lw/单级斜齿减速器装配图
刘耀文的大沙雕
钟意阿满
如图为单级齿轮减速器输出轴装配图，试按轴的结构设计要求，补填各轴段直径尺寸并指出设计中存在的错误。
单级圆锥齿轮减速器设计图纸（装配图）：
1.齿轮的大端模数m、压力角α、齿顶高系数ha*、齿顶间隙系数c*应是标准值。我国标准与ISO标准规定：标准压力角α=20°、标准齿顶高系数ha*=1、齿顶间隙系数c*=0.2。对径节制齿轮、国外的其他标准或特殊设计中可以有其它值。
2.一般，齿数Z1=13～30，常取≥16。对大传动比传动，Z1≥6～8，但需采用大螺旋角、大齿形角或正传动的变位方式。
3.当齿数Z2给定时自动计算传动比i=Z2/Z1。如果输入传动比i则自动计算齿数Z2=iZ1。
4.一般，齿宽系数ψR1。
6.“计算”钮，将计算结果显示于右侧框内，用于检查参数的合理性。“计算清单”钮在另页上显示计算的全部过程，可以下载或打印。按“强度计算”则进入齿轮强度计算网页。
抱起亚轩找小葵
求一级减速器设计范本一份,包括CAD图 （齿轮图，箱体图，装配图）
1.没有调整垫片。2.轴承定位的地方不能超过外圈。3.传动零件处要用键周向定位。4.密封圈要有间隙。5.轴端要有挡圈。
大圣杰锅是
求一级圆柱齿轮减速器装配图的画图步骤，是手绘的步骤，跪求~！
单级斜齿圆柱减速器设计说明书
院（系） 机械与汽车工程学院 。
专 业 。
班 级 。
学 号 。
姓 名 。
专业教研室、研究所负责人 。
指导教师 。
年 月 日
XXXXXXX 大 学
课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书。
兹发给 车辆工程 班学生 课程设计（论文）任务书，内容如下：
1． 设计题目：V带——单级斜齿圆柱减速器。
2． 应完成的项目：
（1） 减速器的总装配图一张(A1) 。
（2） 齿轮零件图 一张(A3) 。
（3） 轴零件图一张(A3) 。
（4） 设计说明书一份 。
3． 本设计（论文）任务书于2008 年 月 日发出，应于2008 年 月 日前完成，然后进行答辩。
专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日。
指导教师 签发 年 月 日。
程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：
课程设计（论文）答辩负责人签字：
年 月 日
目 录
一． 传动方案的确定―――――――――――――――5。
二． 原始数据――――――――――――――――――5。
三． 确定电动机的型号――――――――――――――5。
四． 确定传动装置的总传动比及分配――――――――6。
五． 传动零件的设计计算―――――――――――――7。
六． 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13。
七． 轴的设计――――――――――――――――――14。
八． 滚动轴承的选择和计算――――――――――――19。
九． 键联接的选择和强度校核―――――――――――22。
十． 联轴器的选择和计算―――――――――――――22。
十一． 减速器的润滑―――――――――――――――22。
十二． 参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明。
一、传动方案拟定二、原始数据：
带拉力：F=5700N, 带速度：v=2.28m/s, 滚筒直径：D=455mm 。
运输带的效率： 工作时载荷有轻微冲击；室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 4％，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。
三、电动机选择
(1) 选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机。
(2) 选择电动机功率：:。
运输机主轴上所需要的功率：
传动装置的总效率：
， ， ， ， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），圆锥滚子轴承（滚子轴承一对），联轴器（刚性联轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3，
取：
所以：
电动机所需功率: ，
查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率 。
（3）选择电动机的转速
取V带传动比范围(表2-2) ≤2～4；单级齿轮减速器传动比 ＝3～6 。
滚筒的转速：
电动机的合理同步转速：
查表16-1得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）
电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm。
(r/min) 堵载转矩。
额定转矩 最大转矩。
额定转矩
Y200L1-6 18.5 1000 970 1.8 2.0。
查表16-2得电动机得安装及有关尺寸。
中心高
H 外形尺寸。
底脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键公称尺寸
200 775×(0.5×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×。
五、计算总传动比及分配各级的传动比。
传动装置得总传动比 ：
取V带传动比： ；单级圆柱齿轮减速器传动比：
(1) 计算各轴得输入功率。
电动机轴：
轴Ⅰ（减速器高速轴）:
轴Ⅱ（减速器低速轴）:
(2) 计算各轴得转速。
电动机轴:
轴Ⅰ :
轴Ⅱ :
（3）计算各轴得转矩
电动机轴
轴Ⅰ :
轴Ⅱ :
上述数据制表如下：
参数
轴名 输入功率
（ ）
转速
（ ）
输入转矩
（ ）
传动比
效率
电动机轴 15.136 970 182.14 1.6893 0.95。
轴Ⅰ（减速器高速轴） 14.379 574.20 239.15 6 0.97。
轴Ⅱ（减速器低速轴） 13.669 95.70 1364.07 。
五、传动零件的设计计算
1. 普通V带传动得设计计算。
① 确定计算功率
则： ，式中，工作情况系数取 ＝1.3。
② 根据计算功率 与小带轮的转速 ，查《机械设计基础》图10-10，选择SPA型窄V带。
③ 确定带轮的基准直径
取小带轮直径: ，
大带轮直径 :
根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径 。
