一级圆柱齿轮减速器(机械基础)课程设计说明书.doc

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1、目录摘 要2第一章 设计题目及主要技术说明3第二章 结构设计42.1传动方案拟定52.2电动机选择52.3确定传动装置的总传动比和分配级传动比：72.4传动装置的运动和动力设计：82.5、齿轮传动的设计：112.6箱体结构设计152.7轴的设计162.7.1齿轮轴的设计162.7.2输出轴的设计计算202.8滚动轴承设计232.8密封和润滑的设计252.9箱体附件的设计26第三章 基于SolidWorks 的三维建模273.1 SolidWorks 软件介绍273.2对齿轮、轴及小齿轮轴的三维建模283.3对箱体、箱盖的三维建模33第四章 减速器的装配和仿真404.1 减速器的装配404.1.

2、1 小齿轮轴的装配404.1.2 大齿轮轴的装配414.1.3 齿轮轴与箱体的装配424.1.4 箱盖、端盖、观察盖等的装配424.2 运动仿真43设计总结45摘 要减速器原理减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置。此外，减速器也是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的问转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速器额定扭矩。减速器的作用减速器的作用就是减速增矩，这个功能完全靠齿轮与齿轮之间的啮合完成，比较容易理解。减速器的种类很多，按照传动类型可分为齿轮减速器、蜗杆减速器和行星减速器以及它们互相组合

3、起来的减速器;按照传动的级数可分为单级和多级减速器;按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器和圆锥一圆柱齿轮减速器;按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式减速器。齿轮减速器应用范围广泛，例如，内平动齿轮传动与定轴齿轮传动和行星齿轮传动相比具有许多优点，能够适用于机械、冶金、矿山、建筑、轻工、国防等众多领域的大功率、大传动比场合，能够完全取代这些领域中的圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动，因此，内平动齿轮减速器有广泛的应用前景。第一章 设计题目及主要技术说明一、设计题目： 带式运输机的减速传动装置设计二、主要技术说内容：1、设计单级圆柱齿轮减速器2、工作条件： 使用年限年，工作为双班工

4、作制，单向传动； 载荷有轻微振动； 运输煤、盐、砂、矿石等松散物品3、原始数据：滚筒圆周力F=1621N；带速V=2.695m/s；滚筒直径D=260mm；第二章 结构设计计 算 及 说 明结 果2.1传动方案拟定1、设计单级圆柱齿轮减速器2、工作条件：使用年限年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。3、原始数据：滚筒圆周力F=1621N；带速V=2.695m/s；滚筒直径D=260mm；方案拟定：采用一级圆柱齿轮传动（传动比36），承载能力和速度范围大、传动比恒定、轮廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。，同时由于弹性联轴器传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应本次设计转矩工况要求，结构简单，成

5、本低，使用维护方便。1.电动机 2. 连轴器 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带2.2电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da(kw)由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：式中：1、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。因未选用带传动1取1取0.98，=0.975 ，

6、=0.99则：总=10.980.9750.990.96 =0.925所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000总 =(16212.965)/(10000.925) =4.7235 (kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒601000V/（D）=(6010002.695)/（260） =198.064r/min根据手册表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=3。则总传动比理论范围为：36。故电动机转速的可选范为:=(36)198=594.181188r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000 r/min圆柱传动轮的主要性能参考至机械设计指导书P7页

7、主要参数：一级圆柱齿轮传动齿轮，直齿传递功率750KW，闭式效率0.960.99，传动比一般范围为37电动机计算公式及传动效率引自机械设计指导书1114页电动机技术数据引至设计指导书P145n卷筒=198.064r/min2.4传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及, ，.为相邻两轴间的传动比，.为相邻两轴的传动效率，.为各轴的输入功率 （KW），.为各轴的输入转矩 （Nm）,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：= / =960/1=960r/

8、min为发动机满载转速为电动机至 I轴转速轴：= / =960/4.848=198.02 r/min卷筒轴：= =198.02 r/min由指导书的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99轴转数：=960r/min轴转数：nII=198.02 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴：=50.9925=5.45875（KW）轴： =5.256（KW）卷筒轴：= =5.25 =5. 15（KW）（2）计算各轴的输入转矩：电动机输出电动机轴输入转矩为： Td=9550Pd/nm=95505.5/960=54.714 Nm轴：= =54.3 Nm 轴: P= P12= P23 =12

