高材102-doc

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1、机械设计基本课程设计题目 名 称: 一级圆柱齿轮减速器设计 学 院(部）: 专 业： 学生 姓 名： 班 级： 学号 指引教师姓名: 评 定成绩: 湖南工业大学课程设计任务书年第 2 学期 包材 学院(系、部） 专业 班课程名称: 机械设计基本课程设计 设计题目： 用于带式运送机的一级圆柱齿轮减速器设计 完毕期限：自 1 年 月 8 日至 12 年 6 月 1 日共 1 周内容及任务一、设计任务设计用于带式运送机的单级圆柱齿轮减速器,设计的重要内容一般涉及如下几方面：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分派、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择

2、和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的构造设计、减速器附件的选择、润滑和密封等；绘制减速器装配图;编写设计计算阐明书。二、设计工作量绘制减速器装配图张（A或0）;绘制零件图1张；设计计算阐明书一份,约800字左右。进度安排起止日期工作内容传动装置的设计减速器传动零件的设计、传动轴及轴承装置的设计减速器箱体及附件的设计减速器装配图的绘制减速器零件工作图的绘制、设计计算阐明书的编写课程设计答辩主要参考资料 金清肃.机械设计基本.武汉:华中科技大学出版社，月王洪，刘扬机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，月3 吴宗泽,罗圣国机械设计课程设计手册.北京:高等教育出版社,月指引教师（签字

3、）: 年 月 日系(教研室）主任（签字)： 年 月 日目 录一、拟定传动方案2二、选择电动机3三、传动装置总传动比及其分派5四、传动系统的运动和动力参数的计算五、一般V带的设计7六、齿轮传动强度的设计七、轴的设计计算与校核13八、滚动轴承的选择20九、减速器锻造箱体的重要构造尺寸21十、键的选择与校核23十一、联轴器的选择24十二、减速器附件的选择及构造尺寸计算4十三、减速器的润滑与密封28十四、课程设计总结2十五、参照文献9一、拟定传动方案结 果设计单级圆柱齿轮减速器的传动系统。工作条件:持续单向运转，载荷平稳,空载起动,有效期限8年，小批量生产,每天工作1小时,运送带速度容许误差为。原始数

4、据:输送带最大有效拉力F=1900；输送带工作速度v1.9m/s；输送机滚筒直径为D=300mm。现分析四种传动方案,如下图1-1所示: 图1-1 带式输送机传动方案比较其中方案（a）选用带传动和闭式齿轮传动。虽然带传动不适合恶劣的工作环境,但具有传动平稳、缓冲吸振、过载保护的长处；方案（b)虽然构造紧凑，但蜗杆传动效率低,长期持续工作不经济;方案（c）选用闭式齿轮传动，适应繁重的工作规定和恶劣的工作环境,但该方案的宽度尺寸较大;方案（）构造紧凑且尺寸较小，传动效率高,也适应在恶劣环境下长期工作，但是不经济。由此可见，方案(）和（c）都能满足规定，但是（a)方案更简朴,成本低，故选用方案（）。

5、为了估计传动装置的总传动比范畴,以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速,即 在一般机械中，选用的是同步转速为1500/i或100r/m的电动机,传动装置总传动比为,经计算得传动比约为 24或8.2 ，根据总传动比数值并且传动方案应一方面满足工作机的工作规定,如所传递的功率和转速。此外，还应满足构造简朴、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应性好和操作维护以便等规定。据此拟定传动方案如图-所示： 图-2 带式输送机传动系统简图选方案(a)二、选择电动机结 果 2. 选择电动机类型和构造形式根据电源种类（直流或交流)、工作条件(环境、温度等）、工作

6、时间的长短（持续或间歇）及荷载的性质、大小、起步性能和过载状况等条件，从而选用一般采用的系列三相交流异步电动机，卧式封闭构造,电源的电压为3。2.、电动机容量的选择由于带传动所传递的功率为，故工作机所需功率=.1kw则电动机的输出功率(kw)，其中为传动装置的总效率，按式进行计算。式中:为每一传动装置、每对轴承及每个联轴器的效率。由参照资料2表3-3查得：V带传动效率=95;滚动轴承传动效率=0.;圆柱齿轮传动效率=0.9(采用9级精度);弹性联轴器传动效率=0.99;滚筒轴滑动轴承传动效率；运送机卷筒轴承传动效率96，则因此,电动机的输出功率=由参照资料2表12-1可知，满足条件的Y系列三相

