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1、 word 文档 可自由复制编辑 机械设计课程设计 计算说明书 题 目：分流式双级圆柱齿轮减速器 院 (系)： 汽车与交通学院 专业班级： 学 号： 设 计 人： 指导老师： 完成时间： word 文档 可自由复制编辑 目录 1.设计任务书 . 3 1.1设计题目 . 3 1.2设计内容 . 3 2 传动方案拟定 . 4 3.电动机的选择 . 4 3.1选择电动机类型 . 4 3.2选择电动机的容量 . 4 3.3 选择电动机的转速 . 4 4.总传动比确定及各级传动比分配 . 5 4.1 计算总传动比 . 5 4.2 分配各级传动比 . 5 4.3各轴转速计算 . 5 4.4各轴输入功率计算
2、 . 5 4.5各轴输入转矩计算 . 5 T=9550*2.882/960=28.670 . 5 6.齿轮传动设计 . 6 6.1高速级圆柱齿轮传动设计 . 6 6.2低速级圆柱直齿轮传动设计 . 13 总六. 轴的设计计算 . 21 1. 轴的选材： . 21 7.轴的结构设计 . 22 （一）轴的设计 . 22 4 轴 3 的校核； . 26 7.键联接强度校核； . 28 4）轴 3 上滚动轴承的校核 . 31 8. 机座箱体结构尺寸及其附件 . 32 9.减速器的润滑及密封形式选择 . 34 10.心得体会 . 35 word 文档 可自由复制编辑 1.设计任务书 1.1设计题目 设计
3、一用于带式运输机上的分流式两级圆柱齿轮减速器，动力由电动机经减速器传至输送带。每天两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境最高温度 350C ，工作期限八年。 （允许输送带速度误差为5%） 原始数据 滚筒直径 mm 输送带速度 m/s 输送带拉力 KN 350 1.25 1970 1.2设计内容 1.手绘减速器装配图 1 张（A1 或以上，比例 1 ：2 或 1 ：1 ） ； 2.零件（轴、齿轮、带轮任选其中两种）工作图 2 张（A4 或以上、可电脑绘图，但不可同种零件绘制两份） ； 3.设计说明书 1 份。 word 文档 可自由复制编辑 2 传动方案拟定 输送机由电动机驱动，电动机 1
4、通过带传动 2 将动力传入减速器 3 ，再经联轴器 4 传至输送机滚筒 5 ，带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布均匀。高速级采用斜齿圆柱齿轮，低速级采用直齿圆柱齿轮。 3.电动机的选择 3.1选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机。 3.2选择电动机的容量 1 ）滚筒所需功率WP: kWvFPeW565.21000102519701000 2 ）滚筒的转速wn min209.6835014. 325. 1100060100060rDvnw 3 ）电动机至滚筒之间传动装置的总功
5、率为： 890. 097. 097. 099. 09925. 099925. 04 其中1: 联轴器的效率；2：闭式齿轮传动效率；3：四对滚动轴承的效率； 4 ）确定电动机的额定功率edP 电动机的所需功率为dP， KWPPwd882. 289. 0/565. 2/ 确定电动机的额定功率edP，查表 8-53选定电动机的额定功率edP=3kw,型号Y132S-6 3.3 选择电动机的转速 wn=960r/min word 文档 可自由复制编辑 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅表 4-2推荐传动比为12ii i=7.150 则总传动比可取 7.1至 50 之间 则电动机转速的可选范围为 1d
6、n=7.1wn=7.131.04=186.3r/min 2dn=50wn=5031.04=2173.5r/min 4.总传动比确定及各级传动比分配 4.1 计算总传动比 满载转速 nm=960 r / min； 总传动比 i=nm /wn=970/6802.9=14.074 4.2 分配各级传动比 减速器总传动比为 1i=2i，1i*2i =i=14.074，则1i=3.752 4.3各轴转速计算 min864.255min9602rinnrn 1IIIIInni255.8643.752 r/min=68.194 r/min 4.4各轴输入功率计算 kWPPkWPPkWPPd638. 297.
