单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书

机械设计 （机械设计基础） 课程设计说明书

设计题目：V带——单级圆柱减速器

材料科学与工程学院 材料科学与工程专业

材料XXX班 设计者：贺 健 学 号：0XXXX 指导教师：XXXXXX

二○一○年九月十六日

中南大学

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机械设计课程设计计算说明书

一、设计任务书……………………………………………….3 二、传动方案拟定…………….……………………………….8 三、电动机的选择……………………………………….…...10 四、计算总传动比及分配各级的传动比……………….……11 五、运动参数及动力参数计算………………………….……12 六、传动零件的设计计算………………………………….…18 七、轴的设计计算………………………………………….....26 八、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…28 九、键联接的选择及计算………..……………………………29

十、联轴器的选择………………….........................................29

十一、减速器箱体的选择……………………………………..30 十二、减速器附件的选择……………………………………..31 十三、润滑与密封………………………………………….....32 十四、课程设计小结…………………………………………..32

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设计任务书

一、课程设计的目的

机械设计基础课程设计是机械设计基础课程的最后一个教学环节，是对学生进行的第一次较为全面的设计训练，其目的是：

1、培养学生综合运用学过的理论知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力；

2、学习掌握机械设计的一般方法，了解简单机械传动装置的设计步骤和设计方法；

3、熟悉和使用设计资料、手册、标准和规范； 4、为未来的专业设计和毕业设计打下基础。 二、课程设计的内容

机械设计基础课程设计题目为通用机构的传动装置设计，机械设计基础课程设计题目及设计参数见设计题目清单。

课程设计内容： 1、 2、 3、 4、

电动机的选择；

传动装置运动和动力参数的确定和计算； 主要零件的设计计算；

减速器装配图和零件工作图的绘制；

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5、

设计说明书的编写。

设计工作量：

1、减速器装配图 1张（0号）；

2、主要零件工作图 2张(绘制减速器低速轴以及减速器大齿轮的零件图）；

3、设计说明书 1 份。 三、设计的方法与步骤

机械设计基础课程设计与机械设计的一般过程相似，也是从方案分析开始，进行必要的计算和结构设计，最后以图纸表达设计结果，以计算说明书表示设计的依据。

课程设计步骤： 1、设计准备

认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、设计内容；通过阅读有关资料、图书，参观实物或模型，了解设计对象；复习有关课程相关内容，熟悉有关零件的设计方法和步骤，准备好设计需要的图书、资料和用具，拟定设计计划。

2、传动装置的总体设计 确定传动装置的传动方案； ①、选择电动机

根据工作机的特性、工作环境、工作载荷的大小和性质等条件，选择电动机的种类、类型和结构型式、功率和转速，确定电动机型号。

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②、传动比的分配

传动装置总的传动比可根据电动机的满载转速n0和工作机轴的转速nW，计算出，然后根据总传动比合理分配给各级传动。总传动比等于各级分传动比的连乘积。

③、传动装置的运动和动力参数的计算

在选定电动机型号，分配传动比后，将传动装置中各轴传递的功率、转速、转矩和相邻轴间的传动比及传动效率计算出来，为下一步的零件和轴的设计计算提供设计计算依据。

3、传动零件的设计计算

传动零件的设计计算包括确定传动零件的材料、热处理方法、参数、尺寸和主要结构。

⑴、减速器以外的传动零件设计计算（开式齿轮传动）； ①、开式齿轮传动

设计开式齿轮传动须确定出模数、齿数、分度圆直径、齿宽、轮毂长度以及作用在轴上力的大小和方向。

⑵、减速器内部传动零件的设计计算（如齿轮传动设计计算、轴的设计计算等）。

在减速器外部的传动零件设计完成后，应检验开始计算的运动及动力参数有无变化，如有变化则应作相应的修改后，再进行减速器内传动零件的设计计算。

齿轮和轴的设计计算参照教材所示的步骤、方法和公式进行。 4、减速器装配草图设计

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绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径； 定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距； 校核轴及轴毂联接强度；