④ 验证带速: 。
在 之间。故带的速度合适。
⑤确定V带的基准直径和传动中心距 。
初选传动中心距范围为： ，初定 。
V带的基准长度：
查《机械设计》表2.3，选取带的基准直径长度 。
实际中心距：
⑥ 验算主动轮的最小包角
故主动轮上的包角合适。
⑦ 计算V带的根数z
,由 ， ，
查《机械设计》表2.5a，得 ，由 ，查表2.5c，得额定功率的增量: ,查表2.8，得 ，查表2.9，得 。
， 取 根。
⑧ 计算V带的合适初拉力
查《机械设计》表2.2，取 。
得
⑨ 计算作用在轴上的载荷 :。
⑩ 带轮的结构设计 （单位）mm。
带轮
尺寸
小带轮
槽型 C
基准宽度
11
基准线上槽深
2.75
基准线下槽深
11.0
槽间距
15.0 0.3
槽边距
轮缘厚
10
外径
内径
40
带轮宽度
带轮结构 腹板式。
V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.。
2. 齿轮传动设计计算。
（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数。
① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）；
② 选择齿轮材料：由课本附表1.1选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45；
③ 选取齿轮为7级的精度（GB 10095－88）；
④ 初选螺旋角
⑤ 选 小齿轮的齿数 ；大齿轮的齿数 。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式进行试算，即 。
A. 确定公式内各个计算数值。
① 试选载荷系数Kt=1.5。
② 小齿轮传递的转矩：
③ 由《机械设计》表12.5得齿宽系数 （对硬齿面齿轮， 取值偏下极限）
④ 由《机械设计》表12.4弹性影响系数 。
⑤ 节点区域系数 。
所以，得到 =2.4758
⑥ 端面重合度
＝
＝
代入上式可得：
⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图12.6)。
⑧ 应力循环次数。
N1=60 nⅠjLh=60x574.20x1x(2x8x300x10)=16.5x108。
N2= N1/i2=16.5x108/6=2.75x108。
⑨ 接触疲劳寿命系数 根据图12.4。
⑩ 接触疲劳许用应力 取 。
=0.91 1000/1.2Mpa=758.33 MPa。
=0.96 1000/1.2Mpa=800 Mpa。
因为 =779.165MPa<1.23 =984MPa, 故取 ＝779.165 Mpa。
B. 计算
① 试算小齿轮分度圆。
② 计算圆周速度： = 。
③ 计算齿宽： = 1 57.24 = 57.24 mm。
④ 齿宽与齿高之比：
/(2.25 )
⑤ 计算载荷系数K。
根据v=2.28m/s，7级精度，由附图12.1查得动载系数 =1.07。
由附表12.2查得 ； 由附表12.1查得 .25。
参考课本附表12.3中6级精度公式，估计 <1.34,对称。
1.313取 =1.313 。
由附图12.2查得径向载荷分布系数 =1.26。
载荷系数
⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径。
＝
⑦ 计算模数 。
3、按齿根弯曲疲劳强度设计
A. 确定公式中的各参数。
① 载荷系数K：
则
② 齿形系数 和应力校正系数 。
当量齿数 ＝ ＝21.6252，
＝ ＝112.2453
③ 螺旋角影响系数 。
轴面重合度 ＝ ＝0.9385 。
取 ＝1得 =0.9374。
④ 许用弯曲应力 。
查课本附图6.5得 ，取 =1.4，则。
＝0.86 500/1.4Mpa＝307 Mpa。
=0.88 500/1.4Mpa＝314 Mpa。
⑤ 确定
=2.73 1.57/307=0.01396。
=2.17 1.80/314=0.01244。
以 代入公式计算
B. 计算模数mn 。
比较两种强度计算结果，确定
4、几何尺寸的计算
① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm。
取中心距
② 修正螺旋角：
③ 分度圆直径：
④ 齿宽 ，取B2=65 mm，B1=70 mm。
⑤ 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)。
名称 代号 计算公式 结果。
小齿轮 大齿轮。
中心距
223 mm
传动比
法面模数
设计和校核得出 3。
端面模数
3.034
法面压力角
螺旋角
一般为
齿顶高
3mm
齿根高
3.75mm
全齿高
6.75mm
顶隙 c 。
0.75mm
齿数 Z 。
21 126
分度圆直径
64.188mm 382.262 mm。
齿顶圆直径
70.188 mm 388.262mm。
齿根圆直径
57.188 mm 375.262 mm。
齿轮宽 b 。
70mm 65mm。
螺旋角方向
左旋 右旋
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计。
查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。
名称 代号 尺寸计算 结果(mm)。
底座壁厚
箱盖壁厚
底座上部凸圆厚度 。
12
箱盖凸圆厚度 。
12
底座下部凸圆厚度 。
20
底座加强筋厚度 e 。
底盖加强筋厚度 。
地脚螺栓直径 d 或表3.4。
16
地脚螺栓数目 n 表3--4 6。
轴承座联接螺栓直径 。
0.75d 12。
箱座与箱盖联接螺栓直径 。
(0.5—0.6)d 8。
轴承盖固定螺钉直径 。
(0.4—0.5)d 8。
视孔盖固定螺钉直径 。
(0.3—0.4)d 5。
轴承盖螺钉分布圆直径 。
155/140
轴承座凸缘端面直径 。
185/170
螺栓孔凸缘的配置尺寸 。
表3--2 22，18，30。
地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 。
表3--3 25，23，45。
箱体内壁与齿轮距离 。
12
箱体内壁与齿轮端面距离 。
10
底座深度 H 。
244
外箱壁至轴承端面距离 。
45
七、轴的设计计算
1. 高速轴的设计。
① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230。
② 初步估算轴的最小直径。
根据教材公式，取 =110，则: =32.182mm。