7、交流异步电动机额定功率应取为 5.5kw。2. 选择电动机的转速根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速为 初选同步转速为10rmin和100r/i的电动机，根据参照资料2表121、表12-2和参照资料3表11可知，相应于额定功率为4w的电动机型号分别为Y112-4型和Y1M-6型。现将112M-4型和Y12M1-6型电动机有关技术数据及有关算得的总传动比列表于表-中。 表21 电动机数据及总传动比方案电机型号额定功率/kw电动机转速(/mn)总传动比外伸轴径Dm轴外伸长度质量/k同步满载113S45.5100144011.928432Y1321-4.100098.26388073 通过对上述两

8、种方案比较可以看出,方案1中电动机重量轻，但总传动比大,传动装置外廓尺寸大,制导致本高、构造不紧凑,故不可取。而方案2虽然电动机比方案1重,但总传动比较合理，传动装置构造紧凑。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及总传动比，选用方案2较好,即选定电动机型号为13S4。由参照资料2查表12-得电动机型号为Y1324的安装如图21及外形尺寸表2-2图2-1 Y132s-4型电动机的安装 表2BDEFGHKABACADHDBL1408938103313228202352047561.3k= 5.5w三、传动装置总传动比与其分派结 果3.1计算总传动比根据电动机的满载转速和工作机所需转速，计算机械传

9、动系统的总传动比的公式如下：。故传动装置总传动比3.2各级传动比的分派 由参照资料2查表3-4，取带传动的传动比= ,则圆柱齿轮的传动比查参照资料表17-1和表172得知圆柱齿轮传动的单级传动比常用范畴为3；单级直齿圆柱齿轮减速器的一般传动比范畴为不不小于或等于4。故选用13S-的电机。19=39选择Y12S-4型电机四、传动系统的运动和动力参数的计算成果. 各轴的转速计算为了计算以便,将电动机轴编号为0轴，减速器高速轴编号为1轴，低速轴为2轴,滚筒轴为3轴。各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算,如下式: 其中，为电动机的满载转速; 为电动机轴至轴的传动比。故求得， ；

10、 4.2 各轴的输入功率计算按电动机的所需功率计算,公式如下： 式中: 电动机的实际输出功率(kw); 电动机轴与1轴间的传动效率。从而求得, 4.3 各轴的输入转矩计算由力学知识可知,各轴的转矩如下:将上述计算成果列于表4-1中供查用。 表41传动系统的运动和动力参数 轴名参数0轴1轴2轴3轴转速(）14448021输入功率()341.93.8输出转矩（)28.5678299.9传动比11.933.9效率0950.90.9五、一般V带的设计成果5.拟定设计功率根据传递的功率、载荷性质、原动机种类和工作状况等拟定设计功率式中：为设计功率（kw）;为工作状况系数；为所需的额定功率（w)。由电机的

11、工作条件查参照资料1表07得工作状况系数=1.2,故设计功率5.2 选择带型由带传动的设计功率=6.kw和小带轮转速，查参照资料1图10-8，可选择A带型。5.3 拟定带轮基准直径和查参照资料1表0-,取小带轮的基准直径。又由一般状况下，大带轮基准直径且查参照资料1表1-8,可取 .4 验算带速由参照资料式(922)得由于带速越高则离心力越大,使带与带轮之间的正压力减小，传动能力下降，容易打滑。带速太低,则规定的有效拉力越大,使带的根数过多。一般取25m/s,使传动能力可得到充足运用。由于，因此带速符合规定。5.5 拟定中心距和带的基准长度55.1初定中心距：对中心距无明确规定期,可按下式初定

12、中心距 由上式求得,，选择初定中心距5.5.2 初定中心距后，由下式计算所需带长 从而求得初选所需带长： 根据初选的带长,查参照资料1表9-2，取与初选的带长相近的基准长度。然后根据式，计算实际的中心距: 又考虑安装、调节和补偿张紧的需要,中心距应有一定的变化范畴,即 5. 验算包角为保证传动能力，应使小带轮包角满足下式：(至少为）从而求得小带轮包角: 故小带轮包角满足传动规定。 5拟定带的根数 由和小轮带转速,查参照资料表0-取单根一般V带传递的基本额定功率； 又由小轮带转速和V带传动比,可查参照资料表1-5，去单根一般V带的基本额定功率的增量。 而在实际工作条件下，应对进行修正，计算公式如

