机械设计课程设计模板(31页).doc

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1、-机械设计课程设计模板-第 - 31 - 页 上海海事大学 机械设计课程设计 (二级圆柱齿轮减速器)计算说明书 姓 名：朱 震 学 院：物流工程学院 专 业：机械电子工程(港口机械)101 学 号：201110210034 组 别：第6组 指导老师：罗红霞设计时间：目 录前言(任务书)3第一节 概述 5第二节 传动装置的总体设计 6第三节 传动件设计计算10 第四节 轴系零部件设计计算26 第五节 箱体设计及润滑剂、润滑方式和密封装置的设计45 第六节 图纸设计51 第七节 设计小结53第八节 参考资料54机械设计课程设计任务书(两级齿轮减速器)班级: 机械111 ，姓名: 朱 震 ，学号:

2、201110210034 ，指导教师: 罗红霞 日期: 2014 年 2 月 24 日至 2014 年 3 月 14 日一、传动系统参考方案(见图) 带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4将动力传至输送机卷筒5，带动输送带6工作。二、原始数据(将与组号对应的原始数据填入以下空格中)输送带有效拉力 F= 4500N；输送带工作速度v=m/s (允许误差5%)；输送机滚筒直径d=350mm；减速器设计寿命为10年。三、工作条件 两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。四、设计任务每位学生应完成以下任务

3、：1.设计计算说明书 包括封面、目录、章节内容(可参考讲义)、小节、参考文献等基本内容，其中章节内容必须写出各计算项目、步骤、公式和计算数据，并将主要计算结果整理成表格。设计计算说明书的页数一般不少于20页。2.总装配图 画出两级齿轮减速器总装配图，必须含标题栏、明细表、技术要求和主要配合尺寸及外形尺寸等。3.轴类零件 画出输入轴和中间轴的零件工作图各一张，标出详细尺寸、公差、粗糙度，含标题栏、技术要求等。4.齿轮 画出低速轴齿轮的零件工作图，要求同上。以上任务均要求在计算机上完成。设计计算说明书为Word文档，图纸设计采用AutoCAD。五、提交资料1.14项任务所完成的电子版资料；2.计算

4、说明书打印稿(A4纸打印，将任务书放在目录之后、正文之前)；3.总装配图和零件图打印输出(A4纸打印，附在计算说明书最后)。机械设计课程设计(二级圆柱齿轮减速器)计算说明书第一节 概述一、 设计题目与内容 带式运输机的传动装置。传动装置的总体设计拟定传动方案；选择电动机；确定总传动比及分配各级传动比；计算传动装置的运动和动力参数。传动件和轴系零部件的设计计算 包括：带传动、齿轮传动以及轴的设计计算，键、轴承、联轴器的选择计算等。减速器装配图设计齿轮、轴的零件图设计二、设计过程 明确设计任务和要求；集中指导；减速器拆装实验。 根据设计要求，拟定传动总体布置方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动

5、力参数。 带传动、齿轮传动设计。 轴设计计算(结构设计和强度验算)、轴承、联轴器的选择计算及键联接计算(注：该过程与草图设计交叉进行)。 完成正规图设计；必要时对原计算或结构作相应修改。 完成规定的零件工作图设计。第二节 传动装置的总体设计总体设计一般按以下步骤进行：一、拟定传动方案 综合考虑工作要求、工作条件等因素，拟定合理的传动方案。二、选择电动机 确定电动机类型、结构、容量(额定功率)和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。 根据工作条件，本设计方案中选用Y系列三相笼型异步电动机。 对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求 PedPd。Ped为所选电动机额定功率，Pd为根据工作要求所需的电

6、动机功率。 Pw 运输带所需功率，KW a由电动机至运输带的总效率确定 Pw运输带所需功率： 确定a V带传动效率 ； 一对齿轮传动效率 一对滚动轴承效率 ； 弹性联轴器效率 卷筒效率综上：电动机所需的工作功率因，选取电动机的额定功率3.确定电动机转速 式中，V带传动的传动比，两级齿轮减速比，则总的传动比范围为选择电动机转速为1500r/m4、选择电动机型号 根据机械设计课程设计手册表12-1及上式计算结果，选取电动机型号为Y132M1-6。选得电动机机型参数如下表：型 号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min中心高Hmm轴伸尺寸DEmm装键部位尺寸FGDmmY132S4150014

