机械设计课程设计单级齿轮减速器设计

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1、设 计 说 明 书课 题 ： 机械设计课程设计单级齿轮减速器设计专业： 机械设计与制造 班级: 机械0821 组 别：第四组姓 名：指导老师： 成 绩： 完成日期:2010年7月10号 湖 南 工 业 大 学专题部分：设计图纸共： 张 计算说明书共 页答辩情况和成绩 成 绩： 教师签字： 年 月 日说明书批改情况和成绩成 绩： 教师签字： 年 月 日 目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算.6五、轴的设计计算.15六、滚动轴承的选择及计算.23七、键联接的选择及校核计算.26八、高速轴的疲劳强

2、度校核.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.31参考资料目录第一章 课程设计任务书一、 设计任务设计带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及开式圆柱齿轮传动。二、 总体布置简图图1-1 带式输送机传动系统简图 1电动机；2联轴器；3单级圆柱齿轮减速器；4联轴器； 5开式圆柱齿轮传动；6滚筒；7输送带 三 工作情况： 输送机在常温下连续工作，单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；输送带工作速度v的允许误差为5%，三相交流电源的电压为38

3、0220V。原始数据输送带最大有效拉力为7500 N;输送带工作速度为0.7 m/s;输送机滚筒直径为300 mm 四 传动方案的拟定及说明传动方案给定为二级减速器（包含开式齿轮减速和一级减速器减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便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其驱动卷筒的转速，即一般常选用同步转速为的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16-23。根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以开式齿轮和一级减速器传动。第二章 减速器的总体设计一、电动机的选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机。它为卧

4、式封闭结构2电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为 设：4w输送机滚筒轴(4轴)至输送带间的传动效率；c联轴器效率，c=0.99(见表3-3)；g闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为8级），g=0.97（见表3-3）g开式圆柱齿轮传动效率，g0.95(见表3-3)；b一对滚动轴承效率，b=0.99（见表3-3）；cy输送机滚动效率，cy=0.96（见表3-3）。估算传动系统总效率为=01*12*23*34*4w式中： 01=c=0.9912=bg=0.99*0.97=0.960323=bc=0.99*0.99=0.980134=bg=0.99*0.95=0.94054w=bcy

5、=0.99*0.96=0.9504则传动效率的总效率为=0.99*0.9603*0.9801*0.9405*0.9504=0.83工作时，电动机所需的功率为Pd=PW/=5.25/0.836.33( KW )由表12-1可知，满足PePd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取为7.5 KW。3.电动机额定功率查表选取电动机额定功率4电动机的转速的选择上面由于卷筒的转速为n=44.59r/min.查表开式圆柱齿轮的传动比可取47,一级减速器的传动比可取35.所以总传动比的范围为1235.所以电机传速范围n=(1235)65r/min=7802275r/min.符合这一范围的同步转速有10

6、00、1500r/min.方案电机型号额定功效/kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比外伸轴径/mm轴外伸长度/mmY160M67.5100097015.2342110Y160M-47.51500144032.2942110综合考虑，方案2比较合理。5、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比i=im/iw=1440/44.5932.292)、各级传动比的分配由传动系统方案（见图1-1）知： i01=1, i23=1按表3-4查取开式圆柱齿轮传动的传动比为： i34=5单级圆柱齿轮减速器的传动比为： i=i/i01i23i34= 32.24/(1X4)=8.07所以传动系统各

7、级传动比分别为i01=1, i12=8.07, i23=1, i34=46、传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：0轴（电动机轴）： =nm=1440r/min =6.33KW = 9550 =9550X6.33/1440=41.98(Nm)1轴（减速器高速轴）;= = 1440/1=1440(r/min) =10.50X0.99=6.27(KW) 9550 =9550X6.33/1440=42.98(Nm)2轴（减速器低速轴）：= n1/i12= 1440/8.07=178.44(r/min) =6.270.9603=6.02(KW) 9550=9550X6.0

