传动参数的计算 机器传动系统的传动参数主要是指各轴的转速、功率和转矩，它是进 行传动零件设计计算的重要依据。 ①各轴的转速n(r/min) 高速轴1的转速：n1=nm 中间轴2的转速：n2=n1/i1=960/2=480r/min 低速轴3的转速：n3=n2/i2=nm/(i1i2)=480/3.48=138r/min 滚筒轴4的转速：n4=n3=138r/min 式中，nm为电动机的满载速度；i1为高速级传动比；i2为低速级传动 比。 ②各轴输入功率P（KW） 高速轴1的转速：P1=Pm=3KW 中间轴2的转速：P2=P1ŋ1ŋg=3×0.96×0.99=2.85KW 低速轴3的转速：P3=P2ŋ2ŋg=2.85×0.97×0.99=2.74KW 滚筒轴4的转速：P4=P3ŋcŋ3=2.74×0.99×0.96=2.60KW 式中，Pm为电动机额定功率（KW)；ŋc为联轴器效率；ŋg为一对轴承 的效率；ŋ1为V型带传动的传动效率；ŋ2为低速级齿轮传动效率。 ③各轴的输入转矩T(N∙m) 高速轴1的转速：T1=9550P1/n1=9550×3/960=29.84N∙m 中间轴2的转速：T2=9550P2/n2=9550×2.85/480=56.70N∙m 低速轴3的转速：T3=9550P3/n3=9550×2.74/138=189.62N∙m 滚筒轴4的转速：T4=9550P4/n4=9550×2.60/138=179.93N∙m 二、传动比的分配 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班 3

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四、V型带的设计 1、确定计算功率 计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的 Pca=KAP＝１.２×３KW＝３.６KW 式中，Pca为计算功率，KW； KA为工作情况系数，这里取KA＝１.２，参考，教材第八版《机械设计》表8-7 工作情况系数KA，第156页； P为所传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，KW。 2、选择V带的带型 ①根据计算的功率Pca和小带轮转速n1，确定普通V带为A型，参考，教材第八版《机械设计》图8-11 普通V带选型图，第157页。 ②由①可得到小带轮的基准直径范围为80mm≤dd≤100mm，再参考教材第八版《机械设计》的表8-6 V带轮的最小基准直径和表8-8 普通V带的基准直径系列，确定大小带轮的基准直径，应使dd1≥（dd）min，初选dd1为100mm，dd2=2dd1=200mm，则带速V1为： V1=πdd1n1/(60×1000)=3.14×100×960/(60×1000)m/s≈5.02m/s 因为算出来的带速为5.02m/s，在5~25m/s范围内，符合要求。 ③确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld。 根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，通过计算， 0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）→ 210mm≤a0≤600mm 初定中心距为a0=300mm。 计算相应的带长Ld0 Ld0≈2a0+π/2×(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0 =2×300+π/2×(100+200)+(100+200)2/(4×300)=1146mm 带的基准长度Ld根据Ld0，参考教材第八版《机械设计》表8-2 V带的基准长度系列及长度系数KL，第146页，得Ld=1250mm。 ④计算中心距a及其变动范围 传动的实际中心距近似为 a≈a0＋(Ld－Ld0)/2=300＋(1250－1146)/2=352mm 考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧需要，常给出中心距的变动范围为 amin=a－0.015Ld=352－0.015×1250≈334mm amax=a+0.03Ld=352＋0.03×1250≈390mm ⑤验算小带轮上的包角α1 由设计经验可得，小带轮上的包角α1小于大带轮上的包角α2；小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使α1≥900 α1≈1800－(dd2－dd1)×57.30÷a=1800－(200－100)×57.30÷352≈163.70≥900 ⑥确定带的根数z Pca为计算功率，由式Pca=KAP得出，其中，KA为工作情况系数，P为传递的功率；Pr为额定功率，由式Pr=（P0＋∆P0）×Ka×KL得出，其中，P0为单根普通V带所能传递的最大功率，参考教材《机械设计》表8—4a 单根普通V带的基本额定功率P0，第152页，经计算得P0=0.78KW，∆P0为 Pca＝３.６KW V1=5.02m/s Ld0≈1146mm a≈352mm amin≈334mm amax≈390mm α1≈163.70≥900 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班 4

