机械设计课程设计一级减速器

《机械设计课程设计一级减速器》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计一级减速器（31页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、机械设计课程设计任务书错误！未定义书签。一设计任务11.1目的任务11.2设计内容1二机械传动装置的总体设计32.1选择电动机32.2传动装置的总传动比及其分配4三带传动设计53.1确定计算功率P ca及V带带型53.2确定带轮基准直径及基准长度63.3验算小带轮包角及计算带的根数73.4计算单根V带初拉力和压轴力73.5带轮主要设计结论8四齿轮设计84.1确定齿轮类型及齿数84.2按照设计准则计算84.3齿轮的结构设计134.3强度校核144.4齿轮设计结论15五轴的设计165.1低速轴的设计165.2高速轴的设计195.3轴承的校核215.4键的校核225.5联轴器的选择23六减速器润滑、

2、密封236.1润滑的选择确定236.2密封形式24七设计总结24参考文献25附录错误！未定义书签。一设计任务1.1目的任务（1）通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程 的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。（2）让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根 据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要 零件工作图。（3）培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。（4）培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手 册，熟悉设计标准和规范等。（5）为今后的毕业设计和工作打下良好的基础。1.2设

3、计内容（1）已知条件： 带式运输机传动系统示意图：图1.1带式运输机传动系统示意图 工作条件：运输机工作平稳，单向运转，空载启动，单班制工作（每班工 作8小时），使用年限5年，每年300天，允许运输带速度误差为5%。 原始数据:题号为5,运输带拉力为3200N,运输带速度为1.6m/s,卷筒直径为250mm。（2）设计内容完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写 设计说明书。二机械传动装置的总体设计传动装置总体设计的任务是拟定传动方案、选择电动机、确定总传动比并合 理分配传动比及计算传动装置的运动和动力参数，为各级传动零件设计、装配图 设计做准备。2.1选择电动机2.

4、1.1选择电动机类型和转速根据设计题目要求选择封闭式Y系列电动机。（1）工作机所需功率PW和输送带（2-1）根据所选第五组第五个数据有带式输送机的运输带拉力为3200N速度u为1.6m/s，则由公式：P =_L = 3200 x 1.6 = 5.12KWw 10001000由输送带速度与卷筒直径、卷筒轴转速的关系:兀DnWU =60 x 1000（2-2）得卷筒轴转速nW =l22r/min .（2）电动机的额定功率Ped由电动机至工作主轴之间的总效率为:（2-3）门=门门门门门总 1 2 3 4 5式中，、n2依次为V带传动效率、滚动轴承效率、圆柱齿轮传动效率、 弹性联轴器、卷筒轴滑动轴承效

5、率。查表得。（2-4）（2-5）n ；= 0.96、叩2 = 0.99、叩3 = 0.97、叩4 = 0.99、n5 = 0.96门总=0.96 x 0.992 x 0.97 x 0.99 x 0.96 - 0.86P = pL = 512 = 5.95 KWm d n 0.86故由Y系列三相异步电动机技术参数表，选取电动机额定功率P =7.5KWO（3）电动机转速由常用机械传动的单级传动比推荐值表，V带传动常用传动比范围i; =24， 单级圆柱齿轮传动范围i； =36，则电动机转速可选范围为nd = n即 xi xi; = 732 2928（2 6）可见同步转速为750r/min、1000r

6、/min、1500r/min的电动机均符合。这里初 选同步转速分别为1000r/min、1500r/min的两种电动机进行比较，如表1所示表2.1传动装置的各个参数方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步满载总传动 比V带传 动单级减速器1Y132M-47.51500144011.833.932Y160M-67.510009707.952.53.18由表中数据可知两方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸 较小。因此，可采用方案2,选定电动机的型号为Y160M-6。2.2传动装置的总传动比及其分配2.2.1计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主

7、动轴的转速n巧可确定传动装置应有的 总传动比：（2-7）（2-8）i =堂-7.95 nW2.2.2分配各级传动比取V带传动的传动比i1=2.5，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为1 = - = 795 = 3.182 i 2.51所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。2.2.3计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为II轴，各轴转速为:n = nnn = o =i i 1nn =。=ii i2=970r/min970 总 388r/min2.5388 总 122r/min3.18(2-9)(2) 各轴输入功率P = P