13、下:式中：包角修正系数，考虑包角不等于时传动能力有所下降。查参照资料1表9-6,取包角修正系数=.9; 带长修正系数,考虑带长不等于待定长度时对传动能力的影响。查参照资料1表9-2,取带长修正系数=.99。故则V带的根数 带取根，满足。.8 拟定单根V带的初拉力带的寿命的单根带的初拉力为:由参照资料1表10-查得A型带的单位长度质量， 故单根带初拉力 9计算压轴力 由压轴力可求得： =6.6k包角满足规定=.95六、齿轮传动强度设计成果6. 材料选择带式输送机的工作载荷平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢，调质解决,查参照资料表-取小齿轮齿面平均

14、硬度为35HBS;大齿轮选用钢,正火解决,查参照资料1表11-1取大齿轮齿面平均硬度为180HBS。6参数选择 6.2. 小齿轮齿数的选择。一般，对于开式传动,17;对于闭式传动2040。由于采用软齿面闭式传动,故齿数取34,，满足互为质数。 6.2. 查参照资料1表2-3，取载荷系数。62.3齿宽系数的选择。由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查参照资料1表1-知，对于对称布置且大轮或两轮齿面硬度HBS的圆柱齿轮的齿宽系数，取载荷系数=1.2。 6.4 采用单级减速传动,齿数比。 6. 压力角的选择,对于一般用途的齿轮传动,一般选用原则压力角;国家规定：正常齿,6

15、.3拟定许用应力 小齿轮的齿面平均硬度为235HBS。则小齿轮许用接触应力和许用弯曲应力可根据参照资料1表1-1通过线性插值计算,即许用接触应力:许用弯曲应力： 大齿轮的齿面平均硬度为180H,由参照资料1表11-1通过线性插值求得大齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力分别为许用接触应力:许用弯曲应力:6.4 计算小齿轮的转矩 由转矩公式，式中:积极轮传递的功率(k）;积极轮的转速(r/min）。计算出小齿轮的转矩为65、按齿面接触疲劳强度计算 由于对于闭式软齿面(硬度）的齿轮传动，其重要失效形式为齿面点蚀，故先按齿面接触疲劳强度进行计算，拟定齿轮传动的重要参数和尺寸,然后校核齿根弯曲疲劳强度。对

16、于原则直齿圆柱齿轮,接触疲劳强度的设计公式为 式中：为小齿轮的分度圆直径（);为小齿轮的转矩();为齿数比，；为齿宽系数,，其中b为齿宽（）;为弹性影响系数;为许用接触应力(Pa)。则取较小的许用接触应力，并查参照资料表11-3取弹性影响系数=89.8代入上接触疲劳强度设计式中,得小齿轮的分度圆直径为 () 6.5mm因此，小齿轮的模数为，故取原则模数.6计算齿轮的重要几何尺寸小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径：小齿轮齿顶圆直径：大齿轮齿顶圆直径: 中心距:齿轮的设计宽度:，取齿全高:齿厚：齿根高:齿顶高:小齿轮齿根圆直径：大齿轮齿根圆直径：为了保证齿轮传动有足够的啮合宽度,一般取大齿轮的齿宽

17、,小齿轮的齿宽+，即。故取，。 6.7 按齿根弯曲疲劳强度校核拟定有关系数如下:6.7.1 齿形系数。查参照资料1表11-得,6.7.2 应力修正系数。查参照资料表11-得 ,由弯曲校核公式得 综上所述，齿根弯曲强度校核合格。8 齿轮精度的选择由齿轮传动的圆周速度为故查参照资料1表1-6,故选择精度级别为9的齿轮是合理的。6.9 齿轮的受力分析 图-1所示为一原则直齿圆柱齿轮传动,轮齿在节点P处接触。忽视摩擦力,轮齿间互相作用的法向力沿着啮合线方向并垂直于齿面。为以便计算,将法向载荷在节点P处分解为两个互相垂直的分力,即圆周力和径向力(单位均为N）。 图6-1 直齿圆柱齿轮轮齿的受力分析由此得

