1、 2009 级机械设计课程设计 1重庆交通大学机械设计课程设计说明书设计题目：设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器 学生姓名： 学 号： 学 院： 机电学院 专 业： 机械设计自造及其自动化 班 级： 工程机械一班 指导教师： 胡启国 2012 年 5 月 22 日2009 级机械设计课程设计 2设计目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择33. 选择电动机44. 分配传动比45. 传动系统的运动和动力参数计算56. 设计高速级齿轮67. 设计低速级齿轮118. 减速器轴及轴承装置、键的设计15轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计15轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计17轴（输出轴
2、）及其轴承装置、键的设计209. 滚动轴承及键的校和计算寿命2410. 润滑与密封2711. 箱体结构尺寸2712. 设计总结2913. 参考文献292009 级机械设计课程设计 3设计任务书题目： 设计用于链式运输机的二级圆锥-圆柱齿轮减速器1）参考传统方案2）工作条件连续单向工作，工作时有轻微振动，使用期 10 年，经常满载荷，两班制工作，运输链工作速度允许误差为 5%，减速器由一般厂中小量生产。3）原始数据题 号 E3运输链工作拉力 )(NF5000运输链工作速度 )(1smv0.90运输链链轮齿数 Z10运输链节距 )(p80一.各主要部件选择目的 设计计算与说明 主要结果动力源 电动
3、机联轴器 弹性联轴器齿 轮 锥齿直轮传动 高速级做成锥齿，低 速级做成直齿轴 承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承2009 级机械设计课程设计 4链 轮 滚子链二：电动机的选择设计计算与说明 主要结果电动机的输出功率的计算 工作机所需有效功率为 Pw FV4000N0.9m/s=3.6 W310锥齿轮的传动(7 级精度)效率为 1=0.97圆柱齿轮传动(7 级精度)效率为 20.98 球轴承传动效率(四对)为 30.99 4弹性联轴器传动效率(一个)取 40.99运输链轮效率为 50.96要求电动机输出的有效功率为： kwPw 15.496.09.087.1634543210 要求电动机输出
4、功率为：Po=4.15kw类型 根据有粉尘的要求选用 Y（IP44）系列的电动机 选用Y（IP44）系列选用查得型号 Y132S4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 Pe=5.5KW满载转速 n=1440 r/min满载时效率 =85.3%功率因数 78.0cos额定转矩 T=2.2满载时输出功率为 WPer 5.469183.05略大于 ，在允许范围内rPo选用Y（IP44）系列Y132M2-6型封闭式三相异步电动机三：分配传动比设计计算与说明 主要结果2009 级机械设计课程设计 5分配传动比传动系统的总传动比为： wmni工作机满载时输入轴的转速 min/90610.106rPZv电
5、动机的满载转速 i/4rm故总传动比 1690i42501ii 4162i 16i42四：传动装置的运动和动力参数计算设计计算与说明设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 0 轴、1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于 0 轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。根据 n2= n1 in3= n2P1= P0 P2= P1 200/95T11可以算出如下结果：传动系统的运动和动力参数计算结果
6、轴号 发动机 两级锥-圆柱减速器 工作机2009 级机械设计课程设计 60 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min） n0=1440 n1=1440 n2=720 n3=180 n4=90转矩 T(Nm) T0=27.52 T1=27.25 T2=52.92 T3207.45 T4397.9功率 P(kw) P0=4.15 P1=4.11 P2=3.99 P3=3.91 P4=3.75两轴联接 联轴器 锥齿轮 圆柱齿轮 链 轮传动比 i i01=1 i12=2 i23=4 i34=2传动效率 9.010.97120.98230.9634五：高速级齿轮的设计（锥齿轮的设计）设计计算
7、与说明 主要结果选精度等级、材料和齿数）选用直齿锥齿轮传动。）速度不高，故选用级精度）材料选择。由机械设计表 6.1 选取小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）选小齿轮齿数 1，大齿轮齿数 2 1 1224=48,取 Z2=49。符合互为质数。 1Z2=752009 级机械设计课程设计 7按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 uKTZdRRHEt 21231 5.09.2）确定公式内的各计算数值（）试选载荷系数 4.tK（2）计算小齿轮传递的转矩45151 106.514/.0.9/0.9 nPT mN（3）选取齿宽系数 3R