8、= 7.5 KWP = P xn = 7.5 x 0.96 = 7.2KWP= *xn2 xn3 = 7.2 x 0.99 x 0.97 = 6.91KW(2 10)(3)按电动机额定功率计算各轴输入功率，则各轴转矩为:P7.5T = 9550f = 9550 x = 73.84( N m) 0P7.2,、T = 9550t = 9550 x一 = 177.22( N m)i n388P6.91,、T = 95501 = 9550 x 二=540.90( N m)表2.2计算结果汇总轴号功率P (KW) 转速n (r/min) 转矩T (N m)传动比i07.5097073.842.517.2

9、0388177.2226.91122540.903.18ii(2-11)三带传动设计3.1确定计算功率pca及V带带型根据给定题目，选择V带传动。由机械设计表8-8,查得工作情况系数Ka=1.1,故（3-1）P = KP = 1.1x 7.5 = 8.25 KW根据Pca、由图8-11查得选用B型带。3.2确定带轮基准直径及基准长度3.2.1确定带轮基准直径并验算带速(1) 小带轮基准直径由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径ddi=125mm。按下式验算带的速度：u =d n _x125 x 970 60X1000 60x1000总 6.35m/s（3-2）因为5m/s u 30m/s，故

10、带速合适。(2)大带轮基准直径根据下式，计算大带轮的基准直径dd2 =idd1 = 2.5 x125 = 312.5mm根据表8-9，取标准值dd2= 315mm。3.2.2确定V带中心距a及基准长度Ld(1)初定中心距根据下式，初定中心距a 00.7( dd1 + dd2) a0 2( dd1 + dd2)0.7 x(125 + 315) a0 2 x(125 + 315)308 a0 120(2)计算单根V带的额定功率P r由 dd1=125mm 和 ni=970r/min，查表 8-4 得p = 1.64KW。由 n1=970r/min, i=2.5 和 B 型带，查表 8-5 得 AP

11、 =0.3KWO查表 8-6 得 Ka = 0.93，查表 8-2 得 = 0.97，贝P =(P +AP- K K =(1.64 + 0.3)x0.93x0.97 = 1.75KW r 00 a L(3)计算V带根数_ P _8.25Z = T 1.75=4.72(3-6)(3-7)(3-8)(3-9)(3-10)(3-11)(3-12)取5根。3.4计算单根V带初拉力和压轴力(1) 计算单根V带初拉力由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，则F = 500(2.5 - Ka)Pca + qu = 226N 0K zu2a(2) 计算压轴力F = 2zF sin = 2 x 5

12、 x 226 x sin刃 =2214N p 0223.5带轮主要设计结论选用B型普通V带5根,带基准长度1950mm。带轮的基准直径dd1=125mm, dd2=315mm，中心距控制在a=593680mm。单根带的初拉力F0=226N。四齿轮设计4.1确定齿轮类型及齿数根据所给题目及数据，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20。带式输送机为一般工作机器，选用7级精度。选取小带路齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=76.3，取z2=77。4.2按照设计准则计算4.2.1按照齿面接触疲劳强度设计由下式计算小齿轮分度圆直径，即（1）确定式中的各参数值试选 KHt=1.3T = 9.55 x 1

13、06 = 7.384 x 104（4-2）由机械设计表10-7选取齿宽系数（p d=1由图10-20查得区域系数Zh=2.5。由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2由下式计算重合度zala2=arccos= arccosz cosaz + 2h*z cosaz + 2h*=arccos= arccos24 x cos20。24 + 2 x 177 x cos2077 + 2 x 1=29.841。=23.666。(tana -tana) + z (tana -tana)(24(tan29.841。- tan20。)+ 77 x (tan23.666。- tan20)=

14、1.711：4-：4 1.711=0.873（4-3）计算接触疲劳许用应力t h 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为b Hl. 1 = 600MP a，。切*= 550MPa由下式计算应力循环次数N = 60n jL = 60x970x1x(1x8x5x300) = 6.984x108N= N =膈4 x 108 = 2.177 x 1082 u(77 / 24)（4-4）由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、Khn2=0.95.取失效概率为1%、安全系数S=1，由下式b = %F可顽=0.9 x 600 = 540MPaH 1S1b = %2bHu2 =竺

