1、 机械设计课程设计1一级圆柱齿轮减速器 设计说明书姓 名 学 号 学 院 机械电气化工程学院 专 业 机械设计及其自动化 班 级 指导教师 张 涵 机械设计课程设计机械设计课程设计2课程设计任务书目 录一 前言3二 设计题目5三 电动机的选择6四 传动装置动力和运动参数7五 传动零件的设计计算9六 减速器轴的设计17七 滚动轴承的验算24八 键的选择的验算26九 联轴器的选择 26十 铸铁减速器结构主要尺寸 28十一小结29十二 致谢 29十三 参考文献 30机械设计课程设计6 课程设计任务书一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设
2、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教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用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。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 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。（4）机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，
3、通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图 1 张（A0 或 A1 图纸） ； 零件工作图 23 张（传动零件、轴、箱体等） ； 设计计算说明书 1 份，60008000 字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构
4、设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计7机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1 设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2 传动装置总体设计 确定传动方案圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3 各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带
5、传动、链传动、开式齿轮传动等） 。 减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等） 。4 减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5 减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6 零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。四、课程设计的基本要求1、 认真、仔细、整洁。机械设计课程设计82、 理
6、论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。3、 正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。4、 学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。5、 所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。五、减速器的设计计算、校核、说明和结果机械设计课程设计91.设计任务书1.1 设计任务设计一用于带式运输机上的三角带单级圆柱齿轮减速器，传动系统为采用两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。1.2 原始数据运输带拉力：F=4750N运输带速度：V=1.6m/s卷筒直径：D=390mm1.3 工作条件工作机空载启动，载荷
7、变化不大，单向运转使用期限 10 年，每天工作 8 小时，每年工作 300 天。运输带允许速度误差5%。2.传动系统的方案拟定传动方案如图： vF机械设计课程设计323.电动机的选择3.1 选择电动机类型按按工作要求和条件，选用三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。3.2 选择电动机的容量电动机所需工作功率为P = KWdwp因为P = KWw10FV因此 P = KWd由电动机至运输带的传动总效率为 = 1324式中： ， ， ， 分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。2取 =0.96， =0.98， =0.97， =0.96 则134 =0.960.980.97
8、0.96=0.85所以 P = = =8.94kWd10FV06.1753.3 确定电动机转速卷筒机工作转速：n= = r/min. D635.789014.36.按表 1 推荐的传动比合理范围，取 V 带传动的传动比 i =24，一级圆柱减速器传动比 1i =36,2则总传动比合理范围为：i =624，故电动机转速可选范围为：an d= i n=（624）78.35=（4701880.4） r/min.a符合这一范围的同步转速有：750，1000 和 1500 r/min.性能如下页表 1根据容量和转速，由有关手册查出，列表如下表，综合考虑选第二方案较合适，因此选型号 Y160L6，见机械设
9、计课程设计手册 第12 页P =8.94KWdn= 78.35r/min机械设计课程设计33表 1电动机转速 r/min传动装置的传动比方案电动机型号额定功率P kwed同步转速 满载转速电动机重量N总传动比V带传动减速器1 Y160M4 11 1500 1460 123 18.63 3.5 5.322 Y160L6 11 1000 970 147 12.38 2.8 4.423 Y180L8 11 750 730 184 9.32 2.5 3.734.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4.1 总传动比由式（7）i = = anm38.125.7904.2 分配传动装置传动比由式（8） i
