二级展开式直齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书.doc

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1、机械课程设计任务书及传动方案的拟订一、设计任务书设计题目:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器工作条件及生产条件: 输送机两班制连续单向运转，使用期限15年。输送带速度允许误差为5%。减速器设计基础数据输送带工作拉力F（N） 1600输送带速度v(m/s) 1.26卷筒直径 D(mm) 250每日工作时数T/hT/h24传动工作年限a5二、传动方案的分析与拟定图1-1带式输送机传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速

2、级都采用直齿圆柱齿轮传动。- 37 - 设计内容 计算与说明 结果11 电动机的选择1.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比1.3计算传动装置的运动和动力参数2.1 高速级齿轮的设计2.2 低速级齿轮的设计3.1高速轴的设计3.2中间轴的设计3.3低速轴的设计4.1低速轴上的轴承计算5.1低速轴上键和联轴器的设计计算5.2中间轴上键的设计计算5.3高速轴上键和联轴器的设计计算6.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择6.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择6.3密封方式的选择7.1箱体设计7.2减速器附件设计减速器技术要求结束语参考文献 一 电动机的选择及运动参数的计算1.1电动机的选择（1）选择电

3、动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠三相异步电动机。（2）确定电动机功率 工作装置所需功率按1式（2-2）计算 式中，,，工作装置的效率本例考虑胶带卷筒及其轴承的效率。代入上式得： 电动机的输入功率按1式（2-1）计算 式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。由1式（2-4），；由表（2-4），取滚动轴承效率，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率，滑块联轴器效率，则故因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按表8-169中Y系列中电动机技术数据，选电动机的额定功率为3.0kw.（3）确定电动机转速卷筒轴作为工作轴，其转速为：按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单

4、极圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min和3000r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-184选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L2-4，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸。轴伸尺寸等均可由表8-186、表8-187中查到1.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比（2） 分配传动装置各级传动比由式（2-5），取，1.3计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速由式（2-6）I轴II轴III轴工作轴（2）各轴输入功率由式（2

5、-7）：I轴II轴III轴工作轴（3） 各轴输入转矩由式（2-8）：I轴II轴III轴工作轴电动机轴输出转矩将以上算的的运动和动力参数列表如下： 轴名参数 电动机轴 I轴 II轴 III轴工作轴转速n(r/min)14201420330.296.396.3功率P(kW)2.382.332.252.172.10转矩T(Nm)16.0115.6765.10215.19210.22传动比i14.33.431效率0.9750.9650.9650.98 二、 直齿圆柱齿轮减速器的设计 2.1 高速级齿轮的设计2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用7级精度3）材料选择

6、，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。2.1.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.2计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1.2由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数60n1jLh6014201（2436510）7.464由图1019查得接触疲劳寿命系数:

7、0.88；0.92计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=64.772mm计算圆周速度V V=4.82m/s计算齿宽b b=d=164.772mm=64.772mm计算齿宽与齿高之比模数 =2.699mm齿高 =2.252.699mm=6.073mmb/h=64.772/6.073=10.666计算载荷系数。根据v=4.82m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.13；直齿轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.4215由b/h=10.843，=1.

8、4215.查图1013查得 =1.30；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.1311.4215=1.606按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=71.380mm计算模数m m=mm=2.974mm2.1.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0.88 =0.90计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得=（）/S=314.3Mpa= （）/S=244.3Mpa计

9、算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.1311.30=1.703查取应力校正系数由表105查得 =1.58；=1.80查取齿形系数 由表105查得 =2.19计算大、小齿轮的并加以比较=0.01332=0.0161大齿轮的数值大。(2)设计计算m=1.14mm对结果进行处理取m=1.3mm小齿轮齿数 =/m=71.380/1.355大齿轮齿数 =4.3552372.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)/2=(71.5+208.1)/2=189.8mm，(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=551.3=71.5mm =m=2371.3 =308.1mm(3)计算齿轮宽度 b=d=71.

