機械設計課程設計-鑄造車間型砂輸送機傳動裝置.docx

目 錄中文摘要1英文摘要2前言3設計任務書4設計內容及要求和步驟5第一章 傳動裝置總體設計61.1系統(tǒng)總體方案的確定61.2 原動機選擇71.3傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配8第二章 V帶的設計計算1021帶傳動的設計計算102.2帶輪的設計 12第三章 齒輪的設計計算143.1高速級齒輪的設計計算 143.2低速級齒輪的設計計算 18第四章 軸的設計244.1選擇軸的材料及熱處理244.2初估軸徑244.3軸的結構設計24第五章 校核295.1軸的校核295.2鍵的校核325.3滾動軸承的校核33第六章 箱體的主要尺寸及附件346.1：箱體主要結構尺寸的確定346.2：箱體及其附件的結構36第七章 課程設計心得體會 37參考文獻38附表39中文摘要 本文主要進行鑄造車間型砂輸送機傳動裝置的設計。傳動裝置的設計包括:傳動裝置的總體設計、V帶的設計、齒輪的設計、軸的設計等設計內容，其中傳動裝置的總體設計中有兩種方案預選比較，最終選擇二級圓柱斜齒輪傳動,然后選擇好電動機進行傳動比的計算,傳動比設計好后進行V帶和帶輪的選擇及設計,接著進入重要的環(huán)節(jié)，齒輪和軸的設計計算。齒輪的設計主要是高速齒輪及低速齒輪的計算;軸的設計分為高速軸,低速軸和中間軸的結構設計與各軸段長度的計算。最后是軸,鍵的校核。本輸送機的優(yōu)點是采用多軸傳動,提高了傳動效率,縮短了運輸周期,可以在大批大量生產中得到廣泛運用。關鍵字:電動機 齒輪 軸 傳送帶 箱體The summary of the design of mechanical design courseThe curricular design of machine design is one of the most important steps during the course of machine design curriculum .Improving the qualities of curricular design of machine design plays an important role in fostering students ability to analyze and solve problems which is the embodiment in carrying out the educational reforms . In this paper, the foundry sand Transmission Device design. Transmission design includes: the overall design of transmission, V with the design, gear design, shaft design, design elements, which drives the overall design of the program, there are two pre-comparison, the final choice of Helical Gear , and then choose a good motor for the calculation of the transmission ratio, transmission ratio good design V belt and pulley after the selection and design, and then into the important part of the gear and shaft design calculations. The design of the main gear gear and low gear high-speed computing; shaft into the design of high speed shaft, low speed shaft and intermediate shaft structure design and calculation of the length of each axis. Finally, axis, the key check. The conveyor has the advantage of using multi-axis transmission, improve transmission efficiency and shorten the transport cycle, can be mass-produced in large numbers to be widely used.Keywords: motor gear box shaft belt前言機械設計是一門以機器為研究對象的學科。