機械設計課程設計同軸式二級圓柱齒輪減速器

1、機械設計課程設計同軸式二級圓柱齒輪減速器目錄一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明1三、電動機的選擇3四、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比3五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4六、傳動件的設計計算51.v帶傳動設計計算52.斜齒輪傳動設計計算7七、軸的設計計算121.高速軸的設計122.中速軸的設計153.低速軸的設計19精確校核軸的疲勞強度22八、滾動軸承的選擇及計算261.高速軸的軸承262.中速軸的軸承273.低速軸的軸承29九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算31十、聯(lián)軸器的選擇32十一、減速器附件的選擇和箱體的設計32十二、潤滑與密封33十三、設計小結34十四、參考資料35設計計算及說明結

2、果一、 設計任務書設計一用于帶式運輸機上同軸式二級圓柱齒輪減速器1. 總體布置簡圖2. 工作情況:工作平穩(wěn)、單向運轉3. 原始數(shù)據(jù)f=(kn)運輸帶速度（m/s）卷筒直徑（mm）5.50.754104. 設計內(nèi)容(1) 電動機的選擇與參數(shù)計算(2) 斜齒輪傳動設計計算(3) 軸的設計(4) 滾動軸承的選擇(5) 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核(6) 裝配圖、零件圖的繪制(7) 設計計算說明書的編寫5. 設計任務(1) 減速器總裝配圖1張（0號或1號圖紙）(2) 齒輪、軸零件圖各一張（2號或3號圖紙）(3) 設計計算說明書一份二、 傳動方案的擬定及說明如任務書上布置簡圖所示，傳動方案采用v帶加同軸式二級

3、圓柱齒輪減速箱，采用v帶可起到過載保護作用，同軸式可使減速器橫向尺寸較小。6設計計算及說明結果三、 電動機的選擇1. 電動機類型選擇按工作要求和工作條件，選用一般用途的（ip44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。2. 電動機容量(1) 卷筒軸的輸出功率；電動機的輸出功率傳動裝置的總效率式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計課程設計（以下未作說明皆為此書中查得）表2-4查得：v帶傳動；滾動軸承；圓柱齒輪傳動；彈性聯(lián)軸器；傳動滾筒效率；則故 因為p標準為（11.3）倍的pd(2) 電動機額定功率由第二十章表20-1選取電動機額定功率。3. 電動機的轉速由表2-1查得

4、v帶傳動常用傳動比范圍，由表2-2查得兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為設計計算及說明結果可見同步轉速為1500r/min和3000r/min的電動機均符合。這里初選同步轉速分別為1500r/min如下表：選定電動機型號為y132s-4。4. 電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸由表20-1、表20-2查出y90l-4型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸，并列表記錄備份。型號額定功率(kw)同步轉速(r/min)滿載轉速(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩y132s -45.5150014402.22.3hdegkl質(zhì)量（kg）902450201034081四、

5、 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1. 傳動裝置總傳動比2. 分配各級傳動比取v帶傳動的傳動比，則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為所得符合一般圓柱齒輪傳動和兩級圓柱齒輪減速器傳動比的常用范圍。設計計算及說明結果五、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 各軸轉速電動機軸為0軸，減速器高速軸為軸，中速軸為軸，低速軸為軸，各軸轉速為2. 各軸輸入功率按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即3. 各軸轉矩電動機軸高速軸中速軸低速軸軸轉速（r/min）1440480130.435.435.4功率（kw）5.55.285.074.874.77轉矩（）36.5105.05369.181298.031291.38傳

6、動比i 3 3.663.661效率0.960.990.970.990.990.96設計計算及說明結果六、 傳動件的設計計算1. v帶傳動設計計算（1） 確定計算功率由于是帶式輸送機，每天工作兩班，查機械設計（v帶設計部分未作說明皆查此書）表8-7得， 工作情況系數(shù)（2） 選擇v帶的帶型由、 由圖8-11選用a型（3） 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速初選小帶輪的基準直徑。由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑驗算帶速v。按式(8-13)驗算帶的速度,故帶速合適。計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)式(8-15a),計算大帶輪基準直徑根據(jù)表8-8，圓整為（4） 確定v帶的中心距a和基準長度根據(jù)式(8-20)