选择计算轴承并设计轴承组合的结构； 减速器箱体和附件的设计。 5、工作图设计 零件工作图设计； 装配工作图设计 6、整理编写设计说明书

整理编写设计说明书，总结设计的收获和经验教训。 四、设计注意事项

1、提倡独立，严禁盲目抄袭和“闭门造车”，要认真阅读参考资料，仔细分析参考图例的结构。

2、掌握“三边”（边画图、边计算、边修改）设计法，设计中应对发现的不合理结构和尺寸进行必要的修改，力求精益求精。

3、学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。 4、正确使用标准和规范。

5、图纸表达正确、清晰、图面整洁，符合机械制图标准，设计说明书要求计算正确、编排合理。 五、主要参考资料

1、课程设计指导书，高等教育出版社 2、课程设计图册，哈工大出版社

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3、设计手册

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计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第五组数据：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：使用时间5000小时，工作为单班工作制，每班工作8小时，载荷平稳，环境清洁。 （2） 原始数据：滚筒圆周力F=4000N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=350mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： η总=η带×η2轴承 F=4000N V=1.5m/s D=350mm n滚筒=76.4r/min η总=0.8412 P工作=2.4KW ×η×η 滚筒 ×η齿轮联轴器 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.96

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=0.859 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =4000×1.5/（1000×0.859） =6.98KW=7KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.5/（π×350） =82r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取 圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。 取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为 9

I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a× n筒=（6~24）×82=492~1968r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种 适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：电动机型号 如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传Y160L-6 动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的 传动比，可见第2方案比较适合，则选 n=1000r/min。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率 及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。 i总=11.83 其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转据手册得 速970r/min，额定转矩2.0。质量147kg。 i齿轮=4.38 i带=2.7 三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/82=11.83 2、分配各级伟动比

n0 =970r/min 10

（1） 据指导书，取i带=2.7（i=2~4合理） （2） ∵i总=i齿轮×I带 ∴i齿轮=i总/i带=11.83/2.7=2.095 nI=359r/min nII=82r/min P0=7.5KW PI=7.2KW PII=6.92KW T0=73.84N·m TI=191.53N·m TII=805.93N·m 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=970r/min nII=nI/i带=970/2.7=359(r/min) nIII=nII/i齿轮=359/4.38=82(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） P0=P工作=7.5KW PI=P0×η带=7.5×0.96=7.2KW PII=PI×η轴承×η齿轮=7.2×0.99×0.97 =6.92W 3、 计算各轴扭矩（N·mm） T0=9.55×106PI/nI=9.55×106×7.5/970 =73.84N·m TI=9.55×106PI/nI =9.55×106×7.2/359

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=191.53N·m TII=9.55×106PII/nII=9.55×106×6.92/89 =805.93N·m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本《机械设计基础》例13—2设计。 因为每天工作8小时，由表13—6 得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×7=7.7KW 由课本P82图5-10得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由《机械设计基础》表13—7中，查表： 取dd1=140mm dd2=n1/n2·dd1=970/359×140=370.7mm 由《机械设计基础》表13—7中，取dd2=375mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=970×140/375 =362r/min

dd1=140mm dd2=375mm n2’=359r/min V=7.11m/s 210mm≤a0≤600mm 取a0=215 12

转速误差为：n2-n2’/n2=（359-362）/359 =-0.008<0.05(允许) 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×140×960/（60×1000） Ld=2500mm a0=768mm Z=4根 13

=7.11m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 根据课本公式得 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0.7(140+375)≤a0≤2×(140+375) 所以有：360.5mm≤a0≤1030mm 初步取a0 =1.5（140+375）=768mm 由课本公式（14-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2426mm 查表13-2，对B型带选用： Ld=2500mm 根据课式（13-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=800+(2500-2426)/2 =800+37 =837mm (4)验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（375-140）/837×57.30 =1800-160 =1640>1200（适用） （5）确定带的根数 根据表（13-3）P0=2.08KW 根据表（13-4）△P0=0.30KW 根据表（13-5）Kα=0.96 根据课本表（13-2）KL=1.03 由课本式（13-15）得 Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =7.7/(2.03+0.3) ×0.96×1.03 =3.27 (6)计算轴上压力 F0=228.03N FQ =1866.5N 由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式 （13-18）单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500× ×7.7/4×7.03×(2.5/0.96-1)+0.17 7.032]N=228.03N 则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（13-19） FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2 =1866.5N

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2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 i齿=4.38 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软Z1=32 齿面。小齿轮选用40号碳素钢调质，齿面硬度Z2=140 为220HBS。大齿轮选用45号钢调质，齿面硬u=4.38 度190HBS；根据课本表11-1选8级精度。齿 面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]) 由式（13-15） 确定有关参数如下：传动比i齿=4.38 取小齿轮齿数Z1=32。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=4.38×32=140 实际传动比I0=140/32=4.375 传动比误差： （i-i0）/I=(4.38-4.375)/4.38=0.1%<2.5% 可用 齿数比：u=i0=4.38 由课本表11-3取φd=0.4 (3)转矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×7.2/359 =1.9×105N·mm