機械設計課程設計是使學生利用材料力學的基本知識、機械原理的基本原理和方法，來進行實踐性設計的過程。是培養(yǎng)學生“具有初步確定機器設計方案，分析和設計機械的能力”及“開發(fā)創(chuàng)新能力”的一種手段。我們將以鑄造車間型砂輸送機的傳動裝置機構的設計為例，從運動學以及機器的動力學入手，研究機器設計的確定性和可能性。對設計方案中零件的結構強度、剛度、和動力學特性進行精確分析。在設計機器的過程中，充分考慮到機器的使用功能要求，經濟性要求，勞動保護和環(huán)境保護要求靠性的要求。機械設計課程是培養(yǎng)學生機械設計能力技術基礎課。課程設計則是機械設計課程重要的實踐環(huán)節(jié)，其基本目的是：1.通過課程設計實踐，樹立正確的設計思路，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與實際知識來分析和解決機械設計為體的能力。2.學習機械設計的一般方法、步驟，掌握機械設計的一般規(guī)律。3.進行機械設計基本技能的訓練：例如計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范，進行計算機輔助設計和繪圖的訓練。4.培養(yǎng)運用現代設計方法解決工程問題的能力。設 計 任 務 書一、課程設計題目設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）4.輸送帶1V243F3.工作機鼓輪2.傳動裝置1. 電機非常機2. 機原始數據學號鼓輪直徑D（mm）輸送帶速度V（m/s）輸出轉矩T（N.m）08030204043500.8450二、已知條件1.輸送機由電動機驅動。電機轉動，經傳動裝置帶動輸送帶移動。2.使用壽命為8年，大修期4年。3.工作條件：每天兩班制工作，工作時連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)。4.運輸帶允許速度誤差為5%。5.工作機效率為0.95。6.按小批生產規(guī)模設計。三、設計內容1.設計傳動方案；2.設計減速器部件裝配圖（A1）；3.繪制軸、齒輪零件圖各一張（高速級從動輪、中間軸）；4.編寫設計計算說明書一份。設計內容、步驟及要求見下表設計階段內容基本要求所用天數1設計準備確定設計題目指導教師布置設計題目，講授設計步驟、內容及要求。0.5進行減速器拆裝實驗。以班為單位全體參加。2機械系統(tǒng)方案設計選擇傳動裝置的類型。擬定機械系統(tǒng)的運動方案，繪制機械系統(tǒng)運動簡圖，對各方案的優(yōu)劣進行簡單的評價。0.53機械系統(tǒng)運動、動力參數計算電動機的選擇，傳動裝置運動、動力參數計算。根據工作阻力確定執(zhí)行機構所需的最大功率；計算傳動裝置中各軸的功率、轉速和轉矩。按時完成后，經指導教師審核簽字后再進行下一步工作。14傳動零件的設計計算傳動系統(tǒng)中齒輪傳動、蝸桿傳動、帶傳動等設計計算。按教材相應章節(jié)確定傳動零件的材料、主要尺寸等。按時完成后，經指導教師審核簽字后進行下一步工作。1.55減速器裝配草圖設計軸系結構設計初定軸徑，軸承型號。校核減速器中間軸及其上鍵的強度、軸承壽命。減速器箱體及其附件結構設計。學習指導書中關于草圖設計的內容，在坐標紙上繪制裝配草圖。檢查軸系結構、箱體結構和附件結構的合理性。軸的強度計算要求中間軸用安全系數法校核。用計算機繪圖的學生必須在繪制完草圖并經指導教師審核簽字后再到計算機上繪圖。56減速器裝配圖、零件圖設計在繪圖紙上繪制減速器正式裝配圖，減速器中間軸及其中間軸上大齒輪的零件圖。裝配圖上應標注尺寸，編寫技術要求和填寫明細表等；零件圖應標注尺寸公差、形位公差和表面粗糙度并編寫技術要求等。用計算機出圖的學生，在出圖前經指導教師審核后再出圖。4.57編寫設計計算說明書包括第2至第6設計階段中計算和分析的內容。內容全面、正確，論述清楚，一般不少于7000字。18設計總結與答辯對整個設計內容、步驟進行回顧和總結。做好答辯準備。根據設計題目的要求檢查是否完成全部設計內容，對整個設計過程進行總結。