8、2/178.44=322.19(Nm)3轴（开式齿轮高速轴）： = 254.8/1=254.8(r/min) P3=P223=6.020.9801=5.9(KW) T3=95505.9/254.8=221/13(Nm)4轴（开式齿轮低速轴即滚筒轴）：=n3/i34=254.8/4=63.7(r/min) P4=P334=5.90.9405=5.55(KW) T4=95505.55/63.7=832.06(Nm)将上述计算结果列于表2-2中，以供查用：轴号电动机减速器开式齿轮传动工作机 0 轴1轴2轴 3 轴 4 轴转速n/(r/min)14401440178.44254.863.7功率P/(

9、KW )6.336.276.035.95.55转矩T/(Nm)41.9841.58322.19221.13832.06 传动比 18.0714第三章 传动零件的设计计算第一节 单级圆柱直齿轮传动设计计算已知工作载荷平稳，单向转动，传递功率为P=7.5kw，小齿轮转速（减速器高速轴转速）=1440r/min,大齿轮转速=1440r/min。计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1，选择齿轮的材料、热处理方法根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查教材表5-6得： 小齿轮 45钢 调质处理 HB=250MPa大齿轮 45钢 正火处理 HB=210MPa两齿轮齿面硬度差

10、为40 HBS，符合软齿面传动的设计要求。HB=250MPaHB=210MPa2，确定材料许用接触应力查教材表5-11，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为： =480+0.93(HB 135)=586.95MPa =480+0.93(HB 135)=549.75Mpa查教材表5-12，接触疲劳强度的最小安全系数=1.0，则两齿轮材料的许用接触应力为= =586.95Mpa,=549.75MPa=586.95Mpa=549.75MPa3,根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计由教材式5-34得 ,式中，小齿轮的转矩=9.55=4.158Nmm;查教材表5-8，取载荷系数K=1.1;查教材表

11、5-9，取弹性系数=189.8；取齿宽系数=1（闭式传动软传动齿面）；u=4；以较小值=549.75MPa代入。故62.278mmT1=4.158104Nmm62.278mm4，几何尺寸计算齿数 由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值=2040,取=27，则=u=27X3=81模数 m=/=62.288/27=2.31mm,由教材表5-2，将m转换为标准值，取m=2.5mm。中心距 a=（+）=135mm齿宽 =62.288mm，取整，即=62mm =+（510）=70mm=27=81m=3mma=162mm=70mm=62mm5，校核齿根弯曲疲劳强度由教材式5-35得 查教材表5-10，

12、两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为（由线性插补法求出） =27时 2.57，=1.60 =81时 =2.218，=1.77查教材表5-11，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 =190+0.2(HB 135)=213MPa =190+0.2(HB 135)=205MPa查教材表5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为=1.0,两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为 = =213Mpa, =205MPa将上述参数分别代入校核公式 ，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为=38.4MPa； =36.9MPa。 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够6,齿轮其他尺寸及结构由教材表

13、5-3中公式求得：分度圆直径 mz1=67.5mm，m=202.5mm齿顶圆直径 =d1+2ha=73.5mm,(ha=ha*m=1.02.5=2.5) da2=d2+2ha=207.5mm齿根圆直径 df1=d12hf=55.5mm，=213mm。由于齿轮1的径向尺寸较小 将其结构初定为实心式形式 齿轮2的齿顶圆在500mm内，为了节省材料，减轻重量，将其制成腹板式，其结构由教材图5-25知，1.6=80,255mm,=b=55mm，C=0.3b=14mm，）=131.5mm，0.25（43.75mm。 d1=67.5mmd2=202.5mm da1=73.5mmda2=207.5mmdf1

14、=55.5mm df2=213mm7，选择齿轮精度等级齿轮圆周速度 = =4.70m/s , = =3.36m/s由于齿轮的转速较高，对平稳行性要求较高，故圆周速度确定第II公差组精度等级。查公差书表8-15，取第II公差组等级为7级精度，第I公差组因速度较高可取同级7级精度。而第III公差组不低于第II公差组也取7级精度。=4.70m/s , =3.36m/s公差组取7级8，选择检验项目及公差根据齿轮用途及精度等级查表确定检验指标如下；第I公差组精度7级，选用与 查公差书表8-3和表8-6得 =36，=50m；=28m，=36m第II公差组精度7级，选用与及 查公差书表8-9，8-8，8-1

