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一级减速器
中怡保险经纪公司-当代七大名著
2023年2月22日发(作者：莎士比亚戏剧)设计题目：带式输送机传动装置设计
一、传动方案简图
二、已知条件：
1、带式输送机的有关原始数据：
减速器齿轮类型：直齿圆柱齿轮；
输送带工作拉力：F=2.6kN；
输送带工作速度：V=1.2m/s；
滚筒直径：D=350mm.
2、滚筒效率：η=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；
3、工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过±5%，
载荷有轻微振动；
4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；
5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；
6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；
7、动力来源：电力，三相交流，电压380／220V。
三、设计任务：
1、传动方案的分析和拟定
2、设计计算内容
1)运动参数的计算，电动机的选择；2)V带传动的设计计算；
3)齿轮传动的设计计算；4)轴的设计与强度计算；
5)滚动轴承的选择与校核；6)键的选择与强度校核；
7)联轴器的选择。
3、设计绘图：
1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；
2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，A2或A3图纸）；
3）设计计算说明书1份（>6000字）；
4）减速器三维爆炸图（此项选做）。
注：提交CAD图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制
的装配图草图和手写计算说明书草稿。
四、主要参考书目
[1]李育锡.机械设计课程设计[M].北京：高等教育出版社，2008.
[2]濮良贵.机械设计（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.
[3]成大仙.机械设计手册（第5版）[M].北京：化学工业出版社，2007.
-1-
目录
机械设计基础课程设计任务书………………(1)
一、传动方案的拟定及说明………………………(2)
二、电动机的选择………………………………….(2)
三、V带的设计计算……………………………….(3)
四、齿轮的设计…………………………………….(4)
五、轴的设计及校核………………………………（8）
六、轴承的寿命校核………………………..(13)
七、键联接的选择及校核计算……………………..(15)
八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…......(16)
九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….(17)
十、设计小结……………………………………………………(17)
十一、……………………………………………………………(17)
-2-
设计计算及说明结果
一.传动方案的拟定及说明
传动方案初步确定为两级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮轮
廓传动减速），说明如下：
为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定
传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速
W
n，即
min/r51.65
35014.3
2.160000
dπ
V60000
n
w
一般常选用同步转速为1000r/min的电动机作为原动机，传动比约
在13～15左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。
二.电机的选择
1、电动机类型和结构型式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列（IP44）三向异步
电动机。它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部
的特点。
2、电动机容量
1)、电机所需功率Ｐ
Ｗ
kW
Fv
P
W
3.25
0.961000
1.26002
1000
W
2)、电动机输出功率
d
P
W
d
p
P
传动装置的总效率
4
3
2
2
1
式中，...
21
为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。
由参考书【1】表3-1查得：
齿轮传动效率为
,98.0η
1
，滑动轴承传动效率为
99.0
2
，联轴器传
动效率为99.0
3
，V带传动效率
96.0
4
。则
913.096.099.099.098.02
总
故3.83kW
0.913
3.5
P
PW
d
总
3、电动机额定功率
m
P
min/r51.65n
w
kW25.3P
w
913.0
总
kW83.3P
d
-3-
设计计算及说明结果