1第一章 傳動裝置總體設計1.1系統(tǒng)總體方案的確定1.1.1系統(tǒng)總體方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構1.1.2擬定傳動方案 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可以先由已知條件計算其工作機轉速的轉速,即 一般常選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此總傳動比約為1000/43.68=22.9或1500/43.68=34.34初選兩種傳動方案，如下：(a)為二級圓柱圓錐減速器 (b)二級圓柱齒輪傳系統(tǒng)方案總體評價：方案a的特點用于輸入軸與輸出軸相交而傳動比較大的傳動。錐齒輪用于高速級。整體尺寸較小，但制造成本較高。方案b是兩級減速器中應用最廣泛的一種，齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級常用斜齒，低速級可用斜齒或直齒，適用于載荷平穩(wěn)場合。伸出軸上的齒輪常布置在遠離軸伸出端的一邊，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均勻現象。綜上所述，方案b較合理，可滿足工作要求，結構較為簡單，尺寸緊湊，成本低，傳動效率高。所以我選擇方案b。1.2 原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）1.2.1電動機容量1）工作機所需功率P:2）電動機輸出功率V帶傳動功率；滾動軸承效率（3個）；閉式圓柱齒輪傳動效率（2個） ；彈性聯軸器效率 ；工作機效率傳動裝置的總效率： 輸出功率： 3）電動機額定功率Ped由第二十章表20-1選取電動機額定功率Ped=3kW.1.2.2電動機的轉速為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由表2-1查得V帶傳動常用傳動比范圍，圓柱齒輪傳動的傳動比為，則電動機轉速可選范圍為可見同步轉速為1000r/min和1500r/min的電動機均符合，這里將兩種電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（kW）電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比同步滿載總傳動比1Y100L2-431500142036.82Y132S-63100096025.6由表中數據可知兩個方案均可行，但方案1的電動機成本低廉且能滿足要求，且并沒有過大增大結構尺寸。因此，選用方案1，選定電動機的型號為Y100L2-4。Y100L2-4電動機的外型尺寸（mm）：（見課設表20-2）A：160 B：140 C：63 D：28 E：60 F：8 G:24 H：100 K：12 AB：205 AC：105 AD：180 HD：245 AA:40 BB：176 L：3801.3傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配1.3.1總傳動比查得Y100L2-4電動機 1.3.2各級傳動比分配 因為V帶傳動常用傳動比范圍，圓柱齒輪傳動的傳動比為，故可取V帶傳動傳動比，高速端，低速端1.3.3計算傳動裝置的運動和動力參數1）各軸的轉速 ：電動機軸 2）各軸的輸入功率： 3）各軸的輸入轉矩： 項目電動機軸0高速軸1中間軸2低速軸3工作機軸4轉速（r/min）1420473.3135.243.643.6功率kw32.882.772.662.61轉矩（）20.1858.11195.67582.64571.69傳動比33.53.11效率0.960.96030.96030.9801第二章 V帶的設計計算21帶傳動的設計計算2.1.1已知條件：設計此V帶傳動時，已知條件有：帶傳動的工作條件；傳遞的額定功率；小帶輪轉速；大帶輪轉速。設計內容包括：選擇帶的型號，確定基準長度，根數，中心距，基準直徑以及結構尺寸，初拉力和壓軸力。2.1.2設計步驟：傳動帶選為 普通V帶傳動 1）確定計算功率：此輸送機每日兩班制工作 由書P156表8-7查得，工作情況系數計算功率 2）選擇V帶型號 根據和小帶輪轉速 由書P157圖8-11選取帶的帶型為A型3）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速V根據V帶的帶型 由書P157選取小帶輪基準直徑驗算帶速 而帶速不宜過高或過低，一般v=m/s,最高帶速Vmax30m/s，所以帶的速度合適。