10、 =i iao式中 i ,i 分别为带传动和减速器的传动比。为使 V 带o传动外廓尺寸不致过大，初步取 i =2.8，则 i= =ooai42.8.31n=87.31r/min.4.3 分配减速器的各级传动比因为为一级齿轮，故齿轮传动比为：i=4.425.计算传动装置的运动和动力参数 5.1 各级轴转速轴 n = = r/minomi43.68.2970轴 n= = = r/min 1i 8.7.卷筒轴 n = n =78.38 r/min5.2 各轴输入功率轴 P =P = P =8.940.96=8.5824KWd01d1轴 P = P = P =8.58240.980.97=8.158K
11、W223电动机的选择见机械设计课程设计手册第 167 页i =12.38ai =2.8oi=4.42n=78.38r/min.见机械设计课程设计指导书第 15页n =346.43r/minn =78.38 r/minn =78.38 r/min机械设计课程设计1卷筒轴 P = P = P =8.1580.980.96= 7.84KW2324其输出功率则分别为输入功率乘轴承效率 0.98。轴 P = P 0.98=8.58240.98=8.41kw轴 P = P 0.98=8.1580.98=7.99kw卷筒轴 P = P 0.98=7.840.98=7.68kw5.3 各轴输入转矩电动机输出转
12、矩：T = =9550 N mdmdnp95089704.、轴输入转矩：轴：T = T i = T i = N mdo01do154.2369.轴：T = T i =T i = N m1223 8.97.084.56卷筒轴输入转矩：T = T 4= N m.98.08.9各轴输出转矩轴：T = T 0.98=236.540.98=231.8 m轴：T =T 0.98=993.850.98=973.97 N m卷筒轴输出转矩：T =T 0.98=954.50.98=935.41 N m的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98.6.传动零件的设计计算6.1 V 带的设计6.1.1 已知
13、：电动机转速 n =970r/min,轴 n =346.43 r/min,m电动机输出功率 P =8.94KW。d查表 13-8 得 K =1.1，故 P = K P=1.18.94=9.83KwAcA6.1.2 选 V 带型号由 P =9.83KW，n =970 r/min,由图 13-15 查知，选 V.带 B 型带。cm6.1.3 求大小带轮基准直径 ，1d2P =8.5824KWP =8.158KWP =7.84KWP =8.41KWP =7.99KWP =7.68KWT = 88N mdT =236.54 N mT =993.85 N mT =954.5 N mT =231.8N m
14、T =973.97 N mT =935.41 N m机械设计课程设计1由表 13-9，取小带轮的基准直径 =160mm，现取 160mm1d由式表 13-9 得，= d （1- ）=2.8160(1-0.02)=448mm21n由表（13-9）取 =450mm（虽使 n 略有减小，但其范围小于 5，允许） 。2d6.1.4 验算带速 VV= m/s1.806971061mdnV 在 525 m/s 范围内，合适。6.1.5 求 V 带基准长度 L 和中心距 ad初步选取中心距a =1.5（ + ）=1.5 （160+450 ）=915mm01d2取 a =600mm，符合 0.7（ + ）a
15、2( + )1d201d2式（13-2）得带长=2a +L0 604156042 202121 ）（）（）（）（ dd=2158mm查表 13-2，对 A 型带选用 L =2240mm，再由式（13-16）计算实际中心距：daa + mm。0 6412584062Ld6.1.6 验算小带轮包角 1由式（13-1）得 =180 120，合适。1 1543.76410583.5712ad6.1.7 求 V 带根数由式（1315）得 z= lcKP)(0令 n =970 r/m， =160mm，i=2.8m1d查表（13-3）得 P =2.67KW0查表（13-5）得 =0.33 KW表 13-8
16、见机械设计基础第 218页P =9.83KWc表 13-9 见机械设计基础第 219 页=160mm1d=450mm2V=8.11m/s式（13-2）见机械设计基础第205 页a =600mm0式（13-16）见机械设计基础第220 页L =2240mmda641mm机械设计课程设计1由 = 查表（13-7 ）得 K =0.925 查表（13-2）得 K =1.0，由此可得17.5lZ= =3.540.192.)3.062(84取 4 根6.1.8 求作用在带轮轴上的压力 minF表（131）得 q=0.18 kg/m，故由式（1317）得单根 v 带的初拉力 = minF25.260qvzk
17、pc= N41.32.81076.49.3应使带的实际初拉力 F （ F ） 。0min作用在轴上的压力=2z sin =2570NminpFin 2154si.3426.1.9 带轮结构设计小带轮毂孔径 d = D =42mms电 动 机 轴小带轮基准直径 =84，即：故小带轮采用实心式1大带轮基准直径 =450 350mm，故采用腹板式2d1d6.2 齿轮的设计已知：载荷变化不大，传动比 i =4.42，小齿轮轴转速 n =n =346.43 r/min，传动功率2 1P=894 KW。6.2.1 决定传动形式因为 i =4.42，2直齿圆柱齿轮传动比 i4斜齿圆柱齿轮传动比 i7所以选择