7、4013238801033二、 计算传动装置的运动和动力参数1、确定总传动比 电动机满载转速，1440r/min2. 各级传动比分配 (1)带传动比根据推荐值23，选取(2)各级齿轮传动比、 两级齿轮传动比为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等，推荐，选取，同时因故，二、计算各轴转速、功率和转矩(运动和动力参数)按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为轴、轴和轴。1. 计算各轴转速满载转速I轴转速II轴转速：III轴转速：卷筒转速：I轴功率：II轴功率： III轴功率：卷筒轴功率：电动机轴输出转矩：4.整理动力参数 (P=1/30000*T兀n)电动机轴轴轴卷筒转速r/min960

8、384功率Kw4转矩n*m3第三节 传动件设计计算一、带传动设计计算 电动机与减速器之间采用普通V带传动，有关设计计算方法已在机械设计课程中介绍。注意事项： 根据带轮直径并考虑带传动的滑动率(=0.01)计算实际传动比和从动轮转速，并对减速器传动比和输入转矩作修正。注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的协调。一般应使小带轮半径不超过电动机中心高，大带轮半径不超过减速器中心高，必要时进行修正。带轮结构尺寸参阅教材或设计手册(减速器设计中主要用到大带轮宽度)。工况：两班制(每天工作16h)，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳； 查156页表8-7得工作情况系数，由157页图8-11选择A型V带，且小

9、带轮直径范围为112140查询相关表格选择小带轮直径为由P157表8-8得 取校核实际传动比：误差为0，故大带轮直径可用。，符合要求。根据 可得 初步选择V带计算基准长度为查询相关表格选取实际带长则实际中心距 ：计算中心距变动范围：V带根数可以用下式计算:根据152页表8-4a，8-4b得；由表8-5,8-2分别查；，则： 故选取z=4。查询相关表格得V带质量,则初拉力为：10.带传动设计计算结果如下表所示：类型小带轮直径大带轮直径小带轮带速带长A型带3001600中心矩小带轮包角 带根数初拉力()min 压轴力()min4594二、齿轮传动设计计算 工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动

10、，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。I 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1.选择材料，热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理， 大齿轮正火处理，由P191表10-1得齿面硬度：小齿轮：大齿轮：平均硬度： ，在30-50HBW之间。选用8级精度(C8)。 因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为：(1) 确定小齿轮传递扭矩(2)初步确定载荷系数 因v值未知，不能确定，故初选载荷系数,暂定。(3)选定齿宽系数 由205页表10-7，取齿宽系数(4)确定弹性系数和节点区域系数 由201页表10-6 查得弹

11、性系数初选螺旋角，由图10-30查得节点区域系数(5)初步选定大小论齿数 齿数比 小齿轮齿数初选则大齿轮齿数，取(6)确定重合度 由215页图10-26查得端面重合度：(7)确定许用接触应力 可用下式计算： 由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为： 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由206页图10-18查得寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接触应力为：取：初算小齿轮的分度圆直径，得：(1)计算载荷系数 使用系数因：查194页图10-8得动载系数,查197页表10-4得齿向载荷分布系数，查195页表10-3得齿间载荷分布系数 则载荷系数(

12、2)对进行修正因K与有较大的差异，故需对由计算出的进行修正,即按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径：(3)初次确定模数 (可省略)(4)计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查p217 10-28得(1)计算当量齿数(2)查取齿形系数、应力矫正系数 由P200表10-5查得 根据线性插入法得 (3)计算弯曲疲劳许用应力由P209图10-21查得弯曲疲劳极限应力为由P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数安全系数 取 则：(4)计算大、小齿轮的并加以比较 取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数选取为3。(1)齿数计算 ，选取=23 ， 选取=84(2)计算中心距中心距取整为166mm。(3

13、)按圆整后的中心距修正螺旋角误差较小，无需调整。(4)计算大小齿轮的分度圆直径(5)计算齿轮宽度 圆整后取6.计算结果整理如下:名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶高系数顶隙系数传动比分度圆直径齿顶高mmmm齿根高mmmm齿全高 mm mm齿顶圆直径mmm齿根圆直径mmmm齿距 mm mm齿厚、槽宽mmmm顶隙mmmm中心距mm螺旋角齿宽mmmm7.结构设计 大齿轮 轴上大齿轮采用选用腹板式结构，见附图。II低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1.选择材料，热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度：小齿

