机械设计基础课程设计-带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

机械设计基础
课程设计
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目录
1. 任务书
2. 电动机的选择
3. 传动装置总传动比计算并分配传动比
4. 传动装置的运动参数和动力参数计算
5. 齿轮传动设计及计算
6. 输入轴的设计结构计算
7. 输出轴的设计结构计算
8. 滚动轴承的选择计算
9. 键的选择
10. 联轴器的选择
11. 箱体的结构设计计算
12. 润滑方式的选择
13. 润滑油的选择
14. 密封选择
15. 参考资料
16. 学习小结
17. 零件图
1. 任务书
一、程设计的性质和目的
机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：
1．培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。

2．通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。

3．在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等。

熟悉个掌握机械设计的基本技能。

二、课程设计的内容
1．设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
2．运动简图
3．工作条件
传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。

4．原始数据
已知条件题号 1
输送带拉力F(N) 3.2
滚筒直径D(mm) 450
输送带速度V(m/s) 1.7
三、完成工作量
（1）设计说明书1份
（2）减速器装配图1张
（3）减速器零件图3张
四、机械设计的一般过程
设计过程:
设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试
五、课程设计的步骤
在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要设计环节，如下：
1．设计准备
认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。

2．传动装置的总体设计
首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总体布置。

3．传动零件的设计计算
设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸
4．结构设计（装配图设计）
首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。

在完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。

5．完成两张典型零件工作图设计
6．编写和整理设计说明书
7．设计总结和答辩
六、课程设计中应注意的问题
课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：
（一）全新设计与继承的问题
在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、先进的设计。

（二）正确使用有关标准和规范
为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，尽量减少的自制件。

（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系
在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸都应该由强度，刚度，结构。

加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要求来综合确定的。

（四）计算与图画的要求
进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行的。

先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进行必要的计算。

2. 电动机的选择
电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时
只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.
一 电动机类型和结构形式的选择
电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸
等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y 系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y 系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.
二 确定电动机的容量
电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或
大于电动机所需功率w P 1 工作机所需功率w P
根据公式计算:已知工作机阻力w F 和速度w V 则工作机所需功率w P 为: 1000
w
w w V F P =KW 式中:w F -工作机阻力,N w V -工作机线速度,m/s 将数据 w F =3.2KN ，7.1=w V m/s 带入公式 得1000
7
.110002.3⨯⨯=w P KW
2输出功率d P 已知=w P 5.44KW
由任务要求知: 滚链联轴承齿n a ⨯⨯⨯⨯=ηηηηη3 查表得:
0.99,0.970.97,0.99,0.96
ηηηηη=====带齿联卷筒轴承，
代入得:82.0=a η 由公式KW KW
P P a
w
d 63.682
.044.5==
=
η
选择额定功率7.5KW
在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:
1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率 2)轴承的效率通常指-对轴承而言
3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率
4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值. 3确定工作机转速
额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min 电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求
公式: min /100060r D
V
n w π⨯=
代入数据:V=1.7m/s,D=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩) min /19.72450
14.37
.1100060r n w =⨯⨯⨯=
为了便于选择电动机转速,需要先考虑电动机转速的可选范围。

由《机械设计课程设计》P6表2-1查得V 带传动常用的传动比范围,5~3,3~2==齿链i i 则电动机转速可选范围为：
m in /)75.1804~14.433(19.72)5~3()5~2(,r n i i n w d =⨯⨯=⨯⨯=齿链
4型号选择
综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4. (注:表格在课程设计书264页) 以下附电动机选择计算表:
电动机类型
Y 系列一般用三相异步电动机
选择电动机功率
KW V F P w
w w 1000
=
=w P 5.44KW
0.82a η=
输出功率: KW P P a
w
d 63.682
.044
.5==
=
η 确定电动机转速 1440r/min 型号选择
Y132M-4
（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P264）
3. 传动装置总传动比计算并分配传动比
电动机选定以后，根据电动机满载转速m n 及工作机转速w n 就可以计算出传动装置的总传动比为：
I 总=m n /w n =满载转速/工作机转速
由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比之积， 即： I 总=1i ·2i ·3i ·…·n i
式中n
i i i i ,,,321分别为各级传动比。