因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5% 。
③ 轴的结构设计:
考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 。
两轴承支点间的距离： ，
式中： ―――――小齿轮齿宽，
―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，
――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，
――――― 轴承宽度，选取30310圆锥滚子轴承，查表13-1，得到 。
得到：
带轮对称线到轴承支点的距离 。
式中： ------------轴承盖高度，
t ――――轴承盖的凸缘厚度， ,故，
―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，
―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 mm。
――――带轮宽度，
得到：
2.按弯扭合成应力校核轴的强度。
①计算作用在轴上的力。
小齿轮受力分析。
圆周力：
径向力：
轴向力：
②计算支反力
水平面：
垂直面：
所以:
③ 作弯矩图
水平面弯矩：
垂直面弯矩：
合成弯矩：
④ 作转矩图 （见P22页） T1=239.15Nm。
当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 ，
则：
⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度。
轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。
由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：
D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：
（安全）
⑥ 轴的结构图见零件图所示。
2.低速轴的设计
(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230。
(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110, 。
两个键，所以 mm
考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=26.25。
(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑 。
---螺栓头端面至带轮端面的距离, 。
k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k=7.5mm ，选用6个。
L---轴联轴器长度,L=125mm。
得到:
(4).按弯曲合成应力校核轴的强度。
①计算作用的轴上的力
齿轮受力分析:圆周力: N
径向力:
轴向力:
③ 计算支反力: 。
水平面:
垂直面: ，
，
③ 作弯矩图
水平面弯矩：
垂直面弯矩：
合成弯矩：
④ 作转矩图 T2=1364.07Nm。
当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 , 则:。
⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度。
轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。
由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：
D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：
（安全）
（5）轴的结构图见零件图所示：
八、滚动轴承的选择和计算
1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算。
① 选取的轴承：型号为30310圆锥滚子轴承（每根轴上安装一对）
②轴承A的径向载荷
轴承B的径向载荷：
对于30310型圆锥滚子轴承，其内部派生轴向力 。
所以轴承A被“放松”，而轴承B被“压紧”，则。
计算当量动载荷
对于轴承1
对于轴承2 (根据《机械设计》表9.1)。
轴向载荷：
因为 ,按照轴承 A验算寿命
（由表13-1可查C=122kN）
故满足寿命要求
2. 低速轴滚动轴承的选择和寿命计算。
①选取的轴承：型号为30214圆锥滚子轴承。
小韩在追星
求一级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书及CAD图
一级圆柱齿轮减速器装配图的画法。
一、仔细分析，对所画对象做到心中有数。
在画装配图之前，要对现有资料进行整理和分析，进一步搞清装配体的用途、性能、结。
构特点以及各组成部分的相互位置和装配关系，对其它完整形状做到心中有数。
二、确定表达方案
根据装配图的视图选择原则，确定表达方案。
对该减速器其表达方案可考虑为：
主视图应符合其工作位置，重点表达外形。
，同时对右边螺栓连接及放油螺塞连接采用局。
部剖视，这样不但表达了这两处的装配连接关系，同时对箱体右边和下边壁厚进行了表达，
而且油面高度及大齿轮的浸油情况也一目了然；左边可对销钉连接及油标结构进行局部剖。
视，表达出这两处的装配连接关系；上边可对透气装置采用局部剖视，表达出各零件的装配。
连接关系及该结构的工作情况。
俯视图采用沿结合剖切的画法
，
将内部的装配关系以及零件之间的相互位置清晰地表达。
出来，同时也表达出齿轮的啮合情况、回油槽的形状以及轴承的润滑情况。
左视图可采用外形图或局部视图，主要表达外形。可以考虑在其上作局部剖视，表达出。
安装孔的内部结构，以便于标注安装尺寸。
另外，还可用局部视图表达出螺栓台的形状。
建议用
A1
图幅，
：
比例绘制。
画装配图时应搞清装配体上各个结构及零件的装配关系，下面介绍该减速器的有关结。
构：
、两轴系结构
由于采用直齿圆柱齿轮，不受轴向力，因此两轴均由滚动轴承支承。轴。
向位置由端盖确定，而端盖嵌入箱体上对应槽中，两槽对应轴上装有八个零件，如图。
2-3
所
示，其尺寸
96
等于各零件尺寸之和。为了避免积累误差过大，保证装配要求，轴上各装有。
一个调整环，装配时修磨该环的厚度。
使其总间隙达到要求
0.1±
0.02
。因此，几台减速器
之间零件不要互换，测绘过程中各组零件切勿放乱。
图
2-3
轴向相关尺寸
、油面观察结构
?