21/3T1=1.9×105N·mm αα HlimZ1=550Mpa HlimZ2=530Mpa NL1=1.28×109 NL2=2.14×108 ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 15

(4)载荷系数k 由课本表11-3取k=1.2 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σσHlimZNT/SH [σH]1=500Mpa [σH]2=482Mpa 由课本图11-7c查得： HlimZ2=530Mpa HlimZ1=550Mpa σ由课本13-12计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8) =1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×10/6=2.14×10 98d1=80mm 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数： m=2.5mm ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求 选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=550×0.92/1.0Mpa d1=80mm d2=350mm b=45mm b1=100mm b2=90mm 16

=500Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =482Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =78.97mm 模数：m=d1/Z1=78.97/32=2.49mm

根据课本表4-1取标准模数：m=2.5mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本(11-8）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.5×32mm=80mm d2=mZ2=2.5×140mm=350mm 齿宽：b=φda=0.4×215mm=86mm 取b=90mm b2=90mm 小齿轮略大于大齿轮取100mm b1=100mm (7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=32,Z2=140由表11-9相得 YFa1=2.56 YSa1=1.55 YFa2=2.18 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力[σF] 根据课本（11-8）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF YFa1=2.56 YSa1=1.55 YFa2=2.18 YSa2=1.83 σσFlim1=290Mpa Flim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 YST=2 SF=1.25 17

由课本图11-7C查得： σFlim1=67.9Mpa σFlim2 =57.8Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=190×0.88/1.25Mpa σσ F1=67.9Mpa F2=57.8Mpa =146Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =180×0.9/1.25Mpa =138Mpa 将求得的各参数代入式（11-8） σ2F1=(2kT1/bmZ1)YFa1YSa1 a =215mm V =1.5m/s =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =67.9Mpa< [σF]1 σ2F2=(2kT1/bmZ2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =57.8Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(32+140)=215mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/(60×1000)=3.14×32×354.24/60× 1000 =1.5m/s 六、轴的设计计算

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Ⅰ输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据课本（14-2）式，并查表14-2，取c=115 d≥115 (7.7/359)1/3mm=31.3mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=31.3×(1+5%)mm=32.9 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 从左至右依次分为7段，取长度分别为 l1,l2,l3,l4,l5, l6,l7,各段的纵面直径分别为 d1，d2， d3，d4，d5 ,d6,d7为满足轴上的零件的定位，紧固 要求和便于轴的装拆，常将轴做成阶梯状。小 齿轮的直径小，可以直接铸造到轴上，各段的 两个阶梯之间的直径之差为1~10mm,视具体情 况而定。 （2）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=50mm 长度取L1=31mm ∵h=2c c=1.5mm 初选用6010型深沟球轴承，其内径为50mm, 宽度为16mm，外径为80mm。

d1=50mm L1=31mm 19

II段:d2=d1+2h=50+2×2×1.5=56mm ∴d2=56mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，的距离为10— 13mm。II段长为9mm。通过密封盖轴段长应根d2=56mm 据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应L2=9mm 有一定矩离而定，安装齿轮段长度应比轮毂宽 度小2mm,故II段长： L2=9mm III段为铸造直径段，取其直径为齿轮齿顶圆直 径。 直径d3=85mm长度为齿轮宽度，取L3=100mm Ⅳ段和II段关于III段对称。 所以取直径d4=56mm，L4=9mm Ⅴ段和Ⅰ段关于III段对称。 所以Ⅴ段的设计标准和Ⅰ段一样，取： d5=50mm 长度取L5=31mm d3=85mm L3=100mm d4=56mmL4=9mm ，Ⅵ设计为区分加工表面，所以h取4。所以直径 选为46mm，长度选为80mm。即d5=50mm L5=31mm d6=46mm,L6=80mm。 Ⅶ段，但此段左面的阶梯作定位轴肩考虑，应 而按标准查取由手册得安装尺寸h=3，所以取 d7=40mm,同时由于Ⅶ段要安装带轮，计算得要 20

是带轮上可以安装4根v带，取L7=100mm。 d6=46mm, 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=383mm L6=80mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=80mm ②求转矩：已知T1=T2=1.9×105N·mm ③求圆周力：Ft 根据课本（11-24）式得 Ft=2T2/d1=4750N ④求径向力Fr 根据课本（11-35）式得 Fr=Ft·tanα=1730N (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=865N FAZ=FBZ=Ft/2=2375N d7=40mm L7=100mm Ft =4750N Fr=1730N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C 在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=865×130=56.225N·m (3)绘制水平面弯矩图（如图c） 21