由【1】表17-7选取电动机额定功率
4.0kWP
m
4、电动机的转速
为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务
书中推荐减速装置传动比范围
20~6
i
，则
电动机转速可选范围为
min/2.1310~1.393)20~6(51.652rinn
Wd
可见同步转速为1000r/min的电动机均符合。由【1】表17-7选定电动
机的型号为Y132M1--6。主要性能如下表：
5、计算传动装置的总传动比
总
i并分配传动比
1）、总传动比
654.14
51.65
960
n
n
i
w
m
总
（符合6<
总
i<20）
2)、分配传动比假设V带传动分配的传动比
4.3i
1
，则齿轮的传动
比
31.4
4.3
654.14
i
i
i
1
2
总
三、计算传动装置的运动和动力参数
1．各轴转速
减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴，
滚筒轴为Ⅲ轴。
各轴的转速为（r/min）
高速轴Ⅰ的转速282.35
3.4
960
i
n
n
1
m
1
低速轴Ⅱ的转速65.51
5.1602.84
960
ii
n
n
21
m
2
滚筒960/3.4
轴Ⅲ的转速65.51nn
2w
2.各轴输入功率为(kW)
电机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩
Y132M1--64.0KW960r/min2.02.2
kW0.4P
m
min/r960n
m
14.654i
总
3.4i
1
4.31i
2
96
n282.35r/min
1
65.51r/minn
2
65.51r/minn
w
-4-
设计计算及说明结果
高速轴Ⅰ的输入功率
3.840.964.0PP
4m1
低速轴Ⅱ的输入功率
3.7260.980.993.84PP
1312
滚筒轴Ⅲ的输入功率
3.5050.990.993.726PP
3223
3.各轴输入转矩（N
m）
1）、电机轴的转矩
39.80
960
4.09550
n
P9550
T
m
m
2）、轴Ⅰ的转矩为
129.88
282.35
3.849550
n
P9550
T
1
1
1
3）、轴Ⅱ的转矩为
543.17
65.51
3.7269550
n
P9550
T
2
2
2
4）、轴Ⅲ的转矩为
510.96
65.51
3.5059550
n
P9550
T
3
3
3
将各数据汇总如下
表1传动参数的数据表
四、传动件的设计计算
1、设计带传动的主要参数
1）、已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷
变动小，所需传递的额定功率p=4.0kW，小带轮转速
r/min960n
m
,大
带轮转速
r/min35.282n
1
，传动比
3.4i
1
。
2）、设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的
材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。
3）、确定计算工率
由【2】表8-7查得工作情况系数1.2K
A
，故
电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ
功率P∕
kW
4.03.843.7263.505
转矩T∕
(N·m)
39.80129.88543.17510.96
转速n(r∕
min)
960282.3565.5165.51
传动比i3.44.311
效率η0.960.970.98
3.84kWP
1
3.726kWP
2
3.505kWP
3
m39.80NT
m129.88NT
1
m543.17NT
2
m510.96NT
3
-5-
设计计算及说明结果
4.8kW4kW1.2PKP
Aca
选择V带的带型
根据
wca
nP、
由【2】图8-10选用A型。
4）、确定带轮的基准直径
d
d
并验算带速v
(1)、初选小带轮的基准直径
1d
d
。由【2】表8-6和【2】表8-8，取小
带轮的基准直径
1d
d
=125mm。
(2)、验算带速v。
6.28m/s≈
100060
960125π
100060
ndπ
vwd1
因为5m/s (3)、计算大带轮的基准直径 2d d。 2d d =i1 1d d =4251254.3mm 根据【2】表8-8，圆整为 450mmd d2 。 5)、确定V带的中心距a和基准直径d L。 (1)、根据式 )d2(da)d0.7(d d2d1d2d1 +≤≤+ 即 1150mm≤a≤402.5mm 初定中心距 650mma 0 (2)、由 2243.825mm] 6504 125)-(450 450)(125 2 π 650[2 4a )d-(d )d(d 2 π 2a≈L 2 2 0 d2d1 d2d10d0 由【2】表8-2选带的基准长度 2240mmL d 。 (3)、计算实际中心距a。 mm648=） 2 2243.825-2240 +(650= 2 L-L +a≈ad0d 0 中心距的变化范围为583mm-710mm。 6)、验算小带轮上的包角1 α 1.2K A 4.8kWP ca 125mmd d1 6.28m/sv 450mmd d2 650mma 0 2243.825mmL d0 2240mmL d mm648a -6- 设计计算及说明结果 90133≈ 395 57.3 125)-(450-180 a 57.3 )d-(d-180≈α00 0 0 0 d2d1 0 1 4)、计算单根V带的额定功率r P 。 