15、x550 = 523MPaH 2S（4-5）取b和bh 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 b = b =523MPa（2）计算小齿轮分度圆直径Fti_ 2.437 x1031x 2.437 x 103606_ 40.2 N / mm 60.6mm(3) 调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度口_ 兀d n _ k x 60.6 x 970 _ 3 血、 60xloOo 60x1000 _ . S计算齿宽b = 4 d _ lx60.6 _ 60.6mm计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据v=3.1m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.12。齿轮的圆周力

16、2T 2 x 7.384 x 104 i _di60.6查表10-3得齿间载荷分布系数K =1.2Ha由表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， 载荷分布系数KH = 1.421。因此，得到实际载荷系数Kh _ KK * K耶 _ 1x 1.12 x 1.2 x 1.421 _ 1.91由下式，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数1.91h _ 60.6x 3_ 68.9mmVK3 1.3Htd 68.9 .叫 m _ _ 2.87Z244.2.2按照齿根弯曲疲劳强度设计(1)计算模数由下式计算模数2KTY3寸.Y YF7/c F（4-12）（4-13）2.6

17、5 x 1.58303.57=0.0138YYE =F 22.23 x1.76238.86=0.0164（4-15）因为大齿轮的大于小齿轮，所以取上匕2 a2 = 0.0164FF 2（4-16）计算模数试选晶1.祝75八cu 0.75八ec Y = 0.25 + =0.25 += 0.68881.711由下式计算弯曲疲劳强度重合度系数（2）计算钙F由图10-17查得齿形系数Yfi=2.65, Yf 2 =2.23由图10-18查得应力修正系数Y 1 =1.58, Y 2 = 1.76由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为c=500MPa,Flim1c 死 2=380MPa

18、由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85, Kfn2 =0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得c = *N 1CFIim1 = 0.85、500 MPa = 303.57MP a f 1 S1.4（4-14）C =、n2Cfiim2 = .88、38MPa = 238.86MPaF 2 S1.4m 1.555mm：2xl.3x7.384xl4 x0.688、0颈1x 242（4-17）口 _ 兀m z n _ k x 1.555 x 24 x 970 _ 89m/s60x100060 x 1000. mS(4-18)b =4 mz _ 1x 1.555x24 _ 37.32

19、mm宽高比h（4-19）b _ bh (2h* + c*)x mat37.32(2 x 1 + 0.25)x 1.555_ 10.67(4-20)计算实际载荷系数kf由图10-8查得动载系数Kv=1.08查表10-3得齿间载荷分配系数K =1.0 Fa由表 10-4 得 KHp =1.417由图10-13得K =1.34，则载荷系数为 fp（4-21）(4-22)Kf _ KK * K理 _ 1x 1.08 x 1.0 x 1.34 _ 1.45由下式，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数K 145m_m 公，一f _ 1.555x3,_ 1.6134 KFtt 1.3对比计算结果，由齿面接触疲劳

20、强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载 能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲 疲劳强度算得的模数1.612mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算 得的分度圆直径d1=68.9mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=68.9/2=34.45mm，取z1=35，则大齿轮齿数z2=uZ=3.18x35=111.3,取z2=112, z1与z2互为质数。（3）几何尺寸计算计算分度圆直径d1=z1m=35x2=70mm（4-23）d2=z2m = 112x2=224mm（4-24）计算中心距a=

21、(d1+d2)/2= ( 70+224 )/2=147mm( 4-25 )计算齿轮宽度b=? dd=1x70=70mm(4-26)考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿 轮略为加宽(510)mm，取b76mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即 b2=70mm。4.3齿轮的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式结构大齿轮的关尺 寸计算如下：轴孔直径 d= 4 60 (mm)轮毂直径 D1=1.6d=1.6X 60=96 (mm)(4-27)轮毂长度 L = B2 = 66(mm)轮缘厚度6 0 = (34)m = 68(mm) 取5 =8轮缘内径 D

