1、目 录1、设计题目 1二、传动装置总体设计 1三、选择电动机 11、选择电动机类型 12、选择电动机的容量 13、确定电动机转速 24、确定传动装置的总传动比和分配传动比 31、总传动比 32、分配传动装置传动比 3五、计算传动装置的运动和动力参数 4六、齿轮设计 5（一）高速级大小齿轮的设计 51、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 52、按齿面接触疲劳强度设计 53、按齿轮弯曲疲劳强度设计 74、几何尺寸计算 95、圆整中心距后的强度校核 10（二）低速级大小齿轮的设计 111、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 112、按齿面接触疲劳强度设计 113、按齿轮弯曲疲劳强度设计 134、几何
2、尺寸计算 155、圆整中心距后的强度校核 16两对圆柱齿轮的参数 177、轴的设计 171、轴上的功率、转速和转矩 172、作用在齿轮上的力 173、初定轴的最小直径 184、轴的结构设计 18（一）轴的结构图及转矩图 21八、轴承的选择及计算 22九、低速轴上键的选择和校核 23十、低速轴大齿轮的设计 23十一、箱体结构的设计 24十二、减速器的各部位附属零件的设计 25十三、润滑方式的确定 26十四、参考资料 27十五、总结 270一.设计题目设计一两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作 300 天，减速器设计寿命 10 年，电压为三相交流电
3、（220V/380V）.运输带允许速度误差： 5（重点设计两对斜齿轮）卷筒直径 D=250mm,运输带的有效拉力 F=2300N,运输带速度 电源 380V,三相交流.smv/2.1二.传动装置总体设计1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大。将联轴器设计在高速级。 其传动方案如下： 三、选择电动机1.选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压 380V，Y 型。2.选择电动机的容量KWPd电动机所需的功率为：FV10所以1K
4、WFVPd10电动机功率； 负载功率； 传动总功率。dPW由电动机到运输带的传动总功率为： 4231由机械设计课程设计指导书(第二版)_龚溎义P12 得：圆柱齿轮的传动效率：0.96 每对轴承的传动效率：0.991 2联轴器的传动效率：0.99 卷筒的传动效率：0.963 4则 83.09609.6.02424231 所以 KWFVPd .83.1由机械设计课程设计 王宪伦编表 8-110 可知，满足 条件的电动机额定功deP率应该取 。kWed43.确定电动机转速卷筒的工作转速为min/72.91250.16106rDVn查机械设计课程设计指导书(第二版)_龚溎义P7 表 1：二级圆柱齿轮减
5、速器传动比 ，所以总传动比合理范围为 ，故电动机转速的可选范围84i减 速 器 60i总是： in/3872.910rn总卷 筒电 机符合这一范围的同步转速有 750r/min、1500r/min 和 3000r/min。根据容量和转速，由机械设计课程设计 王洪 邹培海表 12-1（P112）查出有三种适用的电动机型号，因此有 3 种传动比方案如下：电动机转速r/min传动装置传动比方案电动机型号 额定功率KW同步转速 r/min 满载转速 r/min重量N总传动比 V 带传动减速器1 Y112M-4 4 1500 1440 430 125.65 3.5 35.902 Y132M1-6 4 1
6、000 960 730 83.77 2.8 29.923 Y160M1-8 4 750 720 1180 62.83 2.5 25.13综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可见第二方案比较适合。因此选定电动机型号为 Y132M1-6，由机械设计课程设计指导书(第二版)_龚溎义(P15)其主要参数如下；2满载时型号额定功率 kWPed/额定电流 A转速 min/r效率 功率因数起动电流/额定电流起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M1-64 9.4 960 84 0.77 6.5 2.0 2中心高 H HDACL2/外 形 尺 寸 安装尺寸 B地脚螺栓孔直径 K
7、轴伸尺寸 ED装键部分尺寸 GDF132 516345315 216178 12 3880 1041简图如下：四、确定传动装置的总传动比和分配传动比4.1 总传动比由选定的电动机满载转速 和工作机主动轴转速 ，可得传动装置总传动比为mnn47.102.96i总4.2 分配传动装置传动比查机械设计手册 第三卷 秦大同 （P15-9）中表 15-1-8 中的图（a）的传动比分3配方法得：， 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近， ，取 ，21ii总 215.3ii214.i故83.47.104.1总ii.283.7012ia注： 为高速级传动比， 为低速级传动比1i 2i五 计算传动装置的运动和动
8、力参数为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。将传动装置各轴从高速至低速依次定为 轴轴 、轴 、 各轴转速min/5.91n742.0iin/58396i/:1rrinr卷卷 筒 轴 ：轴 ：轴 ：轴各轴的输入功率 WPkd 831.296.097.271344.0:213 卷卷 筒 轴 ：轴 ：轴 ： 轴各轴 的输入转矩由机械设计课程设计 王洪 邹培海(P24)查的转矩公式，电动机轴的输出转矩为dTmNnPTmdd 13.960.590）（卷 筒 轴 ： ）（轴 ：轴 ：轴 卷 mNTid 71.30496.0.192)(.8832.:32146、齿轮设计高速级大小齿轮的设计1、