通过油面指示片上透明玻璃的刻线，可看到油池中储油的高度。当。
储油不足时，应加油补足，保证齿轮的下部浸入油内，从而满足齿轮啮合和轴承的润滑。
油
面观察结构的画法见图
2-4
，垫片厚
1mm
，剖面可涂黑。箱体上安装油面指示片结构的螺。
孔不能钻通，避免机油向外渗漏。
图
2-4
油面观察结构
、油封装置
轴从透盖孔中伸出，该孔与轴之间留有一定间隙。为了防止油向外渗漏。
和灰尘进入箱体内，端盖内装有毛毡密封圈，此圈紧紧套在轴上，其尺寸和装配关系如图。
2-5
所示。
图
2-5
端盖内油封结构
、透气装置
当减速器工作时，由于磨擦而产生热，箱体内温度就会升高而引起挥发气。
体和热膨胀，导致箱体内压力增高。因此，在顶部设计有透气装置，通过通气塞的小孔使箱。
体内的热量能够排出，从而避免箱体内的压力增高。
透气装置的装配关系见图
2-6
。
图
2-6
透气装置
、轴套的作用及尺寸
轴套用于齿轮的轴向定位，它是空套在轴上的，因此内孔应大于。
轴径。齿轮端面必须超出轴肩，以确定齿轮与轴套接触，从而保证齿轮轴向位置的固定，如。
图
2-3
所示。
、输入轴锥体上键槽的画法见图
2-7
，注意
A-A
剖切平面位置取在槽长度方向的中间。
位置。
图
2-7
锥轴上键槽的画法
、螺塞的作用及尺寸：
放油螺塞用于清洗放油，其螺孔应低于油池底面，以便放尽机。
油。其结构及尺寸如图
2-8
所示。
图
2-8
螺塞结构的画法
三、装配图上应注的尺寸
装配图上应考虑注出以下五类尺寸：
、性能规格尺寸
两轴线中心距
±
0.08
中心高
±
0.1
、装配尺寸
滚动轴承
φ
k6
φ
K7
φ
k6
φ
K7
齿轮与轴
φ
H7/k6
销联接
φ
H7/ k6
键联接
N9/js9
、外形尺寸
长：
宽：两轴端距中心
高：通过计算或从图中量取
、安装尺寸
孔的定位尺寸：
和
y
孔径
4×φ
、其它重要尺寸
如齿轮宽度等。
四、装配图上的技术要求
、轴向间隙应调整在
0.10±
0.02
范围内；
、运转平稳，无松动现象，无异常响声；
、各连接与密封处不应有漏油现象。
五、画装配图的步骤
、合理布局，画出作图基准线
：
按选择的表达方案，并考虑图形尺寸。
、比例、明细表、
技术要求等因素，选定图纸幅面。画出图框、标题栏、明细表的底稿线，再画各视图的基准。
线，即轴线、对称平面迹线及其它作图线，最后画主要零件的部分外形线。
、
依此画出装配线上的各个零件
按先画装配线上起定位作用的零件和由里到外的顺序。
画出各个零件。
对该减速器，在画图时应从俯视图入手，从俯视图一对啮合齿轮画起。
（齿轮对称面与箱
体对称面重合）
。以此为基准，按照各个零件的尺寸前后对称地画出各个零件，最后应使前。
后两个端盖正好嵌入箱体上厚度为。
3±
0.1
的槽。如发现某个零件尺寸有误，一定要查找原。
因，同时应对零件草图上的尺寸进行修改，这也是对各零件草图上尺寸的一次校核。
两轴
系结构画完后，开始画箱体，此时应三个视图配合起来画。这样思路明、概念清、投影准、
速度快。
、补画装配细节
、画剖面线、编排序号、画尺寸界线等。
、检查、加深
经检查校对后，擦去多余的图线，然后按线型加深。
、画箭头，填写尺寸数值、标题栏、明细表及技术要求等。
、全面检查，完成作图
图
2-9
为一级圆柱齿轮减速器装配图，可参考。
。
箱体由箱盖与箱座组成。
箱体是安置齿轮、
轴及轴承等零件的机座，
并存放润滑油起到
润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，
轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，
拆卸方便。
箱盖与箱座通过一组螺栓联
接，
并通过两个定位销钉确定其相对位置。
为保证座孔与轴承的配合要求，
剖分面之间不允
许放置垫片，
但可以涂上一层密封胶或水玻璃，
以防箱体内的润滑油渗出。
为了拆卸时易于
将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图。
1-2-3
），拧入起
盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，
在箱座的接合面上应开出油沟，
利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，
再由油沟
通过轴承盖的缺口流入轴承（参图。
1-2-3
）。
减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，
从而固定轴及轴上零件相对箱
体的轴向位置。
轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，
以调整轴承的游动间隙，
保证轴承
正常工作。
为防止润滑油渗出，
在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈。
（参见图
1-2-3
）
。
减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。
为了观察箱体内的齿轮啮合情
况和注入润滑油，
在箱盖顶部设有观察孔，
平时用盖板封住。
在观察孔盖板上常常安装透气
塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受。
热膨胀的气体排出，
以防止高压气体破坏各接合面的密封，
造成漏油。
为了排除污油和清洗
减速器的内腔，
在减速器箱座底部装置放油螺塞。
箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在。
箱座壁上的油标尺来观测的。
为了吊起箱盖，
一般装有一到两个吊环螺钉。
不应用吊环螺钉
小韩在追星
课程设计！设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于螺旋输送机的传动系统中。
所有图（包括弯矩扭矩图）在我邮箱，有需要再通知我327468336@qq.com.cn。
目 录
1. 任务书
2. 电动机的选择
3. 传动装置总传动比计算并分配传动比。
4. 传动装置的运动参数和动力参数计算。
5. 齿轮传动设计及计算
6. 输入轴的设计结构计算
7. 输出轴的设计结构计算
8. 滚动轴承的选择计算
9. 键的选择
10. 联轴器的选择
11. 箱体的结构设计计算
12. 润滑方式的选择
13. 润滑油的选择
14. 密封选择
15. 参考资料
16. 学习小结
17. 零件图
1. 任务书
一、 程设计的性质和目的
机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中。
去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工。
程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：
1． 培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结。
合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调。
协应用。
2． 通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设。
计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。
3． 在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关。
的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。
二、 课程设计的内容
1．设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。
2．运动简图
3．工作条件
传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。