由 1d d =125mm和 min/960rn w ，查【2】表8-4a得 1.382P 0 kW。 根据 min/960rn 1 ,i1 =3.4查【2】表8-4b得 0.112kWP 0 。 查【2】表8-5得 876.0K ，[2]表8-2得 1.03K L ，于是 1.348kW1.030.8760.112)(1.382KK)P(PP L00r 7)、计算V带的根数z。 56.3 1.348 4.8 P P z r ca 取Z=4根。 8）、计算单根V带的初拉力的最小值 min0 )(F 由【2】表8-3得A型带的单位长度质量q=0.１kg/m,所以 N1.81128.60.1 28.640.876 4.80.876)-(2.5 500qv zvK )PK-(2.5 500)(F22 α caα min0 应使带的实际初拉力0 F < min0 )(F 9）、计算压轴力 压轴力的最小值为 N64.1328 2 331 sin1.81142 2 α sin)2z(F)(F 0 1 min0minp 10）、带轮结构设计(略) 2、齿轮传动设计 1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数 (1)、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 (2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095— 88）。 (3)、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度280— 320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250—290HBS。二者硬度差 为40HBS左右。 (4)、选小齿轮齿数24z 1 ，齿轮传动比为i 2 =4.31，则大齿轮齿数 ,44.1032431.4z 2 ，取 104z 2 。 2）、按齿面接触疲劳强度设计 0 1 133α 1.382kWP 0 0.112kWΔP 0 0.876K α 1.03K L 1.348kWP r 4z 181.1N)(F min0 1328.64N)(F minp 5.160u 24z 1 104z 2 -7- 设计计算及说明结果 由设计计算公式进行计算，即3 2 H E d 1 1t ] σ Z [ u 1u Φ KT 32.2d 进 行计算。 3）、确定公式内的各计算数值 (1)、试选载荷系数3.1K t = (2)、计算小齿轮传递的转矩。 mmN101.2988 3.4 960 3.84105.95 n P1095.5 T5 5 1 1 5 1 (3)、由表【2】10-7选取齿宽系数1 d 。 (4)、由表10-6差得材料的弹性影响系数2 1 aE MP8.189Z= (5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限 aHlim1 MP650=σ ；大齿轮的接触疲劳强度极限 aHlim2 580MP 。 4）、计算应力循环次数。 9 hi1 102.61912)3008(21757.960jL60nN×=××××××== 8 9 1 2 108.18 3.2 102.619 3.2 N N (1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数1.01K0.93,K HN2HN1 。 (2)、计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1,则 a lim2HN2 2H a lim1HN1 1H 585.5MP5801.03 S σK ][ 605MP6500.93 S K ][ 5）、计算 (1)、试算小齿轮分度圆直径代人 ][ H σ 中较小的值。 60.435mm] 5.565 8.189 [ 5.16 16.16 1 101.0851.3 32.2≥d3 2 5 t1 (2)、计算圆周速度 0.893m/s 100060 282.3560.435 100060 nd v11t 6）、计算齿宽。 60.435mm60.4351db t1d 1.3K t mN101.2988T5 1 1 d 2 1 E 189.8MPZ aHlim1 650MPσ aHlim2 580MPσ 9 1 102.619N 8 2 1018.8N 0.93K HN1 1.01K HN2 a1H 605MP][σ a2H 585.5MP][σ 60.453mmd 1t 0.893m/sv 60.453mmb -8- 设计计算及说明结果 7）、计算齿宽与齿高之比。 模数 2.518mm 24 60.435 z d m 1 1t t 齿高 5.67mm518.225.2m25.2h t 齿高比 66.10 5.67 60.435 h b 8）、计算载荷系数。 根据 s/07m.1v ，7级精度，由【2】图10-8查得动载系数 1.04K V ; 直齿轮， 1KK αFαH == 。 由【2】表10-2查得使用系数 1.25K A = 。 由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时， 1.314K Hβ 。 