18、斜齿圆柱齿轮传动。6.2.2 计算齿轮转矩 82069.043.698105.9n105.92161 PT mN6.2.3 选择齿轮材料、精度等级及热处理方法考虑减速器功率不大（结构尺寸要小） ，中速中载材料的工艺性、价格等因素，决定大小齿轮均选用 45#钢制造。式（13-1）见机械设计基础第205 页 = 154式（1315）见机械设计基础第 218 页表（13-3）见机械设计基础第214 页表（13-5）见机械设计基础第216 页表 13-7 见机械设计基础第 217 页K =0.925表 13-2 见机械设计基础第 212 页K =1.0lZ=4表 131 见机械设计基础第 212页=3
19、21.41NminF式（1317）见机械设计基础第 220 页=2570Nminp机械设计课程设计1采用软齿面 标准齿形（ ）350HBS20n小齿轮调质处理 HBS 1=241286 取 260大齿轮常化（正火）处理 HBS 2=217255 取 240查图（10-20c） ， （10-20b） 得：=420 MPa =350 MPalim1Felim2Fe查图（10-21d） ， （10-21c） 得：=590 MPa =550 MPalim1Hlim2H查表（108） 选 8 级精度的齿轮。6.2.4 初选小齿轮的齿数 和螺旋角1z初选 z =21，则 z =i z =214.41=92
20、.8212取 z =922实际齿数比: 38.4219zu传动比误差: 5%0.4所以所选齿数可用。选 6.2.5 按齿面接触疲劳强度设计参数由式（1021） 得：3212()tHEtdkTZu（1）初选 =1.3 （表 11-3）t（2）查表（10-7） 对称布置、软齿面 =0.9-1.4 取 1d（3）查表(10-6) =188EZ（4）查图（10-30） =2.4510H（5）査图（10-26）可根据公式计算 1.645（6）计算许用应力 、FH表 101 见机械设计211 页图 10-20c，b见机械设计第208，207 页图 10-21d，c见机械设计第209 页表（108） 机械设
21、计第 210 页z =211z =922式（10-21）见机械设计第218 页机械设计课程设计1应力循环次数 N =60n jL1h=60342.918300107.4810应力循环次数 N =60n jL i =7.4810 /4.422h281.6910 8查图（10-18） ， （10-19） 得:=0.89 =0.941NFK1NHK=0.92 =0.982 1=1.251.50 取 1.4（发生折断） 1（点蚀破坏）FSFSHS所以 ： = =267MPa1FNK1lim14.2089 =230 MPa2F4.3509= = =554.6MPa1HHNS1lim90.= =539M
22、Pa25098.（7）计算小齿轮的分度圆直径由式（1021） =48.62 mm321()tHEtdkTZu（8）初算圆周速度 tV= = =0.88m/st106nd10643.2.84.3（9）查表（10-2） 载荷平稳 电动机 KA1.0 查图（10-8） =0.88 8 级 =1.08tVvF = = =3619.91Nt12tdT6.403b= =1 48.62=48.62t= =774.45N/mm100N/mmbKtA62.48913表 10-7 见机械设计第 205 页表 10-6 见机械设计第 201 页图 10-30 见机械设计第 217 页图 10-26 见机械设计第 2
23、15 页N =7.481018N =1. 691028图 10-18 ，10-19见机械设计第206，207 页=0.891NFK=0.92 2=0.94 1NH=0.981K267MPaF=230MPa2=554.6MPa1H=539M Pa2图 10-21 见机械设计第 209 页d =48.62mm1t机械设计课程设计1查表 10-3 = =1.2kHF查表 10-4 对称布置 =1 b=48.62mmd231.50.8.10HKb =1.15+0.18+0.31 1.34236.4= = =2.37 nm1coszdt21cos.h=（2h +c ）m =（2+0.25）2.37=5.
24、33an.93.5648hb查表 10-4 1.34HK查图（10-13） =1.3FK = =1 =1.74NkAvH1.34.2K = =1 =1.671FFak9（10）校正=48.62 =53.58mm31dtt3.174（11）重新计算模数= = =2.496 mnz1cos2cos58.（12）计算实际中心距=167.09mm cos)16(cos21a）（取整数 a167mm（13）校正螺旋角=11.71672)5(arcos2)(rcos1 在 8-20 范围内且与假设值像接近，故其他参数无需修正。（14）计算分度圆直径 d 、d12v =0.88 m/st表 10-2 见机械
25、设计第 193 页图 10-8 见机械设计第 194 页表 10-3 见机械设计第 195 页表 10-4 见机械设计第 196-197 页= =1.2 kHF取nmh=9表 10-4 见机械设计第 196-197 页图 10-13 见机械设计第 198 页1.34HK=1.29FK =1.74NK =1.671F53.58mmd1机械设计课程设计1= =61.58mmcos1md98.26= =272.15mm2.5d 、d 不能圆整,而且后面的小数部分相加应为整数12(15) 计算齿宽 =1 =61.58mm (实际啮合宽度)db158.6取 b =65mm，b =65mm21（16）验算
26、取 b =60 b =65 b b 5102112查图(10-22) 在 8 级精度范围内，所以选 8 级精度合适设计汇总：Z =26 d =85.88mm b =65mm 11Z =115 d =272.15mm b =60mm222m =2 a=167mm n 7.6.2.6 齿根弯曲疲劳强度校核= =22.44cos311v94.02=98.3322v.查表(10-5) 用插入法 求得:查取齿形系数。由表 105 查得 =2.705， =2.185YFa1Fa2取应力校正系数。 由表 105 查得 =1.577， =1.788sa1sa2= = =1.419nmbsi98.i6Y =2.