7、 099. 0747. 2747. 297. 099. 0 . 0860. 2860. 29925. 0882. 2331 4.5各轴输入转矩计算 T=9550*2.882/960=28.670 T9550P/n=28.455Nm T9550P/ n=102.524Nm T9550P/n=369.399Nm word 文档 可自由复制编辑 各轴运动与动力参数 项目 高速轴 中间轴 低速轴 转速r/min 960 255.864 68.194 功率kW 2.860 2.747 2.638 转矩N m 28.455 102.524 369.399 6.齿轮传动设计 6.1高速级圆柱齿轮传动设计 1
8、.选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1 ）按图 1 所示的传动方案，选取斜齿圆柱齿轮传动，压力角取为20, 螺旋角 为 14。 （2 ）带式输送机为一般工作机器，参考表 10-6，选用 8 级精度。 （3 ） 材料选择。 由表 10-1， 选取小齿轮材料为 45 钢 （调质） ， 齿面硬度为 255HBS，大齿轮采用 45 钢（调质） ，齿面硬度为 220HBS. (4)选小齿轮齿数251z，大齿轮齿数9312 uzz，取942z, 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1 ）由下列式子试算小齿轮分度圆直径，即 321112HEHdHttZZZZuuTKd 1) 确定公式中的各参数值 word
9、 文档 可自由复制编辑 1.试选3 . 1HtK。 2.计算小齿轮传递的转矩 mmNnPT14225)2/(1055. 9161 3.由表 10-7齿宽系数2 . 1d。 4.由图 10-20查的区域系数433. 2HZ。 5.由表 10-5查得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE。 6.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 985. 0cos599. 0)1 (34655. 12/)tan(tan)tan(tan458.23)cos2/(cosarccos675.29)cos2/(cosarccos562.20)cos/arctan(tan2211222111ZZzzh
10、zzhzzaaataatant 7.计算接触疲劳需用应力H。 由 图10-25查 的 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 分 别 为MPaMPaHH540,5852lim1lim。 计算应力循环次数： 81281110883. 5/101 .2260uNNjLnNh 由图 10-23查取接触疲劳寿命系数95. 0,90. 021HNHNKK。 取失效概率为 1%、安全系数 S=1，得 MPaSKMPaSKHHNHHHNH5205 .5262lim221lim11 取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即 word 文档 可自由复制编辑 MPaHH5202 2 ）试算
11、小齿轮分度圆直径 mmZZZZuuTKdHEHdHtt8867.24123211 （2 ）调整小齿轮分度圆直径 1 ）计算实际载荷系数前的数据准备。 1.圆周速度 v 。 smndvt/2509. 110006011 2.齿宽 b 。 mmdbtd887.241 2 ）计算实际载荷系数HK。 1.由表 10-2查的使用系数1AK。 2.根据 v=0.53m/s、7 级精度，由图 10-8查的动载荷系数02. 1VK。 3.齿轮的圆周力。 mmNmmNbFKNdTFtAtt/100/728.48/1140/21111 查表 10-3得齿间载荷分配系数1HK.4 4.由表 10-4用插值法查的 6
12、 级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数313. 1HK, 由此得到实际载荷系数 023. 2HHVAHKKKKK 3)按实际载荷系数算得的分度圆直径 word 文档 可自由复制编辑 mmKKddHtHt8415.28311 及相应的齿轮模数 mmzdmn11939. 1/cos11 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1 ）计算模数，即 32121cos2SaFadFttYYzYYTKm 1 ）确定公式中的个参数值 1.试选3 . 1FtK 2.计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 7447. 1cos/1401.13)cosarctan(tan2bvtb 6798. 012025. 0Y
