机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书、零件图和装

目录

一、传动方案拟定……………………………………………………3 二、电动机的选择……………………………………………………4 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………………5 四、运动参数及动力参数计算………………………………………5 五、传动零件的设计计算……………………………………………6 六、轴的设计计算……………………………………………………13 七、滚动轴承的选择及校核计算……………………………………21 八、键连接的选择及计算……………………………………………24 九、参考文献…………………………………………………………25 十、总结………………………………………………………………25

机械设计课程设计计算说明书

计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减 速器 （1） 工作条件：使用年限8年，2班工作制，原动 机为电动机，齿轮单向传动，载荷平稳，环境 清洁。 F=1175N （2） 原始数据：运输带传递的有效圆周力F=1175N，V=1.65m/s 运输带速度V=1.65m/s，滚筒的计算直径D=260mm D=260mm，工作时间8年，每年按300天计，2 班工作（每班8小时） 54316 2 6-传送带1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒 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×η3轴承 ×η联轴器×η齿轮×η滚筒 η总=0.8549 P工作=2.02 n筒=44.59r/min =0.95×0.9923×0.97×0.99×0.96 =0.8549 (2)电动机所需的工作功率： P工作=FV/（1000η总） =1175×1.65/(1000×0.960) =2.02 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD 1000?60?0.7=π?300=44.59r/min 按手册P725表14-34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=8~40。 取V带传动比i’1=2~4，则总传动比理时范围为 i’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=i’a×n筒 =（6~20）×47.75=286.5~955r/min 符合这一范围的同步转速有1500r/min。 根据容量和转速，由机械设计课程设计P167表 14-5查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动 机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的n=1550r/min 传动比，则选n=1500r/min 。 4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率电动机型号： 及同步转速，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机。 其主要性能：额定功率：3.0KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.0。质量35kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/44.59＝31.85 2、分配各级传动比 i总= 31.85 i齿轮=3 Y100L2-4 i带=10.61 （1） 据手册P725表14-34，取齿轮i齿轮=3 （单级减速器i=3~5合理） （2） ∵i总=i齿轮×i带 ∴i带=i总/i齿轮 =17.05/3.0＝10.61 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） n?＝nm/i0＝1420/3.0＝473.33r/min nⅡ＝nⅠ/i　＝473.33/3.71＝127.58r/min 1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝127.58/2.86=44.60 r/min nI=n电机=473r/min nII= 127.58r/min nIII=44.60r/min PI=P工作=2.592KW PII=2.413KW PIII=2.247KW 2、 计算各轴的功率（KW） PⅠ＝pd×?1＝2.70×0.96＝2.592kW PⅡ＝pⅠ×η2×?3＝2.592×0.98×0.95＝2.413kW PⅢ＝PⅡ×η2×?3＝2.413×0.98×0.95＝2.247kW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） 电动机轴的输出转矩Td=9550 TI=51.25 N·m Pd =9550×TII=178.90N·m nm2.7/1420=18.16 N·m 所以: TⅠ＝Td×i0×?1 =18.16×3.0×0.96=52.30 N·m m T＝T×i×?×?=52.30×3.71×0.96×TIII=473.35N·ⅡⅠ1120.98=182.55 N·m TⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=182.55×2.86×0.98× 0.95=486.07N·m 输出转矩：TⅠ?＝TⅠ×0.98=52.30×0.98=51.25 N·m ?TⅡ＝TⅡ×0.98=182.55×0.98=178.90 N·m TⅢ＝TⅢ×0.98=486.07×0.98=473.35N·m ? kA=1.2 PC=6.6KW 选用z型V带 dd1=90mm dd2=264.6mm 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P218表13-8得：kA=1.1 PC=KAP=1.1×2.7=2.97KW 由课本P219图13-15得：选用z型V带 （2）、确定带轮基准直径，并验算带速 由机械设计课程设计P219图13-15得，推荐的取dd2=265mm 小带轮基准直径为75~140mm 则取dd1=140mm>dmin=90mm D2?i?D1??1????3?90?0.98?264.6mm