9、0.334.440.980.99=518.34 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T01 =54.30 4.848 0.9628 =253.472Nm(3)计算各轴的输出功率： 由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：卷筒轴转数：nIII=198.02 r/min轴输入功率： P=5.45875（KW）轴输入功率： =5.256（KW）卷筒轴入功率=5. 15（KW）轴输入转矩：=54.3 Nm 轴输入转矩：=518.34 Nm卷筒轴输入轴转矩：T =253.472Nm轴输出功率：=5.39 KW故： =5.460.9925=5.39 KW= P轴承=4.230.98=4.02 KW(4)计算

10、各轴的输出转矩：由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则：=54.30.9925=53.62 Nm =253.470.963=250.30 Nm综合以上数据，得表如下轴名效率转矩T （Nm）转速n传动比 i效率P（KW）r/min输入输出输入输出电动机轴5.554.796010.993轴5.465.3954.353.69604.8450.963轴5.265.19253.47250198.0210.993卷筒轴5.155.09248.43245198.02：轴输出功率：=4.02 KW轴的输出转矩 =53.62 Nm=250.30 Nm2.5、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料

11、、热处理方式、精度等级。 按图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40号钢调质，其硬度为HBS1=241286,取280HBS，大齿应比小齿轮硬度低，选用40号钢调质，齿面硬度为240HBS。 (2)、齿数选择 因为，闭式软齿面齿轮传动，=2040，取24 大齿轮齿数=i=116.352取116=117/24=4.833,与原要求仅差满足要求（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 确定各参数值 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2 小齿轮名义转矩T1=9.551

12、06P/n1=9.551065.39/960 =5.36104 Nmm 材料弹性影响系数 由课本表6-7 ZE=189.8 区域系数 ZH=2.5确定许用接触应力=550Mpa寿命系数KHN=齿轮齿面硬度及接触疲劳强度引至机械设计书P109表8-7载荷系数引至机械设计教材表6-6,P77齿面接触疲劳强度计算公式引至机械设计教材P113114NO=30(HBS2)2.4=30(240)2.4=1.55107齿宽系数选择展开式单击 齿轮传动，所以齿轮相对值承只能对称布置，0.90.14选取 为1.0 许用应力 查课本图6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则 取两式计算中的较小值，

13、即H=550Mpa于是 d1 = =46.068 mm4、模数计算m=d1/Z146.068/24=1.92 （3）按齿面接触疲劳强度计算由机械设计教材书P111，表8-8查得齿形系数 YFa1=2.67, YFa2=2.17弯曲疲劳极限应力 按齿面接触疲劳强度计算得d1=46.068 mm模数m=1.92齿形系数由机械设计教材书P111，表8-8查得 查表8-6 ，取SF=1.3，计算弯曲疲劳寿命系数,因为N=2.861081.55107,故KFN=1。 则 计算大小齿轮的并进行比较 由于 较大，故用此代入=1.4785(4)由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的模数，由于齿

14、轮模数m的大小取决于弯曲其弯曲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（即 模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.322并取标准模数1.5。按接触强度求d1。（5）由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径圆周速度由机械设计基础教程P194，表10-8，v=2.19m/s,7精度得Kv=1.08直齿轮，Kha=Kfa=1表10-2，使用系数KA=1由表10-4，用差值法查得7精度，小齿轮响度支撑对称分布式，KHb=1.310按齿面接触疲劳强度计算得m=1.4785由，KHB=1.310查图10-13的KFB=1.28故载荷系数K=KAKVKHAKHB=11

15、.0811.310=1.415按实际的载荷系数校正得=45.29mm=46.05 ( 6 ) 算出小齿轮齿数Z1= d1/m=45.29/1.5=30.2,取31Z2=4.85 31=150（ 7 ） 几何尺寸计算分度圆直径：d1=mZ1=1.531=47 mm d2=mZ2=1.5150=225 mm中心距 a=m （Z1+Z2）=1.5（31+150）/2=136 mm计算齿轮宽度 b2=47mm 取小齿轮宽度 b1=52 mm 名称代号单位小齿轮大齿轮中心距mm136传动比i4.84模数mbmm1.5端面压力角at()20齿数z31150分度圆直径dmm47225节圆直径dmm47225