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单根V带额定功率的增量，参考教材第八版《机械设计》表8—4b 单根普通V带额定功率的增量∆P0，第153页，经计算得∆P0=0.02KW，Ka为包角不等于1800时的修正系数，参考教材第八版《机械设计》表8—5 包角的修正系数，第155页，经计算得Ka=0.96，KL为当带长不等于实验规定的特定带长时的修正系数，参考教材第八版《机械设计》表8—2 V带的基准长度系列及长度系数KL，第146页，KL=0.93，则， Z=Pca/Pr=KAP/[（P0＋∆P0）×Ka×KL]=3.6/[（0.78＋0.02）×0.96×0.93]≈5.04≤10 为了使各根V带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于10根，经鉴定，符合要求,Z取6。 ⑦确定带的初拉力F0 下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考教材第八版《机械设计》表8—3 V带单位长度的质量，第149页，得p=0.1kg/m。 F0min=500×(2.5－Ka)Pca/Kazv＋qv2=500×(2.5－0.96)×3.6/(0.96×6×5.02)＋0.1×5.022≈98.39N 对于新安装的V带，初拉力为1.5F0min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3F0min，则初拉力应选F0=1.5F0min。 ⑧计算带传动的压轴力Fp 为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp，参考教材第八版《机械设计》图8—13 压轴力计算示意图，第159页。 Fp=2zF0sin(α1/2)=2×6×1.5×98.39×sin(163.70/2)=1753.13N 式中，α1为小带轮的包角。 ⑨V带小轮二维零件图（如图3） 图3 Z≈5.04≤10 Z取6 F0min≈98.39N Fp=1753.13N 5

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1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ①按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 ②输送机为一般工作机器，速度不高，可以选用7级精度(GB 10095—88)。 ③材料的选择，参考教材第八版《机械设计》表10—1 常用齿轮材料 及其力学特性，第191页，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差40HBS。 ④选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.48×20=69.6，取z2=70。 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即 KT1u1ZE2 d1t2.323() du[H] (1)确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数Kt=1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩。 554T=5.67×10N·mm T1=(95.5×10P2)/n2=95.5×10×2.85÷480=5.67×10N·mm ③参考教材第八版《机械设计》表10—7 圆柱齿轮的齿宽系数Фd，第 205页，选取齿宽系数Фd=1。 ④参考教材第八版《机械设计》表10—6 弹性影响系数ZE，第201页， ½ ZE=189.8MPa。 ⑤参考教材第八版《机械设计》图10—21d 齿轮的接触疲劳强度极限 δHlim，第209页，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限δ Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限δHlim2=550MPa。 ⑥计算应力循环次数,其中，j为齿轮每转一圈时，同一齿轮面啮合的 次数；Lh为齿轮的工作寿命（单位为h）。 9 9 N1=60n2jLh=60×480×1×(2×8×300×10)≈1.38×10N1≈1.38×1098 8 N2=N1/i2=(1.38×10)/3.48≈3.97×10N2≈3.97×10 ⑦参考教材第八版《机械设计》图10—19 接触疲劳寿命系数KHN（当 N>NC时，可根据经验在网纹内取KHN值），取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92， KHN2=0.97。 ⑧计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1。 [δ]1=（KHN1δHlim1）/S=0.92×600MPa=552MPa [δ]1=552MPa [δ]2=533.5MPa [δ]2=（KHN2δHlim2）/S=0.97×550MPa=533.5MPa (1)计算 ①试算小齿轮分度圆直径 五、圆柱齿轮的设计 41KT1u1ZE2d1t2.323()=53.12mm du[H] ②计算圆周速度v V=(πd1tn2)/(60×1000)=(π×53.12×480)/(60×1000)m/s=1.33m/s d1t53.12mm V==1.33m/s 6