9、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20。（2）运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择 7级精度。（3）材料选择根据课本表 10-1：小齿轮材料为 40Cr（调质） ，齿面硬度 280HBS；大齿轮材料为 45 钢（调质） ，齿面硬度 240HB。（4）选小齿轮的齿数 Z1=24；则大齿轮齿数 齿数取 9292.183.242i2、按齿面接触疲劳强度设计(1)、由设计公式（10-11）进行试算小齿轮分度圆直径，即 3 211 HEdHtt ZuTK1） 、确定公式内的各计算数据由课本 P212查，试选 =1.3；tK计算小齿轮传递的
10、转矩mNnPTd 4661 103.9.105.05.9由课本表 10-7 选取齿宽系数 d=1；由课本表 10-5 查得材料的弹性影响系数 ；2/18.9MPaZE由课本图 10-20 差得区域系数 ；5.2H由课本式（10-9 ）计算接触疲劳强度用重合度系数 。874.03.14 708.12/tan579.23tan92tan89ta2/n 59.3/0cosr/cosr 841244aa 1*222111 Zzzh 计算接触疲劳许用应力 H5由课本图 10-25d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HMPa大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250HMPa由课本式 10-
11、15 计算应力循环次数8912 9102.783.64107648.230iNnjLh由课本图 10-23 取接触疲劳寿命系数 。95.0,.21HNHNK取失效概率 1%，安全系数 S=1，由课本式（10-12 ）得1lim0.9654NHKMPaS2li2 2.取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1H2MPaH5.22） 、试算小齿轮分度圆直径 td1 mZuTKdHEdHtt 890.45.270819.83.103.23 243 211 (2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备 计算圆周速度smsndvt /05.2/10698.4106 齿宽 bmt
12、d12）计算实际载荷系数 HK由课本中表 10-2（P192）查得使用系数 1AK根据 、7 级精度，由课本图 10-8（P194）查得动载系数smv/05. 09.1AK6齿轮的圆周力mNmNbFKdTAtt /10/64.39/890.4/162./ 2131 3查课本 P195表 10-3得齿间载荷分配系数 .HK由课本 P196表 10-4用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数 。421.HK由此，得到实际载荷系数86.142.09.1HVA3) 由课本 P204式（10-12） ，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径mKdHtt 7.63.18.431及
13、相应的齿轮模数zdm920.4/076./13、按齿轮弯曲疲劳强度设计（1）由课本 P200式（10-7）试算模数，即321FsadFtt YzTK1）确定公式中的各参数值试选 。3.1FtK由课本 P200 式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。689.07.152075.2.0Y计算 。FsaY由课本 P200 图 10-17 查得齿型系数 。21.,63.21FaFaY由课本 P201 图 10-18 查得应力修正系数 。785ss由课本 P209 图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为MPaPaFF30,502lim1lim由课本 P208 图 10-22
14、查得弯曲疲劳寿命系数 90.,87.21FNNK7取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本 P207 式（10-14 ）得MPaSKFNF 29.4.138097572lim21li1 016.29.4785621FsasY因为大齿轮的 大于小齿轮，所以取sa016.2FsasaFY2）试算模数mmzTKFsadFtt184. 016.24189.3.233 （2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备(a) 圆周速度 vmzmdt 416.28184.1 ssnv /28./09.60(b) 齿宽 bmd416.28.1(c) 宽高比 b/h67.104.2/6.8/ 64.2.5hb
15、mcta2)计算实际载荷系数 KF(a)根据 v=1.424m/s,七级精度，由课本 P194 图 10-8 查得动载系数 KV=1.078（b）由mNmNFKdTtA /10/6.82/416.28/03.1/ 323 31 查课本 P195 表 10-3 得齿间载荷分配系数 KF=1.2由课本 P196 表 10-4 用差值法查得 KH=1.417，结合 b/h=10.67查图 10-13得KF=1.34则载荷系数为72.134.081FvAFK由课本 P204 式（10-13 ）得按实际载荷系数算到的齿轮模数mmFtt 29.13.184.3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式 m