大帶輪的基準直徑 查表8-8 圓整后取4）確定中心距并選擇V帶的基準長度長根據帶傳動總體尺寸的限制條件，結合式（8-20）書P152初選中心距， 即 取計算相應的帶長 由書P146查表8-2 取帶的基準長度Ld，選取 ，計算中心距a及其變動范圍，由，得。確定中心距變動范圍 5）驗算小帶輪包角 故，小帶輪上的包角符合要求。6）確定V帶根數Z 因為由小帶輪的帶速機器基準直徑 由書P152表8-4a查得由小帶輪的帶速及傳動比 由表8-4b查得 由包角 由書P155表8-5查得包角修正系數 由帶長由書P146表8-2查得帶長修正系數= 固取Z=37）計算單根V帶初拉力 單根V帶所需的最小初拉力為： 由書P149表8-3查得V帶單位長度的質量 對于新安裝的V帶，初拉力應為 8）計算對軸的壓力 2.2帶輪的設計2.2.1小帶輪的設計查表20-2 Y系列三相異步電動機的外形和安裝尺寸，Y100L2-4系列的電動機，查得電動機的輸出軸d=28mm,小帶輪直徑dd1=90mm， ，所以可以采用腹板式帶輪，由V帶帶型為A型，查表8-10得輪槽截面尺寸 選取 極限偏差為帶輪寬 2.2.2大帶輪的設計 由書取，大帶輪的基準直徑，。故，采用孔板式大帶輪由選用普通A型V帶輪，查表8-10得輪槽截面尺寸 帶輪寬 又因為 選取 極限偏差為第三章 齒輪的設計計算3.1高速級齒輪的設計計算3.1.1設計高速級齒輪已知條件輸入功率，小齒輪轉速，齒數比，工作壽命8年，兩班制，轉矩58.113.1.2設計步驟1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數和螺旋角1）按照所選定的方案，高速級齒輪，因此選定此齒輪為斜齒輪2） 因傳遞功率不大，轉速不高，齒輪精度用7級，輪齒表面粗糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為點蝕3）材料按表10-1選取，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBs，大齒輪材料為45號鋼（調質），硬度為240HBs，二者材料硬度差為40HBs。4）考慮傳動平穩(wěn)性，小齒輪齒數取Z1=24， 則大齒輪齒數 5）初選螺旋角=142.按齒面接觸疲勞強度設計1）試選Kt=1.6；2)計算小齒輪傳遞的轉矩 3）由表10-7，兩支承相對于小齒輪做不對稱布置選齒寬系數d=14）由書P201表10-7查得材料的彈性影響系數5）由圖20-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限應力為Hlim1=600MPa，大齒輪的接觸疲勞極限應力為 Hlim2=550MPa6）應力循環(huán)次數N由式（10-13）計算=60473.31(283008)= N2= N1/u=1.09109/3.5=由書P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數:KHN1=0.91, KHN2=0.93 7) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）所以許用接觸應力8）由 由書P217圖10-30查得 由 由書P215圖10-26查得 9）計算將有關值代入式得 10）計算圓周速度11）計算齒寬b及模數mn12）計算縱向重合度13) 計算載荷系數K根據已知條件，選取使用系數根據圓周速度，7級精度，由書P194圖10-8查取由書P196表10-13查得由書P198圖10-13查得，由書P195表10-3查得載荷系數14）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑mm 15）計算模數mn3按齒根彎曲疲勞強度設計其主要公式為 1）計算載荷系數K根據縱向重合度=1.9，由圖10-28查得螺旋角影響系數Y =0.875 2）計算當量齒數 3）查取齒形系數與應力校正系數由書P200表10-5查得YF1=2.592, YF2 =2.178; YS1=1.596, YS1=1.7924) 由圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限為FE1=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞極限為 FE2=380MPa5) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數:KFN1=0.91, KFN2=0.93，取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得6）計算大、小齒輪的，并加以比較7）設計計算 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 =47.69mm來計算應有的齒數。