4．原始数据
已知条件 题号 1 。
输送带拉力F(N) 3.2。
滚筒直径D(mm) 450。
输送带速度v(m/s) 1.7 。
三、 完成工作量
（1） 设计说明书1份
（2） 减速器装配图1张
（3） 减速器零件图3张
四、 机械设计的一般过程
设计过程:
设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试。
五、 课程设计的步骤
在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要。
设计环节，如下：
1． 设计准备
认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。
2． 传动装置的总体设计
首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总。
体布置。
3． 传动零件的设计计算
设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸。
4． 结构设计（装配图设计）
首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在。
完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。
5． 完成两张典型零件工作图设计。
6． 编写和整理设计说明书
7． 设计总结和答辩
六、 课程设计中应注意的问题
课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：
（一）全新设计与继承的问题
在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、
先进的设计。
（二）正确使用有关标准和规范
为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，
尽量减少的自制件。
（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系。
在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸。
都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要。
求来综合确定的。
（四）计算与图画的要求
进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行。
的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进。
行必要的计算。
2. 电动机的选择
电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.。
一 类型选择
电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.。
二 电动机功率确定
电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw。
1 工作机所需功率Pw
根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:。
。
式中:Fw-工作机阻力,N
Vw-工作机线速度,m/s。
将数据 Fw=3.2kN
带入公式 =5.44kW
2输出功率Pd
已知Pw=5.44kW
由任务要求知:
查表得:
代入得:
由公式
选择额定功率7.5kW的电动机。
在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:。
1)取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率。
2)轴承的效率通常指-对轴承而言。
3)同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率。
4)当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.。
3确定工作机转速
额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.。
公式:
代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩)。
为了便于选择电动机转速，需要先考虑电动机转速得可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2－1查得V带传动常用得传动常用得传动范围i链＝2～5，i齿3～5，则电动机转速可选范围为：
nd＝i链*i齿*nw＝（2～5）*（3～5）*72.2＝（6～25）*72.2＝433.2～1805r/min。
4型号选择
综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4.。
(注:表格在课程设计书264页)。
以下附电动机选择计算表:
电动机类型 Y系列一般用三相异步电动机。
选择电动机功率
Pw=5.44(kW)
输出功率:
确定电动机转速
nd=433.2-1805r/min。
型号选择 Y132M-4
（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264）
3. 传动装置总传动比计算并分配传动比。
电动机选定后，按照电动机的满载转速n及电动机的传速n，可确定传动装置的总传动比。
i＝nm／nw
当各级传动机构串联时，传动装置的总传动比是各级传动比的连乘积，即i＝i1*i2*i3……in。
式中i1、i2、i3……in分别为各级的传动比。
i总＝nm／nw＝满载转速／工作机转速。
由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级合理地分配各级传动比，在传动装置总体设计中很重要地，它将直接影响到传动装置外廓尺寸.质量.润滑条件.成本地高低.传动零件地圆周速度大小及精度等级地高低。要同时满足各方面地要求是不现实的，也是非常困难的，应根据具体设计要求，进行分析比较，首先满足主要要求，尽量兼顾其他要求。在合理分配传动比时应该注意以下几点。
1 .各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。
2 .应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。
3 .应使各传动件尺寸协调，结构均匀称合理，避免相互干扰碰撞。
传动装置中的总传动比 i总＝nm／nw i总＝19.95。
分配各级传动比 i齿＝4 I链=19.95/4=4.99。
（注：各级传动比见《课程设计》P12表2—4）
4. 传动装置的运动参数和动力参数计算。
机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的使各轴的功率.转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。
计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定位0轴（电机轴）.1轴.2轴…，相邻的输入功率P1.P2.P3…,相邻两轴的传动比效率为n01.n12.n23…，各轴的输入功率为P1.P2.P3…,各轴的输入转距为T1.T2.T3…,各轴的输入转速为n1.n2.n3….。
电动机轴的输出功率、转速、和转距为。
1.转动比分配
工作机的转速 n＝
i总＝ n／n＝1440／81.21＝17.73。
i齿＝4，i链＝19.95／4＝4.99。
将电动机至工作机的轴依次编号0，1，2……
（1） 转速n
nm=n1=n0=1440r/min。
n2=n1/i齿=1440/4=360r/min。
