机械设计基础课程设计

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计算说明书

设计题目：一级圆柱齿轮减速器 学院：材料学院 班级： 学号： 设计者： 指导教师：姜勇 日期：2014年7月

目录

一．设计任务书……………………………………………………………………………·1

二．传动系统方案的拟定………………………………………………………………1 三．电动机的选择…………………………………………………………………………1 四．传动比的分配…………………………………………………………………………2 五．传动系统的运动和动力参数计算……………………………………………3六．传动零件的设计计算………………………………………………………………4 七．减速器轴的设计………………………………………………………………………8 八．轴承的选择与校核…………………………………………………………………15 九．键的选择与校核………………………………………………………………………17 十．联轴器的选择…………………………………………………………………………19 十一．减速器润滑方式，润滑剂及密封装置…………………………………19 十二．箱体结构的设计…………………………………………………………………20 十三．设计小结……………………………………………………………………………22 十四．参考文献……………………………………………………………………………23

η5—输送机滚筒效率=0.96

由电动机至运输带的传动总效率为

123450.990.970.960.9920.960.8674 工作机所需电动机总功率 Pr

2

0.8674

Pw





3.05

3.52KW

0.8674

Pr3.52KW

由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm≥Pr条件的 电动机额定功率pm应取为4KW

2、电动机转速的选择

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 nw

601000v6010000.75

43.41r/min

D3.14330

nw43.41r/min

电动机型号 Y132M1-6

i22.115

额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动 机就有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、 750r/min。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步 转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、 4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结 构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如 无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。 选用同步转速为 1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为4KW的电 动机型号应为Y132M1-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为： 电动机型号：Y132M1-6 额定功率：4KW 同步转速：1000r/min 满载转速：960r/min 总传动比：22.115

电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为 D=38mm和E=80mm。

四、传动比的分配

带式输送机传动系统的总传动比 i

nm96022.115 nw43.41

由传动系统方案，分配各级传动比 ii带1i齿24.684.7322.115

i带14.68 i齿24.73

五、传动系统的运动和动力参数计算

传动装置从电动机到工作机有四轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：

①Ⅰ轴（电动机轴）：

n1nm960r/min P1Pr3.52KW T1

n1960r/min P13.52KW

P3.521

955035.02Nm n1960

T135.02Nm

②Ⅱ轴（减速器高速轴） n2

n1960205.13r/min i14.68

n2205.13r/min

P2P1123.520.963.38KW T2P23.38

9550157.36Nm n2205.13

P23.38KW

T2157.36Nm

③Ⅲ轴（减速器低速轴） n3

n2205.1343.37r/min i24.73

PKW 3P2233.380.990.993.31 T3n343.37r/min

P33.31

9550728.86Nm n343.37

P33.31KW T3728.86Nm

④Ⅳ轴（输送机滚筒轴） n4n343.37r/min

P4P3343.310.990.973.18KW T4P43.18

9550699.92Nm n443.37

n443.37r/min

P43.18KW

将计算结果和传动比及传动效率汇总如表

T4699.92Nm

六、传动零件的设计计算

传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动零件。

1、 V带传动

已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。

设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、 中心距、带的长度、带的根数、初拉力F0和作用在轴上的载荷Fq。 ①计算功率Pc

由书表13-1查得KA=1.2,故 PcKAP1.24KW4.8KW ②选取V带型号

Pc4.8KW

根据Pc=4.8KW和小带轮转速n1960r/min,由书图13-1可知，工作点处于A型带间，

故首先选择A型带。

③小轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2

希望结构紧凑，由书表13-1并参考表13-2，取dd1=100mm，选取0.01，则大轮的基准

直径

dd2idd1(1)4.68100(10.01)463.32mm 由书表8-4取dd2=450mm。此时从动轮实际转速

dd1100mm

dd2450mm

9601000.99

r/min211.2r/min n2

450

转速误差 ④验算带速

211.2205.13

2.96%5%,合适

205.13

v

n1dd1

601000



960100

601000

m/s5.03m/s25m/s,合适

v5.03m/s

⑤初定中心距a0

因amax2(dd1dd2)2(100450)mm1100mm amin0.7(dd1dd2)0.7100450mm385mm 先根据结构要求，取a0=600mm。 ⑥初算带的基准长度L0

a0=600mm

(dd2dd1)2

L02a0(dd1dd2)