16、齿顶圆直径damm50228齿根圆直径dfmm43221宽度bmm5247材料及齿面硬度HBS280240分度圆直径d1=47 mmd2=225 mm中心距:a=136 mm齿轮宽度 :b2=47mmb1=52 mm2.6箱体结构设计（10）箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d28联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df，d1, d2至外机壁距离C122, 18,

17、 13df， d2至凸缘边缘距离C220, 11轴承旁凸台半径R120, 凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 50大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2108， 120轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2箱体结构尺寸选择引至设计指导书P26df，d1, d2至外机壁距离，以及df， d2至凸缘边缘距离引至指导书P27表42.7轴的设计2.7.1齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2

18、轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9-轴承端盖10键 11-联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=5.46 KW 转速为n=960 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d考虑键槽对轴强度削弱，1个键槽则d19.673mm2个键槽则 d20.437mm（3）确定轴各段直径和长度 从轴右起第一段，由于电动机与轴通过键联接，则轴应该增加5%，且由电动机轴直径选择联轴器LH3,由联轴器轴孔直径，查表可取轴直径D1=30mm，选用LH3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长

19、L1=80mm 则第一段长度L1=80mm右起第二段直径考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为50mm，则取第二段的长度L2=90mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6008型轴承，其尺寸为dDB=406815，那么该段的直径为D3=40mm长度，考虑1.齿轮与箱体内壁距离应大于8mm，取36mm 2.轴承润滑，轴承向内壁退后5mm 3.轴承宽度B=15综上，长度取L3=30mm套筒长度，为滚动轴承的定位套筒,取套筒孔直径与轴相同取40mm，

20、筒外直径其直径应小于滚动轴承的内圈外径取D套筒=47mm，长度取L套筒= 15mm右起第四段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为50mm，分度圆直径为47mm，齿轮的宽度为52mm，则，此段的直径为D4=43mm，长度为L4=52mm右起第五段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D5=47mm长度取L5= 15mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=40mm，长度L6=15mm（4）求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=47mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =53620N.mm 求圆周力：Ft1Ft1=2T1/d1=2/47=2282N 求

21、径向力FrFr=Fttan=2282tan200=831NFt，Fr的方向如下图所示由于选用深沟球轴承则Fa=0 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RH= Ft/2 =1141N 垂直面的支反力：RV=FR/2=415.5N（6）画弯矩图 水平面弯矩MH=RH*48.5=55.34N.m 垂直面的弯矩MV=Rv*48.5=20.152N.m总弯矩： 垂直面的弯矩水平面的扭矩：T=53.620N.m 当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知 ,由

22、课本表13-1有:B=750MPa=(0.090.1)B =67.575Mpa =68MPa 则：ca1= /W= /(0.1D3)=1000/(0.1403)=10.45 MPa右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D3)=31.641000/(0.1303)=11.72 MPa 所以确定的尺寸是安全的 。 2.7.2输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS

23、轴的输入功率为P=5.26 KW 转速为n=198.02 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=107d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取40mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准GB/T 50142003，选用LT7型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取48mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=76mm右起第

24、三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6010型轴承，其尺寸为dDB=508016，那么该段的直径为50mm，长度为L3=32mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为225mm，则第四段的直径取53mm,齿轮宽为b=47mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=44mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=58mm ,长度取L5=14mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=16mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=225mm

25、作用在齿轮上的转矩为：T1 =N.mm 求圆周力：Ft2=2T2/d2=2/47=2225N 求径向力Fr=Fttan=2282tan200=810N Ft，Fr的方向如下图所示；由于选用深沟球轴承则Fa=0（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RH= Ft/2 =1112.5N 垂直面的支反力：RV=FR/2=405N（6）画弯矩图 水平面弯矩MH=RH*48=53.4N.m 垂直面的弯矩MV=Rv*48=19.440N.m总弯矩： 水平面的扭矩：T=250.300N.m 当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C

26、处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知=158.23N.m ,由课本表13-1有:B=650MPa=(0.090.1)B =58.565Mpa =60MPa 则：ca2= /W=158.23 /(0.1D3)=158.231000/(0.1533)= 10.6282 MPa右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D3)=140.1681000/(0.1303)= 9.415 MPa 所以确定的尺寸是安全的 。2.8滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh530016=24000小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步

27、计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=831N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6008轴承 Cr=17000N由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=810N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 =31837.69N（3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6010轴承 Cr=22.0KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格2.9键的强度校核1.输入轴的键强度校核计算 输入轴传递转矩T=54.71N.m