7、 ，初定中心距。由式(8-22)計算帶所需的基準長度由表8-2選帶的基準長度a型設計計算及說明結果按式(8-23)計算實際中心距a。中心距變化范圍為502.5514.5mm。（5） 驗算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數(shù) 計算單根v帶的額定功率由和，查表8-4a得根據(jù)，i=3和a型帶，查表8-4b得查表8-5得，查表8-2得, 計算v帶的根數(shù)z。 取4根。（7） 計算單根v帶的初拉力的最小值由表8-3得z型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m，所以應使帶的實際初拉力（8） 計算壓軸力4根設計計算及說明結果2. 直齒輪傳動設計計算按低速級齒輪設計：小齒輪轉矩，小齒輪轉速，傳動比。（1） 選定齒輪類

8、型、精度等級、材料及齒數(shù)選用直齒圓柱齒輪運輸機為一般工作機器，速度不高，故選7級精度（gb10095-88）由機械設計（斜齒輪設計部分未作說明皆查此書）表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280hbs；大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者硬度差為40hbs。選小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)（2） 按齒面接觸強度設計按式(10-21）試算，即確定公式內(nèi)各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 小齒輪傳遞的傳矩c) 由表10-7選取齒寬系數(shù)d) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)e) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限f) 由式10-13計

9、算應力循環(huán)次數(shù)：直齒圓柱齒輪7級精度設計計算及說明結果g) 由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)h) 計算接觸疲勞許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，由式(10-12)得計算a) 試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得b) 計算圓周速度c) 齒寬b及模數(shù)mntd) 計算載荷系數(shù)k由表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得=1.436.；表10-3查得；圖10-13查得設計計算及說明結果故載荷系數(shù)： e) 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得f) 計算模數(shù)（3） 按齒根彎曲強度設計由式(10-17)確定計算參數(shù)a) 計算載荷系

10、數(shù)b) 查取齒形系數(shù)由表10-5查得c) 查取應力校正系數(shù)由表10-5查得d) 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限設計計算及說明結果由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由式(10-12)得e) 計算大、小齒輪的，并加以比較大齒輪的數(shù)值大設計計算對比計算的結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，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來計算應有的齒數(shù)。于是有取，則實際傳動比：傳動比誤差： 允許（4） 幾何尺寸計算分度圓直徑 計算中心距將

11、中心距圓整為231mm 齒輪寬度 取 設計計算及說明結果由于是同軸式二級齒輪減速器，因此兩對齒輪取成完全一樣，這樣保證了中心距完全相等的要求，且根據(jù)低速級傳動計算得出的齒輪接觸疲勞強度以及彎曲疲勞強度一定能滿足高速級齒輪傳動的要求。為了使中間軸上大小齒輪的軸向力能夠相互抵消一部分，故高速級小齒輪采用左旋，大齒輪采用右旋，低速級小齒輪右旋大齒輪左旋。高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪傳動比3.66模數(shù)(mm)3中心距(mm)231齒數(shù)3312133121齒寬(mm)105100105100直徑(mm)分度圓9936399363齒根圓91.5355.591.5355.5齒頂圓1053691053

12、69旋向左旋右旋右旋左旋設計計算及說明結果七、 軸的設計計算1. 高速軸的設計(1) 高速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）高速軸功率（）轉矩t（）4805.28 105.05(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為=99 ，根據(jù)機械設計（軸的設計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 設計計算及說明結果2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足v帶輪的軸向定位，-軸段右端需制出一軸肩，故取

13、-段的直徑d-=30mm。v帶輪與軸配合的長度l1=118mm，為了保證軸端檔圈只壓在v帶輪上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比l1略短一些，現(xiàn)取l-=115mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208，其尺寸為ddt=40mm80mm19.75mm，故d-=d-=40mm；而l-=18+18=36mm，l-=10mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30208型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度為4.5mm，d