22、 2 = d 2 -2h-25 =228-2X4.5-2X8= 203(mm)(4-28)腹板厚度 c=0.3 B2 =0.3X70=21 (mm)(4-29)腹板中心孔直径 D =0.5( D1 + D2 )=0.5X(96+203)=150(mm)(4-30 )腹板孔直径 d =0.25( D2-D1 ) =0.25x (203-96) =26.75(mm)(4-31)取 d =25(mm)齿轮倒角 n=0.5m=0.5X2=1(4-32)图4.2大齿轮结构图4.3强度校核4.3.1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

23、位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至a =150mm, 在圆整时，以变位系数和不超过图10-21a中推荐的合理工作范围，其他几何参 数保持不变。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，以明确齿轮 的工作能力。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。 以，=arccos（ acos以）/a= arccos（147cos20）/150= 22.9z = Z + z2 = 35 +112 = 147X = X + X = (inva - inva) x 147 / (2tan 20)X = (inv22.9- inv20) x 147 /

24、 (2tan20) = 0.023 y = (a-a)/m = (150 -147)/2 = 1.5(4-33 )Ay = X -y = 0.023-1.5 = -1.477z从图10-21a可知，当前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xx2由图 10-21b 可得，X=0，x2= 04.3.2齿面接触疲劳强度校核由机械设计里面的表或者图可以查得Kh T.91,T = 73840N - mm， = 1，d = 70mm，u = 3.18，Z = 2.51i=189.8MPa，将它们代入下式得H。=2KhT1 u+1 Z Z Z = 450.7MPa la H邮13U E

25、H（4-34）齿面接触疲劳强度满足要求。4.3.3齿根弯曲疲劳强度校核由上文和机械设计里面的表或者图可以查得,K = 1.45，T = 73840N - mm，小=1，Z = 35mm，Y = 2.65，Y = 2.23Y 1=1.58，Y 2 =1.76, 丫=0.688, m = 2将它们代入下式得2K TY Y Y b = F 1 Fa1 sa1 cF1巾 m3z 22K TY Y Y b = F 1 Fa2 sa2 cF2巾 m3z 2=40.1MPa b f !（4-35）故齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.4齿轮设计结论表4.1齿轮主要参数表序号 齿数 模数压力角变位系数中心距齿宽材料

26、精度1 352202 112015077 40Cr 7 级7045#五轴的设计5.1低速轴的设计从上文可得，功率。、转速气、转矩.g=6.91KW, n122r/min，孔=540900N mm5.1.1低速轴几何尺寸的设计计算1. 按照扭转强度初步设计低速轴的最小直径先按照下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根 据表15-3取A0=112,于是得3 P691d = A 马=112 x 3= 43.01mmmin 0 i * 112(5-1)输出轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了让轴与联轴器相适应，轴径 处有键槽，直径应增大3%,故同时选取联轴器型号由表14-1，考虑

27、转矩变化很小，故取K=1.5，则 AT =KAT3=1.5x960000=1440000N - mm查表得选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为25000000N - mm。半联 轴器的孔径d半=45mm，故取dmin=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与 轴配合的毂孔长度L=84mm。5.1.2低速轴的结构设计及强度校核根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和 从动轴均设计为阶梯轴。1.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-11轴段有段需支出一轴肩，故 取II-III段的直径d皿皿=52mm；左端用轴端挡圈

28、定位，按轴端直径取挡圈直径 D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为L】=84mm，为了保证轴端挡圈只压在 半联轴器上，故I-II轴段长度82mm。(2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和较小的轴向力，故选6311 深沟球轴承，并根据d=52mm，故d w=d =55mm，而y伽=37mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6311型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此，取d=67mmo(3) 取安装齿轮处的轴端V-V的直径dv-v=60mm；齿轮的左端与左轴承之 间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮， 此轴端应略短于轮毂宽度，故取lv-

29、v=66mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高 度h= (23) R，由轴径60mm，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径dv- u=72mm。轴环宽度 lv =12mmo(4) 轴承端盖的总宽度为20mm，根据要求，取端盖的外端面与半联轴器 右端面间的距离l=30mm，故取l=50mm。(5) 取齿轮距箱体内壁=20mm，轴承距内壁s=8mm，已知滚动轴承宽度T=37mm，贝。l= T + s + A + (70 - 66) = 37 + 8 + 20 + 4 = 69mmIII-IV(5-2 )y =A + s-y = 20 + 8 -12 = 16mm2. 轴上零件的周向定位齿轮、