8、（4）知齿轮，查得节点区域系数 5.2HZ（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaE（5）由图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大PaH60lim齿轮的接触疲劳强度极限 H502lim（6）由式 6.11 计算应力循环次数9160961(8)1.8430hNnjL92.843/.0.57（7）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数10.9NZ2.NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为 S=1 1lim.6054HHMPaS设计计算与说明 主要结果2009 级机械设计课程设计 9按齿面接触强度设计2lim0.9552.NHHZMP
9、aaSMP25.31/).4(/)(21）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得tdmdt 21.694.315.0342.5189.2231 （）计算圆周速度sndvt /8.106.94.1064（）模数及主要尺寸的确定模数： ，取 。8.24.1zm.3m分度圆直径： zd7149322节锥角： 1.6211arctgzrt9.39012锥距 582dR平均分度圆直径： mRm 65.41)3.051(4).0(1 齿宽 bR2.30取 253 ）校核齿根弯曲疲劳强度（1） 弯曲强度校核公式： YmbKFFRVAt )5.01(cos0.3m721d42009 级机械设计课程设计
10、10设计计算与说明 主要结果齿根弯曲疲劳强度（2）确定各参数平均分度圆处螺旋角 ，则0m1cosm查得动载系数 1.15 齿向载荷分布系数VK2.K使用系数 故1A 8VA（3）分度圆圆周力 3411 105.2)315.0(.372)5.0(2zmTdFRt （4）齿轮系数 YF和应力修正系数 YS9.14.1cos221 u303226.5cos4111zZe7.89222e查表 6.4 得 65.1FY23.F8S71S（5）许用弯曲应力可由下式算得 srFXNPYminl由机械设计图 6.15 可查出弯曲疲劳极限应力MaF230limPaF1702li查得寿命系数 .11NY查得 ，8
11、5sr .2sr查得安全系数是 .FS故许用弯曲应力 1805tF2009 级机械设计课程设计 11设计计算与说明 主要结果齿根弯曲疲劳强度MPaYSsrFXNP 49.258.013min1l1 srFXP .6.72inl213178.25 58.12)3.05(0.6FPMa2122 6978FPF MaY因此满足齿根弯曲疲劳强度齿面接触强度验算 ）齿面接触强度验算HERVAtmH zudbKF1)5.01(2接触强度寿命系数 NZ最小安全系数 .minHSMPaWNHP 541.60inli2 5.49 108.95.214.3).051(072362.8.1)( 3632HHERVA
12、tmMPazudbKF 因此齿面强度足够2009 级机械设计课程设计 12六.设计低速级圆柱直齿传动设计计算与说明 主要结果）选用级精度）由表 6.1 选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS。）选小齿轮齿数 ，241Z大齿轮齿数 96i取 962241Z96按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(.HEdtt ZuTkd1） 确定公式各计算数值（1）试选载荷系数 .tK（2）计算小齿轮传递的转矩mNnPT45252109. 720/9.31.9/（3）选取齿宽系数 d（4）由表 6.3 查得材料的弹性影响系数2/18.9MPaZE（5）由
13、图 6.14 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 a52li（）由式 6.11 计算应力循环次数8160305.71(80).710hNnjL825.7/4（）由图 6.16 查得接触疲劳强度寿命系数10.96NZ21.05NZ2009 级机械设计课程设计 13按齿面接触疲劳强度设计（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得1lim0.96576NHHZMPaS2li2.5.a） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1Hmdt 86.70)5.9(406.312. 21 （） 计算圆周速度 vsnvt /1
14、34.608.7.106（） 计算齿宽mdbt 1（） 计算齿宽与齿高之比模数 Zmtnt 95.2486.701齿高 67.0./870/ 425.hbmnt（） 计算载荷系数 K根据 ，级精度，查得动载荷系数smv/134. 09.1VK假设 ，由表查得NbFtA02.H由表 6.2 查得使用系数 1AK由表查得42.186.70123.0)16.0(8.12.23bKdH查得 35F2009 级机械设计课程设计 14设计计算与说明 主要结果按齿面接触疲劳强度设计故载荷系数 862.14.209.1HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 mdtt 87.3./862.
