【精编】机械设计课程设计.pdf

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1、机械设计课程设计任务书学生姓名李卫星专业年级车辆工程 2008级设计题目：设计带式输送机传动装置设计条件：1、输送带工作拉力：F=3300N；2、输送带工作速度：v=1.2m/s（允许输送带速度误差为5%）；3、滚筒直径：D=350mm；4、工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内，灰尘较大，环境最高温度35；5、使用折旧期：8年；6、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；8、运输带速度允许误差：%59、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1 张（A1）；2、零件工作图3 张；3

2、、设计说明书1 份。指导教师签名：2010年 6 月 9 日设计内容计算及说明结果传动装置的总体设计电动机的选择2、传动装置的总体设计2.1、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2确定电动机的功率1）3300 1.23.96kW10001000wwFvP其中，带式输送机的效率1w。2）通过查机械设计课程设计手册 表 1-7 确定各级传动的机械效率：联轴器联=0.99；齿轮齿=0.98；轴承球=0.99。总 效率2232320.980.990.990.91联齿球。电动机所需的功率为：d3.964.350.91wPPk

3、W。由表机械设计课程设计手册 表 12-1 选取电动机的额定功率为 2.2 kW。3.确定电动机的转速按推荐的传动比合理范围，两级展开式圆柱齿轮减速器传动比9 25i而工作机卷筒轴的转速为336 106 101.2/min65.51/min350wVnrrD所以电动机转速的可选范围为(9 25)65.51min(589.59 1637.75)/mindwninrr符合这一范围的同步转速有1000minr和1500 minr两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000/minr的 Y 系列电动机Y132M2-6,其满载转速为960/mi

4、nwnr,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等由表 12-5 中查得：电动机外伸轴直径3.96kWwP0.91d4.35PkW65.51/minwnr传动装置的总传动比计算及分配计算传动装置的运动和动力参数D=38mm，外伸轴长度 E=80mm。2.2、计算传动装置的总传动比i 并分配传动比1.总传动比 i 为96014.6565.51mwnin2.分配传动比ii i取1.4ii4.54i，3.23i2.3、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速轴960minmnnr轴211.45minnnri轴65.51minnnri卷筒轴65.51minwnnr4.各轴的输入功率轴P

5、 =P=4.350.99=4.31kWd联轴P =P=4.310.990.98=4.18kW球齿轴P =P=4.180.990.98=4.05kW球齿卷筒轴P =P=4.050.990.98=3.93kWw球联5.各轴的输入转矩轴4.319550955042840960PTN mmn14.65i4.54i，3.23i960minnr211.45minnr65.51minnr65.51minwnrP=4.31kWP =4.18kWP =4.05kWP =3.93kWw42840TN mm轴4.1895509550188700211.45PTN mmn轴4.059550955059094065.5

6、1PTN mmn工作轴3.939550955057291365.51wwwPTN mmn电动机轴d4.359550955043273960dwPTN mmn将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴工作轴转速1/minn r960 960 211.45 65.51 65.51 功率/P kW4.35 4.31 4.18 4.05 3.93 转矩/TN mm43273 42840 188700 590940 572913 传动比 i 1 4.54 3.23 1 效率0.99 0.96 0.96 0.99 3、传动零件的计算3.1 第一级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及

7、齿数1）按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2）运 输 机 为 一 般 工 作 机 器，速 度 不 高，故 选 用 7 级 精 度(GB10095-83)。3）材料选择。由 机械设计课程设计手册，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。188700TN mm590940TN mm572913wTNmm43273dTN mm传动 零件 的计算第 一 级 齿 轮传 动 设 计 计算4）选小齿轮齿数1=20z，则大齿轮齿数2120 4.55 90.8zzi取291z

8、2.按齿轮面接触强度设计由设计计算公式进行计算213112.32()EtdHKTZudu(1).确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数1.3tK。2)计算小齿轮传递的转矩6.1955 1042840PTN mmn3)按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计 表 10-7 选取齿宽系数1d。4)由 机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa。5)由机械设计 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限lim1550HMPa；大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限lim2500HMPa。6)计算应力循环次数9116060 960 1 365 2 8 82.