30、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dv-v由表6-1查得平键 截面bxh=18mmx11mm，同时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生；同时，半联轴器与轴的连接，选用平键为 n6H 714mmx9mmx70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向是由过渡 k6配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。3. 求轴上的载荷圆周力F t = 200t2 =2000X540.9/224=4829N(5-3)2径向力Fr =F t tan=4829Xtan20 =1757N(5-4)由于为直齿轮，轴向力Fa =0作低速轴受力简图，如下图所示XZ面弯矩243N2

31、58N26 3N合成弯矩扭矩图危险截面 当量弯矩154N m4.按弯曲合成应力校核轴的强度根据上图以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，a =0.6，轴的计算应力0.1 x 703b la 1 ,故安全。（5-5） =也*21 _ J2429742 + (0.6x54900)2 .呻 由表 15-1 查得 tr 1 =60MPa,表5.1低速轴各轴段几何参数轴段I -IIII -IIIIII-WW-VVMHMWMI段长（mm）82506966121637直径（mm）455255607267555.2高速轴的设计5.2.1计算高速轴上的各个参数从上文可得，功率尸、转速气、转矩tP =7.2

32、KW，n =388r/min，T =177220N mml.高速轴几何尺寸的设计计算III先按照下式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根 据机械设计表15-3取A0=114，于是得d = A 匕=114x J= 30.18mm（5-6）min 03 n388N I高速轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，为了使所选轴与带轮相适应， 轴径处有键槽，直径应增大3%，再由机械设计课程设计表11.4得，dmin=31.5mm，5.2.2高速轴的结构设计及强度校核根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和 从动轴均设计为阶梯轴。（1）根据轴向定位的要求确定轴的

33、各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I -II轴段有段需支出一轴肩，故取 II-III段的直径dn-m=37mm。带轮与轴配合的长度为L1=70mm，为了保证轴端挡 圈只压在带轮上，故I-II轴段长度68mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和较小的轴向力，故选6308 深沟球轴承，并根据d-m=37mm，故dm-w=d-w=40mm，而y伽=23mm。取安装齿轮处的轴端IV-V的直径dvF=45mm,已知齿轮轮毂宽度为76mm,为了使套 筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取lv-v=70mm。因为当齿 根圆和要做孔的直径方向键槽的直线距离小于2.5m时就要做

34、成齿轮轴，所以此 处做成齿轮轴。 轴承端盖的总宽度为90mm,根据要求，取端盖的外端面与带轮右端面间 的距离 l=20mm，故取 I =110mm。 因为已经做成齿轮轴，所以d =d =43mm，l =l - =5mm，而l 上IV-V W-训IV-V W 训Ill-llV面由轴承与挡圈，轴承左端有端盖固定，右端有挡圈固定，则lm-v=50mmo(2) 轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接。带轮与轴的连接，选用平键为H 710mmx8mmx56mm，带轮与轴的配合为。k6(3) 轴上的载荷圆周力(5-7)F =址=2000 X177-2 = 5062 N t d 170压轴力由上文

35、得(5-8)F = 2zF sin 寻=2 x 5 x 226 x sin 黑 =2214N由于为直齿轮，轴向力F疽0图5.2.1高速轴的结构设计图5.2.2高速轴的结构设计（4）按弯曲合成应力校核轴的强度根据上图以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，a =0.6，轴的计算应力0.1 x 703（5-9）b Z总2 + (叫)2 “ 55562 + (0.6x17722)2 淄皿 caW由表 15-1 查得=70MPa, b In 1，故安全。表5.2高速轴各轴段几何参数轴段I -IIII -IIIIII-WW-VVMHMWMI段长6811050576523直径31.5374043454