10、5mm=75mm，=70mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.1.5小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.371.57555大齿轮1.33.8.1702372.2 低速级齿轮的设计2.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用7级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取2.2.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt

11、1.2计算小齿轮传递的转矩。 由表107选取尺宽系数d1.2由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa； 由式1013计算应力循环次数60n1jLh60330.21（2436510）1.735 由图1019查得接触疲劳寿命系数:0.90；1.12 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=115.89mm计算圆周速度VV=2m/s计算齿宽bb=d=1115.89mm=115.89mm计算齿宽与齿高之比模数 =4.829mm齿高 =2

12、.254.829mm=10.865mmb/h=115.89/10.865=10.67计算载荷系数。根据v=2m/s,8级精度，由图108查得动载系数=1.08；直齿轮=1.1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.430由b/h=10.67，=1.459.查图1013查得 =1.35；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.081.11.430=1.699按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=130.13mm计算模数m m=mm=5.422mm2.2.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m（1）

13、确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0.87 =0.91计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得=（）/S=310.71Mpa= （）/S=247Mpa计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.01.11.35=1.604查取应力校正系数由表105查得 =1.58；=1.77查取齿形系数 由表105查得 =2.22计算大、小齿轮的并加以比较=0.01288=0.01524大齿轮的数值大。(2)设计计算m=3.81mm对结果进行处理取m=4mm小齿轮齿数

14、=/m=130.13/433大齿轮齿数 =3.4333=113.19，取=1142.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)/2=(67.5+227.5)/2=147.5mm，(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=334=132mm =m=1144 =456mm(3)计算齿轮宽度 b=d=132mm=137mm，=132mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.2.5小结实际传动比为：误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮413213733大齿轮4456132114 三 轴的设计各轴轴径计算3.1高速轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.

15、33Kw15.67 Nm1420r/min71.5mm202. 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3. 联轴器的型号的选取查表14-1,取=1.5；则按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T4323-1984，选用TL3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩31.5(Nm)，与输入轴连接的半联轴器的孔径d1=16(mm) ，轴孔长度L=42mm，与轴配合的毂孔长度L1=

16、30mm。4. 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: 为保证定要求，半联轴器右端要求制出一轴肩，轴段1-2的长度应比半联轴器配合段轮辋孔长度略短23mm，取L 且d: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，固选用深沟球轴承，又根据d，选代号为6003。查手册可知=17（mm），B=10（mm)，3-4段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，查表GB/T891按轴端直径取挡圈直径D=22（mm）。3-4段的直径=1

17、7（mm），L。因为7-8段轴也要安装一个相同轴承，故=17（mm），=10(mm) 。与7-8段轴相配合的轴承其左端需要轴肩来轴向定位。: 6-7段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位，=37（mm）；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该长一些，故取=100（mm）。: 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位，=19（mm），由于段轴的直径较大，所以做成连轴齿，分度圆d=71.5(mm) 已知齿轮的轮毂的宽度为75（mm），所以=75（mm）。：轴承端盖的总宽度为10mm（有减速器和轴承端盖的机构设计

18、而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为20mm。至此已初步确定轴得长度。所以，（3）：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 =16（mm）， b*h=8*7 ，用铣刀加工长度L=20（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45，各轴肩处的圆角为1.6。 3.2中间轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.25 Kw6

19、5.10Nm330.2r/m208.1mm202. 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有: 3. 选轴承初步选择滚动轴承。选6005深沟球轴承；通过查手册可知6005深沟球轴承d=25(mm) ，B=12（mm） ，所以4. 轴的结构设计(1)拟定轴上零件装配方案（2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1-2段轴我们取为L1-2=40mm， 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=2.5(mm) ，所

20、以d2-3=30mm； 又由于大齿轮齿宽B=70(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取L2-3=40mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h0.07d这里取其直径为d3-4=35mm, 3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取 L3-4=10mm。：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比3-4段轴要小一些，这里我们取d4-5=33mm；由于小齿轮的齿宽为B=137（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取L4-5=135

21、mm：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最左端的轴承一样，故d5-6=25mm，L5-6=40mm。（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=33mm ，由手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见2表4-1,L=108（mm）；按 d2-3=30mm ，由手册查得平键的截面 b*h=8*7(mm)见2表4-2,L=50（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.