24a0



(450100)2

2600(450100)mm

24600

2115.0mm

由书表8-1，选取带的基准长度Ld=2000mm。 ⑦实际中心距

中心距a可调整，则

Ld=2000mm

aa0

LdL020002115.0

600mm542.5mm 22

a542.5mm

amina0.015Ld542.50.0152000512.5mm amaxa0.03Ld542.50.032000602.5mm

因此中心距的变化范围为512.5~602.5mm。

⑧小带轮包角

dd2dd1

57.30 a4501000

57.30 180

542.5

1180

1143

小带轮包角合适

143120，能满足要求。

⑨单根V带所能传递的功率

00

由n1960r/min、dd1100mm和A型V带，查书表13-4，用插值法得P0=0.96KW。 P0=0.96KW ⑩单根V带传递功率的增量P0

查书得：P0=0.17KW。 ⑪计算V带的根数

P0=0.17KW

Pc

z

(P0P0)KKL

由小带轮包角143查表13-6得Kα=0.898；由基准长度Ld2000mm及A型V带 查书表13-3得KL=1.03，故

z=5

4.8

z4.59

(0.960.17)0.8981.03

取z=5根。所采用的V带为A-2000×5.

⑫作用在带轮轴上的力

求单根V带的张紧力

500Pc2.52

F0(1)qvN

zvK

查书表13-7得A型带 q0.10Kg/m，故

2.55004.8

F0(1)0.105.032N172.8N

55.030.898

所以作用在轴上的力为

F0172.8N

1430

F∑2zF0sin25172.8sin1638.7N

22

1

F∑1638.7N

2、齿轮的设计

㈠ 齿面接触强度计算

① 确定作用在小齿轮上的转矩T1

T1157.36Nm157.36103Nmm

② 选择齿轮材料、确定许用接触应力H。根据工作要求，采用齿面硬度350HBS。 小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS； 大齿轮选用45钢，正火，硬度为220HBS。 由书P130表7-5的公式可确定许用接触应力H：

小齿轮H13800.7HBS(3800.7260)MPa562MPa 大齿轮H23800.7HBS(3800.7220)MPa534MPa ③ 选择齿宽系数d：由书P250选取0.4。

T1157.36Nm

④ 确定载荷系数K ：查书P226得K=1.4 ⑤ 计算中心距a

a48(i1)iaHKT1

2

3

1.4157.3610

48(4.731)mm

4.730.45342

204.05mm

⑥ 选择齿数并确定模数 取z124,则z2iz14.7324114

z124，z2114

2a2204.05

mmm2.96mm

z1z224114

取标准模数（书P201），m3mm

⑦ 齿轮几何尺寸计算

小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径

d1mz1324mm72mm

m3mm

d172mm

da178mm

da1d12m(7223)mm78mm 大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径

d2342mm

d2mz23114mm342mm

da2348mm

da2d22m(34223)mm348mm 中心距 a 大齿轮宽度

b2da0.420782.8mm

d1d272342

mm207mm 22

a207mm

b282.8mm

小齿轮宽度 因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面 上造成压痕，一般b1比b2宽些，取 b1b2587.8mm ⑧ 确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度 v

b187.8mm

d1n1

60000



3.1472205.13

m/s0.773m/s

60000

v0.773m/s

根据工作要求及圆周速度，由书P251表11.20选用8级精度。

㈡ 轮齿弯曲强度验算

① 确定许用弯曲应力 根据表9-7查得

F1192MPa

F11400.2HBS(1400.2260)MPa192MPa F21400.2HBS(1400.2220)MPa184MPa

F2184MPa

② 查齿形系数YF，比较YF/[F]