36、3405.3轴承的校核（1）低速轴轴承校核考虑轴受力较小且主要是径向力，低速轴选用单列深沟球轴承主动轴承根据 轴颈值查机械设计选择6311内径为55mm，直径代号为中，0级公差，0组游隙的深沟球轴承。两轴承受纯径向载荷P=F =878.5N r低速轴轴承寿命，由下式可得，查表得C =25.6KN, f =1, 8 =3O106 (fC )8(25.6 x1x100010660x122= 3380520L10h 60n2预期寿命为：5年，每天运转8小时，一年工作300天L=5X300X8=12000 L10h故轴承寿命合格。(2)高速轴轴承校核考虑轴受力较小且主要是径向力，选用单列深沟球轴承主动

37、轴承根据轴颈值 查机械设计选择6308内径为40mm，直径代号为中，0级公差，0组游隙的 深沟球轴承。两轴承受径向载荷(5-10)P=F=1107N r主动轴轴承寿命，由下式可得，查表得C =25.6KN， f =1， 8 =3O(25.6 x1x100010660x122106山k P J2预期寿命为：5年，每天运转8小时，一年工作300天L=5X300X8=12000 L10h故轴承寿命合格。L 10h60n= 5889219(5-11)5.4键的校核由上文计算结果从动轴上半联轴器与轴的连接，选用平键为 14mmx9mmx70mm，齿轮与轴的连接，选用平键为18mmx11mmx53mm，主

38、动轴 上带轮与轴的连接，选用平键为10mmx8mmx56mm，材料选45号钢，其许用挤 压力 L L100MPa。ph d iF1h2l 24000 = 4000 x 154 = 58.7MPa h212d218 x 11 x 53（5-12）14 x 9 x 70二=4000 = 4000 x 154 = 69明 h；1b 二二P 3 h 3134000 二 4000 x 77 = 68.75MPa h313d 310 x 8 x 56故强度足够，合格5.5联轴器的选择由上文得，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为25000000N - mm。半联轴器的孔径d半=45mm，故取dmin=

39、45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴 器与轴配合的毂孔长度L=84mm。六减速器润滑、密封6.1润滑的选择确定6.1.1润滑方式（1）考虑成本及需要，选用浸油润滑（2）轴承采用润滑脂润滑6.1.2润滑油牌号及用量（1）齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5L左右；（2）轴承润滑选用2L-3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/31/2为宜6.2密封形式(1) 箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法(2) 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V3(m/s)，故选用半粗

40、羊毛毡加以密封(3) 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部七设计总结经过两个礼拜的设计，我们总算完成了对单级圆柱齿轮减速器的设计。作为 学机械的学生，对机械设计的课程设计是十分有必要的。很多资料都是在图书馆 里找的。我们在课堂上掌握是仅仅是专业课的理论知识，如何去锻炼我们的实践能力， 如何把我们的所学的专业基础课程理论知识运用到实践中去。课程设计就是为我 们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我们感触最深的当属如 何把学过的理论知识运用于实际。为了让设计更加完善，查阅这方面的设计资料 是十分必要的，同时也是必不可少的。我们不能单靠课本理论，这在实际运用中 会出

41、现差别。不切实际的构想，永远只是构想，无法成为设计。所以在设计中，我们不仅 要注意各种构件的自身特点，还要考虑到工艺特点，加工材料，经济性，安全性， 可行性等，才能让它更接近实际。其次，在这次课程设计总，我们还运用到了以 前所学的专业课知识，虽然过去从未独立运用过他们，但是在学习的过程中带着 问题去学，我们发现效率很高，这是我们做这次课程设计的又一收获。在课程设计中遇到问题是很正常的，但是我们应该将每次遇到的问题记录下 来并分析清楚，以免下次再碰到同样的问题。课程设计虽然已经完成了，但是从 中学到的知识会让我们受益匪浅。无形之中，我们发现，提出，分析，解决问题 的能力得到了提高，这将有益于我们以后的学习工作和生活。参考文献1 濮良贵主编.机械设计.高等教育出版社，2016年2 汝元功，唐照民主编.机械设计手册.高等教育出版社，1995年3 芦书荣，张翠华等编著，机械设计课程设计.西南交通大学出版社，2016年4 李育锡，机械设计课程设计，高等教育出版社，2014年5 孙桓，机械原理，高等教育出版社，2016年