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b=53.12mm b=Фd·d1t=1×53.12mm=53.12mm ④计算齿宽与齿高之比b/h 模数：mt=d1t/z1=53.12/20mm=2.656mm 齿高：h=2.25mt=2.25×2.656mm=5.98mm b/h=53.12/5.98=8.89 ⑤计算载荷系数 根据v=1.33m/s，7级精度，参考教材第八版《机械设计》图10—8 动 载系数Kv，第194页，查得动载系数为Kv=1.06； 直齿轮，KHa=KFa=1; 参考教材第八版《机械设计》表10—2 使用系数KA，第193页，查 得使用系数KA=1； 参考教材第八版《机械设计》表10—4接触疲劳强度计算用的齿向载 荷分布系数KHᵦ，第196页，用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非 对称布置时，经计算得KHᵦ=1.418。 由b/h=8.89，KHᵦ=1.418，参考教材第八版《机械设计》图10—13 弯 曲强度计算的齿向载荷分布系数KFᵦ，第198页，KFᵦ=1.33，故载荷系数 K=KAKvKHaKHᵦ=1×1.06×1×1.418==1.503 ⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 K1.503d155.752mmd1d1t353.12355.752mm ③计算齿宽b m=2.79mm 计算模数m：m=d1/z1=55.752/20mm=2.79mm 3、按齿根弯度强度设计 弯曲强度的设计公式为 2KT1YFaYSam3() 2dz1[F] (1)确定公式内的各计算数值 ①参考教材第八版《机械设计》图10—20c 调质处理钢的δFE，第208 页，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限δFE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限 δFE2=380MPa； ②参考教材第八版《机械设计》图10—18 弯曲疲劳寿命系数KFN（当 N>NC时，可根据经验在网纹内取KFN值），第206页，取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.90，KFN2=0.92； ③计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 [δF]1=（KFN1δFE1）/S=0.90×500MPa=450MPa [δF]1=450MPa [δF]2=349.6MPa [δF]2=（KFN2δFE2）/S=0.92×380MPa=349.6MPa ④计算载荷系数K K=1.410 K=KAKvKFaKHᵦ=1×1.06×1×1.33=1.410 ⑤查取齿形系数和应力校正系数 参考教材第八版《机械设计》表10—5齿形系数YFa和YSa，第200 页，YFa1=2.8，YFa2=2.24；YSa1=1.55，YSa2=1.75。 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班

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Kt1.3班级：09机械C班 学号：29100101062 姓名：许桂林 课程设计

⑥计算大小齿轮的YFaYSa/[δF]并加以比较 YFa1YSa1/[δF]1=2.8×1.55/450=0.00964 YFa2YSa2/[δF]2=2.24×1.75/349.6=0.01121 可以看出，大齿轮的数值大。 m32KT1m取2mm 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的 承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模 数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标 准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=55.752mm，算出小齿轮 齿数：z1=d1/m=55.752/2≈28。 大齿轮齿数：z2=3.48×28=97.4，取z2=98。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根 弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 ①计算分度圆直径 d1=56mm d1=z1m=28×2=56mm d2=180mm d2=z2m=90×2=180mm df2173mm ②齿根圆直径：df218021.252.79173.03mm173mm da2186mm ③齿顶圆直径：da218022.79185.58mm186mm a=118mm b=56mm 六、轴的设计计算 1、轴的材料和热处理的选择。 根据题目意思，本轴并无特殊要求，也没要尺寸大小限制，只要选择 合理即可。选45号钢，调质处理，HB217~255。 2、按扭矩估算最小直径。 参考教材第八版机械设计表15—3轴的常用几种材料的[T]及A0值， 第370页，查表得A0在126至103之间，取A0=115。 P22.85主动轴：d1A03115320.82mm n2480主动轴 考虑键：d120.821.0521.86mm dmin22mm 选取标准直径：dmin22mm。 P22.74从动轴：d1A03115331.14mm n2138从动轴 考虑建：d131.141.0532.70mm dmin33mm 选取标准直径：dmin33mm ④计算中心距：a=(d1＋d2)/2=(56＋180)/2=118mm ⑤计算齿轮宽度：b=Фdd1=1×56=56mm 取B2=56mm，B1=61mm。 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班

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dz12(YFaYSa)3[F]21.5129.9481042020.011211.65mmm=1.65mm 班级：09机械C班 学号：29100101062 姓名：许桂林 课程设计