16、 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大少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，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.299mm，并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径 =46.076mm，算出小齿轮齿数1d 25038.276.411 zdz取大齿轮齿数 975.9283. 212zi 取z1与 z2互质这样设计的齿轮传动，既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.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmzd194275021（2）计算中心距a2
17、/50/21（3）计算齿宽db19为了保证设计齿宽 b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，即 mbbb 50,58m,60-510-5211 取）（5、圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行调整。本例采用变位法将中心距就近圆整至 。在圆整ma175时，以变位系数和不超出图 10-12a 中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如等保持不变。bmz21、 齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，已明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数和1 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶
18、高降低系数。 07.1.3/)25(/)( 07.1)2tan/(1)2048.3()tan(9 .15/)20cos1rs/)cosar(21 yxminvivzivinz 从图 10-21a 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2 分配变位系数 。21x、由图 10-21b 可知，坐标点（ ）=（ ）位于 L14 线和 L15 线之间。2/,xz035.,61按这两条线作射线，再从横坐标的 处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是1z、。503.2.01xx、（2）齿面接触疲劳强度校核前面以算出各数值。这里直接使用：854.0,8.19,5.2,83. ,7612/14ZM
19、PaZi mdmNTKEH将它们代入，得到503 854.0195.283.4610.823431HEHdMPa MPau齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（3）齿根弯曲疲劳强度校核前面以算出各数值。同样，这里也直接使用：10。25,1689.0,7.1 ,21.,7.163.3214 zmYYYNTKdSa FaSaFaF将它们代入式中，得到： 1 2342321 2342317.61 51689.07.0.7254. .FdsaFFdsaFMP MPazmYTKz齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。低速级大小齿轮的设计1、材料选
20、择1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为 45Cr（调质） ，硬度为 2800HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。2） 精度等级选用 7级精度；3） 试选小齿轮齿数 Z128，大齿轮齿数 Z22.74=76.72，取 ；72Z2、按齿面接触疲劳强度设计由设计公式（10-11）进行试算小齿轮分度圆直径，即32112HEdHtt uTK（1）确定公式内的各计算数据1)试选 =1.3；tH2)小齿轮传递的转矩 。mNT90.313)由课本表 10-7 选取齿宽系数 d=1；4)由课本表 10-5 查得材料的弹性影响系数 ；2/18.9MPaZE5
21、)由课本图 10-20 差得区域系数 ；3.2H6)由课本式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 。11870.32.14 728.1/20tan6.23tantan708tan2/ 6.37/cos7r/cosr 71828208a2a 43*444333 Zzzh 7）由图 10-25d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HMPa大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250HMPa由课本式 10-15 计算应力循环次数78128106.974./0635./ 10635.2310iNjLnh由课本图 10-23 取接触疲劳寿命系数 KNH1=0.9，K NH2=0.958）
22、计算接触疲劳许用应力取失效概率 1%，安全系数 S=1，由课本式（10-14 ）得1lim0.96540NHKMPaS2li2 2.取 和 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即1H2Pa5.（a）试算小齿轮分度圆直径 代入 中较小的值td1HmmZuTKdEdHtt54.83 5.2870193.74.2109.2 253 21 （b）计算圆周速度=106ndvt s/0.169583.（c）计算齿宽 b及模数 mt mdt 54.83.112984.25.31zdmttmchta 714.6.5.012* 4.71.6583b（d）计算载荷系数 K根据 v=0.400m/s,7级精度