18、 圆周力:径向力:法向力： 6.齿轮构造设计根据计算，小齿轮采用齿轮轴构造,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式构造，如下图6-2所示 图6-2锻造腹板圆柱齿轮 根据经验公式可求得图6-2中各处尺寸，记录如下： ,取 ，圆整取 , ， 根据轴的过渡圆角拟定。 =1898齿轮弯曲强度足够选精度9级齿轮合理七、轴的设计计算及校核成果 1 轴的选材及其许用应力由参照资料1表2查得选用45号钢，调质解决,硬度HS2125,强度极限，屈服极限,7.2 初步估算轴的最小直径由轴径的设计公式,其中为轴传递的功率;为轴的转速,又查参照资料1表16-2取。故积极轴2.5,若考虑键时,轴径还应增大(5%），因此，积极轴,选

19、用原则直径从动轴=36.6,若考虑槽时，轴径还应增大（5)，因此，从动轴,选用原则直径873 齿轮轴的构造设计，初定轴径及轴的轴向尺寸7.3.1轴上零件的定位、固定和装配积极轴采用齿轮轴构造，如图71所示1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的齿轮段 6轴承盖 7轴端挡圈 8箱体 9带轮 10键 图- 积极轴的零件工作图7.3.2 拟定轴各段直径和长度尺寸 段:由于带轮与轴外伸轴通过键联接，则轴径还应增大(5%7%),考虑与带轮配合，查参照资料2表16-可取直径由于轴头长度是由所装零件的轮毂长度决定的，查参照资料2表21-2,根据带根数可知轮毂长度为50，由轴长要比轮毂宽度小3mm,因此则取第一段长度

20、段:对于阶梯轴的台阶，当相邻轴段直径变化起定位作用时,轴径变化应大些，取68，故取根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的规定和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为，则取该段的长度。段：该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零,选用型轴承,查参照资料2表15-4得其基本尺寸、,则该段的直径为，长度取。段：该段为滚动轴承的定位轴肩,其直径应不不小于滚动轴承的内圈外径，取,长度段:该段为齿轮轴段，由于齿轮的宽度为0，则取此段长度为。段:该段为滚动轴承的定位轴肩,其直径应不不小于滚动轴承的内圈外径，取,长度。段:该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度.3 积极轴的

21、强度校核、扭矩、圆周力:、径向力:由上述拟定的各轴长度尺寸得，两支座间距离垂直面的支反力：水平面的弯矩：水平面的支反力：垂直面的弯矩：1）、作积极轴受力简图（如图7-2所示）36.8 水平面弯矩101.1 垂直弯矩107.6 合成弯矩86.2扭矩101.8危险截面当量弯矩 图7 积极轴受力简图)、合成弯矩计算 把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为 3)、校核轴的强度 轴在A间齿轮处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭矩可觉得按脉动循环变化,故取折合系数。轴的材料为5钢,正火解决，查参照资料1表11得 许用弯曲应力=55,由轴的弯扭合成强度条件=，式中：为轴所受的弯矩

22、；为所受的扭矩；为轴的抗弯截面系数,圆轴的。求得, 9.9则强度足够。7.34 从动轴的强度校核(1)、拟定轴上零件的定位和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对于轴承对称分布，齿轮右面轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。为了便于轴承上零件的安装与拆卸,常将轴做成阶梯形。对于一般剖分式箱体中的轴,它的直径从轴端逐渐向中间增大。如图7-1所示，可依次将联轴器、轴承盖、右端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆,另一滚动轴承从左端装拆。为使轴上零件易于安装,轴端及各轴端的端部应有倒角。从动轴的零件布置图如图7-所示:

23、1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6轴承盖7键 8箱体 9轴端挡圈 10半联轴器 图-3 从动轴的工作零件图(2）、拟定轴各段直径和长度根据计算扭矩公式，式中,为联轴器工作状况系数，查参照资料表14-取，为名义扭矩,求得扭矩为。按照计算扭矩不不小于联轴器公称转矩的条件，查参照资料表16-4，选择弹性柱销联轴器,型号为。其公称转矩为：60,取半联轴器的轴孔直径，轴孔长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为段:由于联轴器与轴通过键联接,则轴径应增长5%7%，取从动轴,又半联轴器的轴孔直径，故取此段轴直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取此段轴长度。段:为了满足半联轴器的轴向定

