同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计(67页).docx

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1、-同轴式二级圆柱齿轮减速器课程设计-第 65 页目录一、设计任务书1二、电动机选型2三、总传动比和传动比分配3四、计算传动装置的运动和动力参数4五、传动件的设计计算51.滚子链传动设计计算52.低速级齿轮传动设计计算73.高速级齿轮传动设计计算7六、轴的设计计算171.高速轴的设计172.中速轴的设计223.低速轴的设计274. 精确校核轴的疲劳强度33七、滚动轴承的选择及计算361.高速轴的轴承362.中速轴的轴承 373.低速轴的轴承38九、键联接的选择及校核计算39十、联轴器的选择39十一、减速器附件的选择和箱体的设计40十二、润滑与密封40十三、设计小结41十四、参考资料42设计计算及

2、说明结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图1-输送链； 2-主动星轮； 3-链传动；4-减速器； 5-电动机2. 工作情况单向连续运输，轻度振动。3. 使用寿命8年，每年350天，每天16小时。4. 原始数据主动星轮圆周力（kN）主动星轮速度（m/s）主动星轮齿数主动星轮节距（mm）140.891005. 设计内容(1) 电动机选型(2) 链传动设计(3) 减速器设计(4) 联轴器选型设计(5) 绘制装配图、零件图(6) 编写设计计算说明书6. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）(3)

3、 设计计算说明书一份设计计算及说明结果一、电动机的选择：1）主动星轮圆周力： KN2） 主动星轮速度： m/s3) 主动星轮齿数： 4） 主动星轮节距： 5) 传动装置总效率： 选取 弹性柱销联轴器效率： 圆柱齿轮传动效率： 滚动轴承效率： 链传动效率： 总效率： =0.85906） 电动机输出功率： Kw1） 确定电动机型号 电动机所需额定功率P和电动机输出功率关系为取K=1.3则 所以：选择电动机型号为:Y180M-4型三相异步电动机,额定功率Kw，满载转速 r/min。二、分配传动比：1. 估算传动装置的总传动比：电动机满载时转速为n,输送机星轮的转速为减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器2

4、. 根据公式：试分配传动比： 根据 第一级齿轮传动：第二级齿轮传动：第三级（开式）链轮传动：三、传动装置的运动和动力参数计算：1.计算各轴转速： r/min r/min r/min r/min2.计算各轴输入功率： Kw Kw Kw Kw1. 计算各轴输入转矩： Nm Nm Nm Nm将上述结果列于表中：轴号转 速功 率转 矩1 r/min Kw Nm2r/min Kw Nm3r/min Kw Nm4r/minKw Nm设计计算及说明结果传动件的设计计算：（1） 选择齿数设计计算及说明:小链轮齿数 由链速为0.63.0m/s估取，19大链轮齿数 取奇数为49（2） 确定计算功率查机械设计（滚子

5、链传动设计中如未作说明，公式、数据皆为此书中查得）表9-7得，查图9-13得，双排链，则（3） 选择链条型号和节距根据， 查图9-11选用24A-2双排链型。查表9-11，链条节距为。（4） 计算链节数和中心距初定中心距，取。相应的链长节数取链长节数节查表9-7得中心距计算系数，则链传动最大中心距为（5） 计算链速，确定润滑方式由链速和链号查图9-14按链速V=2m/s选用油池润滑或油盘飞溅润滑。（6） 计算压轴力有效圆周力：链轮水平布置压轴力系数，则压轴力为: （7） 链轮基本参数和主要尺寸小链轮名称计算公式结果基本尺寸齿数19节距滚子外径排距内链板高度38.1mm22.23mm68.8mm

6、36.2mm主要尺寸分度圆直径231.48mm齿顶圆直径256.87mm250.55mm齿根圆直径209.25mm轴凸缘直径取170mm齿高14.3mm7.94mm结果大链轮名称计算公式结果基本尺寸齿数49节距滚子外径排距内链板高度同小链轮38.1mm22.23mm68.8mm36.2mm主要尺寸分度圆直径594.66mm齿顶圆直径620mm612mm齿根圆直径572.43mm轴凸缘直径取320mm齿高12.88mm7.93mmz设计计算及说明结果1. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作

7、机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得，d) 小齿轮传递的传矩e) 由表10-7选取齿宽系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数g) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限h) 由

8、式10-13计算应力循环次数：设计计算及说明结果i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；因表10-3查得；图10-13查得设计计算及说明结果故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计由式

9、(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的

10、分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为181mm按圆整后的中心距修正螺旋角设计计算及说明结果因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.3202模数(mm)3螺旋角14.16度中心距