13、7685. 01201Y 3.计算FSFY Y 9000.102cos,367.27cos322311zzzzvv 由图 10-17查的齿形系数19. 2, 6 . 221FaFaYY。 由图 10-18查的应力修正系数811. 1,615. 121SaSaYY。 由 图 10-24查 的 查 的 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 齿 根 弯 曲 疲 劳 极 限 分 别 为MPaMPaFF370,3902lim1lim。 由图 10-22查取弯曲疲劳寿命系数92. 0, 9 . 021FNFNKK。 取弯曲安全系数 S=1.25，得 word 文档 可自由复制编辑 MPaSKMPaSKFFNFF
14、FNF1429.2437143.2502lim221lim11 111FSFYY=0.016748 222FSFYY=0.016302 因为小齿轮的FSFY Y大于大齿轮，所以取 FSFY Y=111FSFYY=0.016748 2 ）试算模数 mmYYzYYTKmFSaFadFtnt787. 023211 （2 ）调整齿轮模数 1 ）计算实际载荷系数前的数据准备 1.圆周速度 v mmzmd279.20cos/111 smndvt/019. 110006011 2.齿宽 b mmdbd279.201 3.宽高比 b/h word 文档 可自由复制编辑 451.11/771. 1)2(hbmc
15、hhnta 2 ）计算实际载荷系数FK 1. 根据 v=1.019m/s、8 级精度，由图 10-8查的动载荷系数002. 1VK。 2 齿轮的圆周力。 mmNmmNbFKNdTFtAt/100/19.69/1403/21111 查表 10-3得齿间载荷分配系数1FK.4 4.由表 10-4和图 10-13用插值法查的 6 级精度、小齿轮想对支撑对称布置时和b/h=287，查的291. 1FK, 由此得到实际载荷系数 908. 1FFVAFKKKKK 4)按实际载荷系数算得的齿轮模数 m mKKmmFtFnt894.03 对比数据，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
16、，由于齿轮 m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，所以取弯曲疲劳强度算得的模数 1.1193mm就近圆整后 m=1.5mm,分度圆直径mmd371， 算的小齿轮数933.23/cos11nmdz，取241z，则大齿轮24.9012 uzz，取912z，两齿数互为质数。 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距 mmmzzan890.88)cos2/()(21，a 取 90mm (2)计算分度圆直径和中心距修正螺旋角 初选螺旋角为 15 word 文档 可自由复制编辑 2802.142)(arccos21amzzn mmmzdmmmzdn
17、n8522.140cos/1478.37cos/2211 （3 ）计算齿轮宽度 mmdbd1478.371 考虑到安装误差，小齿轮齿宽为mmb431，大齿轮齿宽mmb382。 5.圆整中心距后的强度校核 (1)齿面接触疲劳强度校核 按前面类似的做法， 计算个参数19142. 2,423. 1, 4 . 1, 1 . 1, 1HHHVAKKKKK mmNT 651571,218 .189,431. 2,826. 3, 1MPaZZuEHd,983. 0,6636. 0ZZ带入下式，得 37412311HEHdHHMPaZZZZuudTK 齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下
18、降。 （3 ）齿根弯曲疲劳强度校核 按 前 面 类 似 的 做 法 ， 计 算 个 参 数 ， 个 参 数 数 据 ：1406. 2,39. 1, 4 . 1, 1 . 1, 1FFFVAKKKKK 811. 1,603. 1,195. 2,64. 2, 2 . 12121SaSaFaFadYYYY， mmNT 651571， 755. 0,682. 0YY，28012.14, 5 . 1m， 241z，得到 2213222111213211110718.61cos266cos2FdsaFaFFFdsaFaFFMPazmYYYYKTMPazmYYYYKT 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 word