9、69110hNn jL8125.927 10NNi7)由机械设计图10-19 取接触疲劳寿命系数10.89HNK；20.93HNK。8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=11lim110.0.89550489.5HNHHKMPaMPaS2lim220.93500465HNHHKMPaMPaS(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径1td，代入H中较小的值。213112.32()52.095tEtdHK TZudmmu2)计算圆周速度v。1152.095 9602.6260 100060 1000td nvm s3)计算齿宽 b11 52.09552.095dtbdmm4)计算齿宽

10、与齿高之比b/h模数1152.095=2.60520ttdmz齿高2.252.25 2.6055.861thmmmmm52.0958.895.861bh5)计算载荷系数 K根据 v=2.62m/s，由图 10-8 查得动载荷系数1.08vK；直齿轮，1HFKK；由表 10-2 查的使用系数1AK；查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置1.420HK由 b/h=8.89，1.420HK由图 10-13 得1.31FK；故载荷系数1 1.08 1 1.4201.534AVHHKK K KK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，3311/52.0951.53

11、4/1.355.045ttddKKmmmm7)计算模数 m111/55.045/202.272mdzmm3.按齿根弯曲强度设计，公式为131212FaSadFY YKTmz(1).确定公式内的各参数值1)由机械设计图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1460FMPa；大齿轮的弯曲强度极限lim2400FMPa；2)由机械设计图10-18 取弯曲疲劳寿命系数10.83HNK，20.89HNK；3)计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，1110.83460/1.4272.71FNFEFKMPaS2220.89 400/1.4254.29FNFEFKMPaS4)计算载荷

12、系数 K1 1.081 1.1.311.415AVFFKK K KK5)查取齿形系数由机械设计表10-5 查得12.80FaY；21.198FaY；6）查取应力校正系数由机械设计表10-5 查得11.55SaY；21.781SaY7）计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较；1112.80 1.550.01591254.29FaSaFYY2221.198 1.7810.00839254.29FaSaFYY大齿轮的数值大。（2）设计计算322 1.415428400.015911.6891 24mmmmm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数1m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮

13、模数m的大小主要取决于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 1.689mm 并圆整为标准值 m=2mm 接触强度算得的分度圆直径1d=5.045mm，算出小齿轮齿数1155.045=27.52252dzm，取128z；大齿轮2128 4.54127.17zi z，取2128z；这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸设计(1)计算分圆周直径11128256dzmmm221128 2256dz mmm(2)计算中心距121562ddam

14、m(3)计算齿轮宽度11 5656dbdmm取256Bmm，261Bmm。5.结构技术及绘制齿轮零件图小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：齿轮工作图如下图所示：m=2mm128z2128z156dmm2256dmma=156mm256Bmm261Bmm第 二 级 齿 轮传 动 设 计 计算11.61.64064ddmm，02.5810mmm:，取08mm0110.55()0.55(10564)92.95DDdmm2nmmm0110.25()0.25(10564)10.25dDdmm0.60.140.60.14 20.88rmmm，111.50.11516CbC

15、，去3.2 第二级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2）运 输 机 为 一 般 工 作 机 器，速 度 不 高，故 选 用 7 级 精 度(GB10095-83)。3）材料选择。由 机械设计课程设计手册，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数3z=24，则大齿轮齿数4324 3.23 77.52zzi，取478z；2.按齿轮面接触强度设计由设计计算公式进行计算223312.32()E

16、tdHKTZudu(1).确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数1.3tK2)计算小齿轮传递的转矩6.2955 10188700PTN mmn3)按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计 表 10-7 选取齿宽系数1d。4)由 机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数12189.8EZMPa。5)由机械设计 图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 限lim1550HMPa；大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限lim2500HMPa。6)计算应力循环次数816060 211.451 365 2 8 8 5.924 10hNn jL8121.835 10NNi7)由机械设计

17、图10-19 取接触疲劳寿命系数30.93HNK；40.98HNK。8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=13lim330.93550511.5HNHHKMPaMPaS4lim440.98500490HNHHKMPaMPaS(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径3td，代入H中较小的值。223312.32()84.432tEtdHK TZudmmu2)计算圆周速度v。384.432211.450.93460 100060 1000td nvm s3)计算齿宽 b31 84.43284.432dtbdmm4)计算齿宽与齿高之比b/h模数3384.4323.51824ttdmz齿高