传动比分配合理与否，将直接影响传动装置轮廓尺寸、重量、润滑及减速器的中心距的选择计算。

但这些因素不能兼顾，因此，合理分配传动比是一个十分重要的问题，设计时应根据设计要求考虑分配方案。

在合理分配传动比时应注意以下几点：
1．各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。

2．应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。

3．应使各级传动件协调，结构匀称合理，避免相互干扰碰撞。

4．
传动装置的总传动
比
i =m n /w n =1440/72.19=19.95
i =19.95
分配各级传动比
初选齿轮传动比
4齿=i
99.44/95.19链==i
（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）
4. 传动装置的运动参数和动力参数计算
机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的是各轴的功率、转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。

计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定为0轴（电机轴）、1轴、2轴…，相邻两轴之间的传动比表示为i 01、i 12、i 23…，相邻两轴的传动比效率为η01、η12、η23、…，各轴的输入功率为P 1、P 2、P 3…，各轴的输入转距为T 1、T 2、T 3、…，各轴的输入转速为n 1、n 2、n 3…。

电动机轴的输出功率、转速、和转距为
P 0=P 0 KW n 0=n 0/01i r/min T 0=9550×P 0/n 0 N ·m
传动装置中各轴的输入功率、转速和转距分别为：
P 1=P 1 KW n 1=n 0/01i r/min T 1=9550×P 1/n 1=T 0i 01η01N ·m P 2=P 1 KW n 2=n 1/12 r/min T 2=9550×P 2/n 2=T 1i 12η12N ·m P 3=P 2 KW n 3=n 2/23i r/min T 3=9550×P 3/n 3=T 2i 23η23N ·m
根据上述计算可计算出各轴的功率、转速和扭距。

0轴
P 0=6.63 KW
0n =w n =1440r/min
T 0=9550×6.63/1440=43.97 N ·m
P 0=6.63KW n 0=1440r/min T 0= 43.97N ·m
1轴(高速轴) KW P P 50.699.099.033.6轴联01=⨯⨯==ηη
n 1=1440r/min
m T T ⋅=⨯⨯==43.09N 0.990.9943.97轴联01ηη
P 1=6.50KW n 1=1440r/min T 1=43.09 N ·m
2轴（底速轴） KW P P 24.699.097.050.6轴齿12=⨯⨯==ηη
360r/min 4
1440
齿12===
i n n m N ⋅=⨯⨯⨯==50.160496.097.009.43T T 齿链12ηη
P 2=6.24KW
n 2=360r/min T 2=160.50N ·m
3轴（滚动轴）
5.93KW 0.990.96
6.24轴链23=⨯⨯==ηηP P
min /14.7299。

4360
链23r i n n ===
m N i T T ⋅=⨯⨯==86.76899.496.050.160链链23η
P 3=5.93 KW
n 3=72.14r/min T 3=768.68N ·m
具体计算数据如下：
轴号 功率p/kw n r/min T (N ·m) i η 0 6.63 1440 43.97 1 0.99 1 6.50 1440 43.09 1 0.99 2 6.24 360 160.50 4 0.97 3
5.93
72.14
768.86
4.99
0.96
5.齿轮传动设计计算
设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。