15、0得 11m，=13m；m； m ， m 。 第III公差组精度7级，选用接触斑点，若接触斑点的分布位置和大小确有保证时，则第III公差项目可不予以考核。查公差书表8-11得:=16m,查公差书表8-2得：接触斑点按高度不小于45%，按长度不小于60%。=36=50m=28m=36m11m=13mm m m 9，确定齿厚偏差（或公法线平均长度偏差）最小极限侧隙=0.013mm=0.03mm由材料手册查得：钢和铸铁的线膨胀系数分别为， 则=0.028mm=0.058mm齿厚上偏差=）由第II公差组等级和中心距a查公差书表8-22 得=31.4k=30.06设大、小齿轮上偏差相同，即=| 则=58

16、.31的大小用的倍数表示=,=,查公差书表8-23，为保证最小侧隙齿轮1齿厚上偏差代号G，齿轮2齿厚上偏差代号F。 =，=齿厚公差= 根据第I公差组精度等级查公差书表8-24和表2-3及=54mm,得：IT9=74 则=IT9=74 ，=60,=65.01齿厚下偏差 =, ；=129, 查公差书表8-23，齿轮1的齿厚下偏差代号取K,齿轮2的齿厚下偏差代号取J =，=故 齿轮1的图样标注为 7 G K GB10095-88 齿轮2的图样标注为 7 F J GB10095-88 = =，=60,=65.0110，确定齿坯精度以齿轮内孔作为加工、测量及安装基准，查公差书8-25知：孔的尺寸公差为I

17、T7。按基孔制取H；齿顶圆不作测量的基准，尺寸公差按IT11给定，取h；齿轮各部分粗糙度查公差书表8-27，齿面为2.5，齿轮基准孔为1.25，基准端面为2.5，其余为5齿轮端面为加工基准，查公差书表8-26，端面圆跳动齿轮1和齿轮2分别为11、22。第二节 开式齿轮传动设计计算已知开式齿轮传动小齿轮（高速轴）的转速n1=257.98r/min,大齿轮转速为n2=64.495r/min。计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1，选择齿轮的材料、热处理方法根据工作图，采用开式软齿面传动。查教材表5-6得： 小齿轮 HT300 铸铁 HB=250MPa大齿轮 QT500-5 铸铁

18、正火处理 HB=240MPaHB=250MPaHB=240MPa2，确定材料许用接触应力查教材表5-11，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为： =300+1.1(HB 140)=421MPa =400+1.4(HB 140)=540Mpa查教材表5-12，接触疲劳强度的最小安全系数=1.0，则两齿轮材料的许用接触应力为= =421Mpa,=540MPa=421Mpa=540MPa3,根据设计准则，按齿根弯曲疲劳强度进行设计由式（5-36）得, 式中，小齿轮的转矩=9.55=419800Nmm;查教材表5-8，取载荷系数K=1.0;小齿轮齿数的推荐值为1720（开式齿轮），取Z1=19,u=

19、5,则Z2=Z1u=519=95取整数Z2为整数100；开式齿轮传动d=0.30.5,取d=0.4；查表5-10得，YF1=2.85,YS1=1.54;YF2=2.18,YS2=1.79;所以F1= Flim1/SFlim1=55+0.23(HBS-140)/1=80.3(MPa), F2= Flim2/SFlim2=160+0.34(240-140)/1=194(MPa), YF1YS1/F1=0.055,YF2YS2/F2=0.020,两者比较取大值代入。故m5.771T1=257.98103NmmYF1=2.91,YS1=1.53YF2=2.20,YS2=1.78F1=80.3MPaF2

20、=194MPam5.7714，几何尺寸计算齿数 =19，则=100模数 m=/=62.278/27=5.761mm,扩大10%得m=6.871，由教材表5-2，将m转换为标准值，取m=8mm。中心距 a=（+）=476mm齿宽 =60.8mm，取整，即=60mm =+（510）=65mm分度圆直径 d1=mz1=152mm=19=100m=8mma=476mm=65mm=60mmd1=152mm5，校核齿根弯曲疲劳强度由教材式5-35得 查教材表5-10，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为（由线性插补法求出） =19时 YF1=2.85,YS1=1.54; =100时 YF2=2.18,YS