11、(mm)181齿数27902790齿宽(mm)89848984直径(mm)分度圆83.53278.483.53278.4齿根圆76.03270.976.03270.9齿顶圆89.53284.489.53284.4旋向右旋左旋左旋右旋2.按齿面接触强度校核 由几何计算公式 （1）确定公式中的各计算数值 1) 计算载荷系数K。 计算公式 由表10-2，取使用系数=1； 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数=1.15；用插值法由表10-4查得小齿轮相对轴承非对称布置时，齿向载荷分布系数=1.425；由表10-3查得齿间载荷分配系数=1.4。故载荷系数 ： =11.151.4251.4=2.29

12、2）由图10-30选取区域系数=2.433。 3）由图10-26查得。 4）由表10-7，软齿面、小齿轮非对称布置，选取齿宽系数=1，又=83.53mm，则183.5383.53mm。 5）由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 6）求许用接触应力 其计算公式：； 式中 小齿轮：，大齿轮： 按齿面硬度查10-21d图，得接触疲劳极限 ：小齿轮：大齿轮：根据应用循环次数N，查图10-19得接触强度寿命系数 ： 60147018163503.95 3.95/3.321.19 查得；接触强度最小安全系数：，则0.896001=534MPa；0.945501=517MPa =(534+517)

13、/2=525.5MPa （2）计算 接触强度满足要求。 3.按齿根弯曲疲劳强度计算 由式（10-16） （1）确定计算参数1）计算载荷系数K。 由齿高h=2.25=2.2536.75mm，即b/h=83.53/6.75=12.37，查图10-13得 ，其他系数与接触强度系数数值相同。 则计算公式=11.151.41.372.2052）根据纵向纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.87。 3）根据当量齿数，查取齿形系数。 由表10-5查得=2.498，=2.178 4）根据当量齿数，查取应力校正系数。 由表10-5查得=1.632，=1.798 5）计算大、小齿轮的许用弯曲应力。 a

14、.小齿轮：，大齿轮： 按齿面硬度查10-21d图，得弯曲疲劳极限：小齿轮：大齿轮：b.根据应用循环次数N，查图10-18得弯曲强度寿命系数 ： 查得； c.取弯曲强度安全系数S=1.4：，则由a中式有： 0.825001.4=292.86MPa；0.843801.4=228MPa（2）计算结果 弯曲强度也符合要求，设计合理。结果二、 轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）147012.77883.01(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=83.53 ，根据机械设计（轴的设计计算部分如未作说明，公式、数据皆查此书）式(10-

15、14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按机械设计书中式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得查表取A=112则：(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图）该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油环定位。 从左至右依次为1,2.3,4,5轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，根据工作情况选取，则：根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL2,许用转矩 Nm。（GB5014-85）与输入轴联接的半联轴器孔径mm，因此选取轴段的直径为mm。半联轴器轮毂总长度mm，（J型轴孔

16、），与轴配合的轮毂孔长度为mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1-2:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为mm。为保证定位要求，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度（mm）略短mm；半联轴器右端用轴肩轴向定位。所以，轴段总长为=58mm轴段2-3:为使半联轴器定位，轴肩高h=c+(23)mm，c取3mm，d2=d1+2h=36mm。取端盖宽度20mm，端盖外端于半联轴器右端面距离20mm，则L2=40mm。轴段3-4：为便于拆装轴承，d3d2,故选6208型深沟球轴承，d3=40mm,B=18mm,D=80mm。齿轮与箱体内壁间隙取10mm，轴承距离内壁8mm。则L3=18+8+1

17、0=36,套筒轴向为18mm，径向48mm，厚4mm。轴段4-5：此轴段为齿轮轴的齿轮部分，齿轮齿根圆直径为76.03mm。其分度圆的直径为d=83.53mm,因此为保证连接可靠，采用齿轮轴，其尺寸：mm，轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。为保证轴承的轴向定位用套筒定位，于一轴相同。为此取mm，套筒轴向为16mm，径向48mm，厚4mm3）轴上零件的轴向定位联轴器与轴的周向定位选用普通平键A型108404）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见零件图设计计算及说明结果（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取

18、a值。对于深沟球轴承，在和可看做集中在其中点，故有，轴的支撑跨距为 L1=58+40+9=107mm L2=9+8+10+89/2=71.5mm L3=89/2+16+9=69.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。在水平面上在垂直面上 总支承反力） 画弯矩图 故 设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度5)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩的截面（即截面c），有以上数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力前已选定材

19、料为45钢，由表查的，故安全。2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）464.526.61136.4(2) 作用在轴上的力根据中速轴上齿轮和高速轴、低速轴齿轮相啮合，力互为作用反力关系。作用轴上的力为：(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得所以取30mm(4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图）（2） 确定各轴段的直径和长度：（3） 从右向左依次为轴段1,2,3,4,5轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为30208的圆锥滚子轴承，宽度mm，