15、70/331（）计算模数95.4/./1Zm按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为 321FSdnYZKT）确定公式内的计算数值（） 由图 6.15 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 F382（） 由图 6.16 查得弯曲疲劳寿命系数10.85NZ20.NZ（） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1.3，由式得1.5 326.93NFEFMPaaS220.8 57.FEFZP（） 计算载荷系数 6.13.29.1FVAK（）查取齿形系数由表 6.4 查得 65.aY.a（）查取应力校正系数 由表 6.4 查得8.1S74.12S2009 级机
16、械设计课程设计 15设计计算与说明 主要结果按齿根弯曲强度设计（）计算大小齿轮的 ，并比较FSaY01527.3.257468.9.1FSaY大齿轮的数据大） 设计计算mm47.2015.241.6.34对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.47，并就近圆整为标准值2.5按接触强度算得的分度圆直径 d86.701算出小齿轮齿数 取 3.25/1mZ281Z大齿轮齿数 取42i 5.2m81Z2几何尺寸计算）计算分度圆直径 mmZd2805.1721）计算齿根圆直径 f 19).().( 52211 ）计算中心距 mda752/
17、8072/1 ）计算齿宽宽度 6b 701d28验算NdTFt 9.48365021mbKtA /10/.79.483合适2009 级机械设计课程设计 16七.减速器轴及轴承装置、键的设计设计计算与说明 主要结果1轴 1 的设计：a) 求作用在锥齿轮上的力：因为锥齿的 dm1=72mm，节锥角 1=26.1，则周向分力为：F t=2T2/ dm1=2*72/0.061=1769.9N，垂直于分度圆圆锥母线分力为：F= Fttg=1390.29*tg26.1=566.38N ，径向分力为：F r1= Fcos 1=458.77N，轴向分力为 Fa1= Fsin 1=169.98N，法向载荷为 F
18、n= Ft/cos=1966.5N，如图：b) 初步确定轴最小半径：先按式 15-2 估算轴最小直径。选轴材料 a为 45 钢（调质） ，由 表 11.3 取 C=112，则有 dmin=19.088mm，这 a是安装联轴器的直径，为使所选的轴直径 d1与联轴器孔径相适应，故要选联轴器的型号：联轴器计算转矩Tca=KAT2=1.3*54.16=66508Nmm（查 表得取 KA=1.3） ，则查表选用 aYL5YLD5 型联轴器，其公称转矩为 63Nm，半联轴器孔径为d1=24mm，故取 d- =24mm，半联轴器长 L=40mm，半联轴器与轴配合毂长为 L1=38mm。c) 轴的结构设计：轴
19、上零件装配如图： 2009 级机械设计课程设计 20 为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段右端要有一轴肩，故取- 段直径为 d- =28mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上不压在轴端面上，取 L- =36mm。初步选定滚动轴承，因轴承同时受径向力，根据 d- =28mm，取用30206 型号单列圆锥滚子轴承，其尺寸为 d*D*T=30mm*62mm*17.25mm，则有 d- =d- =30mm，L =17.25mm，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径 d- =36mm。右端轴承与齿轮之间应有一套同
20、固定，-长应为：取 L- =17.5mm，取套同长 10mm。设装齿轮处轴段的直径为 d- =25mm，此轴段应短于轮宽，取 L- =36mm。取轴承端盖总宽为 20mm，外端面与半联轴器右端面间距离为 20mm，故取 L- =40mm。结合变速箱结构，取 L- =60mm。轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按 d-=30mm 由 查得平键截面 b*h=8mm*7mm，键槽用铣刀加工，长 20mm，同时为了c保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为 H6/n5；同样，半联轴器与轴的连接，用平键为 5*4*30，半联轴器与轴的配合为 H6/k5，滚动轴
21、承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为 H6/js5。2009 级机械设计课程设计 21求轴上的载荷：先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时，从 查得 a=13.8mm，因此作出简支梁的轴支承夸距：为 cL=86.9mm。由上可知 B 截面为危险截面。将 B 面的个数列于下表：载荷 水平面 垂直面支反力 FNH1=340.43N FNH2=1049.86NFNV1=117.71N FNV2=363.01N弯矩 MH=29821.72Nmm MV1=10311.444Nmm总弯矩 M=31554.09Nmm扭矩 T2=54.16Nm按弯扭合成应力校核轴的强度