18、2.252.25 3.5187.9155thmmmmm84.43210.677.9155bh5)计算载荷系数 K根据 v=0.934m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数1.02vK；直齿轮，1HFKK；由表 10-2 查的使用系数1AK；查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置1.427HK由 b/h=10.67，1.427HK，由图 10-13 得1.40FK；故载荷系数1 1.02 1 1.4271.456AVHHKK K KK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，3333/84.4321.456/1.387.683ttddKKmmmm

19、7)计算模数 m233/87.683/243.653mdzmm3.按齿根弯曲强度设计，公式为13232FaSadFY YKTmz(1).确定公式内的各参数值1)由机械设计图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1460FMPa；大齿轮的弯曲强度极限lim2400FMPa；2)由机械设计图10-18 取弯曲疲劳寿命系数30.89HNK，40.91HNK；3)计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，3330.89460/1.4292.429FNFEFKMPaS4440.91 400/1.4260FNFEFKMPaS4)计算载荷系数 K1 1.02 1 1.401428AVF

20、FKK K KK5)查取齿形系数由机械设计表10-5 查得32.65FaY；42.224FaY；6）查取应力校正系数由机械设计表10-5 查得31.58SaY；41.766SaY7）计算大、小齿轮的FaSaFY Y并加以比较；3332.65 1.580.017271036292.429FaSaFYY4442.2241.7660.015106092260FaSaFYY小齿轮的数值大。（2）设计计算322 1.428 1887000.0172710362.528124mmmmm对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决

21、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m=3mm2.528 并圆整为标准值m=3mm 接触强度算得的分度圆直径3d=87.683mm，算出小齿轮齿数3387.68329.2283dzm，取330z；大齿轮4330 3.2396.9zi z，取497z；这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸设计(1)计算分圆周直径3330390dz mmm4497 3291dz mmm(2)计算中心距34(90291)/2190.52ddamm(3)计算齿轮宽度1

22、1 9090dbdmm取490Bmm，395Bmm。5.结构技术及绘制齿轮零件图小齿轮采用实心式结构齿轮的有关尺寸计算如下：03mm取0=4mm1d=1.6d=1.640=64mm0ad=d/2030mm取 30mm0110.55()0.55(82.2564)73.125DDdmmn m=3330z497z390dmm4291dmm190.5amm490Bmm395Bmm大齿轮采用腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：11.61.665104ddmm，02.5810mmm:，取012mm0110.55()0.55(253.5104)186.725DDdmm3nmmm0110.25()0.25(2

23、53.5104)37.375dDdmm0.60.140.60.14 31.02rmmm，115Cmm，取120Cmm名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距a mm 156 190.5 传动比i 4.54 3.23 模数m mm 2 3 压力角o20 20 齿数z 28 128 30 97 分度圆直径d mm 56 256 90 291 齿顶圆直径da mm 60 260 96 297 轴的设计轴的 材料 选择和 最小 直径估计齿根圆直径df mm 51 251 82.5 283.5 齿宽b mm 61 56 95 90 材料40Cr 45 40Cr 45 热处理状态调质调质调质

24、调质齿面硬度HBS 280 240 280 240 4轴的设计4.1、轴的材料选择和最小直径估计根据工作条件，选定轴的材料为 45 钢，调质处理。轴的最小直径计算公式3min0PdAn，A0的值通过查教材表14-2 确定为：A0=112。轴的 结构 设计轴1331014.3111218.47960PdAmmn，考虑到联轴器，键槽的影响，取132dmm。轴2332024.1811230.28211.45PdAmmn，取235dmm轴3333034.0511244.3065.51PdAmmn，取350dmm；4.2、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定11d：最小直径处为与电动机相连安装联

25、轴器的外伸轴段，因此1132dmm12d：密封处轴段1240dmm13d：滚动轴承轴段1345dmm滚动轴承选取6309：dDB=45mm100mm 25mm14d:过渡段1450dmm齿轮轴段由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。15d：滚动轴承段，1645dmm2）高速轴各段长度的确定11l：1158lmm12l：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定1268lmm13l：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定1345lmm14l：由装配关系、箱体结构确定14102.5lmm15l：由高速小齿轮齿宽确定1561lmm16l：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定1645lmm1132dmm1240