3、轴的结构设计（构想的轴如图4）。 图4 根据轴上零件的定位、装拆方便的要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 ①轴段①的确定： 由V带轮的计算可得，小带轮的长度为93mm，由上面计算可得轴的直径最小值为22mm，所以选择轴径为25mm，长度为90mm。 ②轴段②和⑥的确定： 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6206两个（GB/T 276—1993），内径为30mm，外径为62mm，宽度为16mm。 套筒选择10mm长的，挡油圈选择2mm的，参考《机械设计课程设计》表5—1 铸铁减速器箱体结构尺寸之一，第23页，得箱座壁厚为10mm。 由上面的，分析得轴段②的轴径为30mm，长度为40mm；轴段⑥的轴径为30mm，长度为28mm。 ③轴段④的确定： 由上面齿轮的计算可得，轴径为56mm，长度为61mm。 ④轴段③和⑤的确定： 根据以往经验可得，轴径都为45mm，长度都为8mm。 4、主动轴的二维图如图5（键槽的大小还没确定）。 图5主动轴 5、同理可求得从动轴的二维图如图6（键槽大小还没确定）。 图6从动轴 9

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6、危险截面的强度校核。 （1）从动轴的强度校核 圆周力：Ft2000T32000189.622106.89N d2180径向力：FrFttan2106.89tan200766.84N 由于为直齿轮，轴向受力Fa0。 从动轴的受力简图如图7所示。 图7 L=114mm Ft2106.891053.45N 22L114MHCRHA1053.4560.05(Nm) 221000Fr766.84RVARVB383.42N 22L114MVCRVA383.4221.85(Nm) 221000扭矩：T3189.62Nm RHARHB 10

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校核： MCMHCMVC60.05221.85263.90(Nm) MeMc2(T3)263.902(0.6189.62)2130.49(Nm) 由图表查得，[221b]55MPa d103Me0.11b103130.4928.73mm 0.155考虑建槽： d28.731.0530.15mm d30.15mm35mm 则强度足够。 （2）主动轴的强度校核，作主动轴的强度校核如图8所示。 图8 11

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Fr766.84 RVARVB383.42N 22L117 MVCRVA383.4222.43(Nm) 221000Ft2106.89 RHARHB1053.45N 22L117 MHCRHA1053.4560.57(Nm) 221000 扭矩：T256.70Nm 22校核：MCMHCMVC60.57222.43264.59(Nm) MeMc2(T3)264.592(0.656.70)273.00(Nm) 由图表查得，[1]b55MPa Me73.00 d10310323.68mm 0.11b0.155 考虑建槽： d23.681.0524.86mm d24.86mm25mm 则强度足够。 七、滚动轴承的选择。 考虑轴受力娇小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承。主动轴承 根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6206两个（GB/T 276—1993）， 从动轴承6209两个（GB/T 276—1993） 两轴承承受纯径向载荷 PFr766.84N 主动轴轴承寿命：深沟球轴承6206，基本额定动负荷Cr15.2KN，主动轴承 6206 2个 ft1，3。  366tr152001010 L10h270410.78h 60n60480766.84 预期寿命为：10年，两班制 L103001648000h270410.78h 所以，轴承寿命及格。 从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定动负荷Cr25.6KN，从动轴承 6209 2个 ft1，3。 L=117mm fC()P()学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班 12

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L10h10fC()60nP6tr2560010(4493402h )60138766.8463预期寿命为：10年，两班制 L103001648000h4493402h 所以，轴承寿命及格。 八、键的选择及校核 1、主动轴外伸端d25mm，考虑到键在轴中部安装，故选键6×28 GB 主动轴外伸端键 1096—1990，b=6mm，L=28mm，h=6mm。选择45钢，其许用挤压应力6×28 p100MPa。 GB 1096—1990 p4000T2400056.7068.72MPap hld62225则强度足够，合格。 2、从动轴外伸端d35mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10×40 GB 从动轴外伸端键 1096—1990，b=10mm，L=40mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力10×40 p100MPa。 GB 1096—1990 p4000T24000189.6290.3MPap hld83035 则强度足够，合格。 3、与齿轮连接处d50mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10×45 GB 与齿轮连接处键 1096—1990，b=10mm，L=45mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力10×45 p100MPa。 GB 1096—1990 选用TL6型弹性套柱销联轴器 p4000T24000189.6254.18MPap hld83550则强度足够，合格。 九、联轴器的选择 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，选用弹性套柱销联轴器，K=1.3。 Tc9550KP95501.32.74246.5(Nm) n138选用TL6型（GB 12458—1990）弹性套柱削联轴器，公称尺寸转矩，TcTn。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=32至Tn=250（Nm）40mm，选d=35mm,轴孔长度L=82mm。 TL6型弹性套柱销联轴器有关参数。 公称转矩：250（Nm）；许用转速：3300（r/min1）；轴孔直径：35mm；轴孔长度：82mm；外径：160mm；材料：HT200；轴孔类型：Y型；键槽类型：A型。 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班 13