21、2=1.79，F1=80.3MPa,F2=194MPa将上述参数分别代入校核公式 ，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为=43.35MPa； =38.13MPa。 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够6,齿轮其他尺寸及结构由教材表5-3中公式求得：分度圆直径 mz1=144mm，m=800mm齿顶圆直径 =d1+2ha=168mm(齿顶高ha=ha*m=1.08=8，正常齿制ha*=1.0), da2=d2+2ha=816mm齿根圆直径 df1=d12hf=132mm(齿根高hf=( ha*+c*)m=10,正常齿制c*=0.25)，=780mm。由于齿轮1的径向尺寸较

22、小 将其结构初定为实心式形式 齿轮2的齿顶圆在500mm内，为了节省材料，减轻重量，将其制成腹板式，其结构由教材图5-25知，1.6=80,255mm,=b=55mm，C=0.3b=14mm，）=131.5mm，0.25（43.75mm。 d1=152mmd2=800mm da1=168mmda2=816mmdf1=132mm df2=780mm7，选择齿轮精度等级齿轮圆周速度 = =2.43m/s , = =2.43m/s由于齿轮的转速较高，对平稳行性要求较高，故圆周速度确定第II公差组精度等级。查公差书表8-15，取第II公差组等级为9级精度，第I公差组因速度较高可取同级9级精度。而第II

23、I公差组不低于第II公差组也取8级精度。=2.03m/s , =2.03m/s第、公差组取9级，第公差组取8级8，选择检验项目及公差根据齿轮用途及精度等级查表确定检验指标如下；第I公差组精度7级，选用与 查公差书表8-3和表8-6得 =36，=50m；=28m，=36m第II公差组精度7级，选用与及 查公差书表8-9，8-8，8-10得 11m，=13m；m； m ， m 。 第III公差组精度7级，选用接触斑点，若接触斑点的分布位置和大小确有保证时，则第III公差项目可不予以考核。查公差书表8-11得:=16m,查公差书表8-2得：接触斑点按高度不小于45%，按长度不小于60%。=36=50

24、m=28m=36m11m=13mm m m 9，确定齿厚偏差（或公法线平均长度偏差）最小极限侧隙=0.013mm=0.03mm由材料手册查得：钢和铸铁的线膨胀系数分别为， 则=0.028mm=0.058mm齿厚上偏差=）由第II公差组等级和中心距a查公差书表8-22 得=31.4k=30.06设大、小齿轮上偏差相同，即=| 则=58.31的大小用的倍数表示=,=,查公差书表8-23，为保证最小侧隙齿轮1齿厚上偏差代号G，齿轮2齿厚上偏差代号F。 =，=齿厚公差= 根据第I公差组精度等级查公差书表8-24和表2-3及=54mm,得：IT9=74 则=IT9=74 ，=60,=65.01齿厚下偏差

25、 =, ；=129, 查公差书表8-23，齿轮1的齿厚下偏差代号取K,齿轮2的齿厚下偏差代号取J =，=故 齿轮1的图样标注为 7 G K GB10095-88 齿轮2的图样标注为 7 F J GB10095-88 = =，=60,=65.0110，确定齿坯精度以齿轮内孔作为加工、测量及安装基准，查公差书8-25知：孔的尺寸公差为IT7。按基孔制取H；齿顶圆不作测量的基准，尺寸公差按IT11给定，取h；齿轮各部分粗糙度查公差书表8-27，齿面为2.5，齿轮基准孔为1.25，基准端面为2.5，其余为5齿轮端面为加工基准，查公差书表8-26，端面圆跳动齿轮1和齿轮2分别为11、22。第四章 轴的设