n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min。
（2） 功率P
P0=Pd=6.63kW
P1=P0×η联×η轴承=6.63×0.99×0.99=6.50kW。
P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW。
P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW。
（3）转距
T0=9550×P0/n0=9550×6.63/1440= 43.97N•m。
T1=T0 ×η轴承×η联= 43.97×0.99×0.99=43.09 N•m。
T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m。
T3=T2×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m。
根据上述计算可得出各轴的功率、转速和扭距。
0轴 P0=Pd=6.63kW。
n满=n1=n0=1440r/min。
T0=9550×Pd/N满=9550×6.63/1440= 43.97N•m P0=6.63kW。
n0=1440r/min
T0=43.97N•m
1轴 P1=P0×η联×η轴=6.63×0.99×0.99=6.50kW。
n1=n0=1440r/min 。
T1=T0 ×η轴承×η联轴器=43.97×0.99×0.99=43.09 N•m P1=6.50kW。
n1=1440r/min
T1=43.09 N•m
2轴 P2=P1×η齿×η轴承=6.50×0.97×0.99=5.99kW。
n2=n1/i齿=1440/4=360r/min。
T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=43.09×0.96×0.97×4=160.52 N•m P2=5.99kW。
n2=360r/min
T2=160.52 N•m
3轴 P3=P2×η链×η轴承=5.99×0.96×0.99=5.70kW。
n3=n2/i链=360/4.99=72.14r/min。
T3=T2×η轴承×η链×i链=160.52×0.96×4.99=768.95 N•m P3=5.70 kW。
n3=72.14r/min
T3=768.95 N•m
具体计算数据如下：
轴名 功率P/kW 转矩T/N•M 转速N（r/min） 传动比。
i 效率
η
输入 输出 输入 输出 。
电机轴 6.63 43.97 1440 1 0.990。
Ⅰ轴 6.05 43.09 1440 4 0.990。
Ⅱ轴 5.99 160.52 360 4.99 0.970。
Ⅲ轴 5.70 768.95 72.14 0.960。
5.齿轮传动设计计算
设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。
齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≤500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。
当齿轮直径d≥500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。
齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1。
小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≥1.5mm。
按下表步骤计算：
计算项目 计算内容 计算结果
1.选择材料与热处理方式 因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。 小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为(220-250)HBS.计算取平均数235HBS。
大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为(170-210)HBS. 计算取平均数。
2.选择齿轮精度 因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度。
Ka≤(3.2-6.3)μm 初选8级精度。
计算齿轮比
小齿轮的转矩 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查零件书P117章节内容（直齿 均匀、轻微冲击）
μ=Z2/Z1=N1/N2=1440/360=4。
T1=9.55× ×P1/N1=9.55× × N•mm。
K=1.2
μ=4
T1=4.31×
确定齿数Z1 Z2 对于周期性变化的载荷，为避免最大载荷总是总用在某一对或几对齿轮上而是磨损过于集中，Z1 Z2应互为质数。 Z1=27 Z2=103。
应力循环次数 N1=60njLh=60×1440×1.05×(10×300×8×2）=4.35×109。
N2=N1/i齿=1.09×109 N1=4.35×109。
N2=1.09×109
许用接触应力
选择齿宽系数 由书P126图7-18得ZNT1=0.9，ZNT2=0.95。
由书P120表7-9得SH=1.05。
由书P122图7-16（a）得 =560 Mpa =530 Mpa。
[σH]1=ZNT1×GHLIM1/SH=0.9×560/1.05=480MPa。
[σH]2=ZNT2×GHLIM2/SH=0.95×530/1.05=479.52MPa [σH]1=480MPa。
[σH]2=479.5MPa
齿轮分度圆直径 由于口齿合求出应力是一样的故用小齿轮应力计算(书P114 公式7-5)。
d≥ = =50mm
d=50mm
确定齿轮模数 m=d/z1=50/27=1.85取标准模数m=2 取m=2。
计算齿轮主要尺寸 d1=mz1=2×27=54mm。
d2=mz2=2×103=206mm。
中心距a=0.5（d1+d2）=0.5×（54+206）=130mm。
齿轮宽b2=ψd×d1=59.4mm。
经圆整后b2取60mm
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。
b1=b2+5mm=65mm d1=54mm。
d2=206mm
a=130mm
b2=60mm
b1=65mm
校核齿轮强度 确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限。
σFlim1=210MPa
σFlim2=190MPa
由最小安全系数SF=1.35
由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数。
YNT1=0.85
YNT2=0.9
[σF]1=(YNT1×σFlim1)/SF=(0.85×210)/1.35=132.22MPa。
[σF]2=(YNT2×σFlim2)/SF=(0.9×190)/1.35=126.67MPa σFlim1=210MPa。
σFlim2=190MPa
[σF]1=132.22MPa。
[σF]2=126.67MPa。
两齿轮齿根的弯曲应力 计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.13 10.14。
YF1=2.57
YS1=1.60
YF2=2.18
YS2=1.79
比较(YF1×YS1)/[ σF]1=2.57×1.60/132.22=0.032。
(YF2×YS2)/[ σF]2=2.18×1.79/126.67=0.030 。
计算小齿轮齿根弯曲应力 σF1= =54.61 MPa ＜[σF]1=132.22MPa。
弯曲强度足够
验算圆周速度V并选取齿轮精度 V=πd1n1/(60×1000)=π×55×1440/(60×1000)=4.52＜5m/s。
8级精度合适