23、，由课本 P195图 108查得动载系数 ；04.1VK查课本 P195表 10-3得直齿轮 1.FHK由机械设计书 P192表 102查得使用系数 ；A由机械设计书表 104查得 7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，426.1HK由 ， 查机械设计书图 1013得 ；.hb26.1HK42.1FK故载荷系数：63.42.10.HVAH(e)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1012）得mKdtFt .93.1654.831（f）计算模数 m2.80.91z3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由课本式（10-7）得弯曲强度计算公式 321FsadFtt YzTKm1）确定公式中的各参数值
24、试选 3.1FtK由课本式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数：684.072.15075.2.0Y由课本图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数 , .1FNK9.02FN13计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由课本式（10-14）得 MPaaSKFNF 29.44.13809.1.52lim21li1 查取齿形系数由图 10-17查得 .,5.21FaFaY查取应力校正系数由图 10-18 查得 8.1,6.21sasa计算大、小齿轮的 FSYMPaaYFsasF 0167.29.4851343621大齿轮的数值大，所以取 0167.2FsasaFY2）设计计算 mmYzT
25、KFsadFt1. .814.9.332532 （2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v.mzmdt 91.6281.1 ssnv /27.0/05.60齿宽 bmd91.6.1宽高比 b/h1445.1297./61/ 975.41.02hb mmcta2）计算实际载荷系数 KF根据 v=0.297m/s,七级精度，由课本图 10-8 查得动载系数 KV=1.02,/1023.169./04.1/ 4321 35 mNbFKdTtA 查表 10-3 得齿间载荷分配系数 KFa=1.1由表 10-4 用差值法查得 KH =1.426,结合 b/h=12.45查图 10-1
26、3 得 KF=1.4则载荷系数为 571.4.102FvAF由课本式（10-13）得按实际载荷系数算到的齿轮模数mKmFtt 25.3.12.3 可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2.255mm,并就近圆整为标准值 m=3mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径 =90.10mm，算出小齿轮齿数1d31,0.3.93 zmz取大齿轮齿数： 854817.24i 取Z3和 Z4互质4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmzd25389143（2）计算中心距a174/92/4315（3）计算齿宽mdb9313为了保证设计齿宽 b 和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5-10）mm，即 mb9,100-8-54
27、3取 ）（5、圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行调整。本例采用变位法将中心距就近圆整至 。在圆整ma175时，以变位系数和不超出图 10-12a 中推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如等保持不变。bmz21、 齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，已明确齿轮的工作能力。（2）计算变位系数和计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 69.034.1/)75(/)( 03.1)2tan/(16)208.()tan2(8 .175/)0cos14rs/)cosar(243 y
28、xminvivzivinz 从图 10-21a 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数 。21x、由图 10-21b 可知，坐标点（ ）=（ ）位于 L14 线和 L15 线之间。2/,xz039.,6按这两条线作射线，再从横坐标的 处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是1z、。504.3.021xx、（3）齿面接触疲劳强度校核前面以算出各数值。这里直接使用：。874.0,8.19,3.2,74. ,190612/14ZMPaZi mdmNTKEH将它们代入，得到163.16 874.0193.274.901.2331HEHdHMPa MPaZuTK 齿面接触疲劳强
29、度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（4）齿根弯曲疲劳强度校核前面以算出各数值。同样，这里也直接使用：。31,1684.0,5.1 ,21.,65.,.29372 zmY YYNTKdSa FaSaFaF将它们代入式中，得到： 1 2342321 2342319. 1684.05.09.57.84.0 FdsaFFdsaFMP MPazmYTKz 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。两对圆柱直齿轮的参数：名称 符号 公式 齿 1 齿 2 齿 3 齿 4齿数 z25 97 31 85分度圆直径 dmz50 194 93 255齿顶高 ah2 2 3