由机械设计课程设计P219表13-9，取dd2=264.6mm 实际从动轮转速 n2’=n1dd1/dd2 =1420×90/265=482.26r/min 带速V： V=πdd1n1/(60×1000) =π×90*1420/(60×1000) =6.69m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 (3)、确定V带基准长度Ld和中心矩a 初步选取中心距 a0=1.5（d1+d2）=1.5×(90+265)=532.5mm 取a0=535mm 符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 由《机械设计基础》P220得带长： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 n2’=482.26/min 带速V=6.69m/s a0=532.5mm 取a0=535mm =2×532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4×535） =1622.4mm 根据《机械设计基础》P212表（13-2）对A型带 取Ld=1800mm 根据《机械设计基础》P220式（13-16）得： L0=1622.4mm a≈a0+（Ld-L0）/2 =532.5+（1800-1622.4）/2 =621mm (4)验算小带轮包角 ?1?1800? 取Ld=1800mm a=621mm D2?D1265?90 ?57.30?1800??57.30?163.850?1200a621 （5）确定带的根数 Z 根据《机械设计基础》P214表（13-3） P0=0.35KW 根据《机械设计基础》P216表（13-5） △P0=0.03KW 根据《机械设计基础》P217表（13-7） Kα=0.954 根据《机械设计基础》P212表（13-2） KL=1.18 由《机械设计基础》P218式（13-15） 得 Z=PC/[P0]=PC/(P0+△P0)KαKL Z?α1=163.850>1200（适用） P0=1.41KW △P0=0.09KW Kα=0.98 KL=1.11 Pc2.97??6.94?7 ?P0??P0?KLKa?0.35?0.03??1.18?0.954 取7根 Z=6.94 (6)计算轴上压力 取7根 由《机械设计基础》P212表13-1查得带的单 位长度质量q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的 初拉力： ?PC?2.5F0?500??1??qv2?ZV?Ka??500?2.977?6.692?2.5??1?0.066.69?54.1N?????0.954? F0=54.1N 则作用在轴承的压力FQ，由《机械设计基础》P221式（13-18） FQ?2ZF0sin ?1163.85?2?7?54.1?sinN?749.9N22 0V带标记 Z 1800 GB/T11544-1997 １． 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1）齿轮材料及热处理 ① 材料：小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿数Z1=24 FQ=749.9N 大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z2=i1×Z1=3.71×24=89.04 取Z2=90 ② 齿轮精度 σHlim1=700Mpa 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。 σ σ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 3Hlim2=610Mpa Flim1=600Mpa Flim2 =460Mpa σ d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]确定各参数的值: ①试选Kt=1.6 查课本选取区域系数 ZH=2.433 由课本 ??1?0.78 ??2?0.82 则???0.78?0.82?1.6 ②由课本公式计算应力值环数 N1=60n1jLh =60×473.33×1×（2×8×300×8） =1.09×109h N2= =4.45×108h #(3.25为齿数比,即3.25=Z2) Z1[σH]1=700.0Mpa [σH]2=610Mpa SF=1.25 [σF]1=500Mpa [σF]2=380Mpa ③查课本图得：K??1=0.93 K??2=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限 KHN1?Hlim1=0.93×550=511.5 MPa SKHN2?Hlim2=0.96×450=432 MPa S取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得: [?H]1= [?H]2= T1=140013N·mm 5许用接触应力 [?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(511.5?432)/2?471.75MPa ⑤查课本由表得：ZE =189.8MPa 由表得: ?d=1 T=95.5×105×P1/n1=95.5×10×传动比i齿=5 2.47/473.33 =6.4×104N.m 3.设计计算 ①小齿轮的分度圆直径d1t 3Z1=28 Z2=104 i0=135/27=3.25 u=i0=3.25 φd=1.0 d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?() u[?H]=32?1.6?6.40?1044.712.433?189.82??()?53.84mm 1?1.63.71471.75②计算圆周速度? ???d1tn13.14?53.84?473.33??1.33m/s 60?1000　60?1000③计算齿宽b和模数mnt 计算齿宽b b=?d?d1t=53.84mm 计算摸数mn 初选螺旋角?=14? mnt=k =1.98 ZE=189.8 ZH=2.5 d1= 52.69mm d1tcos?53.84?cos14??2.18mm Z124④计算齿宽与高之比bh 齿高h=2.25 mnt=2.25×2.00=4.50mm b =53.844.5 =11.96 h⑤计算纵向重合度 ??=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14?=1.903 ⑥计算载荷系数K 使用系数KA=1 根据v?1.62m/s,7级精度, 查课本由P192表10-8得 动载系数KV=1.07, 查课本由P194表10-4得KH?的计算公式: KH?=1.12?0.18(1?0.6?d) ??d+0.23×10×b ?322