26、计与计算第一节 高速轴的设计与计算已知一级圆柱直齿减速器高速轴（轴1），=970r/min，=27，m=3，工作时单向运转。计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1，选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力由题意得，普通用途，中小型功率，选45钢调质处理查表15-1得=55MPa.=55MPa2，估算轴的最小直径由教材表15-2查取A=110，根据教材公式15-1得dA=17.96mm考虑轴端有一键槽，将上述轴颈增大5%，即为25.46mm。由图1-1可知，该轴外端安装联轴器，且与电动机轴相联，由于轴的转速较高，应选用具有较小转动惯量并具有弹性的联轴器弹性套柱销联轴器。

27、由教材公式16-1得K=1.55及教材表16-1得=KT=1.559.55106P/n=64.4Nm查课程设计书表16-3选型号TL6，内孔直径为32mm，与上述增大5%后的轴颈比较，最后取轴颈的最小直径为34mm最小轴颈为34mm初选联轴器TL5=确定轴上零件的布置方案和固定方式 参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中间，对称于两端的轴承；又因为齿轮直径很小将该齿轮制为直齿圆柱齿轮轴。右端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合(H7/k6)固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固

28、定。减速器采用圆柱直齿轮传动，所以两端采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。确定轴的各段直径 外伸端直径=34m(联轴器标准值) 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为=+2h=+20.07=37.92mm。由于该段处安装毡圈，查课程设计书表20-8，故取标准直径=40mm。考虑轴承的内孔标准，查课程设计书表15-4 取=50mm（两轴承型号），初选两端轴承型号为6210； 查课程设计书表15-4取轴头直径d4=54mm；轴环直径d5=d4+2h=64mm;根据轴承安装直径，查手册得d6=57mm; 为了便于加工，磨削时轴上应该设置砂轮越程槽，查课程设计书表11-

29、14 得槽宽为3mm，槽深为0.4mm。确定轴的各段长度=66mm（齿轮宽度）(轮毂宽B2=(1.21.5)dn=69,L4比B2短13mm);=57mm（TL5弹性套柱销联轴器J型轴孔长度为B1=60mm，比B1短13mm）；=21mm（轴承宽度B3=20mm，挡油环厚度1mm）；L3=42mm；L5=8mm(轴环宽度b1.4h=0.098mm)根据减速器的结构的设计要求，初步定(1015)mm;l2=(510)mm;L6=2+l2L5=11mm;L3=B3+l2+2+(13mm)=42mm;=60mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为5565）；由草图可知。两轴承的近似中心跨距L=B3+

30、2l2+22+B2=127mm初选轴承型号为6210=57mm=60mm=21mmL3=42mm=66mmd4=54mm=50mm=34mm40mm两轴承的近似中心跨距L=127mm砂轮越程槽：槽宽为3mm，槽深为0.4mm4，主动齿轮的受力计算转矩T=41.58104Nmm 由教材式5-31得=2T/d=1139.8N =tan=1367N(标准齿轮=20 )Fa=715N=1139.8N=1367N5，按扭转和弯矩组合变形强度条件进行校核计算绘制轴的受力简图 如4-2A将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂平面V内的力 如图4-2B、D求水平面H和铅垂平面V的支座反力 RH1=RH2=61Fr/

31、122=881.25N,求铅垂平面V内的支座反力：RV1=RV2=Ft/2=569.9N绘制弯矩图水平面弯矩如图4-2C所示 MHb=65=57281.25Nmm铅垂面的弯矩图如图4-2E所示 Mvb=65Rv1=37043.5Nmm合成弯矩为=142547Nmm绘制扭矩图 如图4-2F所示 T=41580Nmm绘制当量弯矩图单向转动，故切应力为脉动循环，取a=0.6,b截面当量弯矩为 Meb=Mb2+(aT)2=24948NmmRH1=881.25 NRH2=485.75Rv1=Rv2=569.9N=37043.5Nmm6,校核轴的强度校核a截面 Mea=0.641580=5356Nm 9.