齿轮几何尺寸计算 齿顶圆直径da(ha*=1) da1=d1+2ha1=（Z1+2ha*）m=58mm。
da2=d2+2ha1=（Z2+2ha*）m=210mm。
齿全高h (C*=0.25)。
h=（2ha*+C*）m=4.5mm。
齿厚S=πm/2=3.14mm。
齿根高hf=（ha*+C*）m=2.5mm。
齿顶高ha=ha*m=2mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=49mm df2=d2-2hf=201mm da1=58mm。
da2=210mm
h=4.5mm
ha=2mm
h)f=2,5mm
df1=49 mm
df2=201mm
s=3.14 mm
齿轮结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构。
大齿轮的相关尺寸计算如下：
轴孔直径 ds=48 mm
轴毂直径 D1=1.6ds=76.8 mm。
轴毂长度 L=b2=60mm
轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6-8mm 取7mm。
轮缘内径 D2=da-2h-2δ0=180mm。
腹板厚度 C=0.3b2=0.3×58=18 mm。
腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=128.4mm。
腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=26 mm。
齿轮倒角n=0.5m=1.25 mm =1mm ds=48 mm。
D1=76.8 mm
L= 60mm
δ0=7mm
D2= 180 mm
C=18mm
D=128.4mm
d0=26mm
n=1 mm
6.输入轴的设计结构计算
减速器传递功率属于小功率，对于材料无特殊要求，选用45号钢并经调质处理。
根据表14.1得A=107-118。
mm
若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%。
17.68×1.03=18.21。
19.5×1.05=20.475。
由设计手册查取直径 取d1=20mm。
主动轴结构设计
根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。
根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
a)初步确定安装联轴器处直径d1=20mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L=52mm 。
b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=22mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=20轴承盖厚=10mm 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴段4距离为10故取轴段2的长度L2=30mm。
c) 由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=25mm L3=40mm。
d)由轴承初选6305的安装尺寸得知：
da=d4=30mm L4=b=1.4h=5.4mm取整得L4=6mm。
e) d5 =35 轴段5为齿轮宽b1=60mm由齿轮端到箱体内壁 10mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，得L5。
f)d6=30mm L6=7.5mm。
g)d7=25mm L7=13mm。
由此初步确定轴的各段长度和直径。
输入轴的强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2000T1/d1=(2000×43.09)/54=1595，53N。
径向力Fr=Ft×tanα。=574.5N。
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)作主动轴受力简图
L=60+40=100
水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=797，97N。
MHC=Ft(L/4)=39898.25 N•mm。
铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=469.522/2=287.251N。
MVC=Fr(L/4)=287.25×100/4=14362.5N•mm。
合成弯距：
扭矩T=4.309× （N•mm）
α=0.6 脉动循环
校核危害截面的强度
由书P176表9-5 [σ-1b]=60MPa [σ0b]=102.5 MPa。
σb=Mec/W=31.8MPa<[σ0b]=102.5 MPa。
故轴的强度足够
修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改。
7.输出轴的设计结构计算
(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由书查得强度极限σB=650MPa再由表得 许用弯曲应力[σ0b]=102.5MPa。
(2)按扭转强度估算直径由书P173表9-3得。
A=107-118
mm
由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得27.32×1.03=28.14 mm 30.12×1.05=31，63mm由设计手册取标准直径d1=38mm。
a)绘制轴系结构草图
根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长。
b)初步确定轴径d1=38mm轴段1的长度L1=82mm。
c)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10 mm，轴承端盖厚度为10 mm，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62 mm故L2=54.5mm 。
d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16。
故d3=45mm 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5mm 故轴段3的长度L3=50mm。
e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L=52mm d4=48mm 所以 L4=52mm d4=48mm 。
f)轴环取 h=(0.07-0.1)h 取h=6mm d5=54mm L5=b=1.4h=8.4 mm取整10 mm。
g)轴段6与轴承相适应 d6=45mm L6=18mm。
所以 d6=45mm L6=18mm。
由此初步确定轴的各段长度和直径。
从动轴强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2000T3/d2=(2000×768.95)/220=7689.5N。
径向力Fr=Ft×tanα=2833.2N。
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)输出轴受力
支撑点间距离L=50+43=95mm。
水平弯矩：FHA=FHB=Ft/2=3934.75N。
MHC=Ft(L/4)=192802.75N•mm。
铅垂面弯矩：FVA=FVB=Fr/2=1416.51N。
MVC=Fr(L/4)=69408.99 N•mm。
合成弯距：
校核危害截面的强度
由书P176表9-5 [σ0b]=102,5MPa。
σb=Mec/W =45.6MPa<[σ0b]=102.5MPa。
故轴的强度足够.