22、2*45，各轴肩处的圆角为1.6。3.3低速轴的设计1. 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.17Kw215.19Nm96.3r/min456mm202 初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有: 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d7-8为了使所选的轴的直径d7-8与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3 . 联轴器的型号的选取查表114-1,取Ka=1.3，则Tca=KaT3=1.5*215.19*103=322785 N.m)按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查

23、标准GB/T 4323-2002，选用LT7 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为500Nm（J型轴孔）。半联轴器的孔径d1=40(mm) ，固取d7-8=40(mm)。4. 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 7-8段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为500(Nm)。半联轴器的孔径d1=40(mm) ，故取d7-8=40(mm)。半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。7-8段轴的长度我们取为L7-8=58mm ： 6-7段轴相对于7-8段轴要做一个轴肩，这里我们取d6-7=43mm，L6-7=50

24、mm，同时取D=54（mm）。 5-6段轴要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，故选用深沟球轴；通过查手册可知6009深沟球轴承d=45(mm) ，B=16（mm） ，所以L5-6=16mm,d5-6=45mm 。6009深沟球轴承的右端用轴承端盖进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 2-3段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些，且还要对6009深沟球轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为d2-3=48mm,L2-3=60mm。

25、: 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍），这里取轴肩高度h=3.5(mm)，所以；轴的宽度去b=1.4h,取轴的宽度为。: 4-5段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿宽为B=132（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短23mm ，所以取4-5段轴的长度为L4-5=130mm，d4-5=50mm（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=50mm ，由手册查得平键的截面 b*h=16*10(mm)见2表4-2, L=100（mm）；按d7-8=40(mm)，由手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm)见2表4-2,

26、 L=40（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是用过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.2*45，各轴肩处的圆角半径为1.6。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对于6009深沟球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为208mm。L2=135mm, L3=73mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算出： 所以： 故： 6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校

27、核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6） ：计算轴的应力 前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得=60MPa，因此，故安全。 7.精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 截面A，II，III，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A，II，III，B均为无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和I

28、V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面III的相近，但截面IV不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面V和VI显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面III左右两端即可。（2） 截面III左侧抗弯截面系数 扭截面系数 截面III左侧的弯矩M为 截面IV上的的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得,.截面上由于轴肩而形成的

29、理论应力集中系数及按附表3-2查取。因,经插值法后可查得,又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为,故有效应力集中系数按式为由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由3-1及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。 （3）截面III右侧 d=50mm抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。 抗扭截面系数 弯矩M及弯曲应力为 扭矩及扭矩切应力为 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由

30、表3-4得表面质量系数为故得综合系数为 =3.25所以轴在截面右侧的安全系数为S=1.5故该轴截面右侧的强度也是足够的，本题因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即可结束。 四滚动轴承的选择及计算 4.1低速轴上的轴承计算在前面计算轴时采用6009号深沟球轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷： Cor =23.2【KN】基本额定动载荷： CR=21.0 【KN】 FNH1=331.24 N FNH2=612.58(N) FNV1=120.56 N FNV2=222.94(N)由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左端

31、轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）：求比值轴承所受径向力 (2)按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。则P=1.1(1651.90+0)=717.09（N）（3）：验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为Lh=24*365*10=87600（工作时间）根据1式（13-5） （对于球轴承取） 所以所选的轴承满足要求。 五键连接的选择和计算 5.1低速轴上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=50（mm）从表6-1中查的键的截面尺

32、寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=100（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力=100 ，取中间值，=110MPa 。键的工作长度l=L-b=100-16=84（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得： 所选的键满足强度要求。 2. 对联轴器及其键的计算b*h=12*8 d=40 L=40所以l=L-b=40-12=28 k=0.5h=4所选的键满足强度要求。5.2中间轴上键的设计计算1. 对连接小齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺

33、寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=33（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=10（mm），高度h=8(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=108（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力=100 ，取其平均值，=110MPa 。键的工作长度l=L-b=10810=98（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）可得： 110MPa所选的键满足强度要求。2. 对连接大齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型