小齿轮z124,由P229表11.12查得YF=2.69；

大齿轮z2114，由P229表11.12查得YF=2.18。

YF12.69

0.014 F1192

YF22.18

0.012 F2184

YF1YF2

因为>,所以应验算小齿轮。

F1F2

③ 验算弯曲应力 计算时应以齿宽b2代入，则

2KT1YF121.4157.361032.69

F1MPa 22

bz1m82.8243

66.27MPa192MPa，安全。

七、减速器轴的设计

1、减速器高速轴的设计

（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P333表16.1得：

毛坯直径≤100mm，硬度≤241HBS,抗拉强度B600MPa,屈服

强度s355MPa,弯曲疲劳极限1275MPa

（2）初算轴的最小直径dmin，并进行初步结构设计：

由书P341表16.2查得C=118~107。

P3.38

dC(107~118)mm

n205.13

27~30mm

取 dmin=29mm，,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是V带

轮）标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03×28mm=29.87mm，取

d=30mm。

（3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央 的顺序确定

A．外伸端（与V带轮相连）：取最小直径d1=30mm；

d130mm d235mm

B．V带轮定位轴肩高H=0.08d1=2.4mm,故d2=d1+2H=34.8mm；取 d 340mm 35mm

C．安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3=40mm；

d440mm

d542mm

D．要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4d340mm，外 径为50mm；

E．为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=42mm； F．考虑轴承固定要求，取轴环直径d6d50.18d549.56mm； 取50mm

G．d7d340mm。

（4）选择轴承类型：

由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6308。 基本尺寸d=40mm,D=90mm，B=23mm。

安装尺寸damin49mm,Damax81mm,rasmax1.5mm。 基本额定动载荷Cr40.8kN，基本额定静载荷Cor24.0kN （5）轴承盖的设计：

带有密封件的轴承盖，轴承外径D=90mm，取d38mm；即M8 d09mm时，e1.2d39.6mm

d650mm d740mm

轴承代号为6308

d38mm e9.6mm

D2130mm

D0110mm

D2D(5~5.5)d3(9058)mm130mm

D00.5(D2D)0.5(13090)110mm （6）轴各段的长度设计：

A.箱盖壁厚10.02a10.0220715.14mm8mm，故

1取8mm；

B.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙11.29.6mm,取 1=10mm；

C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙2=8mm，故取2=9mm； D.因为内壁至轴承座端面的距离L2C1C2(8~12),查手册P149 表11-2得：C1min=14mm,C2min12mm,8mm L2(8141210)mm44mm

E.根据d130mm，查手册P15表1-29得：外伸轴长度l158mm F.轴承宽度B=23mm，l230e(L2B10)50.6mm G. l3B102540mm，5mm为套筒宽度； H.小齿轮宽度b187.8mm，故取l487mm

I.查手册P17表1-31得轴环宽度l51.4h1.40.1d45.6mm，取 l56mm J.l6l340mm （7）挡油环

l158mm l250.6mm

l340mm

l487mm

l56mm

l640mm

.2mmr/min210mmr/min dn40205.138205

所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm （8）轴的强度校核

按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如图所示：

5

Ft4371N

A．决定作用在轴上的载荷：

Fr1591N

2T22157.36103

4371N（d为小齿轮的节圆直径） 圆周力Ftd72

径向力FrFttan4371tan2001591N（为啮合角） B．决定支点反作用力及弯曲力矩：

al1l20.5B(5850.60.523)mm120.1mm b0.5B1270.5l40.523190.58774mm c0.5l4l5120.5B0.5876120.52373mm 支承反力FRBHFRCH 截面I-I的弯曲力矩