FAY =865N FBY =865N FAZ =2375N FBZ=2375 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=2735×75=154.38N·m (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(MC1+MC2)=(9.1+25)=304.30N·m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=190.0N·m (6)绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： 221/2221/2 MC1=56.23Nm MC2=56.23Nm 22

Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[304.302+(0.6×190)2]1/2=324.95N·m (7)校核危险截面C的强度 由式（14-5） σe=Mec/0.1d33=324.95/0.1×853 =5.29MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 Ⅱ输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#正火钢，硬度（190HBS） MC =304.30N·m T=190.0N·m Mec =324.95N·m 根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(6.9/82)1/3=45.08mm 考虑到有键槽45.08×（1+5%）=47.3mm 取dmin=50mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向

σe =5.29MPa <[σ-1]b 23

定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左 轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮dmin=50mm 依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选6012型角接球轴承，其内径为60mm， 宽度为18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承 端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为 20mm，则该段长48mm，安装齿轮段长度为轮 毂宽度为2mm。 即 长度分别为: l1=60, l2=50 l3=48 l4=87 l5=9 l6 =36 各段的纵面直径分别为: d1=50 d2=56 d3=60 d4=64 d5 =70 d6=60 (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d=350mm ②求转矩：已知T2=805.93N·m ③求圆周力Ft： Ft=2T3/d2=4750N ④求径向力Fr根据课本得

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Fr=Ft·tanα=1730N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=166mm LB=216mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=865N FAZ=FBZ=Ft/2=4750/2=2375N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=2375×166/2=197N·m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=865×166/2=98.5N·m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（1972+98.52）1/2 =220.2N·m (5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[220.22+(0.6×805.93)2]1/2 =479.06N·m (6)校核危险截面C的强度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=497.06/(0.1×503) =7.43Mpa<[σ-1]b=60Mpa

Ft =1806.7N FAX=FBY =865N FAZ=FBZ =2375N MC1=197N·m MC2=98.5N·m MC =220.2N·m Mec =497.06N·m 25

∴此轴强度足够 σe =7.43Mpa <[σ-1]b 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承寿命5000小时 1、 计算输入轴承 初选轴承为深沟球轴承，型号为6010，额定动载荷为16.8KN。 1）、计算当量载荷 由于是深沟球轴承，且只承受径向载荷，则 P=F1V+F=836+1730=2595 2）、轴承寿命计算 10?ftC?lh??? ??60n?fpP?6 轴承预计寿命5000h 根据条件，取ft?1,fp?1.2；由于是球轴承，??3，则 ? 26

Lh=47500h>5000h 预期寿命足够。 2、 计算输出轴承 初选轴承为深沟球轴承，型号为6012，额定动载荷为24.5KN。 1）、计算当量载荷 由于是深沟球轴承，且只承受径向载荷，则 P=F1V+F=865+1730=2595 2）、轴承寿命计算 10?ftC?lh???? 60n?fP?p?6 LH=47500h ∴预期寿命足够 ? 根据条件，取ft?1,fp?1.2；由于是球轴承， ??3，则 27

Lh=49990h>5000h 预期寿命足够。

八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=40mm,L1=100mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 12×8 GB1096-79 l=L1-b=100-10=90mm T2=191.5N·m h=8mm 根据课本得 σp=4T2/dhl=4×191500/40×8×90 =19.34Mpa<[σR](110Mpa) 2、输出轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=64mm L3=87mm T=805.93N·m 查手册P51 选A型平键 键18×11 GB1096-79 l=L3-b=87-17=70mm h=11mm σp=4T/dhl=4×805930/70×11×64 =65.4Mpa<[σp](110Mpa) 3、输出轴与联轴器联接用平键联接 轴径d2=50mm L2=60mm T=805.93Nm 选用C型平键

Lh =49990h 故轴承合格 A型平键12×8 σp=65.4Mpa A型平键 18×11 σp=65.4Mpa 28

键14×9 GB1096-79 l=L2-b=60-10=50mm h=9mm 据课本得 σp=4T/dhl=4×805930/50×9×50=89.7Mpa<[σp] C型平键 14×9 σp =89.7Mpa 九、联轴器的选择 轴Ⅱ是通过联轴器与轴Ⅲ相连接的轴，轴Ⅱ的直径最小处与联轴器连接，d=50mm,转矩T=805.93N?M，因带式直运输机中齿轮的单向传动，有微量冲击结合此条件，选用弹性联轴器。查表（《机械设计基础》１７－３）得出，选用ＴＬ９型弹性套柱联轴器，其主要参数如下：公称扭矩Ｔｎ＝１０００Ｎ。主动轴孔直径50mm,从动轴轴也选用50mm.Y型轴孔长度L=142mm,A=65。 29