34、和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=30（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=8（mm），高度=7(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=50（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力=100 ，取其平均值，=110MPa 。键的工作长度l=L-b=50-8=42（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5(mm) 。由式（6-1）可得： 2 ,齿轮采用油润滑。 8（mm） 取为11（mm）箱盖壁厚：=0.02a+38(

35、mm） 取为10（mm）箱座凸缘厚度：b=1.5=16.5（mm）箱盖凸缘厚度：=1.5=15（mm）箱座底凸缘厚度：p=2.5=27.5（mm）箱座上的肋厚: m0.85=9.35（mm），取m=10（mm）箱盖上的肋厚: 0.85=8.5(mm)，取=9(mm)地脚螺栓直径: 取M=24轴承旁连接螺栓直径: 取M=18地脚螺钉数n，当a250-500时 取n=6盖与座连接螺栓直径：）取M=14定位销孔直径：d=（0.70.8）d=（9.8-11,2），取d=10（mm）7.2减速器附件设计：名称规格或参数作用窥视孔视孔盖120100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适

36、当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M121减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M12）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M635为保证每次拆装箱

37、盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器 油塞M161.5换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M1217为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密

38、难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径18。 八减速器技术要求 1装配前零件用煤油清洗,滚动轴承有汽油清洗,箱体内不允许有杂物.箱体内壁涂耐油油漆。2检验齿面接触斑点,按齿高方向不小于40%,按齿长方向不小于50%。 3减速器剖分面,各接触面及密封处均不允许漏油,渗油部分面允许涂密封胶或水玻璃。减速器内装SH0357-92中的50号润滑油,油量达到规定的高度。4减速器外表面涂灰色油漆。5按减速器的实验规程进行实验。 6箱座、箱盖及其他未加工的零件

39、内表面，齿轮的未加工表面涂底漆并涂红色耐油油漆，箱座、箱盖及其他未零件加工的外表面涂底漆并涂浅灰色油漆。7运转过程中应平稳、无冲击、无异常振动和噪声。 结束语 这次关于两级展开式圆柱直齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过几个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体。2. 这次的课程设计,对于培养

40、我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和

41、思维从而提高设计实践操作能力。 参考文献 1机械设计课程设计手册（第3版）吴宗泽，罗盛国主编。北京：高等教育出版社，2006。2机械设计（第八版）濮良贵，纪名刚主编。北京：高等教育出版社，2006。3互换性与技术测量（第五版）廖念钊，古莹蓭，莫雨松，李硕根，杨兴骏编著。北京：中国计量出版社，2007。4图学基础教程谭建荣，张树有，陆国栋，施岳定编。高等教育出版社，2006。5机械原理郑甲红，朱建儒，刘喜平主编。高等教育出版社，2006。6机械设计手册7机械设计基础课程设计指导书（第3版）陈立德主编。北京：高等教育出版社，2007。=7.464V=4.82m/sB=64.772mmB/h=10.

42、666K=1.606=71.380mmM=2.974mm=314.7Mpa=244.3MpaK=1.703=0.01332=0.0161m=1.3mm=55=237A=189.8mm=71.5mm=308.1mm=75mm=70mm =1.735V=2m/sB=115.89mmb/h=10.67K=1.699=130.13mmM=5.422mm=310.71Mpa=247MpaK=1.604=0.01288=0.01524=33=114=132mm=456mm=137mm=132mm =13.21mm=23.505N.mmd1=16(mm)L=42mmL1=30mmLd=17（mm）B=10（mm) =17（mm）=10(mm)=19（mm） =100（mm）=9（mm）d=45(mm)=75（mm）d2-3=18.4L2-3=40(mm)=16（mm） L=20（mm）=21.23(mm)L1-2=40mmh=5(mm)d2-3=30mmL2-3=40mmd3-4=35mmL3-4=10mmd4-5=33mmL4-5=135mmd5-6=25mm，L5-6=40mmd2-3=30mmL=50（mm）