27、705，Y =2.1851Fa2Fa167mma11.98 61.58mmd1272.15mm2b =78mm2b =84mm1图 10-22 见机械设计第 210 页22.441v机械设计课程设计1Y =1.577, Y =1.7881Sa2Sa查图(10-28) 得 : Y =0.90按式（1016）验算轮齿弯曲强度（按最小齿宽 52 计算） =22.66MPa1F12FaSnyKTbdm1F=20.7222112SaF1F齿根弯曲疲劳强度安全6.2.7 齿轮结构设计齿顶圆直径： d = = =66.36mm1acos)2(mhza98.1cs2)6(d = = =277.3mm2a)(a
28、.)5(齿根圆直径： d = = =55.7mm1fcos)(mhza.981cos2)50(26= = =266.63mm2f .6.2.8 齿轮的润滑因为.v=0.88m/s2mn8.321df此轴为齿轮轴。7.4.2 低速轴的结构设计（1）拟订装配方案齿轮，轴套，挡油环，轴承，轴承端盖，联轴器从左边装入；轴套，挡油环，轴承，轴承端盖从右边装入。（2）根据定位要求确定各段轴的直径和长度装联轴器的轴径最小，d=55mm。查手册 d=55mm，L 1=84mm。预选用 30213 轴承，查手册 d=65mm， D=140mm。d n1.4h 取 =23。VI-lVI-VIII 段轴安装挡油环和
29、轴承，直径为 65mm.，轴长为 20。则轴的总长 L=84+76+44+58+23+20=305。查手册 轴的总长无需圆整。7.5 轴的校核7.5.1 高速轴的校核)(82.530tan97cos)(.4.1062111 NFdTatrt 求垂直面的支承反力F = =390.02 v1Lr2)(F = F F=539.05 2rN求水平面的支承反力（图 c）F =F = =1245.46 H12t )(绘垂直面的弯矩图（图 b）M =F =83.55 N maVLM = F =60.45 N m/v12绘水平面的弯矩图（图 c）M =F =193.05 N maH1L求合成弯矩图（图 e）
30、。M = = 210.35N ma22aHv 2490.92 1tF（N） 927.09（N）1r a530.82（N）F =390.02 v1)(F = 539.05 2F =F =1245.46 H12)(N机械设计课程设计1M = = 202.29 N ma/22/aHav求轴传递的转矩（图 f）T= F =106.96 N mt1d求危险截面的当量弯矩校正系数 =-1/0=0.6T=0.6106.96=64.18M =83.55 N maVM =60.45 N m/M =193.05 N maHM = 210.35N maM =202.29 N m/T= 106.96 N m机械设计课
31、程设计1FartFFMavHMaMMT图 （ a,b)图 （ c）图 （ d）图 （ f）图 （ g）图 （ h）从图可见，a-a 截面最危险，其当量弯矩为M = =226.07e22Ta计算危险截面处轴的直径机械设计课程设计1轴材料为 45 号钢，调质处理，由表 141 查得 =650 MP ，Ba由表 143 查的许用弯曲应力 =55 MP ，则bad mm3601.721.033 beM考虑到键槽对轴的削弱，将 d 值加大 5，故d=1.0533=34.65 mm取轴径，合适，安全。7.5.2 低速轴的校核 )(82.50617)(29.378.49022NFNdTart求垂直面的支承反
32、力（图 b）F = =94 v1Lr)(F = F F=791.17 2rN求水平面的支承反力（图 c）F =F = =1189.15 H12t )(绘垂直面的弯矩图（图 b）M =F =141.2 N maVLM = F =16.78 N m/v12绘水平面的弯矩图（图 c）M =F =212.26 N maH1L求合成弯矩图（图 e） 。M = = 258.27N ma22aHvM = = 216.91 N m/ 求轴传递的转矩（图 f）T= F =424.5 N mt21d表 14-3 见机械设计基础第 245 页2378.29 2tF=885.17 r)(N=506.82 2aF =9
33、4 v1)(F =791.17 2NF =F =1189.15 H12)(NM =141.2 N maVM =16.78 N m/M =212.26 N maHM = 258.27N maM =216.91 N m/T= 424.5 N m机械设计课程设计1FartFFMavHMaMMT图 （ a,b)图 （ c）图 （ d）图 （ f）图 （ g）图 （ h）求危险截面的当量弯矩校正系数 =-1/0=0.6T=0.6424.5=254.7表 14-3 见机械设计基础第 245 页表 14-3 见机械设计基础第 245 页机械设计课程设计1从图可见，a-a 截面最危险，其当量弯矩为M = =3