26、dmm1345dmm1450dmm1645dmm1158lmm1268lmm1345lmm14102.5lmm1561lmm1645lmm2135dmm2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定21d：最小直径处为滚动轴承轴段，因此2135dmm.滚动轴承选取 6307：dD B=35mm80mm 21mm22d：低速小齿轮轴段取2240dmm23d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求取2348dmm24d:高速大齿轮轴段取2440dmm25d：滚动轴承段2535dmm2）中间轴各轴段长度的确定21l：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取2143lmm12l：由低速小齿轮齿宽取2293lmm23l：轴环 取23

27、10lmm14l：由高速大齿轮齿宽取2454lmm25l：2545.5lmm3、低速轴1)低速轴各轴段的直径确定31d：滚动轴承轴段，因此3160dmm.滚动轴承选取 6312：dDB=60mm130mm 31mm。32d：低速大齿轮轴段取3265dmm33d：轴环，根据齿轮的轴向定位要求取3375dmm34d:过度段取，考虑挡油盘的轴向定位取3465dmm35d：滚动轴承段3560dmm36d：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取3655dmm37d：最小直径，安装联轴器的外伸轴段3750dmm2240dmm2440dmm2535dmm2143lmm2293lmm2310l

28、mm2454lmm2545.5lmm3160dmm3265dmm3375dmm3465dmm3560dmm3655dmm 2）低速轴各轴段长度的确定3750dmm3155.5lmm3288lmm3312lmm低速 轴的 校核计算31l：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取3155.5lmm32l：由低速大齿轮齿宽取3288lmm33l：轴环 取3312lmm34l：由装配关系和箱体结构取3459lmm35l：滚动轴承、挡油盘以及装配关系3551lmm36l：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定3662lmm37l：3782lmm5低速轴的校核计算1、低速轴的受力分析由于选择的是直齿轮故该轴受

29、圆周力、径向力作用其大小如下：3422 5909404061.44291tTFNdtan4061.44tan201478.24rtFFNo2、低速轴的受力情况如下图所示3、求垂直面的支承反力31231478.24 83523.22234.5rNVF LFNLLo21955.02NVrNVFFFN4、求水平面的支承反力31234061.44 831437.52234.5tNHF LFNLLo212623.92NHtNHFFFN5、垂直面的弯距12523.22151.579267.83NVNVMFLN mm3459lmm3551lmm3662lmm3782lmm4061.44tFN1478.24r

30、FN1523.22NVFN2955.02NVFN11437.52NHFN22623.92NHFN79267.83NVMN mm217784.28NHMN mm6、水平面得弯矩121437.52 151.5217784.28NHNHMFLN mm7、求合成弯距76914.02MN mm载荷水平面 H 垂直面 V 支反力 F121478.52,2623.92NHNHFNFN12523.22,955.02NVNVFNFN弯矩M217784.28NHMmm79267.83NVMN mm总弯矩231761.48MN mm扭矩T590940TN mm8、做出轴的载荷分布图9、按弯扭合成应力校核轴的强度按照

31、上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取12.91caMPa0.6，轴的计算应力3330.10.1 6527462.5Wdmm22()12.91caMTMPaW前 已 选 定 轴 的 材 料 为45 钢，调 质 处 理，由 表15-1查 得160MPa。因此1ca，故安全。10、精确校核轴的疲劳强度（1）齿轮左端面左侧抗弯截面系数3330.10.17542187.5Wdmm抗扭截面系数3330.20.27584375Wdmm齿轮左端面左侧弯矩M为151.545231761.48162921.44151.5MN mm截面上的扭矩3T为590940N mm截面上的弯曲应力16292

32、1.443.8642187.5bMMPaW截面上的扭矩切应力3590940784375TTMPaW轴的材料为45 钢，调质处理，由表15-1 查得640BMPa，1275MPa，1155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2 查取，因40.05375rd，751.15465Dd，经插值课查得：2.108，1.46；又由附图 3-1 可得轴的材料的敏性系数为0.85q，0.90q故有效应力集中系数为1(1)10.85(2.1081)1.94kq，1(1)10.90(1.461)1.41kq由附图 3-2 的尺寸系数0.64，由附图 3-3 可得轴扭转尺寸系数0.80轴按磨