MIHFRBHb2185.574103Nm161.7Nm 支承反力FRBVFRCV

a120.1mm

b74mm c73mm

1

Ft2185.5N 2

MIH161.7Nm

M'IH58.9Nm

1

Fr795.5N 2

M''IH172Nm

截面I-I的弯曲力矩M'IHFRBVb795.574103Nm58.9Nm 合成弯矩M''IHM2IHM'2IH.7258.92Nm172Nm 轴上的转矩T157.36Nm,画出轴的当量弯矩图，如图所示。 从图中可以判断截面I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭，故校 核这两个截面。

C．计算截面I-I与-的直径：

已知轴的材料为45钢，正火，其B=600MPa；查书P262表12-3 得：[-1b]55MPa，[0b]95MPa。则  截面I-I处的当量弯矩 MI

'

[1b]55

0.58 [0b]95

MI194.7Nm

'

M''

2IH

MⅡ91.3Nm

'

(T)22(0.58157.36)2194.7Nm

轴截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩 MⅡ

'

(T)2T0.58157.36Nm91.3Nm

故轴截面I-I处的直径

3

MI194.710

32.83mm d13

0.11b0.155

'

因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为33.82mm。 d542mm>34.09mm 轴截面-的直径

3

MⅡ91.310

25.51mm d20.11b0.155

'

因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为26.27mm 前面取d130mm26.27mm，故强度合适。

2、减速器低速轴的设计

（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1 得： 毛坯直径≤100mm，硬度≤241HBS,抗拉强度B600MPa, 屈服强度s355MPa,弯曲疲劳极限1275MPa （2）初算轴的最小直径dmin，并进行初步结构设计： 由书P261表12-2查得C=118~107。 dCP3.31

(107~118)mm n43.37

45.4~50.1mm

取 dmin=48mm，,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是联轴器 标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03×48mm=49.44mm，取d=50mm。

（3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央 的顺序确定

A．外伸端（与V带轮相连）：取最小直径d1=50mm；

d150mm d258mm

d360mm

B．V带轮定位轴肩高H=0.08d1=3.6mm,故d2=d1+2H=58mm；

d460mm

C．安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3=60mm；

d562mm

D．要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4d360mm，外 径为70mm；

E．为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=62mm； F．考虑轴承固定要求，取轴环直径d6d50.18d573.16mm； 取74mm。

d674mm d760mm

轴承代号为6312

G．d7d360mm。

（4）选择轴承类型：

由上述一系列直径，查手册P63表6-1得：轴承代号为6312。 基本尺寸d=60mm,D=130mm，B=31mm。

安装尺寸damin72mm,Damax118mm,rasmax2.1mm。 基本额定动载荷Cr81.8KN，基本额定静载荷Cor51.8KN （5）轴承盖的设计：

带有密封件的轴承盖，轴承外径D=130mm，取d310mm；即 M10.

d011mm时，e1.2d312mm

D2D(5~5.5)d3(130510)mm180mm D00.5(D2D)0.5(180130)155mm （6）轴各段的长度设计：

A.箱盖壁厚10.02a10.0220715.14mm8mm， 故

d310mm

e12mm

D2180mm

D0155mm

1取8mm；

B.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙11.29.6mm,取 1=10mm；

C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙2=8mm，故取2=9mm； D.因为内壁至轴承座端面的距离L2C1C2(8~12),查手册P149 表11-2得：C1min16mm,C2min14mm,8mm L2C1minC2min(8~12)48mm