于是有 取 取實際傳動比與原分配傳動比一致。4.幾何尺寸計算1）計算中心距，將中心距圓整為112mm.2）按圓整后的中心距修正螺旋角 值改變不多，故等不必修正。 3）計算大小齒輪的分度圓直徑 4) 計算齒輪寬度 圓整后，取。5）齒頂圓直徑 6）齒根圓直徑 3.2低速級齒輪的設計計算3.2.1設計低速級齒輪的已知條件輸入功率2.77kw，小齒輪轉速，齒數比，工作壽命8年，兩班制，轉矩195.673.2.2設計步驟1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數和螺旋角1）高速級齒輪為斜齒輪，導致中間軸上有軸向力，因此選定低速級齒輪也為斜齒輪，使其產生軸向力，抵消一部分由高速級齒輪產生的軸向力2）因傳遞功率不大，轉速不高，齒輪精度用7級3）材料按表10-1選取，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBs，大齒輪材料為45號鋼（調質），硬度為240HBs，二者材料硬度差為40HBs。4）考慮傳動平穩(wěn)性，小齒輪齒數取Z1=24，則大齒輪齒數取Z2=75 齒數比u=75/24=3.13 5）初選螺旋角=14.2.按齒面接觸疲勞強度設計1）試選Kt=1.6；2）由表10-7，兩支承相對于小齒輪做不對稱布置選齒寬系數d=13）由書P201表10-7查得材料的彈性影響系數4）由圖20-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限應力為Hlim1=600MPa大齒輪的接觸疲勞極限應力為 Hlim2=550MPa5）應力循環(huán)次數N由式（10-3）計算=60135.21(283008)= N2= N1/u=/3.13=由書P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數:KHN1=0.92, KHN2=0.946) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，由式（10-12）所以許用接觸應力7）由 由書P217圖10-30查得由 由書P215圖10-26查得 8）計算將有關值代入式得 9）計算圓周速度10）計算齒寬b及模數mn 11）計算縱向重合度 12) 計算載荷系數K根據已知條件，選取使用系數，根據圓周速度，7級精度，由書P194圖10-8查取，由書P196表10-13查得，由書P198圖10-13查得，由書P195表10-3查得載荷系數13）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑14）計算模數mn3按齒根彎曲疲勞強度設計 1）計算載荷系數K根據縱向重合度=1.903，由圖10-28查得螺旋角影響系數Y =0.88 2）計算當量齒數 3）查取齒形系數與應力校正系數由書P200表10-5查得YF1=2.592, YF2 =2.22; YS1=1.596, YS1=1.774) 由圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限為FE1=500MPa,大齒輪的彎曲疲勞極限為 FE2=380MPa5) 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數:KFN1=0.90, KFN2=0.92取彎曲疲勞安全系數S=1。4，由式（10-12）得 6）計算大、小齒輪的，并加以比較 7）設計計算 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 =82.68mm來計算應有的齒數。于是由 則 取實際傳動比改變不大，與原分配傳動比基本一致。4幾何尺寸計算1）計算中心距 將中心距圓整為155mm。