33、削加工，由附图3-4 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即1q，则综合系数为11.941113.120.640.92kk11.411111.850.800.92kk又由3-1 与3-2 得碳钢的特性系数0.10.2:，取0.10.050.1:，取0.05于是安全系数caS值127522.833.123.860.1 0amSK115523.31771.850.0522amSK222222.83 23.3116.521.5228323.31caS SSSSS?故可知起安全。（2）齿轮左端面右侧抗弯截面系数3330.10.16527462.5Wdmm抗扭截面系数3330.20.265549

34、25Wdmm齿轮左端面左侧弯矩M为151.545231761.48162921.44151.5MN mm16.521.5caSS?截面上的扭矩3T为590940N mm截面上的弯曲应力162921.445.9327462.5bMMPaW截面上的扭矩切应力359094010.7654925TTMPaW过盈配合处的k，由附图 3-8 用插值法求出并取0.8kk，于是得：3.56k，0.83.562.85k；轴按磨削加工，由附图3-4 得表面质量系数为0.92故得综合系数为1113.5613.650.92kk1112.8512.940.92kk所以轴在截面右侧的安全系数caS值127512.713.

35、6655.930.1 0amSK11559.6410.7610.762.940.0522amSK222212.71 9.647.681.512.719.64caS SSSSS?，故该轴在截面右侧的强度也是足够的。6、低速轴滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴 63099 两 个，轴 6307 两 个，轴 选 用6312 两 个(GB/T297-1994)低速 轴滚 动轴承 的选 择及寿命校核低速轴寿命计算：7.681.5caSS?轴63099 两个，轴6307两个，轴选用 6312 两个(GB/T297-1994)1.查机械设计课程设计表6-1，得深

36、沟球轴承 631281.8rCkN额051.8rCkN2.查机械设计得 X=1,Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷31234061 831437.52234.5tNHF LFNLLo212623.92NHtNHFFFN在垂直面内轴承所受得载荷31231478.24 83523.22234.5rNVF LFNLLo21955.02NVrNVFFFN计算轴承 2 所受总载荷22222222623.92955.022792.31rNHNVFFFN轴承所受轴向力很小，所以当量动载荷：1.01 2792.31 02792.31praPfXFYFN4.已知预期得寿命 8 年，两班

37、制28830038400hLh基本额定动载荷3366606065.51 384002792.314.8740.81010hrrnLCPkNCkN额所以轴承 6308 安全，合格7、键的选择7.1、高速轴键的选择高速轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=32，通过查机械设计基础课程设计表4-1 圆头普通平键。选择2792.31PN键的选择高速 轴键 的选择中间 轴键 的选择的键尺寸：bbh=10815.94ppMPa低速 轴键 的选择h=108（t=5.0，r=0.25）,键的工作长度 L=40mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5 8=4mm。标记：键 10840 GB/T1096

38、-2003。传递的转矩142840TTN mm。按表 6-2 差得键的静连接时需用应力100pMPa,则321024284015.9444032ppTMPakld所以高速轴上的键强度足够。7.2、中间轴键的选择中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速大齿轮齿宽B=56mm，轴段直径 d=40mm，所以通过查机械设计基础课程设计表4-1 选用 bh=128（t=5.0，r=0.25）,键的工作长度 L=38mm,键的接触高度k=0.5h=0.5 8=4mm。标记：键 12838 GB/T1096-2003。低速小齿轮齿宽B=95，轴段直径d=40，所以选用 bh=128（t=

39、5.0，r=0.25），键的工作长度 L=56mm,键 的 接 触 高 度k=0.5h=0.5 8=4mm。标 记：键12 8 56 GB/T1096-2003。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短的键。传递的转矩2188700TTN mm则32102 18870062.164 3840ppTMPakld故轴上的键强度足够。7.3、低速轴键的选择低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=65mm，轮宽 B=90mm，通过查表机械设计基础课程设计表4-1 选用 bh=1811（t=7.0，r=0.25）,键的工作长度 L=

40、69mm,键的接触高度 k=0.5h=0.5 11=5.5mm。标记：键 181169 GB/T1096-2003。传递的转矩3590940TTN mm则32102 59094047.915.56569ppTMPakldbh=128bh=12862.16ppMPa联轴 器的 选择bh=181147.91ppMPabh=161087.15ppMPa箱体设计故安装齿轮的键强度足够。安装联轴器的键圆头普通平键，轴直径d=50mm，所以选键 bh=1610(t=6.0，r=0.25),键的工作长度 L=54mm,键的接触高度k=0.5h=0.5 10=5mm。标记：键161054GB/T1096-20