20、外圈直径D=80mm，其内圈直径mm。所以轴段直径应为轴承内圈直径mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位，考虑齿轮到箱体内壁及轴承距箱体内壁的距离，为此取，套筒高7mm，长20.25m。轴段：为增加使用寿命，采用齿轮轴，已知小齿轮直径为mm，齿宽为mm。同样为了保证定位精度，取轴段直径，长度为。轴段：此轴段为轴环，为了保证定位轴肩有一定的高度和齿轮之间的距离要求，其直径和长度确定为：mm，mm轴段：用于安装大圆柱齿轮，已知分度圆直径为278.4mm，长度为mm。同样为了保证定位精度，取轴段直径，长度为。轴段：为支撑轴颈，用来安装轴承。为保证轴承的轴向定位用套筒定位，为此取，套筒长为18.75mm

21、，后为5mm。轴上零件的轴向定位齿轮与轴的联接，选用普通平键A型为149704）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见零件图安全设计计算及说明结果 （5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从机械设计课程上机与设计中查取a值。对于30208型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=16.9mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=19.75-16.9+18.75+42=63.6 L2=42+89/2+97=183.5 L3=19.75-16.9+20.25+89/2=67.6根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截

22、面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。 在水平面上 在垂直面上 故 总支承反力3 ) 画弯矩图 故 设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6）按弯扭合成应力校核轴的强度 6 校核轴的强度 5)按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核轴上承受最大弯矩和最大扭矩的截面（即小齿轮截面），有以上数据，以及轴单向扭转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力前已选定材料为45钢，由表查的，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）13311.784843.86(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-

23、14)，则 （3）初步确定轴的最小直径输出轴的结构设计和强度计算：1.初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。根据公式计算轴的最小直径，并加大7%以考虑键槽的影响。查表取A=112A=112 mm则： mm 圆整2.轴的结构设计：从左至右以此为1,2,3,4,5（1）确定轴的结构方案：该轴（输出轴）左端先后装入大圆柱齿轮、挡油环、轴承、轴承套，右端先装入挡油环、轴承。联轴器将在传动系统装配时安装。结构如图：（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1：为支撑轴颈，用来安装链轮。轴段长度应与链轮宽度相等，因链排号为24A，双排链，链节距P=38.112.7，且为双排链，故齿宽，其排距，则链

24、轮的轴向宽度为45.44+23.45=68.8mm根据链轮分度圆直径，齿根圆直径为取链轮孔直径，查机械设计上机与课程设计轮毂厚度为圆整取链轮轮毂长度为为保证链轮的轴向定位用套筒定位， 套筒另一端为轴肩，取套筒高度为6mm，轴向为10mm，则L1=94mm轴段2：，套筒另一端的轴肩高为3取，取端盖宽度20mm，端盖外端于小链轮右端面距离30mm，则L1=50mm。轴段3：为便于拆装轴承，d3d2,故选30213型圆锥滚子轴承，d3=65mm,T=24.75mm,D=120mm。齿轮与箱体内壁间隙取10mm，轴承距离内壁8mm。则L3=24.75+8+10+2.25=45,套筒轴向为18mm，高4

25、mm。轴段4：用于安装大齿轮，其由轴环和套筒定位。大齿轮分度圆直径为278.4mm，为便于齿轮的装拆，已知大齿轮齿宽为84mm，为保证齿轮的轴向定位，则L4=84-2.25=81.75mm轴段5：齿轮的另一端由轴肩定位，轴肩高5mm，宽度b为b1.4h,b=7mm，则d5=79mm,L5=7mm，轴段6：其直径与轴段3一致，d6=d3=65mm,考虑轴承的轴向定位，故加一高3mm，宽10mm的套筒，由于轴承选择与轴段3一致，T=24.75mm，则L4=24.75+10=33mm。输出轴键的设计低速级从动齿轮和链轮靠键周向定位低速级从动齿轮键的选择选用A型平键。根据轴径，查键的标准（GB1096

26、-79）,确定截面尺寸为根据轮毂宽度，查键的标准（GB1096-79），在键长系列中选取链轮键的选择选用A型平键。根据轴径，查键的标准（GB1096-79）,确定截面尺寸为根据轮毂宽度，查键的标准（GB1096-79），在键长系列中选取先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 （1）确定齿轮及轴作用力位置，求作用力30213型圆锥滚子轴承，d3=65mm,T=24.75mm,D=120mm。其支点尺寸为， 轴承支点到齿轮载荷作用点距离为，齿轮载荷到轴承支点的距离为轴承到链轮的距离为1.计算作用在齿轮和链轮上的作用力：T1=843.86N

27、m 2. 水平面内的支承反力和弯矩 解得： 水平面内的弯矩：Mh1=4552*59.95=272892Mh2=1510*119.8=1808983. 竖直面内的支承反力和弯矩 解得： 竖直面内的弯矩：Mv2=-14405*59.95+9918.4*180.75=-9291714. 合成弯矩W=303379=9466165. 扭矩T6.当量弯矩当量弯矩进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度。取折合系数轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得 ,，故安全。取折合系数安全设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6） 确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面1,2,3既受扭矩作用又受弯