24、位规定，该段右端需制出一轴肩,故取该段的直径，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的规定,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为1，故取该段长为段：该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承，则轴承有径向力而轴向力为零，选用6211型轴承，查参照资料2表5-得其基本尺寸、，则该段的直径为,长度取。段：该段装有齿轮,并且齿轮与键联接,故轴径要增长%7,则该段轴原则轴径取，又大齿轮的齿宽为82，为了保证定位的可靠性，取此轴段长度为。段：考虑齿轮的轴向定位，取定位轴肩的直径为，长度取。段：此处为台阶，直径，长度。段:该段为滚动轴承的安装处，可取该段轴径，长度为。（3)、求齿轮上作用力的大小、转矩为:、圆周

25、力：、径向力:由上述的各轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩:垂直面的支反力:垂直面的弯矩:()、作从动轴受力简图(如图74所示）44.2水平面弯矩121.3 垂直面弯矩129.1 合成弯矩310.4 扭矩208.1危险截面当量弯矩 图74 从动轴受力简图 （5）、合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为（6)、校核轴的强度 由于是单向回转，转矩为脉动循环，故取折合系数。轴的材料为4钢,正火解决,查参照资料表15得 许用弯曲应力=55，由轴的弯扭合成强度条件=，式中:为轴所受的弯矩;为所受的扭矩；为轴的抗弯截面系数，圆轴的。求得， 10.3,则强度足够。

26、积极轴:从动轴:高速轴：强度满足规定从动轴：强度足够八、滚动轴承的选择成果. 初选轴承型号考虑轴受力较小且重要是径向力，故选用单列向心球轴承。根据上述轴径及长度的计算,积极轴承选择深沟球轴承,型号初选为08(2个），从动轴承选择深沟球轴承，型号初为6211(个）,9.2积极轴的轴承设计计算(1)、根据工作条件，轴承预期寿命。 （2）、初步计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下只受径向力作用，因此。查参照资料1表13-5取径向动载荷系数,轴向动载荷系数。 （3）、校核轴承寿命查参照资料表1-取轴承的温度系数,又球轴承的寿命指数,查参照资料表15得6型轴承的动载荷,静载荷；则所选轴承的寿命为由于轴承

27、寿命不小于轴承预期寿命,即，满足规定,故轴承寿命满足规定,选用6208型轴承。9从动轴的轴承设计计算（1)、根据工作条件，轴承预期寿命。 (2)、初步计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下只受径向力作用，因此。查参照资料表1-5取径向动载荷系数，轴向动载荷系数。 （3)、校核轴承寿命 查参照资料1表1-4取轴承的温度系数，又球轴承的寿命指数,查参照资料2表1-4得深沟球轴承6211型轴承的动载荷，静载荷。则所选轴承寿命为由于轴承寿命不小于轴承预期寿命，即,满足规定，故轴承寿命满足规定，选用61型轴承。积极轴选用6208型深沟球轴承从动轴选用61轴承九、减速器锻造箱体的重要构造尺寸成果由于锻造箱体

28、的刚性较好，外形美观，易于切削加工,能吸取振动和消除噪声，又适合于成批生产，故采用灰铸铁锻造的锻造箱体。1. 箱体的刚度为了避免箱体在加工和工作过程中产生不容许的变形，从而引起轴承座中心线歪斜，齿轮产生偏载,影响减速器正常工作,是设计箱体时,一方面应保证轴承座的刚度。为此应使轴承座有足够的壁厚，并加设支撑肋板或在轴承座处采用凸壁式箱体构造,当轴承座是剖分式构造时,还要保证箱体的联接刚度。2 良好的箱体构造工艺性(1）、箱体的锻造工艺性：设计锻造箱体时,力求外形简朴、壁厚均匀、过渡平缓。在采用砂模锻造时,箱体锻造圆角半径一般可取。为是液态金属流动畅通，壁厚应不小于最小锻造壁厚,还应注意铸件应有:

29、101：的拔模斜度。(2）、箱体的机械加工工艺性:为了提高劳动生产率和经济效益，应尽量减少机械加工面。箱体上任何一处加工表面与非加工表面要分开,使它们不在同一平面上。采用凸出还是凹入构造应视加工措施而定。轴承座孔端面、窥视孔、通气孔、吊环螺钉、油塞等处均应凸起8m。支承螺栓头部或螺母的支承面，一般多采用凹入构造，即沉头座。沉头座锪平时,深度不限,锪平为止,在图上可画出23m深,以表达锪平深度。箱座底面也应铸出凹入部分,以减少加工面。按参照资料2表61经验公式计算,得减速器锻造箱体的构造尺寸列于表9-1。 表9- 减速器锻造箱体的重要构造尺寸名称符号 尺寸计算成果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖上