由 66.10 h b ， 1.422K βH 查【2】图10-13得1.32K F ，故载荷系数 708.11.31411.041.25KKKKK HHVA 9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mm192.66 3.1 708.1 60.435 K dd3 3 t t11 K 10）、计算模数m。 mm587.2 24 66.192 z d m 1 1 11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。 3 F SaFa 2 1d 3) ]σ[ YY ( zΦ 2KT ≥m 12）、确定公式内的各计算值： (1)、由【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 aFE1 550MPσ， 大齿轮的弯曲疲劳极限 aFE2 390MPσ。 (2)、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.91K FN1 ，0.95K FN2 。 13)、计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则 2.518mmm t 5.67mmh 10.66 h b 1.04K v 1KK αFαH == 1.25K A = 1.314K Hβ 1.32K F 1.708K mm192.66d 1 2.758mmm aFE1 550MPσ aFE2 390MPσ 0.91K FN1 -9- 设计计算及说明结果 264.6MPa 1.4 3900.95 S σK ]σ[ 357.5MPa 1.4 5500.91 S σK ]σ[ FE4FN4 2F FE3FN3 1F 14）、计算载荷系数K。 1.7161.3211.041.25KKKKK FFVA 15）、查取齿形系数。 由【2】表10-5查得 2.177Y;2.65Y Fa2Fa1 。 16）、查取应力校正系数。 由【2】表10-5查得 1.793Y;1.58Y Sa2Sa1 。 17）、计算大、小齿轮的 ][ YY SaFa σ 并加以比较。 0.014752 264.6 1.7932.177 ]σ[ YY 0.011712 357.5 1.582.69 ]σ[ YY 2F Sa2Fa2 1F Sa1Fa1 大齿轮的数值大。 18）、设计计算 mm12.2475201.0 241 101.0851.7162 ≥m3 2 5 对比计算结果，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，可取弯曲疲劳强度算得的模数 2.12mm，并就近圆整为标准值为m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆 直径 mm192.66d 1 ，算出小齿轮齿数 47.26 5.2 192.66 m d z1 1 ，取27z 1 1172731.4z 2 ，取139z 2 19)、几何尺寸的计算 (1)、计算分度圆直径 mm5.2925.2117mzd mm5.675.227mzd 22 11 (2)、计算中心距 mm180 2 5.2925.67 2 dd a21 20）、计算齿轮宽度 0.95K FN2 a1F 357.5MP][σ a2F 264.6MP][σ 1.716K 2.65Y Fa1 2.177Y Fa2 1.58Y Sa1 1.793Y Sa2 27z 1 117z 2 67.5mmd 1 292.5mmd 2 180mma 67.5mmb -10- 设计计算及说明结果 mm5.675.671db 1d 取 mm68B,mm37B 21 。 表2设计后传动参数的数据表 五、轴的设计计算 选取轴的材料为45钢调质，查【2】表15-1得许用应力为 a1- 60MP][ 。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 1135Ntan20FF,1401Ntan20FF 3119N 347.5 105.4192 d 2T F,3848N 67.5 101.29882 d 2T F 0 t2r2 0 1 tr1 5 2 2 t2 5 1 1 t1 1、高速轴的设计 (1)、初步确定轴的最小直径。 按公式3 0minn P Ad初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，调质 处理。根据【2】表15-3，取113A 01 。则 26.973mm 282.35 3.84 113 n P Ad3 3 1 1 01min1 电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ 功率P∕kW4.03.843.7263.505 转矩T∕ (N·m) 39.80129.88541.93509.93 转速n(r∕ min) 960282.3565.6665.66 传动比i3.44.311 效率η0.960.970.98 73mmB 1 68mmB 2 a1 60MP][σ 3848NF t1 1401NF r1 3119NF t2 1135NF r2 113A 01 -11- 设计计算及说明结果 又因为高速轴Ⅰ有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削 弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴 径 29.670mm0.1)(126.973d min1 ，圆整为30mm。 (2)、轴上各段直径的初步确定。 A段:d1=32由最小直径算出。 B段：d2=35，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mm。 C段：d3=40，与轴承（深沟球轴承6208）配合，取轴承内径40mm。 D段：d4=44，设计非定位轴肩高度h=2mm，高速轴内径44. E段：d5=56，设计定位轴肩高度h=6mm。 F段：d6=40，与轴承（深沟球轴承6208）配合。 (3)、轴上各段所对应的长度。 AB段长度为 50mmL 1 ； BC段长度为 71mmL 2 ； CD段长度为42mmL 3 ； DE段长度为 61mmL 4 ； EF段长度为9.5mmL 5 ； FG段长度为35mmL 6 。 (4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推 荐值）进行设计。 2、低速轴的设计 1)、初步确定轴的最小直径。 按公式3 0minn P Ad初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢， 调质处理。根据表15-3，取115A 02 。则 mm192.44 65.66 3.726 115 n P Ad3 3 2 2 02min2 又因为低速轴Ⅰ有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削 弱。故轴应相应地增大10%-15%。现将轴增大10%。则增大后的最小轴 径为 mm611.480.1)(1192.44d min2 ，圆整为49mm。 30mmd min1 32mmd 1 35mmd 2 40mmd 3 44mmd 4 56mmd 5 40mmd 6 50mmL 1 71mmL 2 42mmL 3 61mmL 4 9.5mmL 5 115A 02 -12- 设计计算及说明结果 低速轴的轮廓图如上所示。 2)、轴上各段直径的初步确定。 A段：d1=48mm，与弹性柱销联轴器配合 B段：d2=55mm，设定轴肩高h=3.5mm，根据油封标准选择轴径为55mm。 C段：d3=60,与轴承配合。 D段：d4=66mm，设定非轴肩高度为3mm。 E段：d5=78mm，设定轴肩高为6mm。 F段：d6=60mm,与轴承配合。 3)、轴上各段所对应的长度。 AB段长度为 112mmL 1 ； BC段长度为 52mmL 2 ； CD段长度为50mmL 3 ； DE段长度为 56mmL 4 ； EF段长度为12mmL 5 ； FG段长度为35mmL 6 ； 联轴器的计算转矩 2Aca TKT ,查【2】表14-1，取 3.1K A ,则 mN51.704541.931.3TKT 2Aca 4)、各轴段的倒角设计按【2】表15-2（零件倒角C与圆角半径R的推 荐值）进行设计。 六、轴承的选择及计算 1、高速轴轴承的选择及计算 1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6102型=31.5kn 2）、计算轴承的径向载荷 A处轴承径向力2364N1607.51733FFF22 2 NV1 2 NH1 1 r C处轴承径向力N43021607.51822FFF22 2 NV2 2 NH2 2 r 所以在C处轴承易受破坏。 3）、轴承的校验 (1)、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故 r2p FfP,查【2】 表13-6得载荷系数1.2f p 。 49mmd min2 48mmd 1 55mmd 2 60mmd 3 66mmd 4 78mmd 5 60mmd 6 112mmL 1 52mmL 2 50mmL 3 56mmL 4 12mmL 5 35mmL 6 1.3K A m704.51NT ca C r =31.5kn -13- 设计计算及说明结果 2916N24301.2P (2)、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命 14400h243002L h 轴承应有的基本额定动载荷值 6 h 10 L60n PC ,其中 3 ，则 r 3 6 CkN57.81N85701 10 14400282.3560 2916C (3)、验算6207轴承的寿命 14400h70268.7h) 2916 31500 ( 282.3560 10 ) P C ( 60n 10 L3 6 3 r 6 h 综上所得6207轴承符合设计要求。 2、低速轴的轴承选取及计算 1）、低速轴的轴承选取深沟球轴承6012型，C r =31.5kN。 2）、计算轴承的径向载荷 1660N1559.5567.5FFF22 NV2 2 NH2 2 r 3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故 rp FfP,查表 【2】13-6得载荷系数1.2f p 。 