30、3齿根高 ff5.12.5 2.5 3.75 3.75齿顶圆直径 aah54 198 98 260齿根圆直径 fdff45 189 85.5 247.5中心距 2/)(1zm122 174齿宽 bd58 50 100 93七、轴的设计 低速轴的设计1.轴上的功率 、转速 和转矩PnTmNrKW90.31in,/5.91,97.22.作用在齿轮上的力17切向力 NTFt 43.2853109d24径向力 tr .76.an3.初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为 45钢，调质处理。根据课本表 15-3，取 120AmPAd3.45.91726n330min输出轴的最
31、小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，故先选联轴器。d联轴器的计算转矩 ，查课本表14-1 ，考虑到转矩的变化很小，故TKAca,则： 3.1AK mN17.409.3.1查机械设计课程设计 孙岩编表2-144，选择LT型弹性柱销联轴器,型号为:LX2型联轴器,其公称转矩为: mN7.4056半联轴器 的孔径: .故取 半联轴器长度 ,半联轴器Id321d21 82L与轴配合的毂孔长度为: .IL4、轴的结构设计(1)轴上零件的定位,固定和装配减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段
32、直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求, 轴段右端需制出一轴肩,故取 段的2132直径 ,左端用轴端挡圈定位 ,查手册表按轴端去挡圈直径md352,半联轴器与轴配合的毂孔长度: ,为了保证轴端挡圈只压在半D4 160Lm联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取: .5821初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据: md352由机械设计课程设计孙岩编表2-120，选取6208型轴承，尺寸:，故 左端滚动轴承采用套筒进行104BDd mld18;4078743 而18轴向定位,右端滚动轴承采用轴肩定位.取 =48mm76d取安装齿轮处轴段4-
33、5的直径： ，齿轮左端与左轴承之间采用套筒m45定位,已知齿轮轮毂的宽度为93mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取： ,齿轮右端采用轴肩定位 ,轴肩高度 ,取 ,则ml9054 0.7hdmh4轴环处的直径： 轴环宽度： ,取 。 hd53261.4bl86-5轴承端盖的总宽度为： ,取： ml523取齿轮距箱体内壁距离为: ，s=8mm,T=18mm18aasTl 49)7681(43 由于这是对称结构，算出 l7至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接1）齿轮与轴的连接按 查课本表6-1,得:平键截
34、面 ,键槽用键槽铣刀加工,长 md45 149bh为: .0为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为： 76nH2）半联轴器与轴的联接, 查课本表6-1，选用平键为: ,半联轴10845bhL器与轴的配合为: .76nH滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为: .6m(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表15-2,取轴端倒角为: ,直径作用在齿轮上的力19切向力 NTFt 43.2853109d24径向力 tr .76.an求作用于轴上的支反力水平面内支反力: NFNHNH129,129垂直面内支反力: VV4343作出弯矩图分别计算水平面和
35、垂直面内各力产生的弯矩. mNLFMNVH3951047123计算总弯矩: 2vHM60771作出扭矩图: NT18543096.作出计算弯矩图: 22TcamNMca172 mNTc 2198654102221校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.危险截面在A的左侧。333.9245.0. mdWMPaMca71.8由表15-1查得 ，因此 ，故安全。6 1ca轴的结构图及转矩图208、轴承的选择及计算211.轴承的选择为：深沟球轴承6208。查机械设计课程设计邹培海编表15-4得： KNCorr 8.15,8.2由课本表13-6，取 。2.1df NFNHVr 64.12
36、95439222211 由于轴承只受径向力作用 fPrd 8.561对于球轴承， 3536 107.1420.90CnLh按每年 300 个工作日，每天两班制，寿命为 110 年设计寿命 10 年，所以合适。因此，全部键满足要求。九、低速轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径 ,查课本表 6-1得：md45;32-1（齿轮） 键 1： 94hb（联轴器）键 2： 8022键的校核键 1： ；键 2：mL50mL45查表 6-2得 ： 键的材料为钢，与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力取为：，则：MPaP2键 1： 4.61450.931231 PMpaPdlKT 键 2：
37、 70323 PP al十、低速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构mda5022代号 结构尺寸和计算公式 结果轮毂处直径 1D.61.45sd72轮毂轴向长度 LB93倒角尺寸 n0.nm1.5齿根圆处的厚度 0(2) 12腹板最大直径 110fd223.5板孔直径 0d01.5()D62.5腹板厚度 c3cb齿 宽 27.9如图所示十一、箱体结构的设计查机械设计课程设计指导书 龚溎义 P26 得减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 ma835.102.8箱盖壁厚 1118648机盖凸缘厚度 b.512机座凸缘厚度 1223箱座底凸缘厚度 2b2.520地脚螺钉直径 fd查