14、轮：大齿轮：平均硬度： ，在30-50HBW之间。选用8级精度（C8）。因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为： 小齿轮传递扭矩为：因v值未知，不能确定，故初选载荷系数,暂定由205页表10-7，取齿宽系数由201页表10-6 查得弹性系数初选螺旋角，由图10-30查得节点区域系数齿数比小齿轮齿数初选则大齿轮齿数，取由215页图10-26查得端面重合度：许用接触应力可用下式计算由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为：小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由206页图10-18查得寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接

15、触应力为：取：初算小齿轮的分度 圆直径，得：(1)计算载荷系数 使用系数因：查194页图10-8得动载系数,查197页表10-4得：齿向载荷分布系数，查195页表10-3得： 齿间载荷分布系数 则载荷系数(2)对进行修正 因K与有较大的差异，故需对由计算出的进行修正，即按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径：(3)初次确定模数 (可省略)取 (4)计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查p217 10-28得=0.85。(1)计算当量齿数(2)查取齿形系数、应力矫正系数 由P200表10-5查得 根据线性插入法得 (3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由P209图10-21

16、查得弯曲疲劳极限应力为由P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 则：(4)计算大、小齿轮的并加以比较取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数选取为3。(1)齿数计算 ，选取=34 ， 选取=89(2)计算中心距中心距取整为190mm。(3)按圆整后的中心距修正螺旋角误差较小，无需调整。(4)计算大小齿轮的分度圆直径(5)计算齿轮宽度 圆整后取名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶高系数顶隙系数传动比分度圆直径 mmmm 齿顶高mmmm齿根高mmmm齿全高 mm mm齿顶圆直径mmm齿根圆直径mmmm齿距 mm mm齿厚、槽宽mmmm顶隙mmmm中心距mm螺旋角齿宽mmmm总传动比校核：

17、 误差第四节 轴系零部件设计计算 齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核，键的选择和验算及轴承的选择和胶合提供数据，其计算如下：轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率(包括轴承效率在内)，则：3.84kw ；384r/min ；。 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。已知高速级的小齿轮 ，则：圆周力： 径向力：轴向力： 压轴力：查p370 15-3选取C=112，则：对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%， ；(电动机部分合格)(1)确定轴的结构构想(2)相关数据的确定a.机体内壁间距离L：式中：、分别为第一级齿轮传动中小齿轮

18、、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽；，,。齿轮端面至机体内壁距离，P158表11-1；取 齿轮间距，可取。取式中：机座壁厚，P158表11-1；、扳手操作空间，P161表11-2。(3)确定各轴段的直径和长度.确定轴段的各段直径和长度 因为轴I的最小直径不小于电动机轴颈，经查表得，电动机轴颈为38mm，故该轴段的最小直径为。大带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴的挡圈只压在大带轮轮毂上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短一些，现取,。.确定轴段的各段直径和长度 为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径48mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。根

19、据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与轴承右端面间的距离，为了使轴端盖能够完全固定轴承的位置，故取，48mm。.确定轴段的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据48mm，由轴承产品目录中初步选取2基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6210。 取 ,。.确定轴段的各段直径和长度 经计算取 .确定轴段的各段直径和长度 两端轴承均采取挡油环和轴肩定位。若定位左侧轴承，则V段轴 颈应为57mm，及。由于该段齿轮的直径很小，齿根圆 到键槽底部的距离e2mt，故将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。此轴段的宽度等于齿轮

20、的齿宽，直径为小齿轮吃定远直径,。 为定位右侧轴轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。.确定轴段的各段直径和长度 已经算得轴承端面距箱体内壁的距离，机体间内壁距离 ，外伸轴总长，已知深沟球轴承宽度 ,取及壁厚，则，。 至此，已初步确定了轴I的各段直径和长度。(4)轴I上零件的周向定位 大带轮与轴的周向定位采用平键连接。按，查表得截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，选用平键为，大带轮与轴的配合为为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩处的圆角半径见图。6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求支座反力A:水平(面)

21、方向反力圆周力：径向力： 轴向力： 压轴力：B.竖直(面)反力(2)绘制弯矩图A. 水平方向弯矩(3)绘制扭矩图T=95500Nmm 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度根据公式及上表中的数据,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 ，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此， ，故安全。 轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率(包括轴承效率在内)则：3.72kw ；105.21r/min ；。 因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用45钢，调质处理。 因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，,， 则 齿轮二