2）按圓整后的中心距修正螺旋角3）計算大小齒輪的分度圓直徑 4) 計算齒輪寬度 圓整后，取5）齒頂圓直徑 6）齒根圓直徑 傳動參數及尺寸名稱高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒數24842991法面模數222.52.5螺旋角15.3615.3614.6.14.6分度圓直徑49.78174.2274.92235.09齒頂圓直徑57.78182.2284.92245.09齒根圓直徑44.78177.2268.67229.84齒寬55508075中心距112155圓周速度1.060.47傳動比3.53.14第四章 軸的設計4.1選擇軸的材料及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼,調質處理。4.2初估軸徑按扭矩初估軸的直徑,查表15-3，得：，則:高速軸， ，高速軸最小直徑處安裝大帶輪，軸上設有一個鍵槽。所以高速軸：，取 中間軸：，取低速軸：，低速軸最小直徑處安裝有聯軸器，軸上設有一個鍵槽。，取4.3軸的結構設計4.3.1高速軸的結構設計1.各軸段直徑的確1) 最小直徑，安裝大帶輪的外伸軸段，。2) 密封處軸段，根據大帶輪的軸向定位要求，定位高度，選取。3) 滾動軸承處軸段，所以，選取軸承為7207C，其尺寸。4) 過渡軸承，由于各級齒輪傳動的線速度均小于，滾動軸承采用脂潤滑，因此需要考慮擋油盤的軸向定位，取。5) 齒輪處軸段，由于齒輪的直徑較小，采用輪軸結構。輪和齒輪的材料和熱處理方式需要一樣，均為45鋼，調質處理，。6) 滾動軸承處軸段。2.各軸段長度的確定1) 由大帶輪的轂孔寬度，確定。2)由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定。（結合表4-1）由軸承選取軸承蓋螺釘直徑，那么，由軸承，取。由裝配關系取帶輪與箱體距離為，軸承處軸段縮進，則，。3)由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定。4) 由高速級小齒輪寬度確定。5) 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定。6) 由裝配關系等確定，取88.5mm4.3.2中間軸的結構設計1.各軸段直徑的確定1) 最小直徑，滾動軸承處軸段，滾動軸承選取7207C，其尺寸為 。2) 為低速級小齒輪軸段，選取。3) 軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求。4) 高速級大齒輪軸段，。5) 滾動軸承處軸段。2.各軸段長度的確定1) 由滾動軸承、擋油盤等確定，滾動軸承選取7207C，尺寸為所以。2) 由低速級小齒輪的齒寬確定。3) 軸環(huán)寬度。4) 由高速級大齒輪的寬確定。5) 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定。4.3.3低速軸的結構設計1.各軸段直徑的確定1) 最小直徑，安裝聯軸器的外伸軸段，。2) 密封處軸段，根據聯軸器的軸向定位要求，以及密封圓的標準3) 滾動軸承處軸段，所以，選取軸承為7212C，其尺寸。4) 過渡段，需要考慮擋油盤的軸向定位，取。5) 軸環(huán)，根據齒輪的軸向定位要求。6) 低速級大齒輪軸段。7) 滾動軸承處軸段。2.各軸段長度的確定1) 由選取Y型聯軸器，則聯軸器的轂孔寬為，取。2)由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系確定，由軸承外徑確定螺釘直徑，那么，由軸承， ，取。3)由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定，取50mm。4) 由軸環(huán)寬度取。5) 由低速級大齒輪寬，取。6) 由滾動軸承、擋油盤以及裝配關系等確定，取60mm 7) 過渡軸由裝配關系、箱體機構確定 4.2.4中間軸細部結構設計1）由選取鍵的公稱尺寸，由，選取鍵長。2）由選取鍵的公稱尺寸，由，選取鍵長。齒輪輪轂與軸的配合為，滾動軸承與軸的配合采用過渡配合，此軸段的直徑公差選為。第五章 校 核5.1軸的校核（以中間軸為例）5.1.1 齒輪2受力分析齒輪3受力分析5.1.2計算支反力1.垂直面支反力如圖由繞點的力矩，得由繞點的力矩，得2.水平面支反力如圖由繞點的力矩和，得由繞點的力矩和，得3.A、D兩點總支反力點總支反力點總支反力5.1.3繪轉矩、彎矩圖1.