=1.12+0.18(1+0.6?1) ×1+0.23×1053.84=1.54 查课本由P195表10-13得: KF?=1.35 查课本由P193表10-3 得: KH?=KF?=1.2 故载荷系数: K＝K K KH??3× KH? =1×1.07×1.2×1.54=1.98 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1t3 m=2mm d1=56mm 3K/Kt=53.84×1.98=57.08mm 1.6⑧计算模数mn mn=d1cos?57.08?cos14??2.34mm Z1244. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 3mn≥2KT1Y?cos2?YF?YS?() 2da1=60mm [?F]?dZ1?ad2=208mm ⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m 确定齿数z ×24＝89.04 传动比误差 i＝u＝z/ z＝90/24＝3.75 Δi＝1％5％，允许 ② 计算当量齿数 z＝z/cosz＝z/cos＝24/ cos314＝26.27 ＝90/ cos314＝98.90 ＝1 ??da2=212mm b=57mm 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.71b1=62mm 中心距a=137mm YFa1=2.592 YSa1=1.596 ③ 初选齿宽系数④ 初选螺旋角 按对称布置，由表查得 初定螺旋角 ＝14 K=1×1.07×1.2×1.35YFa2=2.211 YSa2=1.774 σ σ＝[1.88-3.2× F2=252.43 F1=307.14Mpa ⑤ 载荷系数K K＝K K K＝1.73 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由表得: 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211 ＝1.774 应力校正系数Y⑦ 重合度系数Y ＝1.596 Y端面重合度近似为（11?）]cos?＝[1.88－3.2×（1/24＋1/90）] Z1Z2×cos14?＝1.66 ＝arctg（tg＝20.64690 ＝14.07609 因为＝/cos//cos）＝arctg（tg20/cos14?） ，则重合度系数为Y＝ ＝0.673 o0.25+0.75 cos 53.84?sin14＝??2.34 ⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 1.77 Y＝1－1.77*14/120＝0.79 ⑨ 计算大小齿轮的 YF?FS?[?F] ＝ 查课本由表得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮?FF1?500MPa 大齿轮?FF2?380MPa 查课本由表得弯曲疲劳寿命系数: KFN1=0.86 KFN2=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 [?F]1=[?F]2=YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2KFN1?FF10.86?500??307.14 S1.4 KFN2?FF20.93?380??252.43 S1.42.592?1.596?0.01347 307.142.211?1.774?0.01554 252.43??大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计计算 ① 计算模数 3mn?2?1.73?6.40?104?0.78?cos214?0.01554mm?1.38mm21?24?1.655 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同 时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分 度圆直径d1=57.80mm来计算应有的齿数.于是由: 57.80?cos14?z1==28.033 取z1=28 mn 那么z2=3.71×28=103.88=104 ② 几何尺寸计算 计a=算中心 距 (z1?z2)mn(28?104)2==136.08mm ?2cos?2?cos14将中心距圆整为137mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 (???2)mn(28?104)?2?=arccos1?arccos?18.56 2?2?136.08因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d1=z1mn28?2?=58.95mm cos?cos18.06d2=z2mn104?2=218.95mm ?cos?cos18.06 C=115 d=30mm 计算齿轮宽度 B=?d1?1?58.90mm?58.95mm 圆整的 B2?57 B1?62 六、轴的设计计算 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《机械设计基础》P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115 d≥C(P/n) 1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=24.80×(1+5%)mm=28.55 ∴选d=30mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=30mm 长度取L1=60mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36mm ∴d2=36mm 初选用7208c型角接触球轴承，其内径为d=40mm, 宽度为B=18mm. d1=30mm L1=60mm d2=36mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁 应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段B=18mm 长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应 有一定距离而定，为此，取该段长为57mm，安装齿 轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+21+18+57）=98mm III段直径d3=42mm L3= 50mm Ⅳ段直径d4=48mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=42+2×3=48mm 长度与右面的套筒相同，即L4=21mm L2=98mm d3=42mm L3= 50mm d4=48mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便 于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.L4=21mm 该段直径应取：（40+3×2）=46mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm Ⅴ段直径d5=40mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=54mm ②求转矩：已知T1=140013N·mm ③求圆周力：Ft 根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得 Ft=2T1/d1=2×140013 /54=5185.667N ④求径向力Fr 根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得 Fr=Ft·tanα=5185.667×tan200=1887.428N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm (1)绘制轴受力简图，如图a d5=40mm L5=19mm L=111mm d1=54mm T1=140013N·mm Ft=5185.667N Fr=1887.428N FAY=943.714N FAZ=2592.834N (2)绘制垂直面弯矩图，如图b 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=943.714N FAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N MC1=52.376N·m MC2=143.902N·m 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=(943.714×111×10-3)/2=52.376N·m (3)绘制水平面弯矩图，如图c MC=153.137N·m 截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2 =2592.834×111×10-3/2 =143.902N·m (4)绘制合弯矩图，如图d MC=(MC12+MC22)1/2 =(52.3762+143.9022)1/2 =153.137N·m (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55×106×（P2/n2） =133.013N·m (6)绘制当量弯矩图,如图f T=133.013N·m Mec=186.478N·m 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 α=0.8，截面C处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 σe=25.169MPa =[153.1372+(0.8×133.013)2]1/2=186.47 8N·m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33 =186.478/(0.1×42×10-3) 3 =25.169MPa< [σ-1]b=60MP ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质钢，硬度217~255HBS d=48mm 根据课本《机械设计基础》P245，表（14-2）取 C=113 d≥C(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm 取d=48mm 2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 d1=48mm 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两L1=82mm 轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴 向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以d2=54mm 轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=48mm 长度取L1=82mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=48+2×2×1.5=54mm ∴d2=54mm 初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm, 宽度为21mm. L2=86mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁d3=62mm 应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段L3= 50mm 长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应d4=68mm 有一定矩离而定，为此，取该段长为42mm，安装齿 轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+21+21+42）=86mm III段直径d3=62mm L3= 50mm Ⅳ段直径d4=68mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=62+2×3=68mm 长度与右面的套筒相同，即L4=21mm Ⅴ段直径d5=54mm. 长度L5=23mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=270mm ②求转矩：已知T3=132988.8N·mm L4=21mm d5=54mm L5=23mm L=115mm T3=132988.8N·mm Ft=985.102N Fr=358.548N ③求圆周力Ft：根据课本《机械设计基础》P168 （11-1）式得 Ft=2T3/d2=2×132988.8/270=985.102N ④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168FAX=179.274N （11-1a）式得 Fr =Ft·tan200=985.102×tan200=358.548N FAZ=492.551N

⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=57.5mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179.274N FAZ=FBZ=Ft/2=985.102/2=492.551N (2)由两边对称，截面C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=(179.274×115×10-3)/2=10.308N·m (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=492.551×115×10-3)/2=28.322N·m (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（10.3082+28.3222）1/2 =30.140N·m MC1=10.308N·m MC2=28.322N·m MC=30.140N·m Mec=512.780N·m (5)计算当量弯矩：根据课本《机械设计基础》P246σe=21.516Mpa 得α=0.8 Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[30.1402+(0.8×639.867)2]1/2 =512.780N·m (6)校核危险截面C的强度 σe=Mec/（0.1d3） =512.780/[0.1×(62×10-3) 3] 轴承预计寿命24000h =21.516Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命： 8×300×10=24000 小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=238.727r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=2592.834N 初先两轴承为角接触球轴承7208C型 FS1=1763.127N 根据课本《机械设计基础》P281（16-12）得轴承内FA1=1763.127N 部轴向力 FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=1763.127N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=1763.127N FA2=FS2=1763.127N (3)求系数x、y FA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68 FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68 FA2=1763.127N 根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得e=0.68 P1=2852.117N FA1/FR124000h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=47.745r/min Fa=0 FR=FAZ=492.551N 试选7209C型角接触球轴承 LH=149994h>24000h 预期寿命足够 FS1=FS2=334.934N 根据课本《机械设计基础》P281表（16-12）得 FS=0.68FR, 则 FS1=FS2=0.68FR=0.68×462.551=334.934N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=334.934N (3)求系数x、y FA1/FR1=334.934/492.551=0.68 FA2/FR2=334.934/492.551=0.68 根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得：e=0.68 ∵FA1/FR124000h ∵P1=P2 故P=541.806 ε=3 ∴此轴承合格 根据机械设计课程设计P124得， 7209C型轴承 Cr=38500N 根据课本《机械设计基础》P279 表（16-8）得：ft=1 根据课本《机械设计基础》P278 （16-2）式得 Lh=16670(ftCr/P)ε/n =16670(1×38500/541.806)3/47.745 =125273 h >24000h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=30mm, L1=60mm 轴径d1=30mm L1=60mm 键C 10×8 查机械设计课程设计p112表10-20得，选用C型平σp=44.61Mpa 键，得： 键C 10×8 l=L1-b=60-10=50mm T2=133.013N·m h=8mm 根据设计手册得 σp=4T2/dhl=4×133013/(30×8×50） =44.61Mpa<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键连接 轴径d3=42mm L3=50mm T=133.8N·m 轴径d3=42mm L3=50mm 键12×8 σp=41.92Mpa