1992N16601.2P 3）、假设轴承的使用寿命为两年，即预计使用计算寿命 14400h243002L h 轴承应有的基本额定动载荷值 6 h 10 L60n PC ,其中3 ，则 r 3 6 C7.654kN7654N 10 1440065.6660 1992C 4）、验算6207轴承的寿命 14400h103717.18h) 1992 31500 ( 65.6660 10 ) P C ( 60n 10 L3 6 3 r 6 h 综上所得6012轴承符合设计要求。 七、键连接的选择及校核 1、高速轴的键连接 1）、高速轴键的选取 1.2f p 2916NP 14000hL h 3ε 19.347kNC 32972.47hL h C r =31.5kN 1992NP 14400hL h 7.654kNC -14- 设计计算及说明结果 查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A型键， b×h×L=8×7×40。 键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表 6-2 P =100～120MPa。 2）、强度校核 ][MPa1.73 3.5x32x28 10114.62 kld 102T p 33 p 故满足设计要求。 2、低速轴键的选取 1）、查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸（GB/T1096-2003）选取A 型键，b×h×L=20×12×56，轴的直径为66mm。 键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查【2】表 6-2 P =100～120MPa。 2）、强度校核 ][MPa03.67 66)2056(120.5 1093.4152 kld 102T p 33 p 故也符合设计要求 八、轴的疲劳强度校核 1、高速轴的校核 1）、高速轴的受力简化图如下所示 A、C为轴承安装位置的中心，B为小齿轮安装位置的中心，D为 大带轮安装的中心位置，其中AC=129.5mm,bc=191.5mm,cd=130mm.。 2）、水平方向力的求取 水平方向受力简图如下 103717.18hL h aP 120MP~100][σ aP MP03.76σ -15- 设计计算及说明结果 对A点求矩 0ADFACFABF PNH2r 即05.25913285.129F651401 NH2 得F NH2 由水平方向力平衡得 0FF-F NH2rNH1 解得1998.5NF NH1 3)、水平方向的剪力图和弯矩图分别为 4）、竖直方向受力简图如下 因为AB与BC距离相等，故1827.4nF NV1 nFnv6.20202 5）、剪力图和力矩图为 -1925.5NF NH2 1998.5NF NH1 112645NmmM h1 149192NmmM h2 -16- 设计计算及说明结果 6）、合力矩为 7）、转矩为 8）、判断危险截面 所以危险截面为B截面，即为齿轮安装的位置，该处轴的直径为 44mm,开有A型键槽（10×8×56,t=5），此处的抗弯截面系数为 3 3 8358.68mm440.1x44x44x 32 d W 对B截面进行强度校核 1827.4NF NV1 N6.0303F NV2 261664NmmM V1 278461NmmM 1 250315NmmM 2 -17- 设计计算及说明结果 ][34.59MP 4667.868 )1.2988x10(0.6278461 W T)(M 1-a 25222 ca 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称符号减速器及其形式关系 机座壁厚δ0.025a+1mm 8 mm,取10mm 机盖壁厚δ 10.80.858 ,取8mm 机座凸缘厚度b1.5δ=15mm 机盖凸缘厚度b 1 1.5δ 1 =12mm 机座底凸缘厚度p2.5δ=25mm取25mm 地脚螺钉直径d f 0.036a+12=19.47mm取20mm 地脚螺钉数目na<250mm,n=4 轴承旁连接螺栓直径d 1 12mm 机盖与机座连接螺栓直 径 d 2 10mm 轴承端盖螺钉直径 d 3 8mm 窥视孔盖螺钉直径 d 4 6mm 定位销直径d6mm d f 、d 1 、d 2 至外机壁距离 c 1 26mm,18mm,16mm d f 、d 1 、d 2 至凸缘边缘距 离 c 2 24mm,16mm、14mm 凸台高度h45mm 大齿轮顶圆与内机壁距 离 △ 1 8mm 小齿轮端面与内机壁距 离 △ 2 10mm 机座肋厚mm=0.85δ=8.5mm 108500NmmT 1 aca 34.59MPσ -18- 设计计算及说明结果 启盖螺钉d 5 10mm 轴承端盖凸缘厚度e10mm 2、减速器附件的选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，油标，通气孔，吊耳，吊钩，放油孔， 螺塞，封油垫，毡圈，甩油环等。 十、润滑与密封 1、润滑 1）、减速器内传动零件采用浸油润滑(L-AN46GB443-1989)，加速器的 滚动轴承采用油脂润滑(钙基润滑脂2号GB491-1987)。 2）、其他零件采用油脂润滑。 2、密封 1）、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。 2）、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进行密封。 3）、伸出轴端处采用毡圈密封。 4）、轴承端盖采用调整垫片。