垂直面內的彎矩圖MV（圖見下）B處彎矩： C處彎矩： 2.水平面內的彎矩圖MH （圖見下）B處彎矩：C處彎矩：3.總彎矩（圖見下）B處：C處：4.轉矩圖6-2中間軸彎矩圖、合成彎矩圖、扭矩圖5.當量彎矩單向回轉軸，扭轉切應力視為脈動循環(huán)變應力，折算系數B處：C處：5.1.4彎矩合成強度校核進行校核時，只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面，即截面C的強度，根據選定的軸的材料45鋼，調質處理所以，則強度足夠 5.2鍵的校核中間軸上，高速級大齒輪段所用鍵的尺寸結構為，低速級小齒輪軸段所選鍵的尺寸為，由于是同一根軸上的鍵，他們傳遞的轉矩相同，所以只需校核短的鍵即可。即，軸段，鍵的工作長度鍵的接觸高度，傳遞的轉矩，鍵靜連接時的許用應力。所以，鍵連接強度足夠。5.3滾動軸承的校核根據選定軸承為角接觸軸承，軸承型號為7207AC，其基本參數為：額定動載荷為，額定靜載荷為,載荷系數為由 得 由得， 因此 由得， 因此 所以軸承2為危險軸承，驗算其壽命要求使用壽命為8年，大修期為四年，所以預期壽命計算得軸承校核合格第六章 箱體的主要尺寸及附件6.1：箱體主要結構尺寸的確定二級減速器鑄造箱體的結構尺寸名稱符號結構尺寸/箱座（體）壁厚8箱蓋壁厚18箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度b、b1、b2b=12，b1=12，b2=20箱座、箱蓋上的肋厚m、m1m=6.8、m1=6.8軸承旁凸臺的高度和半徑h、R1h由結構要求確定，R1=C2（C2見本表）軸承蓋（即軸承座）的外徑D3嵌入式：1.25 D10（D為軸承外徑）地腳螺釘直徑df16地腳螺釘數目n4軸承旁聯接螺栓直徑d110箱座、箱蓋聯接螺栓直徑d 2(0.50.6) df;螺栓間距l(xiāng)=150200通孔直徑d13.5沉頭座直徑D26螺栓直徑C1min20C2min16定位銷直徑d(0.70.8) d2軸承蓋螺釘直徑d 3(0.40.5) df視孔蓋螺釘直徑d 4(0.30.4) df吊環(huán)螺釘直徑D5按減速器重量確定箱體外壁至軸承座端面的距離l1C1C2(58)大齒輪齒頂圓與箱體內壁的距離11.2齒輪端面與箱體內壁的距離2（或（015）軸承端蓋外徑D2D（55.5）d 3軸承旁聯接螺栓距離S盡量靠近，以M d 1和M d 3互不干涉為準，一般SD21）.減速器箱體結構尺寸（根據上表確定）： 齒輪減速器的值=1mm 箱座壁厚=8mm 軸蓋壁厚1=8mm 箱座b=12mm 箱蓋b1=12mm 箱蓋b2=20mm 箱座m=6.8mm 箱蓋m1=6.8mm 地腳螺釘直徑df=16mm 地腳螺釘數目n=4 軸承旁聯接螺栓直徑d1=16mm 箱蓋、箱座聯接螺栓直徑d2=10mm 軸承蓋螺釘的直徑d3=10mm 螺釘數目n=6 軸承外徑D2=160mm 觀察孔蓋螺釘直徑d4=8mm df至箱外壁距離C1=26mm df至凸緣邊緣C2=24mm d1至箱外壁距離C1=22mm d1至凸緣邊緣C2=20mm d2至箱外壁距離C1=16mm d2至凸緣邊緣C2=14mm 凸臺半徑R1=20mm 箱體外壁至軸承座端面距離l1=50mm2）.減速箱零件的位置尺寸： 齒輪頂圓至箱體內壁的距離1=11mm 齒輪端面至箱體內壁的距離2=10mm 軸承端面至箱體內壁的距離3=11mm 旋轉零件間的軸向距離4=12mm 齒輪頂圓至軸表面的距離5=10mm 大齒輪齒頂圓至箱體內壁的距離6=40mm 箱底至箱底內壁的距離7=20mm 減速箱中心高H=178mm 箱體內壁至軸承座孔端面的距離L1=58mm 軸承端蓋凸緣厚度e=12mm 箱體內壁軸向距離L2=161mm 箱體軸承座孔端面間的距離L3=277mm6.2：箱體及其附件的結構（1）箱體結構形式減速器箱體一般用灰鑄鐵（HT150或HT200）鑄造而成。（2）附件的結構1視孔和視孔蓋視孔蓋用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加紙質密封墊片，防止漏油。2通氣器在箱體頂部設通氣器。3放油螺塞換油時，應在箱體底部、油池最低位置處開設放油孔，放油螺塞和箱體接合面之間應加墊圈，防止漏油。4油面指示器采用桿式油表。5起吊裝置起吊裝置由吊環(huán)螺釘、吊耳、吊鉤組成。吊環(huán)螺釘是標準件，設計時，按起吊重量選取，吊環(huán)螺釘安裝在箱蓋凸緣加工的螺孔中。6起蓋螺釘在箱蓋聯接凸緣位置加工出12個螺孔，直徑與箱體凸緣聯