41、03。传递的转矩3590940TTN mm则3210259094087.153.55630ppTMPakld故选的键强度足够。8、联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性柱销联轴器1.减速器输入端142840TN mm选用 LX3型（GB/T 5014-2003）弹性套柱销联轴器，采用J1型轴孔，圆头普通平键，轴孔直径d=32mm,轴孔长度为 L=58mm2.减速器的输出端3590940TN mm选用 GICL3型（GB/T 5014-2003）鼓形齿式联轴器，采用J1型轴孔，圆头普通平键，轴孔直径d=50mm 轴孔长度为 L=82mm9、箱体设计

42、名称符号参数设计原则箱体壁厚10 0.025a+3=8 箱盖壁厚18 0.02a+3=8 凸缘厚度箱座b 15 1.5箱盖b1 12 1.5底座b2 25 2.5LX3 型（GB/T 5014-2003）弹 性 套 柱 销联轴器GICL3型（GB/T 5014-2003）鼓 形 齿 式 联轴器箱座肋厚m 8.5 0.85地脚螺钉型号df M20 0.036a+12 数目n 4 润滑、密封的设计润滑密封轴承旁联接螺栓直径d1 M16 0.75df 箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2 M12（0.50.6）df 连接螺栓的间距l180 150 200 轴承盖螺钉直径d3 10（0.40.5）df 观察

43、孔盖螺钉d4 8（0.30.4）df 定位销直径d 10（0.70.8）d2 d1、d2 至外箱壁距离C1 22、18 C1=C1min d1、d2 至凸缘边缘距离C2 20、16 C2=C2min df 至外箱壁距离C1 26 df 至凸缘边缘距离C2 24 箱体外壁至轴承盖座端面的距离1l57 C1+C2+(5 10)轴承端盖外径D2150、130、180 轴承旁连接螺栓距离S 60、50、80 注释：a 取低速级中心距，a190.5mm10、润滑、密封的设计10.1、润滑因为齿轮的速度都比较小，难以飞溅形成油雾，或难以导入轴承，或难以使轴承浸油润滑。所以，减速器齿轮选用润脂脂润滑的脂润滑

44、总结方式润滑。10.2、密封为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱盖的密封可以通过改善接合处的粗糙度，一般为小于或等于6.3，另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大，安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注U型密封圈。U型密封圈11、总结二周的课程设计结束了，本课程设计的任务是二级圆柱齿轮减速器。在这次课程设计过程中，由于时间很紧迫，但还是完成了设计任务，在设计过程中体会很深刻，“一失足成千古恨”这句话深深的印在自己的心中，在设计中，出过很多错误，而且每次出错都会引起一系列的错误，相当于再重算一次，再后来的计算过程特别要求自

45、己细心计算。在途中也遇到过很多问题，在老师和同学的细心帮助下都一一解决。在经过反复的计算和不断草绘过程中，学到不少东西，有些以前学的很乱，经这次设计把以前的内容有系统的总结，同时也培养了制作课程设计的思想和方法。通过这次课程设计，使我更加深入地了解了机械设计这一门课程。机械设计不仅仅是一门课，我们必须通过理论接合实际，深入地去了解其中的概念和设计过程，这样我们不但学到了理论知识，而且有助于提高我们的综合素质。这次设计不但涉及到我们学过的机械设计基础、画法几何及机械制图、理论力学、材料力学、CAD 制图等知识，还涉及到我们还没学过的公差与配合等。可见，机械设计是一门广泛综合的课程，单单靠教材学的点点是远远不够的，我们很有必要多点吸收课外的有关知识。今后一定要注意综合思考问题和解决问题能力的提高，尽可能在工作和学习中少走弯路，但决不能回避困难，遇到困难时要冷静思考，多看参考书，问老师和同学们，力争尽快解决问题，设计中的问题请老师多多指教。参考文献1、机械设计（教材）第八版，高等教育出版社，主编：濮良贵纪名刚2、机械设计课程设计手册，高等教育出版社，主编：吴宗泽。3、工程图学基础（教材），高等教育出版社，主编：丁一何玉林