14、-=48mm。取安裝齒輪的軸段-的直徑d-=42mm，取l-=100mm齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與v帶輪右端面間的距離l=30mm，故取l-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3）軸上零件的軸向定位v帶輪與軸的周向定位選用平鍵8mm7mm63mm，v帶輪與軸的配合為h7/r6；齒輪與軸的周向定位選用平鍵12mm8mm80mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為h7/m6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。

15、4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-11530與v帶輪鍵聯(lián)接配合-60 35定位軸肩-3640與滾動軸承30208配合，套筒定位-10040與小齒輪鍵聯(lián)接配合-1042定位軸環(huán)-1840與滾動軸承30208e配合總長度333mm（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30208型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=12mm。因此，軸的支撐跨距為l1=118mm， l2+l3=97.5+90=187.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和

16、扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面。先計算出截面c處的mh、mv及m的值列于下表。設計計算及說明結果設計計算及說明結果載荷水平面h垂直面v支反力f，,c截面彎矩m總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速軸的設計(1) 中速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩t（）131.155.07369.18(2) 作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則安全設計計算及說明結果(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(

17、15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取,于是得(4) 軸的結構設計 1）擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=d-=40mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為ddt=40mm90mm25.25mm，故l-=l-=25+20=45mm。兩端滾動軸承采用套筒進行軸向定位。由手冊上查得30308型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，左邊套筒左側和右邊套筒右側的高度為4.5mm

18、。取安裝大齒輪出的軸段-的直徑d-=45；齒輪的左端與左端軸承之間采用套筒定位。為了使大齒輪軸向定位，取d-=50mm，又由于考慮到與高、低速軸的配合，取l-=105mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。設計計算及說明結果3）軸上零件的軸向定位大小齒輪與軸的周向定位都選用平鍵14mm9mm70mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-4540與滾動軸承30308配合，套筒

19、定位-10045與大齒輪鍵聯(lián)接配合-10550定位軸環(huán)-9245與小齒輪鍵聯(lián)接配合-4540與滾動軸承30308配合總長度387mm（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30308型圓錐滾子軸承，由手冊中查得a=19mm。因此，軸的支撐跨距為l1=76mm， l2=192.5mm，l3=74.5mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面c是軸的危險截面。先計算出截面c處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力fc截面彎矩m總彎矩扭矩設計計算及說明結果設計計算及說明結果（6）

20、 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速軸的設計(1) 低速軸上的功率、轉速和轉矩轉速（）中速軸功率（）轉矩t（）35.834.871298.03(2) 作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則(3) 初步確定軸的最小直徑先按式(15-2)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得 (4) 軸的結構設計1） 擬訂軸上零件的裝配方案（如圖） 安全設計計算及說明結果2） 根據(jù)軸向定位的要求確

21、定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，-軸段左端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=64mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=118mm，為了保證軸端檔圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比l1略短一些，現(xiàn)取l-=112mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d- =64mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取標準精度級的深溝球軸承6013，其尺寸為ddb=70mm110mm20mm，故d-=d-=70mm；而l-=20mm，l-=20+20=40mm。左端滾動軸承采用軸環(huán)進行軸向定位。由表15-7查得6014型軸承的

22、定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端軸承采用套筒進行軸向定位，同理可得套筒右端高度為6mm。取安裝齒輪出的軸段-的直徑d-=75mm；齒輪的右端與右端軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為98mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取l-=87mm。軸承端蓋的總寬度為30mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器左端面間的距離l=30mm，故取l-=60mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。3） 軸上零件的軸向定位半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵為18mm11mm112mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。齒輪

23、與軸的聯(lián)接，選用平鍵為20mm12mm112mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6。4） 確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角，各圓角半徑見圖軸段編號長度（mm）直徑（mm）配合說明-3870與滾動軸承6014配合-1080軸環(huán)-10075與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位-4070與滾動軸承6014配合-6064與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位-11260與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合總長度360mm設計計算及說明結果設計計算及說明結果（5） 求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于30314型圓錐滾子軸承，