22、 圆周力：径向力：轴向力： 齿轮三 圆周力：径向力：轴向力： 查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=112，则 对于直径的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%，故(1)轴的结构构想如图所示(2)相关数据L=225mm (3)确定各轴段的直径和长度.确定轴段的各段直径和长度 因为中间轴的最小直径40mm，故轴段I的直径为40mm。为了满足轴承的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径，右端用轴端挡圈定位。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取2基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6208。 轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承

23、端盖的结构设计而定)，根据轴端的定位要求，经计算取,。.确定轴段的各段直径和长度 此轴段选取直径为。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽，。.确定轴段的各段直径和长度 此处轴肩是为了固定左右大小齿轮故选取，。.确定轴段的各段直径和长度 此处轴端为了与齿轮进行配合，选取，。(4)轴上零件的周向定位 大齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按，查表得截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，选用平键为,齿轮与轴的配合为为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。 小齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按，查表得截面,键槽用键槽铣刀加工，长为，选用平键为,齿轮与轴的配合为为。滚动轴承与轴的周

24、向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。(5) 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求支座反力A:水平(面)方向反力B.竖直(面)反力(2)绘制弯矩图A. 水平方向弯矩(3)绘制扭矩图 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。 轴上的功率 转速和转矩若取每级齿轮传动功率(包括轴承效率在内)则：3.61kw ；40.31r/min ；。 因传递的功率不大，并且对重量以

25、及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。 因已知轴的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，则：圆周力：径向力：轴向力：(1)轴的结构构想如图所示(2)相关数据 (3)确定各轴段的直径和长度.确定轴段的各段直径和长度 因为低速轴的最小直径应不小于轴的最小直径，且与联轴器孔径相符(已选定弹性套柱销联轴器)，故该轴段的最小直径为联轴器与轴配合的毂孔长度。.确定轴段的直径和长度 为了满足联轴器的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径63mm，右端用轴端挡圈定位。后经算得轴承端面距箱体内壁的距离。.确定轴段的直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作

26、用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，取安装轴承的轴段直径为。 轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6211，取，。.确定轴段的直径和长度 两端轴承均采取挡油环和轴肩定位。若定位左侧轴承，则VI段轴径应为，此轴段的宽度等于低速级大齿轮的齿宽，。.确定轴段的直径和长度 为定位低速级大齿轮，作为轴肩的轴段V的直径应为。取为定位右侧轴承，作为轴肩的V-VI段轴的直径应为。后经计算的。.确定轴段的直径和长度 轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，同时为了使轴端盖能够完全固定轴承的位置，故取，前面已确定。(4)轴

27、上零件的周向定位 半联轴器：与轴的周向定位采用平键连接。按，查表得截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，选用平键为，半联轴器与轴的配合为为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。 大齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按，查表得截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，选用平键为，半联轴器与轴的配合为为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为。6.绘制轴的弯矩图和扭矩图：(1)求支座反力A:水平(面)方向反力B.竖直(面)反力(2)绘制弯矩图A. 水平方向弯矩(3)绘制扭矩图 进行校核时，通常只校核

28、轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得。因此，故安全。改正：齿轮1的受力(4)联轴器的选用 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，查P351表14-1得取则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂

29、孔长度。(5)键连接计算及强度校核大带轮选择键连接的类型和尺寸 大带轮与轴的周向定位采用平键连接。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm，高度h=8mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45,比轮毂宽度(B=61mm)小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取平均值， =110MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。 可得 ，可以。故取GB/T 1096。大齿轮选择键连接的类型和尺寸 一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A型)。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h

30、=10mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=50,比轮毂宽度(B=71mm)小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取平均值， =110MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。可得 ，可以。故取GB/T 1096。小齿轮选择键连接的类型和尺寸 一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A型)。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=80,比轮毂宽度(B=110mm)小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应

31、力=100120MPa，取平均值， =110MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。 可得 ，可以。故取GB/T 1096。大齿轮选择键连接的类型和尺寸 一般8级精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A型)。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=80,比轮毂宽度(B=105mm)小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取平均值， =110MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。 可得，可以。故取GB/T 1096。半联轴器 选择键

32、连接的类型和尺寸 半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。 根据查得键的截面尺寸为：宽度b=16mm，高度h=10mm.由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=80,比轮毂宽度(B=84mm)小些。校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力=100120MPa，取平均值， =110MPa。键的工作长度,键与轮毂键槽的接触高度。 可得 ，可以。故取GB/T 1096。(5)轴承寿命的校核 初选轴承轴名轴承代号外形尺寸（mm）内径d宽度B轴62105020轴62084020轴62115530轴承6210(只校核受力更大的轴承)根据式(13-8a)按照表13-6，取。按照表13-5，X