该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。

按下表步骤计算：
计算项目计算内容计算结果
1.选择材料与热处理
方式因该齿轮传动比无特殊要求，故可
选一般材料，而且为软齿面。

小齿轮材料为45钢，调质处理，硬
度为(260~290)HBS.大齿轮材料为
45钢，正火处理，硬度(180~210)HBS
2.选择齿轮精度因为是一般减速器，故选择8
级精度，要求齿面粗糙度
Ka≤3.2-6.3m
初选8级精度
计算齿轮比
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮
在两轴之间对称布置，查书P127表7-10
4360/1440//2121====N N Z Z μ
K=1.25 μ=3.81 选择齿宽系数
查书P120表7-9
Ψd=1.1
应力循环次数
()
9
110
35.4283001005.114406060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==n njL N
9912
1009.14
1035.4⨯=⨯==i N N
911035.4⨯=N
921009.1⨯=N
许用接触应力
由书P126图7-18得Z NT1=0.9，Z NT2=0.95 由书P120表7-9查得05.1=H S
[]Mpa
S Z H H NT H 48005.1/5609.0/)(1lim 11=⨯=⨯=σσ[]Mpa S Z H
H NT H 81.34305.1/38095.0/)(2lim 12=⨯=⨯=σσ
[]Mpa H 4801=σ[]Mpa
H 8.3432=σ
齿轮分度圆直径
由于啮合接触应力是一样的，故用小齿轮应力计算
()
mm
Z Z KT d E H 61.7548041.1 2.5)4.81(189.81031.41.252H][d ))(1(2
2
43
2
23
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
ψ+≥
σμμ
mm d 62=
确定齿轮模数
29.227
75.611===
z d m 查表10.3可知,取标准模数m=2.5
取mm m 5.2=
实际齿数比和相
对误差
μ’=Z 2/Z 1=103/27=3.81
%75.40475.04
81.34,==-=-=∆μμμμ
μ’=3.81
%75.4=∆μ
计算齿轮主要尺
寸
mm mz d 5.67275.211=⨯==
mm mz d 5.2571035.222=⨯==
中心距 ()
mm z z m a 5.1622
21=+=
d 1= 67.5 d 2=257.5 a=162.5 b 2=75 b 1=80
齿轮宽 mm d b d 25.745.671.112=⨯=⨯=ψ
经圆整后取mm b 752=
mm b b 80521=+=
校核齿轮强
度
确定两齿轮的弯曲应力由书P123图7-16不查得齿轮弯曲
疲劳极限
σF lim1=370Mpa σF lim2=310Mpa
由最小安全系数SF=1.25
由书P126图7-19查得弯曲疲劳系数
Y NT1=0.85 Y NT2=0.9
[σF]1=(Y NT1×σF lim1)/SF=(0.85×370)/1.25=251.60Mp
a
[σF]2=(Y NT2×σF lim2)/SF=(0.9×310)/1.25=223.20Mpa
σF lim1=370Mpa
σF lim2=310Mpa
[σF]1=251.60Mpa [σF]2=223.20Mpa
两齿轮齿根的弯曲应力
计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P116表7-7
Y Fa1=2.57
Y Sa1=1.60Y Fa2=2.18
Y S2=1.79
比较(Y Fa1×Y Sa1)/[ σF]1=(2.57×1.60)/251.60=0.0163 (Y Fa2×Y Sa2)/[ σF]2=(2.18×1.79)/223.20=0.0175
Y Fa1=2.57
Y Sa1=1.60 Y Fa2=2.18 Y S2=1.79
计算大齿轮齿根弯曲应
力 Mpa z
m b Y Y KT S F F 28.3422
2
21
122==
σ
由σF 2=34.28Mpa<[σF ]2=223.20Mpa
弯曲强度足够
验算圆周速度V 并选取齿轮精度
s m s m n d V /6/09.51000
601
1≤=⨯=
π
查P127表7-11选8
级精度合适
齿轮几何尺寸计算
齿顶圆直径da
da 1=d 1+2ha=(Z 1+2ha*)m=(27+2) ×2.5=72.5mm da 2=d 2+2ha=(Z 2+2ha*)m=(103+2) ×2.5=262.5mm
齿全高h(c=0.025)
h=(2ha ’+C ’)m=(2 ×1+0.25) ×2.5=5.625mm
齿顶高 h f =(ha*+C*)m=3.125mm d f1=d 1-2h f =54-2×2.5=49mm d f2=d 2-2h f =257.5-2×3.125=251.25mm
da 1=72.5mm
da 2=262.5mm
h=5.625mm ha=2.5 d f1=49mm d f2=251.25mm
齿轮结构设
计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构
大齿轮的相关尺寸计算如下：
轴孔直径 ds=48
轴毂直径 D 1=1.6ds=76.8
ds=48 D 1=76.8 L= 40
轴毂长度 L=b 2=40
轴缘厚度 δ0=(3~4)m=6~8mm 轮缘内径 D 2=da-2h-2δ0=183 腹板厚度 C=0.3b 2=0.3×40=12
腹板中心孔直径 D=0.5(D 2-D 1)=0.5(183+76.8)=130 腹板的孔径d 0=0.25(D 2-D 1)=0.25(183-76.8)=27
齿轮倒角n=5.0m=1
δ0=7mm D 2= 183 C=12 D=130 d 0=27 n=1
6.输入轴的设计结构计算
主动轴 1d
根据P173表9-3得C=107~118
mm n P c
d )48.19-68.17(1440
50
.6)118-107(3
113
==≥ 若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5% 17.68×1.03=mm 21.18 19.48×1.05=mm 45.20 由设计手册19-10表19.2-4查取直径 取d 1=mm 22
主动轴结构设计并绘制结构草图
根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器
根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴
a)初步确定安装联轴器处直径mm d 221=因半联轴器轴孔长度Y 型，轴孔长度
mm 38 故取mm L 421=
b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故mm d 252=轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚mm 10 参考减速器箱体有关资料 箱体内壁到轴承距离为54故取轴段2的长度mm L 302=
c)由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取mm d 283= mm L 403=
d)由轴承初选6005的安装尺寸得知：
e)mm d 355= 由齿轮端到箱体内壁 mm 10 齿轮轮毂宽度为60mm ，为保证齿轮固定可靠，轴段 f)mm d 306= mm L 5.76= g)mm d 287= mm L 137= 由此初步确定轴的各段长度和直径
主动轴的强度校核 (1)计算作用力
圆周率F t =2000T 1/d 1=(2000×43.1)/67.5=1277.04N 径向力F r =F t ×tan α=1277.04×tan α=459.73N 由于直齿轮轴向力 Fa=0 (2)作主动轴受力简图 mm L 1004060=+=
水平弯矩：R HA =R HB =F t /2=1277.04/2=638.52N
M HC =R HB (L/2)=638.52×100/2=31926N ·mm
铅垂面弯矩：R V A =R VB =F r /2=459.73/2=229.87N
M VC =R V A (L/2)=229.87×100/2=11493.25 N ·mm
合成弯矩：mm N m m M vc HC c ⋅=+=+=76.33931)25.1149331926()(2222 mm N T m Me c c ⋅=+=68.42662))((22α α=0.6 脉动循环 校核危害截面的强度 [σ-1b]=60Mpa
mm b M d ec 7.317.15)601.0/5.33(10])1[1.0(1033=⨯⨯=-⨯≥σ 考虑键槽 d=17.7×1.03=mm 18 由 d 取mm 22 > max d
故轴的强度足够。