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十、箱体主要结构尺寸计算 箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对工作性能、加工工艺、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定如下： 1.箱座壁厚10mm； 2.箱座凸缘厚度b=1.5，15mm； 3.箱盖厚度18mm； 4.箱盖凸缘厚度b112mm； 5.箱底座凸缘厚度p2.5,25mm； 6.轴承旁凸台高度h=45mm，凸台半径R=20mm； 7.齿轮轴端面与内机臂距离l118mm； 8.大齿轮齿顶与内机壁距离112mm； 9.小齿轮端面到内机壁距离215mm； 10.上下机体肋板厚度m16.8mm,m8.5mm； 11.主动轴承端盖外径D1105mm； 12.从动轴承端盖外径D2=130mm； 13.地脚螺栓M16，数量6根。 齿轮浸油润滑 轴承脂润滑 齿轮用150号机械油 轴承用ZL—3型润滑脂 十一、减速器附件的选择及简要说明 1.安装端盖的螺栓12个，材料为Q235，规格M6×16 GB 5782—1986； 2.安装端盖的螺栓24个，材料为Q235，规格M8×25 GB 5782—1986； 3.定位销2个，材料为35，规格A6×40 GB 117—1986； 4.调整安装垫圈3个，材料为65Mn，规格10 GB 93—1987； 5.安装螺母3个，材料为A3，规格M10 GB 6107—1986； 6.测量油面高度的油标尺1条，材料为组合件； 7.透气通气器1个，材料为A3。 十二、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号及用量的简要说明 1.润滑方式。 （1）齿轮v=1.33m/s<<12m/s，应用喷油润滑。但考虑成本及需要选用的浸油润滑； （2）轴承采用润滑脂润滑。 2.润滑油牌号及用量。 （1）齿轮润滑选用150号机械油（GB 443—1989），最低—最高油面距（大齿轮）10mm至20mm，需油量为1.5L左右； 学校：电子科技大学中山学院 学院：机电工程学院 专业：09机械C班 14

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（2）轴承润滑选用ZL—3型润滑脂（GB 7324—1987），用油量为轴承间隙的1/3至1/2为宜。 3.密封形式。 （1）箱座与箱盖凸缘的密封：选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法； （2）观察孔和油孔等处结合面的密封：在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封； （3）轴承孔的密封：闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，由于v<3m/s故选用半粗羊毛毡加以密封。 十三、设计小结 经过一个月的设计计算，终于把该设计的所有工作都完成了，由于设计过程中经常遇到一些别的事情，耽误了一些时间，所以本次设计显得比较仓促，考虑不周的地方也是在所难免的，但是经过了查找资料、咨询老师、询问同学最终还是顺利把该设计完成了。 在做本设计的过程中，遇到了很多问题，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。通过自己的努力（查资料、问同学）把问题解决，当问题一个个被解决的时候，自己的内心是喜悦的，那是一种无法描述的愉悦。经过这次课程设计，我学到了很多东西，不仅巩固和复习了前面所学的知识，而且还对机械设计这个专业有了更深的了解和认识，弄清楚了设计过程中会遇到的问题，为以后的设计工作提供了借鉴经验。 在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我与同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是对自己体质的一次检验。 本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。再加上课程设计选在临近期末考试期间进行，在这样的情况下完成了设计，还真不容易。在此，我要感谢指导我的老师，帮助我的同学，是你们的帮助，让我顺利完成了本次设计。 十四、参考文献 1.濮良贵、纪名刚 第八版 机械设计 高等教育出版社； 2.李育锡 机械设计 课程设计 高等教育出版社； 3.孙岩、陈晓罗、熊涌、李志红 机械设计 课程设计 北京理工大学出版社； 4.吴宗泽 机械零件设计手册 机械工业出版社 2004； 5.王时任、郭文平 机械原理与机械零件 高等教育出版社 1983 11； 6.陈锦昌、刘林 第四版计算机工程制图 华南理工大学出版社。

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