30、部凸缘厚度2箱座底凸缘厚度0箱座、箱盖上的肋板厚7轴承旁凸台的高度和半径由机构拟定,23轴承盖的外径,为轴承外径12地脚螺栓直径与数目单级1002001621644通孔直径120220沉头座直径24445底座凸缘尺寸2225022023253联接螺栓轴承旁联接螺栓直径12箱座箱盖联接螺栓直径螺栓的间距8联接螺栓直径681242通孔直径791113.515.51.5沉头座直径318222026凸缘尺寸1218220121416186定位销直径8轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径4吊环螺钉直径由参照资料表19-13拟定10箱外壁至轴承底端面距离+(8)42大齿轮顶圆与箱体内壁距离16小齿轮端面与箱体内

31、壁距离14箱座高度210十、键的选择的校核成果 10.1 积极轴外伸端直径,考虑到键在轴中部安装，根据参照资料2表1-10，选圆头一般A型平键,键GBT 1095，宽度,深度，键长。选择45钢,则其挤压强度公式为,并取,则其工作表面的挤压应力为由参照资料1表12-可知,当载荷平稳时,许用挤压应力,，故连接能满足挤压强度规定。 0.2 从动轴外伸端直径考虑到键在轴中部安装，根据参照资料2表1-1,选圆头一般A型平键,键GB/ 095,宽度，深度,键长。选择45钢,则其挤压强度公式为，并取,，则其工作表面的挤压应力为由参照资料1表1-可知,当载荷平稳时,许用挤压应力，故连接能满足挤压强度规定。 1

32、3 与齿轮联接处轴径,考虑到键在轴中部安装,根据参照资料2表14-1，选圆头一般A型平键,键GB/T095，宽度，深度,键长。选择4钢,则其挤压强度公式为,并取,则其工作表面的挤压应力为由参照资料1表12-7可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度规定。选键GB/ 109满足挤压规定选GB/ 1095满足挤压规定选键GBT 1095挤压强度满足规定十一、联轴器的选择成果由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊规定，考虑装拆以便与经济问题,选用弹性柱销联轴器111 计算名义扭矩11 拟定计算扭矩根据计算扭矩公式,式中,为联轴器工作状况系数,查参照资料1表12-1取，为名义扭矩，则求得扭

33、矩为。按照计算扭矩不不小于联轴器公称转矩的条件,查参照资料2表16-4,选择弹性柱销联轴器,型号为，其公称转矩为：630，采用Y型孔,型键，取半联轴器的轴孔直径,轴孔长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为。选择弹性柱销联轴器,型号 十二、减速器附件的选择及构造尺寸计算成果 121 窥视孔盖和窥视孔 窥视孔一般放置在盖板盖上，用M6M10的螺钉紧固,采用加强垫片加强密封,盖板常用钢板或铸铁制成,窥视孔及视孔盖的构造如图12-1所示 图1-1 窥视孔及视孔盖构造其构造尺寸查参照资料2表19-4，记录于表12-1 表12-1 窥视孔及视孔盖构造尺寸符号直径孔数尺寸0760755445 12.放油螺塞 为

34、了便于放油和排出箱底杂质,应在油池最低处设立放油螺塞,放油孔应设立在不与其她部件接近的一侧，箱体内底面一般做成向底端倾斜的构造,以便污油流出。平时，放油孔用螺塞和油封圈堵住,加强密封。螺塞和油封圈的构造如图12-所示 图12-2 螺塞和油封圈构造螺塞和密封圈的构造尺寸见表12-2 表2 螺塞和密封圈构造尺寸基本尺寸极限偏差5.8242120 028242 12. 通气孔 减速器在工作时,箱体内的温度会升高,使箱体内气体膨胀,气压升高。为了便于箱体内的热气溢出，保证箱体内外压力平衡,提高箱体分界面和外伸轴密封处的密封性，常在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，其构造如图2-3所示 图12-3 通气塞