l182mm

l249mm

E.根据d150mm，查手册P15表1-29得：外伸轴长度l182mm F.轴承宽度B=31mm

则l230e(L2B10)1012749mm G. l3B102851mm，8mm为套筒宽度； H.大齿轮宽度b182.8mm，故取l482mm

l351mm

l482mm l59mm

l651mm

I.查手册P17表1-31得轴环宽度l51.4h1.40.1d48.4mm，取 l59mm J.l6l351mm （7）挡油环

.2mmr/min210mmr/min dn6043.372602

所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm （8）轴的强度校核

按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如图所示：

5

A．决定作用在轴上的载荷：

Ft4262N Fr1551N

2T22728.86103

4262N（d为大齿轮的节圆直径） 圆周力Ftd342

径向力FrFttan4301tan2001551N（为啮合角）

B．决定支点反作用力及弯曲力矩：

al1l20.5B(82490.531)mm146.5mm b0.5B1290.5l40.531210.58277.5mm c0.5l4l5120.5B0.5829120.53177.5mm 支承反力FRBHFRCH

a146.5mm

b77.5mm c77.5mm

MIH165Nm

1

Ft2131N 2

3

M'IH60Nm M''IH176Nm

截面I-I的弯曲力矩 MIHFRBHb213177.510Nm165Nm

支承反力FRBVFRCV

1

Fr775.5N 2

截面I-I的弯曲力矩M'IHFRBVb775.577.5103Nm60Nm 合成弯矩M''IHM2IHM'2IH2602Nm176Nm 轴上的转矩T728.86Nm,轴的当量弯矩图同高速轴，同理可以 判断截面I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭，故校核这两个截 面。

C．计算截面I-I与-的直径：

已知轴的材料为45钢，正火，其B=600MPa；查书P262表 12-3得：[-1b]55MPa，[0b]95MPa。则  截面I-I处的当量弯矩 MI

'

[1b]55

0.58 [0b]95

MI458Nm

'

MⅡ423Nm

'

M''

2IH

(T)22(0.58728.86)2458Nm

轴截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩 MⅡ

'

(T)2T0.58728.86Nm423Nm

故轴截面I-I处的直径

3

MI45810

43.67mm d10.11b0.155

'

因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为44.98mm。 前面取d562mm44.98mm，故强度合适。 轴截面-的直径

3MⅡ42310

42.53mm d20.11b0.155

'

因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为43.80mm 前面取d150mm43.80mm，故强度合适。

八、轴承的选择与校核

1、高速轴的轴承校核

（1）前面已选择代号为6308的深沟球轴承 基本尺寸d=40mm,D=90mm，B=23mm。

安装尺寸damin49mm,Damax81mm,rasmax1.5mm。

基本额定动载荷Cr40.8KN，基本额定静载荷Cor24.0KN （2）计算当量动载荷： 径向载荷FrBFrC

F2RCHF2RCV2185.52795.522186N

轴向载荷FaBFaC0

因为Fa/C0r0，所以查书P298表13-7得e0.20 又因为Fa/Fr0e,所以查书P298表13-7得X1,Y0 根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp1.1 当量载荷

Pfp(XFrYFa)1.1(12186)N2404N （3）计算必需的额定动载荷： CP

P2404N

n2Lh205.13830016

fp24041.1N

1666716667

20598N40800N （4）求轴承寿命Lh10： Lh10

16667C1666740.83

()()397196Lh nP205.132.404

故所选轴承满足要求。

2、低速轴的轴承校核

（1）前面已选择代号为6312的深沟球轴承 基本尺寸d=60mm,D=130mm，B=31mm。

安装尺寸damin72mm,Damax118mm,rasmax2.1mm。

基本额定动载荷Cr81.8KN，基本额定静载荷Cor51.8KN （2）计算当量动载荷： 径向载荷FrBFrC

F2RCHF2RCV21312775.522268N

轴向载荷FaBFaC0

因为Fa/C0r0，所以查书P298表13-7得e0.20 又因为Fa/Fr0e,所以查书P298表13-7得X1,Y0 根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp1.1