33、=1，Y=0 按照6210轴承样本或设计手册选择=23200N轴承6208（只校核受力更大的轴承）根据式(13-8a)按照表13-6，取。按照表13-5，X=1，Y=0按照6208轴承样本或设计手册选择=23200N根据式(13-8a)按照表13-6，取。按照表13-5，X=1，Y=0第五节 箱体设计及润滑剂、润滑方式和密封装置的设计一、确定箱体的基本参数：机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 取用地脚螺栓数目 轴承旁螺栓直径 取用机盖与机座连接螺栓直径 取用轴承盖螺钉直径 取用窥视孔螺钉直径 取用定位销直径 取用轴承旁凸台半径 查表外机壁至轴承座端面距

34、离 大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋板厚通气器：简易通气器第六节 图纸设计2. 高速轴第七节 设计小结在经过上一个学期对机械设计的课程学习之后，本学期的前三周进行了三周的机械设计课程设计。上个学期初我们也进行了一周的机械原理课程设计。上次的机械原理课程设计是我们上大学以来的第一次课程设计，虽然不是很复杂，但也遇到了一些问题和困难。在老师同学的帮助下和自己的努力下顺利完成了。这次的机械设计课程设计相比上学期的要复杂得多，无论是计算还是画图都更复杂也更花时间和精力。经过三周的努力,在不断的请教老师和同学的帮助下终于完成了机械设计课程设计。这次的课程设计也让我感触很深。刚看到

35、这次课程设计的题目的时候觉得有些无从下手。在经过老师在课上的讲解之后，发现这次的课程设计实际上基本上大部分都是上学期机械设计学过的相关内容。这次是要分小组来做，也就是有很多需要同学之间合作的内容。在分好小组之后我们就开始了对数据的计算。计算比我们想象中的还要复杂。本以为只是把已有的数据代入公式里计算就行，但是因为减速器机构及较复杂零件也很多，我们的计算花了很多时间。首先要从功能要求出发，制定设计方案，合理选择传动机构和零件；然后按工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材料，正确计算零件的工作能力和确定零件尺寸；最后考虑制造工艺、使用维护、经济和安全等问题，对机器和零件进行结构设计。

36、先是列出计算公式然后代入数据去算，要算的数据很多、计算量很大。计算之后还需要继续校验验证是否符合标准。这次在我们在小组中我主要是负责进行验算数据和整理计算说明书。在拿到其他组员计算好的数据后我再次进行验算，因为计算量大很多地方难免会出错，所以为了确保正确就反复多次计算修改了几遍。最后再回过头来整理计算说明书，要对说明书的格式和说明书中的一些内容做些补充。说明书的页数也很多，一页一页看下来也比较花时间进度也很慢。最终在我们组员几个人的合作下终于完成了这次的课程设计。看到最终的装配图和计算书时我们也觉得很有成就感。历时三个星期的设计结束了，这一设计过程不仅是对我们知识应用能力的考验，更是对我们的细

37、致，认真，耐心和与人合作的团队精神的考验，而这些品质，无疑是我们未来作为一个机械工程师必须和应有的职业品质，也为明年的毕业设计打下了一个很好的基础。这次的课程设计磨练了我们的细心和耐心，同时团队合作也培养了我们与人合作的能力，加深了我们同学之间的感情。但我们这次的设计也还是有很多不足之处，仍需要进一步改进。在以后的此类课程设计中我们应吸取这次的经验教训，更加完善设计。第八节 参考资料1 Russell C.Hibbeler,Mechanics of Materials.重庆大学出版社(第六版)；2 孟瑶琴,王志伟.机械设计基础.北京理工大学出版社(第二版)；3画法几何和机械设计（第六版）.上海科学技术大学出版社；4 郑江，许瑛.机械设计.北京大学出版社；5 哈尔滨工业大学理论力学研究室.理论力学().高等教育出版社；6 孔凌嘉，王晓力.机械设计.北京理工大学出版社；7 杨明忠.机械设计.武汉科技大学出版社；8 王为，汪建晓.机械设计.华中科技大学出版社；9 戴枝荣，张远明.工程材料（第二版）.高等教育出版社；10 Ye Zhonghe, Lan Zhaohui,M.R.Smith.机械原理.高等教育出版社；