19、文档 可自由复制编辑 6.结构设计 （1 ）分度圆直径： mmdmmd8522.140,1478.3721 （2 ）中心距: a=90mm （3 ）齿宽： mmbmmb38,4321 （4 ）齿顶圆直径： mmhddmmhddaaaa85.143215.4022211 （5 ）齿顶高： mmmhhaa3 （6 ）齿根高： 72. 3)(mchhaf （7 ）齿根圆直径： mmhddmmhddffff1 .13724 .3322211 小齿轮由于直径较小，所以采用齿轮轴设计，大齿轮采用腹板式结构设计。 6.2低速级圆柱直齿轮传动设计 1.选定齿轮齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1 ）按图 10
20、-26所示的传动方案，选取直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。 （2 ）带式输送机为一般工作机器，参考表 10-6，选用 8 级精度。 word 文档 可自由复制编辑 （3 ） 材料选择。 由表 10-1， 选取小齿轮材料为 45 钢 （调质） ， 齿面硬度为 255HBS，大齿轮采用 45 钢（调质） ，齿面硬度为 220HBS. (4)选小齿轮齿数241z，大齿轮齿数15.9012 uzz，取912z。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1 ）由下列式子试算小齿轮分度圆直径，即 321112HEHdHttZZZuuTKd 2) 确定公式中的各参数值 3.试选3 . 1HtK。 4.计算小齿轮传递
21、的转矩 mmNnPT51611084. 4/1055. 9 7.由表 10-7齿宽系数1d.2。 8.由图 10-20查的区域系数433. 2HZ。 9.由表 10-5查得材料的弹性影响系数218 .189 MPaZE。 10.由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 871. 03472. 12/)tan(tan)tan(tan1492.23)2/(cosarccos841.29)2/(cosarccos2211222111Zzzhzzhzzaaaaaa 8.计算接触疲劳需用应力H。 由 图10-25查 的 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 分 别 为MPaMP
22、aHH540,5852lim1lim。 计算应力循环次数： word 文档 可自由复制编辑 7128111055.15/10895. 560uNNjLnNh 由图 10-23查取接触疲劳寿命系数96. 0,942. 021HNHNKK。 取失效概率为 1%、安全系数 S=1，得 MPaSKMPaSKHHNHHHNH5189 .5492lim221lim11 取两者中较小的作为该齿轮副的解除疲劳需用应力，即 MPaHH5182 3 ）试算小齿轮分度圆直径 mmZZZuuTKdHEHdHtt318.56123211 （3 ）调整小齿轮分度圆直径 2 ）计算实际载荷系数前的数据准备。 2.圆周速度
23、v 。 smndvt/754. 010006011 3.齿宽 b 。 mmdbtd/58.671 3 ）计算实际载荷系数HK。 4.由表 10-2查的使用系数1AK。 5.根据 v=0.75m/s、8 级精度，由图 10-8查的动载荷系数 kv1.01。 6.齿轮的圆周力。 mmNmmNbFKNdTFtAtt/100/964.24/1 .3640/21111 word 文档 可自由复制编辑 查表 10-3得齿间载荷分配系数4 . 1HK 5.由表 10-4用插值法查的 6 级精度、小齿轮想对支撑对称布置时，齿向载荷分布系数321. 1HK, 由此得到实际载荷系数 022. 2HHVAHKKKK
24、K 5)按实际载荷系数算得的分度圆直径 mmKKddHtHt827.63311 及相应的齿轮模数 mmzdm659. 2/11 4.按齿根弯曲疲劳强度设计 （2 ）计算模数，即 32112SaFadFttYYzYTKm 2 ）确定公式中的个参数值 2.试选3 . 1FtK 3.计算弯曲疲劳强度用重合度系数。 688. 075. 025. 0Y 3.计算FSFY Y 由图 10-17查的齿形系数232. 2,681. 221FaFaYY。 由图 10-18查的应力修正系数79. 1,581. 121SaSaYY。 由 图 10-24查 的 查 的 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 齿 根 弯 曲