P2494N

当量载荷

Pfp(XFrYFa)1.1(12268)N2494N （3）计算必需的额定动载荷： CPn3Lh43.37830016

fp24941.1N

1666716667

12730N81800N （4）求轴承寿命Lh10： Lh10

16667C1666781.83

()()13559341Lh nP43.372.494

故所选轴承满足要求。

九、键的选择与校核

1、高速轴与带轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=30mm,查手册P51表4-1得 b8mm,h7mm L1.5d45mm，根据键的标准长度，选择L45mm 轴t=4.0mm, 毂t1=3.3mm，R=b/2=4m （2）校核键联接的强度

b8mm,h7mm L45mm

强度符合

2T22157.36103

N10491N Ftd30

工作长度lL2R=45-8=37mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： P

2Ft210491

MPa81.01MPa hl737

由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度： 

Ft10491MPa35.44MPa bl837

由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：8×7×45AGB/T 1096-2003

2、低速轴与大齿轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=62mm,查手册P53表4-1得b18mm,h11mm L1.5d93mm，根据键的标准长度，选择L90mm

b18mm,h11mmL90mm

轴t=7.0mm, 毂t1=4.4mm，R=b/2=9mm。 （2）校核键联接的强度

2T32728.86103

FtN23512N

d62

工作长度lL2R=90-18=72mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： P

2Ft223512

MPa59.37MPa hl1172

由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度： 

Ft23512MPa18.14MPa bl1872

由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：18×11×90AGB/T 1096-2003

3、低速轴与联轴器的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=50mm,查手册P51表4-1得b16mm,h10mm L1.5d75mm，根据键的标准长度，选择L70mm 轴t=6.0mm, 毂t1=4.3mm，R=b/2=8mm。 （2）校核键联接的强度

强度符合

b16mm,h10L70mm

强度符合

2T32728.86103

N29154.4N Ftd50

工作长度lL2R=70-16=54mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： P

2Ft229154.4

MPa107.98MPa hl1054

由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度：



Ft29154.4MPa33.74MPa bl1654

由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：16×10×70AGB/T 1096-2003

十、联轴器的选择

联轴器主要是用来连接两轴，传递运动和转矩的部件，也可以用于轴和其它零

件的连接以及两个零件（如齿轮和齿轮）的相互连接。 1、类型选择：为了隔离振动和冲击，选用弹性柱销联轴器 2、载荷计算：

考虑机器启动时的惯性力及过载等影响，在选择和校核联轴器时，应以计算转 矩Tc为根据。

前面已经求得公称转矩：T3728.86Nm 查书P313表14-1,选取Ka1.3

转矩TcaKaT31.3728.86Nm947.52Nm

查手册P92表8-5,选LT9型弹性套柱销联轴器,公称转矩为1000Nm,许用 转速为2850r/min。

Tca947.52Nm

LT9型弹性套柱销联轴器

齿轮采用浸油润滑

滚动轴承用润滑脂润滑

十一、减速器润滑方式、润滑剂及密封装置

1、润滑剂及润滑方式：润滑的目的在于减少磨损，减少摩擦损失及发热，以保 证减速器正常工作。对于一级圆柱齿轮减速器：

(1) 由于转速较低，因此减速器的齿轮需要采用浸油润滑,浸油深度为大齿轮的 齿顶圆到油池底面的距离不小于30～50mm。由手册P85表7-1选全损耗系统用油 （GB443-1989），代号为L-AN15，40℃时的运动黏度为13.5～16.5mm/s，倾点 ≤-5℃，闪点（开口）≥150℃，此油主要用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承， 中小型电机以及风动电具等。 (2) 由于大齿轮的圆周速度v

2

d1n1

60000



3.1434243.37

m/s0.78m/s.因

60000

此减速器的滚动轴承可以用润滑脂润滑，由手册P81表7-2选取通用锂基润滑脂 (GB 7324-87),代号为ZL-1,滴点不低于170℃，有良好的耐热性和耐水性。适用 于温度在-20℃～120℃范围内各种机械的滚动轴承、滑动轴承及其他摩擦部位的润滑

2、密封性是为了保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面 应精细，其表面粗度应为6.3。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的 距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