28、轴直径d=30 k=0.5h=0.5*8=4l=78-10=68=13.41Mpap2.输出轴的键强度校核计算与齿轮相接触的键强度校核输入轴传递转矩T=250.3N.m轴直径d=53 k=0.5h=0.5*8=4l=80-12=68 =34.73Mpap与联轴器相接触的键强度校核输入轴传递转矩T=250.3N.m轴直径d=40 k=0.5h=0.5*10=5l=29 =86.31Mpap2.8密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘

29、。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度2m/sv 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。2.9箱体附件的设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零

30、件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3) 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为

31、便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入

32、机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用综上，一级圆柱齿轮减速器附件的使用如下：观察盖螺钉：GB578386 M6X16，材料Q235。通气器：M121.25油面指示器。油标尺：M12,材料Q235。起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳。放油螺塞：M 201.5。启盖螺钉型号：GB/T5780 M8，材料Q235。输入轴轴承盖螺钉：GB578386 M8X25，材料Q235。输出轴轴承盖螺钉：GB578386 M8X25，材料Q235。定位销B型 d=6公差h8螺栓：GB578386 M12X25，材料Q235。P的值为前面第10页中给出电动机轴直径前面已选出，亦可查指导书

33、P146, ,Y系列几座带底脚、端盖无凸缘电动机的安装及外形尺寸。联轴器选择引至指导书P128轴承表引至指导书P120121.在前面轮的计算中已经得到Z=3其余的数据手册得到D1=30mmL1=80mmD2=38mm；L2=70mmD3=40mm；L3=20mmD套筒=47mm L套筒= 37mmD4=43mmL4=52mmD5=47mm；L5= 15mmD6=40mm；L6=15mmFt=2282N Fr=831NRA=RB=48.5mmRH =1141 NRV=415.5NMH=55.34N.mMV=20.152N.mT=53.620N.m =0.59ca1=10.45 MpaD1=40m

34、m；L1=80mmD2=52mm；L2=54mmD3=50mm；L3=32mmD4=60mm；L4=58mmD5=66mm；L5=10mmD6=55mm；L6=16mmFt2=2225NFr=810NRA=RB=1112.5NmRV=405NMH=53.4N.m MV=19.440N.mM=T=250.300N.mT=508.0 Nm=0.6MCa=158.23N.m-1=60MpaMD=140.168Nm滚动轴承寿命计算公式引至机械设计教程P160163键的尺寸及型号引至指导书P117键的许用挤压应力、许用压力引至机械设计教程P21表3-1p=100MPa密封形式引至指导书P58，选用粗羊毛

35、毡油圈选用油润滑观察盖螺钉：GB578386 M6X16，材料Q235放油螺塞：M 161.5材料Q235,引至P134油标尺：M12,材料Q235通气器：M121.25，材料Q235，引至指导书P135启盖螺钉型号：GB/T5780 M8，材料Q235定位销引至指导书P118选取B型 d=6公差h8,图3.4 齿轮的工程图 图3.16 轴的工程图图3.22 箱体主视图图3.23 箱体俯视图图3.43 箱盖的主视图图3.44 箱盖的俯视图设计总结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节，在设计过程中虽然遇到了一些问题，

36、但经过一次又一次的更改，一遍又一遍的检查终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在设计方面的知识欠缺和经验不足。实践出真知，通过亲自动手制作，使我掌握的知识不再是纸上谈兵。a) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展，使我认识到以往所学习的课程学习的系统性。b) 更深的学习到了机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置和简单机械的设计原理和过程,同时让我对制图标准有了更多的运用。c) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标

37、准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是苦中有甜，更重要的是可以学到很多的知识，不仅巩固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的理论知识与实践相结合起来，从理论中得出结论，才能真正为社会服务，从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。特别感谢两位老师的悉心指导，特别是在我的设计思路中，两位老师引导我将设计思路进一步与实际生产相结合，同时教导我学会独立思考和解决问题的能力。 计算作用在轴上的载

38、荷 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.带轮的结构设计 （单位）mm带轮尺寸小带轮大带轮槽型 A A基准宽度 11 11基准线上槽深 2.75 2.75基准线下槽深 8.7 8.7槽间距 150.3 150.3槽边距 9 9轮缘厚 6 6外径内径 40 40带轮宽度带轮结构 实心式 腹板式4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：3582 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径 将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图）， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段