24、由手冊中查得a=31mm。因此，軸的支撐跨距為根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面b是軸的危險截面。先計算出截面b處的mh、mv及m的值列于下表。載荷水平面h垂直面v支反力fb截面彎矩m總彎矩扭矩（6） 按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭轉切應力，取，軸的計算應力已選定軸的材料為45cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精確校核軸的疲勞強度1） 判斷危險截面截面只受扭矩作用，雖然鍵槽，軸肩及過渡配合引起的應力集中將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面無需

25、校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起應力集中最嚴重；從受載情況來看，截面b上的應力最大。截面的應力集中影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面b上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而這里軸的直徑也大，故截面b不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側。安全設計計算及說明結果2） 截面左側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面

26、上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為設計計算及說明結果又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), ??；, 取；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。3） 截面右側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面右側的彎矩為截面上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)按附表3-2 安全設計

27、計算及說明結果經(jīng)插值后可查得又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由附圖3-2得尺寸系數(shù)由附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即q=1，則得綜合系數(shù)值為又由3-1和3-2查得碳鋼的特性系數(shù), 取；, ??；于是，計算安全系數(shù)值，按式(15-6)(15-8)則得故可知其安全。安全設計計算及說明結果八、 滾動軸承的選擇及計算軸承預期壽命 1. 高速軸的軸承選30307型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-1，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由高速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所

28、以（3） 求軸承當量動載荷和設計計算及說明結果 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。2. 中速軸的軸承選用30308 型圓錐滾子軸承，查課程設計表15-7，得 ， （1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由中速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和滿足壽命要求設計計算及說明結果由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。滿足壽命要求設計計算及說明結果3. 低速軸的軸承選用6014型深溝球軸

29、承，查課程設計表15-2，得 ，（1） 求兩軸承所受到的徑向載荷和由低速軸的校核過程中可知：，（2） 求兩軸承的計算軸向力和由機械設計表13-7得 因為所以（3） 求軸承當量動載荷和 設計計算及說明結果由機械設計表13-6，取載荷系數(shù) （4） 驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算故所選軸承滿足壽命要求。滿足壽命要求設計計算及說明結果九、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由機械設計式(6-1）得 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2，取（1） v帶輪處的鍵取普通平鍵1090gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（2） 高速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵12700gb1096-79

30、鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（3） 中速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵1470gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（4） 中速軸上小齒輪處的鍵取普通平鍵1470gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度（5） 低速軸上大齒輪處的鍵取普通平鍵2080gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求該鍵滿足強度要求設計計算及說明結果（6） 聯(lián)軸器周向定位的鍵取普通平鍵1080gb1096-79鍵的工作長度鍵與輪轂鍵槽的接觸高度十、 聯(lián)軸器的選擇根據(jù)輸出軸轉矩，聯(lián)軸器的計算轉矩查表14-1，考慮到轉矩變化

31、很小故取，則：查課程設計表17-5選用lx4的y型彈性柱銷聯(lián)軸器60142gb5014-85，其公稱扭矩為符合要求。十一、 減速器附件的選擇和箱體的設計1. 窺視孔和視孔蓋查課程設計（減速器附件的選擇部分未作說明皆查此書）表9-18，選用板結構視孔蓋， 。2. 通氣器查表9-7，選用經(jīng)一次過濾裝置的通氣冒。3. 油面指示器查表9-14，選用油標尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，選用外六角油塞及封油墊。5. 起吊裝置查表9-20，選用箱蓋吊耳， 箱座吊耳，6. 定位銷查表14-3，選用圓錐銷gb 117-86 a12407. 起蓋螺釘查表13-7，選用gb5782-86 m1035該鍵滿足強度

32、要求設計計算及說明結果 8.箱體設計箱體是減速器的一個重要零件，它用于支持和固定減速器中的各種零件，并保證傳動件的嚙合精度，使箱體有良好的潤滑和密封。箱體的形狀較為復雜，其重量約占減速器的一半，所以箱體結構對減速器的工作性能、加工工藝、材料消耗，重量及成本等有很大的影響。箱體結構與受力均較復雜，各部分民尺寸一般按經(jīng)驗公式在減速器裝配草圖的設計和繪制過程中確定。9. 箱體的材料及制造方法選用ht200，砂型鑄造。10. 箱體各部分的尺寸表1：箱體參數(shù)名 稱符 號圓柱齒輪減速器計算結果機座壁厚0.025a+3mm8mm9機蓋壁厚（0.80.85）8mm9機座凸緣厚度b1.514機蓋凸緣厚度1.51