34、34.54 N me22Ta计算危险截面处轴的直径轴材料为 45 号钢，调质处理，由表 141 查得 =650 MP ，Ba由表 143 查的许用弯曲应力 =55 MP ，则bad mm38601.541.03 beM考虑到键槽对轴的削弱，将 d 值加大 5，故d=1.0538=39.9mm取轴径，合适，安全。8. 滚动轴承的校核8.1 高速轴：预选 30209 轴承。d=45mm，D=85mm。轴承端盖的选择： 选用凸缘式轴承端盖（根据结构） ，HT150。螺钉直径：10 螺钉数：4d =d +1=10+1=11mm03D = D+2.5 d =135mmD = D +2.5 d =160m
35、m203e=1.2* d =12mmD =D-(1015)=100mm4D = D -3 d =105mm503D =D-(24)=107mm61）基本额定动载荷：C =53.5KNr基本额定静载荷：C =47.2 KNr0极限转速：5600 r/min所需轴承的寿命为：L =8 300 10=24000hhM =334.54 N me表 143 见机械设计基础第 246页d =11mm0D =135mmD =160mm2e=12mmD =100mm4D =105mm5D =107mm6C =53.5KN rC =47.2 KN r0机械设计课程设计12）求相对轴向载荷对应的 e 值与 Y 值
36、。已知 Fa=530.52N,所以相对应的轴向载荷为 =0CFa=0.011244705.33） 在表中可查得 X=1,Y=0。当量动载荷 P=f （XF +YF ）=722.4Npra4) 验算轴承 7310 的寿命（ ） =1.97 24000h36)(01Cnl 7.590164.2803710经计算，所需轴承寿命：L L =48000 h.h/5） 故所选 7310 型号角接触轴承合适。8.2 低速轴：轴承端盖的选择：预选 7313 轴承，d=65mm，D=140mm。选用凸缘式轴承端盖（根据结构） ，HT150。螺钉直径：10 螺钉数：6d =d +1=10+1=11mm03D =
37、D+2.5 d =135mmD = D +2.5 d =160 mm203e=1.2* d =12 mm D =D-(1015)= 100 mm4D = D -3 d =105 mm503D =D-(24)=107 mm61）基本额定动载荷：C =89.8KNr基本额定静载荷：C =75.5 KNr0极限转速：4500 r/min所需轴承的寿命为：L =8 300 10=24000hh2） 求相对轴向载荷对应的 e 值与 Y 值。已知 Fa=506.82N,所以相对应的轴向载荷为 =0CFaP=722.4N1.97nl710d =11mm 0D =135mm D = 160 mm2e=12 m
38、mD =100 mm 4D =105 mm 5D =107 mm6C =89.8KN rC =75.5 KN r0L =24000hhP=1062.204N机械设计课程设计1=0.006775082.63） 在表中可查得 X=1,Y=0。当量动载荷 P=f （XF +YF ）=1062.204Npra4) 验算轴承 7313 的寿命（ ） =2.94 24000h36)(01Cnl 9.42016204.83710经计算，所需轴承寿命：L L =24000 h.h/5） 故所选 7313 型号角接触轴承合适。所以采用脂润滑方式润滑。轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖（根据结构） ，HT150。
39、轴承外径 D=140mm，螺钉直径 d =12，螺钉个数：6 个39 联轴器的选择：计算转矩：T =K T， （查表 141 得，K =1.3）caAA则 T = K T=1.5316.64= 736.398N m按照计算转矩 T ，半联轴器公称转矩的条件。 选 LT9 型ca公称转矩：T=100Nmn=2850r/min L=112mm L =84 D=250mm d=50mm1材料：铸钢10 键联结的选择与验算10.1 键联结的选择10.1.1 高速轴键 所需开键槽轴径分别为：d =40 mm1轴段长度为：L =61mm，选择 A 型圆头普通平键，其参数分别为：键：键宽 b=10 mm键高