35、及提手式通气器构造查参照资料2表199得，通气塞及提手式通气器构造尺寸见表2- 表12- 通气塞及提手式通气器构造尺寸816.51124 阐明：S螺母扳手开口宽度 12.4 油标 油标用于检查油面高度,常设立于以便观测油面及油面较稳定处,如低速级齿轮附近。油标的构造类型有多种，在这里选用带有螺纹部分的油标,其构造如图12-所示 图24 油标构造油标的构造尺寸查参照资料2表198，记录于表12-4表12-4 油标的构造尺寸416206421 12.5 吊耳 在减速器中，常常采用在箱盖上直接铸出吊耳或吊耳环来替代环首螺钉,以减少机械加工工序,设计吊耳的构造如下图12-5所示 图12-5 吊钩构造图

36、根据经验公式求得构造图中各处尺寸如下：为箱盖壁厚,取 12.6轴承盖轴承盖是对轴上滚动轴承起定位和固定作用的，且类型有多种，根据规定和实际状况选凸缘式轴承盖,其构造如图12-所示 图12-6 凸缘式轴承盖构造积极轴的轴承盖,根据上述得出的轴承外径,螺钉直径,参照经验公式求得图12-各处尺寸如下:；,取；;，取; ，取,取；由构造拟定又从动轴的轴承盖,根据上述得出的轴承外径,查参照资料2表19-1，得螺钉直径，参照经验公式求得图-各处尺寸如下：；,取；;，取； ,取，取;由构造拟定。 .7 启盖螺钉启盖螺钉安装在箱盖凸缘上,数量为12个，其直径与箱体箱座箱盖联接螺栓直径相似,即,长度应不小于箱盖

37、凸缘厚度，取。 12.8定位销两个定位销应设在箱体联接凸缘上,相距尽量远些,并且距对称线距离不等,以使箱座、箱盖能对的定位。此外,还要考虑到定位销装拆时不与其她零件相干涉。选用圆锥定位销，其直径可取箱座箱盖联接螺栓直径的0.8倍，故。其长度应销不小于上下箱体联接凸缘总厚度，根据参照资料2表1-1，取长度。积极轴轴承盖：高速轴轴承盖:起盖螺钉:定位销： 十三、减速器的润滑与密封成果 3.1 润滑方式（1）、因齿轮，考虑成本及需要选用浸油润滑;（2）、轴承采用润滑脂润滑。3.2 润滑油牌号及用量 （1）、齿轮润滑选用150号机械油（GB 443989)，最低最高油面距（大齿轮）02,需油量1L左右

38、;(）、轴承润滑选用ZL3型润滑油(GB 321987)，用油量为轴承间隙的1/312为宜。13. 密封形式 (）、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措施。(2）、观测孔和油孔等处接合面的密封 在观测孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。(3)、轴承办近机体内壁处用挡油环加以密封,避免润滑油进入轴承内部。 十四、课程设计总结机械设计课程设计是机械设计课程的重要的实践环节,本次设计综合运用了机械设计课程和其她选修课程的理论和实际知识,重要设计内容涉及拟定机械系统总体传动方案、选择电动机、传动装置等机构的设计与计算。通过具体的计算和校核及结合实际状况，设计的过程基本对

39、的，成果基本合理,可以满足设计的规定。但这其中也存在着某些问题，如在传动方案的选择时,由于所学的理论知识有限,在对各传动方案进行比较时，理论分析不够充足；又如在电机的选择、齿轮的设计和轴的设计等环节中,由于自身理论知识的局限性和客观条件的限制，设计者因对箱体的构造未能理解透彻,以致在上述内容的设计上也许存在缺陷,但通过校核,设计成果是合理的。课程设计是对所学知识一次系统、完整的复习,从中我们初步理解了机械的选择、设计与加工的基本知识，也进一步增强了对数据解决和某些细节问题解决上的分析能力，同步还培养了综合运用机械设计课程及其她课程理论知识来解决实际问题的能力,真正做到了学以致用,同步在本次设计过程中,学生之间互相交流与探讨,取长补短，增进了彼此间的友谊，培养了团队精神。总之,机械设计课程设计不单是教师教学中一项任务，更是学生将理论知识运用起来转为实实在在的成果的一次实践，这对人们的学习热情的提高和学习取向都起到了非常重要的作用。十五、参照文献重要参照文献：1 金清肃.机械设计基本.武汉：华中科技大学出版社,9月2 王洪，刘扬机械设计课程设计.北京:北京交通大学出版社,3月3 吴宗泽，罗圣国.机械设计课程设计手册北京：高等教育出版社,10月