当轴伸出机体外面时，轴承端盖通孔处必须有可靠的密封装置，以防止润滑剂泄 漏及灰尘，水分进入轴承。此设计中选用毡圈油封，材料为粗羊毛。 (1) 因为高速轴中d235mm，查取手册P85表7-12 毡圈油封基本尺寸为d134mm,D149mm,B17mm 槽的基本尺寸为 d036mm,D048mm,b6mm

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（2）因为低速轴中d258mm，查取手册P85表7-12 毡圈油封基本尺寸为d158mm,D180mm,B18mm 槽的基本尺寸为 d061mm,D078mm,b7mm

十二、箱体结构的设计

减速器的箱体采用灰铸铁（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量， 大部分端盖分机体采用

H7

配合. is6

1.箱体本身须有足够的刚性，以免箱体在内力或外力作用下产生过大的变形。为了增 加减速器的刚性以及散热面积，箱体上外常加有外肋。为了便于安装，箱体通常做成 剖分式，箱盖与底座的剖分面应与齿轮轴线平面重合。

2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度较小于，故采用浸油润滑， 同时为了避免油搅得沉渣溅起，大齿轮顶圆与油底面的距离H取40mm；为保证机盖 与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面粗糙度为3.对附件设计 A窥视孔盖和窥视孔：

在机盖顶部开有窥视孔，是为检查齿轮啮合情况及向箱内4而设置的。不仅能看到传 动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖，机体 上开窥视孔与凸缘一块，便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用 铸铁制成。 B油塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，平时 放油孔用油塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成油塞头部的支 承面，并加封油圈加以密封。 C油标：

油标位于便于观察减速器油面及油面的稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油 溢出. D通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高,气压增大,为便于排气，在机盖顶部的窥视孔盖上 安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E起盖螺钉：

起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破 坏螺纹. F定位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装 一圆锥定位销，以提高定位精度. G吊环及吊钩：

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6.3

。

吊环是用来提升箱盖的，吊钩则是用来提升整个减速器的。为了便于揭开箱盖，常在 箱盖凸缘上制有两个螺纹孔，拆卸箱盖时用螺钉拧入，即可顶起箱盖。 减速器机体结构尺寸如下：

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十三、设计小结

课程设计是机械设计基础课程当中一个非常重要的环节。本次为期两周的课程设计，我感触颇多。通过查阅资料和反复的计算以及细致地画图，我终于完成了设计任务，感触更多的是设计工作的艰难，而这份艰难不仅仅体现在设计内容与过程中为了精益求精所付出的的艰辛，更体现在为每一个精细数字的付出。

这次的课程设计的任务是设计一个一级圆柱齿轮减速器，由于机械设计基础的课程是上学期学习的，但课程设计安排在本学期，所以多少有些遗忘，理论知识的不足加上平时没什么设计经验，一开始不知从何入手，通过查阅资料以及同学之间的讨论，我们总算克服了困难完成了既定的任务。在设计过程中，整个过程培养了我们综合运用机械设计课程以及生产实际来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。

设计过程中也存在着很多问题，比如说查明细表尺寸的时候，我们发现不同参考书上有不同的尺寸要求，这让我们很难取舍，最后还是选择后标明出处。还有就是计算一定不能出

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错，否则，画图时再发现再修改会很麻烦。

总之，虽然这两周的课程设计过程很辛苦很累，但过得很充实着，而且收获了很多。

十四、参考文献

1.陈立德主编《机械设计基础》(第七版) [M],北京：高等教育出版社,2004 2.吴宗泽，罗圣国主编《机械设计课程设计手册》（第二版）[M],北京：高等教育出版社出版 社,2004

3.龚溎义主编《机械设计课程设计图册》（第三版）[M],北京:高等教育出版社出版社,1989 4.傅燕鸣主编《机械设计（基础）课程设计教程》[M],上海：上海科学技术出版社，2012

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