22、：由 式及上表的数值，取 =0.6，轴的计算应力为：a16.014Mpa，因为轴的材料前以选定为NdFt 33123 1049.750.645 钢，由 表查得其 -1=60Mpa，故安全。a2轴 2 的设计：1） 轴 1、2 的转速和功率转矩：P1=4.11Kw，n1=1440r/min，T1=27.25N.mP2=3.99Kw，n2=720r/min，T2=52.92N.m2） 求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力圆周力： NdTFt 33123 1049.705.径向力： ntr 2.6taa3 轴向力： 0a（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上
23、的力与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力： NFtt 9.1752径向力： Ntr 9.163.09.176cosan22 轴向力： ta 45i13）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，3PdCn2009 级机械设计课程设计 22调质处理。根据机械设计-表 15-3，取 ，于是得：12C2335.718.0PdCmn轴的最小直径显然是轴承处轴的直径 和d取 d34)轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(a)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，根据
24、，选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥md3滚子轴承 32006 型，其尺寸为 ，mTDd1753得： l1732006 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取h5.2mdV3取安装齿轮处的轴段-，-的直径，取 ，dV40dVV50，mV， ，mlVII 51. lIV8， ， ，V2 l4 m23lV5(3)轴上零件的周向定位齿轮采用平键联接，按 ，查机械设计表得dV40平键截面 ，联接圆柱齿轮的平键长度为 63mm，mhb812联接圆锥齿轮的平键长度为 36mm.5）求轴上的载荷2009 级机械设计课程设计 23对于 32006 型圆锥滚子轴承 ，ma12计得： ， ， 根据轴的计算简图作出
25、mL731702L843轴的弯矩图和扭矩图。如下图所示2009 级机械设计课程设计 24载荷 水平面 垂直面支反力 F NNH5.230169NFNV3.7215弯矩 M mH41N3.022 mMV401N.23总弯矩 VH4.5706211 m3222扭矩 T NT6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即圆柱齿轮的截2009 级机械设计课程设计 25面，取 ，轴的计算应力：6.0前已选定轴的MPaWTMca 5.472)(413254.607)( 22221 材料为 45 钢，调质处理，由机械设计表，查得 ，因此601，安全。1ca3.轴 3 的
26、设计即输出轴及其轴承装置、键的设计1）3 轴上的功率 P3,转速 n3 和转矩 T3， ，kwP91.3min/803rnmNT53107.22）求作用在齿轮上的力圆周力： dTFt .92745234径向力： Nntr 7.4620tan.13a4 轴向力： 0a3）初步确定轴的最小直径先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料 45 钢，调质处理。根3PdCn据机械设计表 11.3，取 ，于是得：12mp03.4589.33轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 。为了使所选的轴直径Vd与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转Vd矩 ，取 。3TKAca4.1AmN869