32、92mm 考虑键槽后由于=9.92105%=10.42mm 故a截面安全。校核b截面 =24948Nm =16.56mm 考虑键槽后由于db=16.56105%=17.39mmd4该段是齿轮轴 满足条件 故b截面安全综上所述危险截面a，b均安全，轴的强度是足够的无需修改原结构设计方案。7绘从动轴草图如图4-1示4-1从动轴草图 图4-2 轴1的受力图 弯矩图 扭矩图第二节 低速轴的设计与计算已知一级圆柱直齿减速器低速轴（轴2），=257.98 r/min， =9.98kw，工作时单向运转。计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1，选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力

33、由题意得，普通用途，中小型功率，选45钢 正火处理查教材表15-1得 =55MPa.=55MPa2，估算轴的最小直径由教材表15-2查取A=110，根据教材公式15-1得dA=35.57mm考虑轴端有一键槽，将上述轴颈增大5%，即为37.35mm。由图1-1可知，该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选弹性柱销联轴器。TC=KT=1.59.551066.02/178.44=483.285(Nm)最小轴颈为37.35mm3，轴的结构设计并绘制结构草图如图（4-4）所示确定轴上零件的布置方案和固定方式 参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴的中间，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和

34、过盈配合(H7/r6)作周向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合(H7/k6)固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的链轮用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。减速器采用圆柱直齿轮传动，所以两端采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。确定轴的各段直径 外伸端直径=38mm(标准值) 按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为=+2h=+20.07=43.32mm。由于该段处安装毡圈，查课程设计书表20-8，故取标准直径=45mm。考虑轴承的内孔标准，查课程设计书表15-4 取=50mm

35、（两轴承型号），初选两端轴承型号为6210；轴颈的轴段为轴头，取=56mm（由教材表15-3知）轴环直径=+2h=64mm 查课程设计书表15-4取=57；确定轴的各段长度=68mm（齿轮宽度为70mm，比齿轮宽短13mm）；=58mm（链轮轮毂长度为B1=60mm，比B1短13mm）；=21mm（轴承宽度B3=20mm，挡油环厚度1mm）；=8mm（轴环宽度为b1.4h）根据减速器的结构的设计要求，初步定l2= (1015)mm,(1015)mm；=11mm;=42mm;=55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为5565）；由草图可知。两轴承的近似中心跨距L=B2+B3+=130mm初选

36、轴承型号为6210=58mm=55mm=21mm=68mm=8mm=11mm=42mm=11mm=56mm=64mm=50mm=38mm45mm两轴承的近似中心跨距L=130mm4，齿轮的受力计算转矩T=322190Nmm 由教材式5-31得=2T/d=2863.91N =tan=2036.9N=2836.91N=2036.9N5，按扭转和弯矩组合变形强度条件进行校核计算绘制轴的受力简图 如4-5A将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂平面V内的力 如图4-5B、D求水平面H和铅垂平面V的支座反力 RH1= 1918.45N RH2=118.75求铅垂平面V内的支座反力：Rv1=Rv2=1431.9

37、6N绘制弯矩图水平面H弯矩如图4-5C所示 MHb,=65RH1=651918.45=119829.68Nmm铅垂面的弯矩图如图4-5E所示 MVb=61.5RV1=88065.54Nmm合成弯矩为Mb=344964.23Nmm绘制扭矩图 如图4-5F所示 T=322190Nmm绘制当量弯矩图 单向转动，故切应力为脉动循环，去=0.6。b截面当量弯矩为 RH1=1918.45N,RH2=118.75NRv1=Rv2=1431.96NMb,=88065.54Nmm6,校核轴的强度校核a截面 Mea=0.6322190=193314Nmm da=32.76mm 考虑键槽后由于=32.76105%=

38、34.4mm38mm 故a截面安全。校核b截面 =M,eb=193314Nmm da=41.31mm考虑键槽后由于=41.31105%=43.38mm 故b截面安全。综上所述危险截面a，b均安全，轴的强度是足够的无需修改原结构设计方案。7，绘零件图如图4-6所示图4-3 轴的受力图 弯矩图 扭矩图等第五章 连接件的计算与选择第一节 联轴器的选择和计算计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1、类型的选择由轴的设计可知：轴0与轴1连接的结构已初选为弹性套注销联轴器TL5；轴2与轴3连接处选弹性柱销联轴器HL3。标记：HL5联轴器ZC40X60/ZJ45X60 GB/T4323-19