33、2機座底凸緣厚度p2.523地腳螺釘直徑df0.036a+12mm20地腳螺釘數(shù)目na 250mm4軸承旁連接螺栓直徑d10.75 df16機座與機蓋連接螺栓直徑d2(0.50.6) df10連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm軸承端螺釘直徑d3(0.40.5) df10窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4) df8定位銷直徑d(0.70.8) d29機蓋、機座肋厚、mm10.851，m0.857軸承端蓋外徑軸承座孔直徑+(55.5) d3110 / 130軸承端蓋凸緣厚度e(11.2) d310軸承旁連接螺栓距離s盡量靠近，以md1和md3不發(fā)生干涉為準十二、 潤滑與密封 由于中速軸桑德大齒輪

34、頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑梗?用氈圈密封。8. 箱體的設計名稱符號尺寸箱座壁厚9箱蓋壁厚19箱體凸緣厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加強筋厚m、m1m=9;m1=8地腳螺釘直徑df32地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d124箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑d216十二、 潤滑與密封由于中速速軸上的大齒輪齒頂線速度大于2m/s，所以軸承采用油潤滑。為防止?jié)櫥屯庑?，用氈圈密封。設計計算及說明結果十三、 設計小結 此次占用了三周的時間來進行機械設計的課程設計，開題的題目是減速器，雖然表面上似乎并不復雜，但是在這三周的設計過程中感覺到，一個減速器遠遠并非想象

35、中的那么簡單。在這二級減速器的過程中需要運用的知識很多，除了機械設計這門課的知識外，同時還讓我必須掌握工程材料、機械原理、材料力學及機械制圖各個基礎課程的知識。就設計一個箱體而言，雖然只需查表所得數(shù)據(jù)就可以，所運用的計算內(nèi)容并不復雜，但是，同樣需要考慮的地方有很多，箱體寬度，凸緣寬度，油量高度等等，只有將他們綜合運用了，才能設計出一個合格的箱體。在設計齒輪、軸、螺紋聯(lián)接等過程中，讓我對機械設計中的各個公式加以運用，不再單單是書本上的死公式，通過設計的步驟，進一步地掌握那些公式，了解到它們的作用，對機械設計這門課程有了全新的認識。在畫圖紙的過程中，也并不是很容易的，由其畫草圖，所需要的工作量也是

36、相當?shù)拇?。需要零件的結構尺寸與圖紙相結合，有時會因強度不夠而反算，也有時因為結構間出現(xiàn)干涉而重新設計結構。通過一個星期的邊草圖邊計算的過程，感覺到草圖在設計環(huán)節(jié)中的重要性。同時，在畫圖紙的階段中，又再一次地復習了機械制圖這門基礎課程，在沒有軟件的幫助下，對各圖紙的細節(jié)問題需要考慮周到才行。我想這次課程設計也會對我的畢業(yè)設計起到很好的啟蒙作用，也會對將來踏上設計類的工作崗位打下很好的基礎，總之是受益匪淺。同時要感謝李老師給我們指出了多處制圖上不妥的地方。也要感謝學校為我們提供了良好的教學環(huán)境，為我們設計提供了硬件支持和提供了各種參考資料。設計計算及說明結果十四、 參考文獻1機械設計（第八版） 高等教育出版社西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 編著濮良貴 紀名剛 主編 2機械原理（第六版） 高等教育出版社西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室 編著孫 桓 陳作模 主編 3課程設計 高等教育出版社華中理工大學 王 昆重 慶 大 學 何小柏同 濟 大 學 汪信遠 主編4.機械制圖 同濟大學出版社 許連元 李強德 徐祖茂 主編5. 機械設計手冊(軟件版)r2.0邵陽學院課程設計（論文）任務書年級專業(yè)2009機制本科學生姓名舒森源學 號0941101166題目名稱帶式輸送機的圓柱直齒輪二級減速器設計時間14周16周課