十、减速器箱体的选择

箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。

减速器各部分尺寸如下表：

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号 ? 尺寸关系 具体尺寸mm ??0.025a???8 ?1?0.02a???8本设计为单级圆柱齿轮减器??1，而a=205mm 所以 8 8 ?1 ???205?0.025?1?mm?6.125mm 取??8mm ?1??205?0.02?1?mm?5.1mm 取?1?8mm 箱体凸缘厚度 b、b1、b2 箱座b?1.5??1.5?8?12mm 箱盖b=12 b1=12 b2=20 b1?1.5?1?1.5?8?12mm 箱地座b2?2.5??2.5?8?20mm 加强肋厚 m、m1 df 箱座m?0.85??6.8mm 箱盖m1?0.85?1?6.8mm m=6.8 m1=6.8 20 地脚螺钉直径 df?0.036a?12?19.38mm 选取M20 则df?20mm 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径

n a?205?250取n?4 d1 d1?0.75df?15mm 4 16 30

选取M16 则d1?16mm 箱盖、箱座联接螺栓直径 d2 d2?(0.5?0.6)df 12 取M12 d2?12mm 螺栓间距L?150?200 高速轴轴承外径D=80mm 所以d3?8mm，n?4 低速轴轴承外径D=150mm 所以d3?12mm，n?6 轴承盖联接螺钉直径和数目 d3=8、 n=4 d3、n 轴承盖（轴承座端面）外径 D2 高速轴轴承盖外径120;135 D2?120mm 低速轴轴承盖D2?210mm 观察孔盖螺钉直径 d4 d4?(0.3?0.4)df 选取M8 d4?8mm 8 df、d1、d2至箱体外壁距离；C1、C2 df 26 24 34 d1 22 20 d2 18 16 28 40 df、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台高度和半径 箱体外壁至轴承座端面距离 h、R1 h由结构确定；R1?C2 l1 l1?C1?C2?(5?10)取l?52mm

十一、减速器附件的选择

包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺

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钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。

十二、润滑与密封

润滑：

齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度v?12m/s时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的

密封：

防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。

11~采用稠度较小润滑脂。 32十三、设计小结

入学第二周开始,我们就开始了我们为期两周的机械课程设计。早就听学长学姐,这一课程的有一定的难度，所以我带着打硬仗的思想开始了我的课程设计。在开始的时候，都是虽给我们上了一上午的课，可我还是一头雾水。看看旁边同学懂的也不多。

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这样我就开始了我的设计过程。但是在这一个慢慢设计的过程中我慢慢的体会到机械设计的一些过程，和思维方式。一切都有它的标准，就是一个螺母也要我去认真查表。在这样一个气氛中我画出了我图纸，写下我的说明书。

课程设计不仅是对前面所学知识的一种检验，而且也是对自己能力的一种提高。通过这次课程设计使我明白了自己原来知识还比较欠缺。自己要学习的东西还太多。通过这次课程设计，我才明白学习是一个长期积累的过程，在以后的工作、生活中都应该不断的学习，努力提高自己知识和综合素质。

在这次课程设计中，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起讨论，听听不同的看法使我们更好的理解知识。这次的课程设计让我看到了团队的力量，我认为我们的工作是一个团队的工作，团队需要个人，个人也离不开团队，必须发扬团结协作的精神。

在这个过程中，我也曾经因为实践经验的缺乏失落过，也曾经零件成功而热情高涨。生活就是这样，汗水预示着结果也见证着收获。总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。最后终于做完了有种如释重负的感觉。此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。

在设计过程中，我通过查阅大量有关资料，与同学交流经验

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和自学，并向老师请教等方式，使自己学到了不少知识，也经历了不少艰辛，但收获同样巨大。在整个设计中我懂得了许多东西，也培养了我独立工作的能力，树立了对自己工作能力的信心，相信会对今后的学习工作生活有非常重要的影响。而且大大提高了动手的能力，使我充分体会到了在创造过程中探索的艰难和成功时的喜悦。

对我而言，知识上的收获重要，精神上的丰收更加。让我知道了学无止境的道理。我们每一个人永远不能满足于现有的成就，人生就像在爬山，一座山峰的后面还有更高的山峰在等着你。挫折是一份财富，经历是一份拥有。这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆。

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