27、02.按照计算转矩 应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计师ca手 册（软件版）选用 TL8 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N.m。半联轴器的孔径为 45mm，故取 ；半联轴器长dV45度为 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 。mL12 mL812009 级机械设计课程设计 264）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（a）为了满足半联轴器的轴向定位的要求，-轴段左 端需制出轴肩，故取-段的直径 ，半联轴mdV50器与轴配合的毂孔长度 ，为了保证轴端挡圈只压在半mL841联轴器上面而不压在轴的端面上，故-段的长度应比 L1略短一些，现取 。
28、lV0(b) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。根据 ，查机械设计师手册mdV5（软件版）选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32011，其尺寸为 ，故TD2390，而 ，滚动轴承采用mdV5 lV轴肩进行轴向定位，轴肩高度 ，因此，取h5.60(c)取安装齿轮处的轴的直径 ；齿轮左端与左轴承之间dv6采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 。mlv70齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 ，取 ，则dh0.6h， 。因、两轴在箱体内的长度mdvI7dV60大致相等，取 ，
29、l3。 。 。lv12V1 mlV163）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面；联接圆柱齿轮的平键截面mlhb63945184）求轴上的载荷对于 32011 型圆锥滚子轴承 ，a92009 级机械设计课程设计 27载荷 水平面 垂直面支反力 F NNH3.1902852 NFV8231N6.弯矩 M mH4 mMV49总弯矩 H1672扭矩 T NT035) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即安装齿轮处，取 ，轴的计算应力：6.0MPaWTMca 5.1652).(.183254.4909)( 22232 前已选定轴的材料为 45
30、钢，调质处理，由机械设计， 查得 ，因此 ，安全。Pa6011ca计得： ， ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩mL81235图。如下图所示。2009 级机械设计课程设计 282009 级机械设计课程设计 29九滚动轴承及键的校和计算寿命主要结果 主要结果1，输入轴的轴承1）.按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的预期寿命取为：Lh29200h由上面的计算结果有轴承受的径向力为 Fr1=340.43N，轴向力为 Fa1=159.90N，2） 初步选择滚动轴承型号为 30206，其基本额定动载荷为 Cr=51.8KN，基
31、本额定静载荷为 C0r=63.8KN。3） 径向当量动载荷 NNVHr 43.06.187.5432221211 FNVHr .0.67.94322222动载荷为 ，查得 ，则有arrYP.01Nr 2.0.1534.由 式 13-5 得 a hrh LPCnL 104.53012.3986601 6满足要求。输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 mlhb3045圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为 。2782)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为 MPaP120键的工作长度 ，mbl5.1720l20，合适PP MadlkT.8.6
32、5.4131，合适PPl 2.70.120232 2 轴的轴承（1）选择的圆锥滚子轴承型号为 32006，尺寸为，基本额定动载荷 。mTDd1530 NC340（2） 当量动载荷2009 级机械设计课程设计 30前面已求得 ，NFNH5.2301， ， ，.692V.71 NFV572a4轴承 1、2 受到的径向载荷为：NVHr 1043.5.2021211 F676922 轴承 1、2 受到的轴向载荷为：查简明机械工程师手册-表 7.7-39 得 .YYFrd3107.541Nr8262da 4.65.11402轴承的当量动载荷为：)(arPFYXf按机械设计-表 13-6 查得 2.1Pf
33、 Nfar 7.1832)4.6507.04(.111 YrP 3.)2(2（3）验算轴承寿命因为 ，所以按轴承 2 的受力验算。21对于滚子轴承， 。3/10hPCnLh 3820)45.(6)(60/102 减速器的预定寿命 Lh9310，合适。h3 3 轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联接圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为 mhb36812联接圆锥齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。mhb368122)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的工作长度 ，MPaP0bl512631l3622009 级机械设计课程设计 6，合适PP MadlkT2.36518.02