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改
7.从动轴的设计结构计算
(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由表14.4查得强度极限σB =650Mpa 再由表14.2得 许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa (2)按扭转强度估算直径由书P271表14.1得 C=107~118 mm n p c d )54.30~69.27(360
24.6)118~107(33
==≥ 由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得28.52~32.07由设计手册取标准直径mm d 351= a)绘制轴系结构草图
根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长 b)初步确定轴径mm d 351=轴段1的长mm L 501=
c)考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取
mm d 402=手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为mm 10，轴承
端盖厚度为mm 10，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62故mm L 5.542= 所以mm L 5.542=
d)由轴段3与轴承相适合初选一对6008深沟球轴承,故mm d 453= 由
(b 2/2)+a 1=(b 2/2)+a 2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5 故轴段3的长度
mm L 503=.
e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度mm L 524=
mm d 484=所以 mm L 524= mm d 484=
f)轴环取 h=(0.07-0.1)h 取mm h 6=，mm d 545=，mm h b L 4.84.15===，取整mm L 105=
g)轴段6与轴承相适应 mm d 456= mm L 206=
所以 mm d 456= mm L 186=
从动轴强度校核 (1)计算作用力
圆周率F t =2000T 1/d 1=(2000×768.86)/257.5=5971.73N 径向力F r =F t ×∂tan =1210×∂tan =2149.82N 由于直齿轮轴向力 a F =0N (2)从动轴受力
支撑点间距离L=50+48=98mm
水平弯矩：R HA =R HB =F t /2=5971.73/2=2985.87N
M HC =R HB (L/2)=2985.87×98/2=146307.39 N ·m
铅垂面弯矩：R V A =R VB =F r /2=2149.82/2=1072.91N
M VC =R V A (L/2)=1072.91×98/2=52670.59N ·mm 合成弯矩：
mm N m m M vc HC c ⋅=+=+=34.155499)59.5267039.146307()(2222
mm N T m Me c c ⋅=+=97.157634))((22α 校核危害截面的强度
由书P272表14.2 [σ-1b]=60Mpa
mm b M d ec 5.32)601.0/206(10])1[1.0(1033=⨯⨯=-⨯≥σ 由 d 取35> d max
故轴的强度足够。