选A型平键 键12×8 l=L3-b=50-12=38mm h=8mm σp=4T/dhl =4×133800/42×8×38 =41.92Mpa<[σp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键连接 轴径d2=54mm L2=86mm T=639.9Nm 查手册选用A型平键 键16×10 l=L2-b=86-16=70mm h=10mm 据设计手册得 σp=4T/dhl =4×639900/54×10×70 =67.72Mpa<[σp] (110Mpa) 九、参考文献 键16×10 σp=67.72Mpa （1）、《机械设计基础》（第五版）高等教育出版社 (2)、《机械设计课程设计》哈尔滨工程大学出版社 2009年7月第1版 (3)、《新编机械设计手册》人民邮电出版社 2008年第1版 十、总结 1、本次课程设计，我学会了许多零件的设计方 法和验算方法，以及计算步骤； 2、学会遇到问题解决问题，和小组成员合作完 成； 3、课设过程查阅有关设计资料，有的资料数据 有出入，所以在本次设计中，一些数据错误还是存在 的； 4、经过这次设计，真正懂得多动手的重要性， 懂得很多细节问题要特别小心，否则一错将会影响全 局，有的错误将会影响到后面的计算； 5、设计图的绘制要很有耐心，而且需要的技术 和技巧很多，需要多做，慢慢积累经验。 6、此次课设让我对各种标准件有了更深入的了 解，对以后的工作有很大的促进。

齿轮1

齿轮2

侧视图

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