28、矩作用，4,5仅受弯矩作用，而且弯矩力与2,处最大弯矩力一样。1处又有键槽。，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面其无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面3和4处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面3的应力集中影响和截面4的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只

29、需校核截面4左右两侧。2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为,对30213圆锥棍子，a=23.8mm截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。安全设计计算

30、及说明结果3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得=3.16, =2.53由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。轴承寿命的校核1.高速轴轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算 因其基本额定静载荷为18KN, 按表13-6,

31、取按表13-5注1,对深沟球轴承取,则相对轴向载荷为 在表13-5中介于0.13-0.25之间,对应的e值为0.31-0.37,X=1,Y=0故 查表13-3得预期计算寿命T=8*350*16=44800,故合适设计计算及说明结果 2.中速轴轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承2为受载较大的轴承,按轴承2计算预选轴承型号为30208的圆锥滚子轴承，宽度mm，外圈直径D=80mm，其内圈直径mm Cr=63kn ,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命z过程分析结果1. 低速轴的轴承选用30213型圆锥滚子轴承，查机械设计课

32、程上机与设计表13-2，得 （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 设计计算及说明结果（4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。三、 键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） 联轴器的键取普通平键10*850 GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键149*70 GB1096-2003键的工作长度键与轮

33、毂键槽的接触高度（3）（4）（5） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键2012*70 GB1096-2003键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度四、 联轴器的选择查机械设计课程上机与设计表14-6选用HL2联轴器40112GB/T5014-1985，其公称扭矩为符合要求。五、 减速器附件的选择和箱体的设计1. 视孔盖查机械设计课程上机与设计（减速器附件的选择部分如未作说明，数据皆查此书）表15-8，选用板结构视孔盖， 。2. 通气器查表15-6，选用网式通气器。3. 油标查表15-9，选用杆式油标。4. 放油孔和螺塞查表15-12，选用外六角油塞及纸封油圈。5. 起盖螺钉查表10-4，选用GB/T5

34、782-86 M8356.箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚98箱盖壁厚18箱体凸缘厚度b、b1、b2b=12;b1=12;b2=20加强筋厚m、m1m=6.8;m1=6.8地脚螺钉直径df18地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d114箱盖、箱座联接螺栓直径d210轴承端盖螺钉直径d38该键满足强度要求设计计算及说明结果凸台高度h65齿顶圆与内壁距离12.5齿轮端面与内壁距离18外箱壁至轴承座端面距离l143六、 润滑与密封由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。设计小结又熬了一晚上，终于，终于把这个课程设计给做完了。虽然感觉整个人都像是被榨

35、干了一样，不再那么好了。但仔细想想还是挺感谢这个课程设计的，如果不是画了这么一张复杂的大白图，可能在毕业设计之前，我都不会再去碰cad。还好有这个机会去熟习一下早已不知道被扔到哪里的工图，cad等。作为一个机械的学生，无论是否是真心喜欢的，如果连CAD都不能够很轻松的操作的话，那就太丢脸了。虽然所做的二级减速器是已经沿袭了几十年的课题，网上的模板也是一搜一大堆，可真正按步骤一步一步的拖下来也是不容易的因为能够完全重合的模板几乎没有，所有的东西，就如同课程设计手册一样，只是给出了一个框架。你必须把每一步，每一点都弄的非常清楚才能继续往下做，否侧只会是徒劳无功。在刚开始算齿轮时就是这样，由于没有系

36、统的看一下书，结果仅齿轮一项就算错了三次，每次都是辛辛苦苦的算了一大堆，结果还是要被打回重做。这次算是吸取了这次教训，以后做这种任务前，一定要把握整体思路，不能盲目的做，急于求成。在这也挺感谢老师的，每次打电话问问题时都很耐心地回答。，如果没有老师的指导，估计花完整的三周都弄不完。通过做这次课程设计，还有一个最大的感悟，就是必须细心。不仅仅是计算的细心，画图也不能马虎。完成图后仅最后的修改就有三四个小时。每次都觉得差不多时，就猛然发现另一个错误。同时也是因为自己的专业知识不牢固，好多工图上的东西都给忘掉了虽然老师常说忘是一件很正常的事。但对重要的东西一定要经常复习。边学边忘，那和没学也差不多。七、 参考资料1机械设计（第八版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著濮良贵 纪名刚 主编 2机械原理（第六版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著孙 桓 陈作模 主编 3机械设计课程上机与设计 东南大学出版社程志红 唐大放 主编4.机械制图 同济大学出版社 许连元 李强德 徐祖茂 主编 5.材料力学 科学出版社 严圣平 主编