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改
8.滚动轴承的选择计算
滚动轴承的选择：
1）主动轴的轴承
考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承 由手册P236表16-2选取6005深沟球轴承一对GB/T276-94
寿命计划：寿命10年两班制 轴承的预期寿命L 预=10×300×8×2=48000h 两轴承受纯径向载荷 由书表15.12 5.1=p f 0,1==Y X N F f P r p 60.689=⨯= 基本容量定动载荷
N nL P C 38.1107910
60(
1
6
==ε
）预
由书P96表15.14 1=T f 由球轴承ε=3
h P
Cf n L T h 27.51036)(6010610==
ε
由h h L L >10 故轴承寿命合格
2）从动轴的轴承
选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993 X=1 Y=0
N F f P r p 92.3223=⨯=
基本额定动载荷 N nL P C 76.517961060(
1
6
==ε
）预
由书P296表15.141=T f 由球轴承ε=3
h P
Cf n L T h 19.53071)(6010610==ε
由h h L L >10 故轴承寿命合格
9.键的选择
（1）主动轴外伸端d=22mm ，考虑键在轴中部安装轮毂长L=42mm 故由手册P183表14-21查得
（a ）选择键的型号和确定尺寸 选A 型普通键，材料45钢 键宽mm b 8=，键高mm h 7= 键长由书P249 长度系列mm L 45= （b ）校核键联接强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得 []
jy σ=100~120Mpa
A 型键工作长度 mm b L l 37845=-=-=
Mpa dhl
T
jy 26.304==
σ 由jy σ<[]
jy σ,则强度足够，键8×45 GB1096-79
（2）主动轴中部mm d 30= 考虑键在轴中部安装 轴段长mm 48 故由手册P183 表14-21 （a ）选键的型号和确定尺寸 选A 型普通键，材料45钢 键宽mm b 10= 键高mm h 8= 由书P279长度系列选键长mm L 46= （b ）校核键联结强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得 []
jy σ=100~120Mpa
A 型键工作长度l=L -b=46-10=36mm M p a
d h l T jy 95.1936
8301000
10.4344=⨯⨯⨯⨯==
σ 由jy σ<[]
jy σ,则强度足够，键10×45 GB1096-79
（3）从动轴外伸端mm d 35=考虑键在轴中部安装 轴段长mm 42由手册P183 表14-21
（a ）选键的型号和确定尺寸 选A 型普通键，材料45钢 键宽mm b 10= 键高mm h 8= 由书P279长度系列选键长mm L 36= （b ）校核键联结强度 Mpa dhl T jy 19.8826
8351000
50.16044=⨯⨯⨯⨯==
σ 由jy σ<[]
jy σ，则强度足够，键14×40 GB1096-79
（4）从动轴中部d=45mm 考虑键在轴中部安装
轴段长48mm 故由手册P183 表14-21
（a ）选键的型号和确定尺寸
选A 型普通键，材料45钢
键宽b=14 键高h=9
由书P279长度系列选键长L=45
（b ）校核键联结强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得
[]jy σ=100~120Mpa
A 型键工作长度l=L-b=45-14=31mm
M p a d h l T jy 14.5131
945100050.16044=⨯⨯⨯⨯==σ 由jy σ<[]
jy σ,则强度足够，键10×45 GB1096-79
10.联轴器的选择
在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然
后再根据联轴器所传递的转矩，转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。