38、机械设计课程设计 16地脚螺钉数目 n 查机械设计课程设计 4轴承旁联接螺栓直径 110.75fd12机盖与机座联接螺栓直径 2d=2f)6.( 8轴承端盖螺钉直径 3=3fd5.048视孔盖螺钉直径 4d= f)( 6定位销直径 = 28.07d6， ， 至外fd12机壁距离1C查机械课程设计指导书表 4 34 22 18， 至凸缘边f2缘距离2查机械课程设计指导书表 4 20 16外机壁至轴承座端面距离 1l= + +1lC2)18(45大齿轮顶圆与内机壁距离 11.2115齿轮端面与内机壁距离 22 15机盖，机座肋厚 m,1110.85,.m 127,m十二、减速器的各部位附属零件的设
39、计.(1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.(2)放油螺塞24放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使
40、机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.(5)启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6）定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.(7)环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及
41、搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。(8)调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.(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机体13、润滑方式的确定1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度 ，并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润smv12滑，箱体内选用 SH0357-92中的 50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离 m603轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的 ，采用稠度较小润滑21脂。减速器密封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承
42、，并阻止润滑剂的漏失。1.轴外伸端密封毛毡圈油封。2.轴承靠箱体内侧的密封挡油环253.箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为 6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于。十四、参考资料1王洪、邹培海.机械课程设计M.北京：清华大学出版社,2009.52陈国定、吴立言.机械设计(第九版)M.北京：高等教育出版社，2013.53孙岩、陈晓罗.机械设计课程设计M.北京：北京理工大学出版社
43、，2007.34秦大同、谢里阳.现代机械设计手册(第三卷)M.北京：化学工业出版社，2011.15王宪伦、徐俊.机械设计课程设计M.北京：化学工业出版社，2010.76杨恩霞、刘贺平.机械设计课程设计M.哈尔滨：哈尔滨工业出版社，2012.77成大先.机械设计手册(第五版)(第四卷)M.北京：化学工业出版社，2008.1十五、总结在前几周的计算过程中我遇到了很大的麻烦，首先是在电机的选择过程中，在把一些该算的数据算完后，在选择什么电机类型时不知道该怎么选择，虽然课本后面附带有表格及各种电机的一些参数我还是选错了，不得不重新选择。在电机的选择中我们应该考虑电机的价格、功率及在设计时所要用到的传动
44、比来进行选择，特别要注意方案的可行性经济成本。在传动比分配的过程中，我一开始分配的很不合理，把减速机的传动比分成了 4，最后导致在计算齿轮时遇到了很大的麻烦。不得不从头开始，重新分配。我们再分配传动比的时候应该考虑到以后的齿轮计算，使齿轮的分度圆直径合理。在把电机的选择、传动比选定后就开始进入我们这次课程设计的重点了：传动设计计算。在一开始的时候我都不知道从哪儿下手，在和其他人的讨论与研究下，明白了传动设计中齿轮的算法和选择。在选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数时，我们一定得按照书上的计算思路逐步细心地完成，特别一些数据的选择和计算一定要合理。当齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择完成时，在分别
45、按齿面接触强度设计和按齿根弯曲强度计算，最后通过这两个计算的对比确定分度圆直径、齿轮齿数。这次设计中最后一个难点就是轴的设计，通过查找各种文献以及总结，最后确定了低速和高速轴，由于材料力学没怎么学好导致计算遇到了麻烦，这也充分的体现了知识的连贯性和综合性。在平时的学习中任何一个环节出了问题都将会给以后的学习带来很大的麻烦。在计算结束后就开始了画图工作，由于大一的时候就把制图学了，又学了电脑制图导致很自己手工画起来很吃力，许多的画图知识都忘记啦，自己还得拿着制图书复习回顾，导致耽误了许多时间，通过这次的课程设计我更加明白我们所学的每一科都26非常重要，要学好学的学硬。在画图过程中，我们应该心细，特别注意不要多线少线同时也要注意图纸的整洁，只有这样才能做出好的图。说实话，课程设计真的有点累然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这 3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有 2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来这次课程