39、84HL3 联轴器 ZC34X60/ZJ38X60GB/T5014-19852、几何尺寸Z型轴孔，A型键槽，=38mm，60mm；第二节 键连接的选择和计算联轴器与输入轴的平键连接，传递的转矩为T=41.98Nm，由中等冲击载荷。计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1、键的类型与尺寸选择联轴器传动要求对中性好，属于静连接，故选普通平键A键；根据轴的直径d=34mm，轮毂宽为69，查课程设计书表14-10，得b=10mm，h=8mm，L=60(一般L比轮毂宽度小510mm)。标记为：键108 GB1095-20032、强度校核由教材 表10-10查得=100MPa,键的工作长度

40、L=6010=50则:=6.69MPa故此平键连接满足强度要求根据课程设计书表14-10查出轴和毂的各项参数值小齿轮与轴的周向固定式平键连接，传递的转矩为T=41.58Nm计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1、键的类型与尺寸选择联轴器传动要求对中性好，属于静连接，故选普通平键A键；根据轴的直径d=54mm，轮毂宽为69，查课程设计书表14-10，得b=16mm，h=10mm，L=63mm。标记为：键1610 GB109520032、强度校核由教材 表10-10查得=100MPa,键的工作长度L=63-16=47则:=24.76MPa故此平键连接满足强度要求根据课程设计书表1

41、4-10查出轴和毂的各项参数值大齿轮与轴的周向固定是平键连接，传递的转矩为T=322.19Nm，由中等冲击载荷。计 算 项 目计 算 内 容 和 说 明计 算 结 果1、键的类型与尺寸选择齿轮传动要求对中性好，属于静连接，故选普通平键A键；根据轴的直径d=56mm，轮毂宽为69，查课程设计书表14-10，得b=16mm，h=10mm，L=63mm。标记为：键1610 GB1095-20032、强度校核由教材 表10-10查得=100MPa,键的工作长度L=6320=43则:=6.69MPa38400h 故所选的轴承满足要求。（2）同理求减速轴上的轴承6210同意符合要求。第七章 润滑和密封形式

42、的选择由于该传动结构是闭式的齿轮传动 两齿轮的圆周速度在212m/s 采用油浴润滑，浸油深度为1个齿高，油池中油的深度h3050mm，查课程设计书表20-1得选取润滑油粘度为59/s,查课程设计书表20-3，选取润滑油牌号为CKC100。在设计轴式已确定为毡圈密封。由课程设计书表20-8可查得。第八章 箱体及附件的结构设计和选择参照课程设计书第22章单级圆柱齿轮减速器设计计算项目计算内容和说明计算结果箱座壁厚（0.0250.03）a+8b= 8mm箱盖壁厚(0.80.85) 8b0=8mm箱座箱盖b1=1.51b 1=12mm箱底座凸缘的厚度b2=1.51 b3=2.51b4=1.51 箱座上

43、的肋厚b3=20mmM=8mm定位销直径d=(0.70.8)d2d=8mm附件1油面指示器按表19-5选 配压式圆形油标d=16附件2油塞封油垫按表19-14选外六螺塞M201.5附件3视孔盖通气塞按表19-4和19-9选两级a250 M201.5第九章 参考资料目录1 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版2 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版3 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书M北京：高等教育出版社，2006年8月第1版4 左宗义，冯开平主编 画法几何与机械制图M广州：华南理工大学出版社，2001

44、年9月第1版5 刘锋，禹奇才主编. 工程力学材料力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版6 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学理论力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版 课程设计心得与体会课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础 说实话，课程设计真的有点累然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成

45、功喜悦即刻使倦意顿消虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来但一想起周伟平教授，黄焊伟总检平时对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高度负责，认真对待的良好习惯这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练 短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这说明课程设计确实使我你有收获了老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信 最后，我要感谢我的老师们，是您严厉批评唤醒了我，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪 罗 骄 2010年7月9日星期五