对于已经标准化或虽为标准化但有资料和手册可查的联轴器，可按标准或手册中所列数据选定联轴器的型号和尺寸。

若使用场合较为特殊，无适当的标准联轴器可供选用时，可按照实际需要自行设计。

另外，选择联轴器时有些场合还需要对其中个别的关键零件做必要的验算。

（1）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，选强性柱销联轴器 由书P331表16.1得k=1.3
mm N TK T A ca ⋅=⨯==03.561.433.1
由手册P251表17-2 选YLD3联轴器 GB5843-86
轴孔的直径mm d 22= 轴孔长度l=52 Y 型
(2)输出轴转矩为mm N ⋅50.160
由手册P251表17-2 选YLD5联轴器 GB5843-86
轴孔直径打mm 35 轴孔长度mm L 42= Y 型 型号
公称转距 许用转速 轴孔直径 外径 键型 YLD3
25N.m 10000n/min 22 105 A 型 YLD5 63N.m 9000n/min 35 110 A 型
11.箱体主要结构设计计算
机座壁厚 mm a 81025.0≥+=δ 取mm 10
机盖壁厚 mm a 8102.0≥+=δ 取mm 10
机应凸缘厚 mm b 5.1= mm 15=δ
机盖凸缘厚度mm b 5.11= mm 151=δ
机座底缘厚度mm b 5.22= mm 5.272=δ 取mm 28
底脚螺钉直径 mm a d j 2.1912036.0=+= 取M16
底脚螺钉数 a≤250 n=4
轴承旁联接螺钉栓直径 mm d 75.01= mm d j 15= 取M10
联接螺栓d 2的间距 mm L 200~150=
轴承端盖螺钉直径 mm d d j 10)5.0~4.0(3== 取M10
窥孔盖螺钉直径 mm d d j 6)4.0~3.0(4== 取M6
螺栓扳手空间
至外机壁 22min =C
至凸缘边距离 20min 2=C
沉头座直径mm d 32=
轴承旁凸台半径 1221==C R
大齿轮顶圆与机壁距离 Δ1>1.2δ 取mm 13
齿轮端面与内机壁距离 Δ2=mm 10
机盖，机座肋厚 1185.0δ≈m 取mm 10 2285.0δ≈m 取mm 10
主动轴轴承端盖外径 mm d d D D 95)5.5~5(50)5.5~5(332=+=+主
从动轴轴承端盖外径 D 2=D+(5~5.5)d 3=50+(5~5.5) d 3=105mm
轴承端盖厚 t=(1~1.2)d 3 取mm 10
12.润滑方式的选择
减速器润滑方式，润滑油牌号以及用量，密封方式的选择
计算线速度
s m n d V /09.560000/)50.6714.3(100060/)14.3(11=⨯=⨯⨯⨯=
由mm V 12< 应用浸油润滑，飞溅润滑
13.润滑油的选择
由书P209表10.18得运动粘度s mm V /60250=
再由书P13表2.1得齿轮间润滑油选L-CKC68
机械油GB5903-95
最低~最高油面距（大齿轮）mm 10
需用油L 1左右
轴承选32-L 型润滑脂GB7324-1987
用油量为轴承1/3~1/2为空
14.密封选择
a)箱座与箱盖凸缘接合面的蜜蜂
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法
b)观察孔和油孔等处接合面的密封
在观察孔和螺塞与机体之间加石棉，像胶纸垫片密封c)轴承孔的密封
轴承盖间用毡圈密封
由手册P260表18-10
主动轴毡圈22 FZ/T920(0-11)
毡圈38 FZ/T920(0-9)
15.参考资料《机械设计基础课程设计》李建平马纲《机械设计基础》陈立德
《机械零件》郑志详
《机械设计课程手册》吴宗泽
《Auto CAD用户参考手册》李振格
《机械设计课程设计手册》吴宗泽，罗圣国《机械设计课程设计指导书》罗圣国，李平林《机械课程设计》周元康
《机械设计基础》杨可桢程光蕴
16.小结
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不可少的过程。