40、 h=8 mm键长 L=22110，取 L=50mm键槽 t=5.0 mm，t =3.3 mm，1键槽倒角 r=0.250.4 10.1.2 低速轴键所需开键槽、的轴径分别为：2.94nl710表 14-1 见机械设计第 351 页T =736.398N mca机械设计课程设计1d =55 mm，d =68 mm12轴段长度分别为：L =82 mm，L =58mm，12键：键宽 b=14 mm键高 h=9 mm键长 L=36160，取 L=70 mm键槽 t=5.5 mm，t =3.8 mm，1键槽倒角 r=0.250.4 键：键宽 b=20 mm键高 h=12 mm键长 L=36160，取
41、L=50 mm键槽 t=7.5 mm，t =4.9mm，1键槽倒角 r=0.250.4 10.2 校核键的强度高速轴 键：查表（10-10）可知，键联结的许用挤压应力为： =100120，P由平键联结的挤压强度条件 = PdhlT4P得： = = MP09.105892.166因为： P故高速轴键是安全的，合适。低速轴 1 键：查表 10-10 可知， =100120P由 = = MPPdhlT409.54107954.269因为： P低速轴 1 键是安全的，合适。低速轴 2 键：查表 10-10 可知， =100120P由 = = MPPdhlT45.4105864.269因为： P低速轴
42、2 键是安全的，合适。查表 10-10 见机械设计基础第158 页 = 19.09MPP =54.09 MPP = 4.5MPP机械设计课程设计111 减速器机体结构尺寸名称 符号 尺寸关系（mm）机座壁厚 一级：0.025a+18 取 =8机盖壁厚 1一级：0.025a+38 取 =81机座凸缘厚度 b 1.5 取 b=12mm机盖凸缘厚度 b 11.5 取 b1=12mm机座底凸缘厚度 b 2 2.5b2=20mm地脚螺钉直径 df 0.036a+12 取 d =22.38mm M24f地脚螺钉数目 n 当 a250 时，n=6 轴承旁联接螺栓直径 d 10.75d 取 d =17mm M
43、20f1机盖与机座联结螺栓直径 d 2（0.50.6）d 取 d2=12mm M16f轴承端盖螺钉直径 d 3（0.40.5）d 取 d3=10mm M12f窥视孔盖螺钉直径 d 4（0.30.4）d 取 d4=8mm M8f定位销直径 d （0.70.8）d d=9mm2d f、d 、d 至外12机壁距离c 1分别为 34mm,26mm,22mmd f、d 、d 至凸12缘边缘距离c 2分别为 28mm,20mm,14mm轴承旁凸台半径 R 1 c =28mm2凸台高度 h 应保证大轴承旁凸台的扳手空间外机壁至轴承座端面距离 l1c +c +（812）取 l =50mm121大齿轮顶圆与内机
44、壁距离 1.2 取 =11mm齿轮端面与内机壁距离 2 取 =10mm2机盖、机座肋厚 m 、m1m 0.85 ，m0.8511轴承端盖外径 D 2 D =1.25D+102机械设计课程设计1轴承端给凸缘厚度 t （11.2） d 3轴承旁联结螺栓距离S 尽量靠近，以 M d 与 M d 互不干涉为准，一般1取 SD 2六、小结:通过近一个学期的努立，我基本上按要求完成了机械设计课程设计中指定的各项任务，通过这次设计，进一步提高了我的机械知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识解决工程实践问题的能力。由
45、于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。机械设计课程设计1七、致谢:对于这次设计的完成,首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛勤。承蒙张涵老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师张涵给予了我耐心的指导和帮助,表现了他对工作高度负责的精神，同时也感谢给给我带画法几何 、机械工程材料 、 互换性与测量技术以及材料力
46、学的老师，没有这些课程做基础，是无法完成机械课程设计的，感谢你们！在我的设计过程中，还得到了众多同学的支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心的感谢和永远的祝福！ 对于这次的课程设计，还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础 。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。最后，再一次衷心的感谢赠与我知识、给予我帮助的所有老师，你们传递的知识使我受用一生，你们的恩情我会铭记一生！虽然说谢谢二字不足以表达我的感情，但是仍然对你们说声“谢