修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改。
8.滚动轴承的选择计算
滚动轴承的选择：
1）主动轴的轴承
考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承。
寿命计划：寿命10年双班制 Lh=10×300×8×2=48000h。
两轴承受纯径向载荷 由书P219表11-5 fp=1.5 X=1 Y=0 球轴承ε=3。
。
基本容量定动载荷 。
由书P236表16-2选取6305深沟球轴承一对GB/T276-1994。
L10h= =120113.96h由L10h> Lh 故轴承寿命合格。
2）从动轴的轴承
X=1 Y=0 球轴承ε=3。
基本额定动载荷
由书选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993 。
L10h= =109204.3h。
由L10h> Lh 故轴承寿命合格。
9.键的选择
（1）输入轴外伸端D1=20mm,考虑键在轴中部安装。
a)选键的型号和确定尺寸
车毂长L=52mm故由(课程设计P183表14-21)选键的型号和确定尺寸。
选A型普通键,材料45钢
键宽b=8mm，键高h=7mm，键长由（设计基础P279）长度采到取键长L=45mm。
b)校核键联接强度
由键、轮毂、轴、材料为45钢,由表14.6得。
[σJH]b3=100-120MPa（轻微冲击）
A键工作长度L=L-B=45-8=37mm。
σjy=4T/dhl=12.18MPa。
由σjy小于[σb],则强度足够键8×45 GB1096-79。
(2)输入轴中部D5=30mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得。
a)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
L=36mm 键宽b=8mm 键高h=7mm。
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢由表14.6。
得[σJH]b3=100-120MPa。
A键工作长度L=L-b=28mm。
σjy=4T/dhl=14.4MPa。
由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79。
(3)输出轴外伸端D=38mm,考虑键在轴中部安装段长L=62mm 查(课程设计P183表14-21)。
a)选键的型号和确定尺寸
键宽b=8mm,键高h=7mm。
键长由长度系列取键长L=45mm。
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢
[σJH]b3=100-120MPa。
A键工作长度L=L-b=45-8=37mm。
σjb=4T/dhl=10.66MPa。
由σjy小于[σ]则强度足够键8×45 GB1096-79。
(4)输出轴中部D5=45mm考虑键在轴中部安装轴段长L=48mm,故由手册P183表14-21得。
a)选键的型号和确定尺寸
选A型普通键,材料45钢
L=36mm 键宽b=10mm 键高h=8mm。
b)校核键联接强度
由键车毂,轴材料为45钢由表14.6。
得[σJH]b3=100-120MPa。
A键工作长度L=L-b=28mm。
σjy=4T/dhl=6.73MPa。
由σjy小于[σ] 则强度足够键10×45 GB1096-79。
10.联轴器的选择
（1）由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑装拆方便及经济问题选凸缘联轴器。
由书得K=1.35
TC=KT=1.35×43.09=52.8N•m。
由手册P645选GYH2联轴器 GB5843-2003。
凸缘联轴器,公称担矩Tn=63N•m。
TC大于Tn采用Y型轴孔 轴孔直径D=20mm Y型。
轴孔长度L=52mm
YL4型凸缘联轴器有关参数
（2）输出轴 转矩为T=768.95。
查手册P645查手册选GYH5联轴器GB5843-2003。
轴孔直径d=35mm 轴孔长度L=82mm Y型。
型号 公称转矩 许用转速 轴孔直径 外径 键型。
GYH2 63N.m 10000r/min 20mm 90mm A键。
GYH6 900 N.m 6800 r/min 38mm 140mm A键。
11. 箱体主要结构尺寸的计算。
机座壁厚δ=0.025a+1≥8取11mm。
机盖壁厚δ1=0.02a+1≥8取10mm。
机座凸缘厚度b=1.5δ=16.5取17mm。
机盖凸缘厚度b1=1.5δ1=15mm。
机座底缘厚b2=25δ=27.5取28mm。
地脚螺钉直径df=0.036a+12=15.6取M16。
地脚螺钉数a≤250 n=4。
轴承弯联接直径d=0.75df=M12。
机盖与机座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=M10。
联接螺栓D2间距L=(150~200)mm。
轴承端盖螺钉直径d3=（0.4-0.5）df取M8。
窥孔盖螺钉直径d4=（0.3-0.4）df取M4。
螺钉扳手空间
至外机壁L1LIM=13mm
至凸缘边距离C2MIN=11mm。
外机壁旁凸台半径R1×C1=11mm。
大齿轮顶圆与机壁距离Δ大于1.2δ取13mm。
齿轮端面与内壁距离Δ2=10mm。
机盖`机座助厚M1≈0.85S1取10 mm M2≈0.85S2取10mm。
从动轴承端盖外径D2=D+（5-5.5）d3=95mm。
主动轴承端盖外径D'2=D’+（5-5.5）d3=105mm。
轴承端盖厚t=（1-1.2）d3取10mm。
12. 减速器润滑方式润滑油牌号及用量密封方式的选择。
1)计算线速度
V=3.14×d×n/60×1000m/min。
V1=3.14×55×1440/60×1000=4.1448 m/min。
由V小于12应用浸油润滑
2)由书P209表10.18得运动粘度ν50℃=85mm2/S。
再由书P13表2.1得齿轮润滑选L-CKC680机械油GB5903-95。
最低~最高油面距(大齿轮)10mm,需用油量1.5L左右。
书P15表2.2 轴承选用ZL-3型润滑脂 GB7324-87。
用油量为轴承1/3~1/2为宜。
3）a)箱座与箱盖凸缘合面的密封。
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。
b)观察孔和油孔等处接合面的密封。
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶低.垫片密封。
c)轴承孔的密封
透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的中端与透盖间隙。
由手册P260表18~10
主动轴毡圈22 FZ/T92010-91。
从动轴毡圈22 FZ/T92010-91。
13.参考资料
参考文献:1：《机械设计基础》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第二版；
2：《机械设计课程设计》，北京航空航天大学出版社，任家卉主编；
3：《机械零件》-北京：主编：郑志祥，高等教育出版社，2000 （2010重印）；
4：《新编机械设计手册》/张黎骅，郑严编，-北京：人民邮电出版社，2008.5。
5：《机械原理》，高等教育出版社，陈立德主编；