“千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。

我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。

这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。

这种意义不光是自己能够独立完成了设计任务，更重要的是在这段时间内使自己深刻感受到设计工作的那份艰难。

而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的艰辛，更重要的是背负恶劣的天气所付出的决心与毅力!
回想这一周，真的很累。

由于理论知识的缺乏，加上平时没有什么经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手，不过后来通过和同学一起讨论使得自己有了方向。

可是当我看到辛苦一周的成果后觉得这一切都是值得的，一种少有的成功的喜悦即刻使倦意消退。

通过这次课程设计，使我深深体会到，做任何事情都必须有耐心，细致。

在课程设计过程中，那些相关的计算不免让我心烦意乱。

具体来说那些数据自己计算了四遍，改了又该，回想起自己坐在图书馆里一天又一天不禁自己都有点佩服自己了。

短短一周的时间，使我发现自己所掌握的知识是如此地缺乏，自己综合运用所学专业知识能力是如此地不足。

通过这次课程设计不仅明白了知识对我们的重要作用，而且明白了与人交流的重要性。

在这种相互协调合作的过程中,口角的斗争在所难免,关键是我们如何的处理遇到的分歧,而不是一味的计较和埋怨.这不仅仅是在类似于这样的协调当中,生活中的很多事情都需
要我们有这样的处理能力,面对分歧大家要消除误解,相互理解,增进了解,达到谅解…..也许很多问题没有想象中的那么复杂,毕竟我们的出发点都是一样的。

这次课程设计中也使我们的同学关系更进一步了，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。

我的心得也就这么多了，总之，不管学会的还是学不会的的确觉得困难比较多，真是万事开头难，不知道如何入手。

最后终于做完了有种如释重负的感觉。

此外，还得出一个结论：知识必须通过应用才能实现其价值！有些东西以为学会了，但真正到用的时候才发现是两回事，所以我认为只有到真正会用的时候才是真的学会了。

名字
16.小结
一个星期的课程设计终于结束了,心里的一块大石头也终于落了下来,这个星
期的神经好象似一根绷紧着的弦,现在终于可以把绷紧的神经放松下来了.
在过去的一个星期中,明天都是面对一大推的数据,除了计算还是计算.真的蛮累的!但是我知道这是老师对我们的好,能让我们掌握好更多的专业知识,为以后的工作打好扎实的基础!
这一星期几乎每天晚上都很晚才睡觉,所做的着一切只是为了能把课程设计做的更好,取得一个好的成绩!
我和我的三个同学主要设计的是二级圆柱齿轮减速器.这课程主要是检验我们是否运用到书上和课上老师讲的知识重点,以及结合生产时间分析和解决工程实际问题的能力.
因为过去从来没有做个这个,所以一开始觉得丈二和尚摸不着头脑--无从下手.但是经过几天的努力就觉得好多了知道怎么把这个做好!
从这个星期的课程设计中我体会到了原来学习机械是不容易的,不过这门课程培养了沉着冷静的运用大脑全面思考为体,不去遗忘任何一个小的细节,同时培养了细心,不能马虎大意,要仔仔细细做好每一个步骤,在以后的人生道路上亦是
如此,踏踏实实一步一个脚印这样才能走向成功的彼岸!
总而言之,课程设计终于结束了,我终于可以放松一下了,调整好心态去迎接新的挑战!
16.小结
转眼间,一周的课程设计已经接近尾声.机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计减速器中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确在设计的过程中，培养了我综合应用能力及理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，主要靠组长的努力,但。