25、疲 劳 极 限 分 别 为MPaMPaFF251,2592lim1lim。 word 文档 可自由复制编辑 由图 10-22查取弯曲疲劳寿命系数952. 093. 021FNFNKK。 取弯曲安全系数 S=1.25，得 MPaSKMPaSKFFNFFFNF0714.2510714.2592lim221lim11 111FSFYY=0.0164 222FSFYY=0.01575 因为小齿轮的FSFY Y大于大齿轮，所以取 FSFY Y=111FSFYY=0.0164 3 ）试算模数 mmYYzYTKmSaFadFtt6318. 123211 （3 ）调整齿轮模数 2 ）计算实际载荷系数前的数据准
26、备 1.圆周速度 v mmzmd175.39111 smndvt/524. 010006011 2.齿宽 b word 文档 可自由复制编辑 mmdbd0101.471 4.宽高比 b/h 8 .12/673. 3)2(hbmchhta 2 ）计算实际载荷系数FK 1. 根据 v=0.524/s、8 级精度，由图 10-8查的动载荷系数001. 1VK。 2 齿轮的圆周力。 mmNmmNbFKNdTFtAt/100/338.111/105234. 0/214111 查表 10-3得齿间载荷分配系数1 . 1FK 4.由表 10-4和图 10-13用插值法查的 8 级精度、小齿轮想对支撑对称布置
27、时和b/h=12.8，查的293. 1FK, 由此得到实际载荷系数 5525. 1FFVAFKKKKK 6)按实际载荷系数算得的齿轮模数 m mKKmmFtFt732.13 对比数据，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 m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，所以取弯曲疲劳强度算得的模数 1.732就近圆整后 m=2mm,按接触疲劳强度算的分度圆直径mmd661， 算的小齿轮数635.32/11mdz，取331z，则大齿轮816.12312 uzz，取1242z，两齿数互为质数。 5.几何尺寸计
28、算 （1 ）计算分度圆直径 word 文档 可自由复制编辑 mmmzdmmmzd248662211 （2 ）计算中心距 mmdda1552/ )(21，a 取 155mm （4 ）计算齿轮宽度 2 .791dbd 考虑到安装误差，小齿轮齿宽为mmb851，大齿轮齿宽mmb802。 6.强度校核 中心距为 a =157mm (1)齿面接触疲劳强度校核 按前面类似的做法，计算各参数03. 2,434. 1, 4 . 1,015. 1, 1HHHVAKKKKK mmNT55.361,218 .189, 5 . 2,7575. 3, 2 . 1MPaZZuEHd,876. 0Z带入下式，得 1923.
29、50612311HEHdHHMPaZZZuudTK 齿面接触疲劳强度符合要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。 （4 ）齿根弯曲疲劳强度校核 按 前 面 类 似 的 做 法 ， 计 算 个 参 数 ， 个 参 数 数 据 ：693. 1,39. 1, 2 . 1,015. 1, 1FFFVAKKKKK 81. 1,691. 1,18. 2,37. 2, 2 . 12121SaSaFaFadYYYY，mmNT55.361，688. 0Y，2m， 241z，得到 221322111213111113086.8824598.892FdsaFaFFFdsaFaFFMPazmYYYKTMPazmYY
30、YKT 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 6.结构设计 word 文档 可自由复制编辑 （5 ）分度圆直径： mmdmmd248,6621 （6 ）中心距: a=157mm （7 ）齿宽： mmbmmb80,8521 （8 ）齿顶圆直径： mmhddmmhddaaaa25227022211 （8 ）齿全高： mmmchha5 . 4)2(* （9 ）齿厚： mmms14152. 32 （10）齿顶高： mmmhhaa2 （11）齿根高： mmmchhaf5 . 2)( （12）齿根圆直径： mmhddmmhddffff24326122211 小齿轮由于直径较小，所以采用齿轮轴设计，大齿轮采用腹板式结
31、构设计。 word 文档 可自由复制编辑 总六. 轴的设计计算 传动比；I 总=960/68.209=14.074 各传动比; 高速级 i1=3.752 低速级 i2=3.752 真实传动比I1*I2=3.792*3.7575=14.2487 得误差=（I 总- I）/ I 总=0.012 小于百分之五，故传动比分配合适。 所以算得个轴数据如下 高速轴; n1=960r/min P1=2.86kw T1=28.455N*m 中间轴; n2=n1/i2=255.864r/min P 中=2.747kw T2=102.524N*m 低速轴; n3=n2/i3=68.194r/min P 低=2.6