34、1231，合适PPl 8.4.2324 输出轴的轴承（1）选择的圆锥滚子轴承型号为 32011，尺寸为，基本额定动载荷mTDd23905。NC4（2） 当量动载荷前面已求得， ， ，FH3.1NFH.1852FV8231NV62轴承 1、2 受到的径向载荷为：NVHr 3.902211F678.8522 轴承 1、2 受到的轴向载荷为：查简明机械工程师手册-表 7.7-39 得 .1YYrd 9.306.11NFr2782da.519轴承的当量动载荷为：)(arPFYXf按机械设计查得 2.1Pf Nr 8.12)9.3506.140(111 faP 3778.)2(22（3）验算轴承寿命因为
35、 ，所以按轴承 1 的受力验算。21对于滚子轴承， 。3/0hPCnLh 45028)8.240(.76)(603/113 减速器的预定寿命 hh95，合适。输出轴的键1）选择键联接的类型和尺寸2009 级机械设计课程设计 6联轴器处选用单圆头平键，尺寸为 mlhb63914圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为 。582)校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的工作长度 ，MPaP120bl5621431ml56，合适PP MadlkT7.94568.02131，合适l 23十.润滑与密封1 润滑方式的选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。根据
36、 I，II ，III 轴的速度因子 ，I ，II，III 轴的轴承用脂润滑dn2密封方式的选择由于 I，II，III 轴与轴承接触处的线速度 ，所以采用毡圈密封smv103.润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械设计课程设计可选用中负载工业齿轮油 N100 号润滑油。十一减速器箱体结构尺寸：1 箱座壁厚 ，8)(0125.2md9取2 箱盖壁厚 3 箱座凸缘厚度 b.3.4 箱盖凸缘厚度 5115 箱座底凸缘厚度 m.2.26 地底螺钉直径 ，取 M2412)(081f dd7 地底螺钉数目 4n8 轴承旁联接螺栓直径 ，取 M18mf75.12009 级机械设计课程设计 69 箱盖与
37、箱座联接螺栓直径 取 M12mddf12)6.05(210 联接螺栓的间距 l112 窥视孔盖螺钉直径 ,取 M8f.7)4.3(413 定位销直径 mdd6.98.07214， ， 至外箱fd12壁距离CC单 位， 4,212115 轴承旁凸台半径 R02116 凸台高度 mh5817 箱体外壁至轴承座端面距离 mCl 47)1(2119 大齿轮顶圆与内箱壁距离 .20 齿轮端面与内箱壁距离 m221 箱盖，箱座筋厚 ， 5.8.011m5.8.022 轴承端盖外径 D3262D16223 轴承旁联接螺栓距离 mS024 大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离 5.4625 箱底至箱底内壁的距离 27
38、26 减速器中心高 mdHa2187627 箱体内壁至轴承座孔端面的距离 CL5)0(1128 轴承端盖凸缘厚度 me529 轴承端面至箱体内壁的距离 330 旋转零件间的轴向距离 1431 齿轮顶圆至轴表面的距离 m052009 级机械设计课程设计 6十一.设计心得1 从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD 的画图水平有所提高，Word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。2 只有做了才真正明白什么是什么.通过这次的设计
39、,极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用。3 由于课程设计过程及工程设计本身的固有特性要求我们在设计过程中禀承仔细、认真、耐心、实事求是的态度去完成这项课程，也提高了我们各个方面的素质。4 现在我已经发现设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。十二.参考文献1, 机械设计杨忠志、朱家诚主编，武汉理工大学出版社2, 机械设计课程设计指导书第二版 龚溎义主编，高等教育出版社3, 机械设计课程设计手册第 3 版，吴宗泽、罗圣国主编，高等教育出版社4， 机械精度设计检测应琴主编，西南交通大学出版社