32、38kw T3=369.399N*m 1. 轴的选材： 选材料为 45 钢 ，调质。考虑到材料供应和生产管理上的方便，尽量缩减材料的品种，故高速轴，中间轴，低速轴均采用 45 钢调质处理硬度为HBS255217,强度极限 640Mpa,屈服极限 355Mpa 因为、 、 轴均既传递转矩又传递弯矩，由于轴上均开有槽，故直径应增大 5 % 。 1.根据转矩估算各轴直径 由于轴都是单向转动,取 T=45，算得 d1=16.027mm, d2=23.626mm, d3=37.671mm word 文档 可自由复制编辑 由 于 低 速 轴 转 矩 很 大 , 由 表14-1取 工 作 系 数Ka=1.5
33、, 故Tca=Ka*T3=480.219N*m 根据最小直径及转矩选定联轴器查课程设计书表 17-4选取 LX3 型， 联轴器数据；主动端，d1=38mm，L=60mm，平头建， 7.轴的结构设计 （一）轴的设计 1.低速轴设计； 低速轴设计简图如下， 根据低速级中心距取得轴承间连接螺栓取得 M14，得轴承座宽度最小为C1+C2+5-10，取 L2=48mm 根据三个齿轮的宽度级个齿轮间距及齿轮与内壁间距要求，取内壁线间距为 L3=204mm，查联轴器要求得轴长为 356mm，又联轴器与减速器有间距要求，故去 L1=115mm，由于低速轴最小轴直径为 37.671mm，查联轴器取轴直径为 38
34、mm，键为 10x8x70，轴承处轴直径为 50mm，查轴承标准去 7010AC 轴承，查的 a=19.4mm，考虑到高速级大 word 文档 可自由复制编辑 齿轮不发生干涉，取齿轮处直径为 62mm，根据键的强度要求取得低速级齿轮键位 10x8x70.根据以上数据求得个受力点，根据各受力点做受力分析如下。 word 文档 可自由复制编辑 从动轴RARBRHARHBFtFtFrRvARvBFt水平面弯矩垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图 word 文档 可自由复制编辑 中间轴设计； 考虑到 L5 处要安装轴承等，在根据各尺寸取 L5=39mm，考虑到 L2 处要齿轮点位，级齿
35、轮的宽度，取 L2=36mm，轴上两轴肩长度取 10mm，考虑到制造工艺等，将中间轴做成对称轴，考虑到中间轴最小轴直径为 23.626mm，轴直径为25mm，取 L2 处轴直径为 29mm，轴肩处直径为 33mm，.轴承选为 7005AC，其中，B=12,D=47,d=25，设计如下图 高速轴设计； 由于 Tca=Ka*T1=36.991，联轴器选 LM4,主动端直径 60，从动端 52，L=50,键 为6x6x45由 于L1处 要 装 轴 承 等 ， 取L2=L5=13mm ， 轴 承7006AC:B=13,D=55,d=30.联轴器轴段 L1=50 .过渡段 50，定位轴肩轴段 25。 设
36、计如图 word 文档 可自由复制编辑 4 轴 3 的校核； 圆周力 tF=222000dT=2000369399/248=2980 径向力 rF=tFtan=2980tan20=1084 见附表 word 文档 可自由复制编辑 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 1NHNHFF=1490N 1NVNVFF=542N 弯矩 HM=184015N mm VM=66937N mm 总弯矩M M=195811N mm 扭矩T T=369399N mm word 文档 可自由复制编辑 由受力分析知齿轮处轴段为危险截面， 齿轮左边处也为危险截面， 查表 15-1 得轴的许用应力为 60MP，查课本 p3
37、69 页式 15-5 公式； 带入危险截面直径 d=62mm 算得ca=12.409MP，即最终算得ca=12.409，前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查图表（P 表 15-1）得1=60MPa，因此ca1，故轴安全 7.键联接强度校核； 1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴 II 的设计知初步选用键 C8732，IIT=84.17N m，d=29 word 文档 可自由复制编辑 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢， 由课本（P 表 6-2）查 得 许 用 应 力p=100-120MPa ， 取p=110MPa。键的工作长度l=L-b=32mm-8mm=24mm，键与轮毂
38、键槽的接触 高 度k=0.5h=0.5 7mm=3.5mm 。 由 式3210pTkld可得 3210IIpTkld=284.174310/20.352429MPa =42.087MPap=110MPa 可见连接的强度足够， 选用键 C8732, 2齿轮 2（2）与轴 III 的键连接 1) 由轴 III 的设计知初步选用键 201262，T=369.399N m 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢， 由课本（P 表 6-2）查 得 许 用 应 力p=100-120MPa ， 取p=110MPa。键的工作长度l=L-0.5b=50mm， d=38,键与轮毂键槽的接触高 word
39、文档 可自由复制编辑 度 k=6mm。由式3210pTkld可得 3210IIpTkld= 39.220MPap=110MPa 可见连接的强度足够， 选用键 201262 3联轴器与轴 III 的键连接 1) 由轴 III 的设计知初步选用键 108*50，T=IIIT=369.399N m 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢， 由课本（P 表 6-2）查 得 许 用 应 力p=100-120MPa ， 取p=110MPa 。 D=62键 的 工 作 长 度l=L-0.5b=45mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由式3210pTkld可得 3210I
40、IpTkld=108.011MPap=110MPa 可见连接的强度足够， 选用键 108*50 4联轴器与轴 I 的键连接 word 文档 可自由复制编辑 1) 由轴 IV 的设计知初步选用键 6*6*45，T=28.455N m 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢， 由课本（P 表 6-2）查 得 许 用 应 力p=100-120MPa ， 取p=110MPa。D=22 键的工作长度l=45mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=3mm。由式3210pTkld可得 3210IIpTkld=19.16MPa1.2 13 齿轮端面与内机壁距离 2 2 11 机盖，机座肋厚 mm
41、 ,1 85.0,85.011mm 8.5 轴承端盖外径 2D DD2+8(嵌入式) 85（1 轴） 77（2 轴） 120（3 轴） 3.减速器的附件 1）检查孔与检查孔盖 为检查传动件的啮合情况、接触斑点、侧隙和向箱体内倾注润滑油,在传动啮合区上方的箱盖上开设检查孔 2）通气器 减速器工作时,箱体温度升高,气体膨胀,压力增大,对减速器各接缝面的密封很不利,故常在箱盖顶或检查孔盖上装有通气器 3）油塞 为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱体底部最低位置设有排油孔,通常设置一个排油孔,平时用油塞及封油圈堵住 4）定位销 为了保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度,需在箱体长度方向两侧各安装一个圆锥定位
42、销 9.减速器的润滑及密封形式选择 word 文档 可自由复制编辑 由于齿轮圆周速度均小于 2m/s;故采用油润滑。轴承端盖与轴之间密封采用毛毡圈，必要时增加挡油板。 10.心得体会 通过此次为时两周的机械设计课程设计，学到了不少的知识，主要心得体会有以下几点 1）此次课程设计将一学期来学习的机械设计课程内容融合在了一起，不仅是对所学知识的巩固也是知识的一种实践。 2）设计的内容较以前的实验更正规，更系统，也更庞大，锻炼了我们处理复杂问题的能力。 3）此次设计经过反复计算 设计 绘制，是对耐心和毅力的磨练，确实。 4）设计的过程中涉及到许多国家标准，这不得不要求我们熟悉国家标准，同时也必须学会
43、如何根据要求合理的选择国家的标准零件，也是对日后工作的一种实习的认识。 5）设计的过程中难免遇到困难和挫折，主要是和同学讨论和向老师请教，在这三周内，韦丹柯老师给了不少指导，解决了我们不少的困惑，同时对我们的所学的知识起了一定的升华作用，在此表示感谢！ 参考资料 1、 机械设计基础 第五版 杨可桢 程光蕴 李仲生 主编 高等教育出版社 2、 机械设计基础课程设计 王昆 何小柏 汪信远 主编 高等教育出版社 3、 互换性与技术测量 第五版 廖念钊 古营菴 莫雨松 word 文档 可自由复制编辑 李硕根 杨兴骏 编著 中国计量出版社 4、 画法几何及机械制图 第三版 毛 昕 张秀艳 黄 英 削平阳 主编 高等教育出版社 5、 机械设计手册 第五版 成大先 主编 化学工业出版社
