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1、湖南工业大学 课程设计 资料袋 冶金工程学院（系、部）20122013学年第1学期 课程名称机械设计基础课程设计指导教师 胡东职称讲师 学生姓名专业班级学号 题目单级直齿圆柱齿轮减速器设计 成绩起止日期2012 年 12 月 24 日 2012年 1 月 4 日 目录清单 序号 1 2 3 4 5 6 材料名称 课程设计任务书 课程设计说明书 课程设计图纸 资料数量 1 1 13 备注 张 1 湖南工业大学 课程设计任务书 2012201220132013学年第学年第1 1 学期学期 冶金工程 学院（系、部）冶金工程专业102班级 课程名称： 机械设计基础课程设计 设计题目： 单级直齿圆柱齿轮
2、减速器设计 完成期限：自2012年 12月 24日至 2012年 1月 4 日共 2 周 一、设计的主要技术参数 二、设计任务 设计用于带式运输机的单级圆柱齿轮减速器，设计的主要内容一般包括以下几方面： 传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、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、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联 轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、等；绘制减速器装配图； 编写设计计算说明书。 三、设计工作量 绘制减速器装配图 1 张 （A1 或 A0） ； 绘制零件图 2 张； 设计计算说明书一份， 约 10000 字
3、左右。 内 容 及 任 务 起止日期 2012 年 12 月 24 日 2012 年 12 月 26 日 2012 年 12 月 30 日 2012 年 1 月 进 度 安 排 主 要 参 考 资 料 工作内容 传动方案的设计，画出草图 传动方案的计算 装配图，零件图的绘制 课程设计答辩 机械设计课程设计手册清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。 机械设计课程设计 （北京交通大学）银金光 刘扬编。 机械课程设计 （重庆大学出版社）周元康 等主编。 机械设计基础 （清华大学，北京交通大学）课本刘扬 王洪 主编 指 导 教 师 （签字） ：年月日 系 （ 教 研 室 ） 主 任 （ 签字）
4、：年月日 2 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 机械设 计基础 设计说明书 （题目） 单级直齿圆柱齿轮减速器设计单级直齿圆柱齿轮减速器设计 起止日期：2012年12 月 24日 至2013年 1月4 日 学生姓名 班级 学号 成绩 指 导 教 师 ( 签 字 ) 冶金工程学院（部）冶金工程学院（部） 20132013 年年1 1 月月 4 4 日日 3 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 目录 第 1 章 拟定传动方案 1.1 设计题目名称6 1.2 运动简图6 1.3 工作条件6 1.4 原始数据6 第 2 章 电动机的选择 2.1 选择电动机的类型6 2.2 计算电机的容量7 2.3 计算总
5、传动比7 第 3 章 运动参数及动力参数计算 7 第 4 章 带传动设计 4.1 确定计算功率8 4.2 选择 V 带带型8 4.3 确定带轮的基准直径并验算带速8 4.4 确定 V 带的中心距和基准长度8 4.5 验算小带轮上的包角9 4.6 计算带的根数9 4.7 计算单根 V 带的初拉力最小值9 4.8 计算压轴力9 第 5 章 齿轮设计 5.1 选选齿轮的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力 5.2 确定材料的许用接触应力9 5.3 确定小齿轮的分度 圆直径 9 5.4 几何尺寸计算10 5.5 校核齿根弯曲疲劳强度10 5.6 齿轮其他尺寸计算11 5.7 选择齿轮精度等级11 第
6、 6 章 轴的设计计算 6.1 主动轴的设计 12 6.1.1 确定轴的零件的布局方案和固定方法 6.1.2 确定轴的各段直径 12 6.1.3 确定轴的各段长度确定轴的各段长度 6.1.4 主动轴的受力分析 12 6.1.5 按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 13 6.1.6 校核轴的强度。 13 6.2 从动轴的设计 14 6.2.1 确定轴的零件的布局方案和固定方法 14 6.2.2 确定轴的各段直径 15 6.2.3 确定轴的各段长度确定轴的各段长度 15 6.2.4 从动轴的受力分析15 4 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 6.2.5 按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计
7、算 15 6.2.6 校核轴的强度。 15 第 7 章 滚动轴承的选择及校核计算 7.1低速轴轴承的校核 17 7.2高速轴轴承的校核 17 第 8 章 键联接的选择及计算 18 8.1 联轴器的选择及校核19 8.2 键的选择及校核减速器的润滑与密封19 第9章箱体的结构设计及箱体附件设计20 第 10 章 减速器的润滑与密封 21 结论23 参考文献 23 致谢23 5 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 第第 1 1 章章 拟定传动方案拟定传动方案 1设计题目名称 单级直齿圆柱齿轮减速器。 2运动简图 3.工作条件 运输机单班制工作，灰尘极少，有轻微冲击，单件生产，工作年限 15 年。 4
8、.原始数据 1滚筒圆周力 F=1500N 2滚筒带速 V=1.6m/s 3滚筒直径 D=300mm 第第 2 2 章章 电动机的选择电动机的选择 1.选择电动机的类型： 按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y 型。 2.计算电机的容量 P d： 工作机所需的有效功率为：Pw=FV/1000W=15001.6/1000=2.4kW 设：联轴器的效率为 0.99 闭式齿轮的效率为 0.97 6 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 一对滚动轴承的效率为 0.99输送机滚筒 0.96 则传动系数的总效率为 =0.950.990.990.990.990.970.99
9、0.96=0.8413 所以：电动机所需功率为 2.25/0.8413=2.853kW 根据动力源和工作条件，常用转速为 900r/min 1200r/min，以便比较。由 PePd ，Pe=4kW 查表可确定 Y132S-6 两种型号的电动机。 将两种型号的电动机有关参数及算的传动比列于下表： 方案电 动 机 型同步转速满载转速总传动比DE 号 IIY132S-61000r/min960r/min53.363880 3.计算总传动比： 传动装置总传动比和分配各级传动比 nd970 33.81.传动装置总传动比I = nw28.7 2.分配到各级传动比 因为 I a =i带 i齿已知带传动比的
10、合理范围为 24。故取 V 带的传动比i 12 =3 则齿轮的传动比 i 23 =3.14。 第第 3 3 章章 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 1.将传动装置各轴由高速到低速依次定为1 轴、2 轴、3 轴、4 轴。 1 轴电动机轴： 转速：n 0=960 r/min 输入功率：P 0=Pd =2.853KW Pd 6 输出转矩：T 0=9.55 10 n0 =28.38 N m 2 轴（高速轴） 转速：n 1= n 0 960/3.0 320rm i 带 输入功率：P1=2.8530.950.99=2.6832 输入转矩 P1 T1=9.5510680.07Nm n1 3 轴（
11、低速轴） n1 转速：n 2 =101.9r /min i23 输入功率：P2=P 1 12=2.5509KW 输入转矩： T 2 =9.55106 P2 239.05Nm n2 7 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 4 轴（卷筒轴） 输入功率：P 3 P 223 P22 2.55090.99 2.5254KW 输入转矩： p T 3 9.551063 236.66Nmm n 3 第第 4 4 章章 带传动设计带传动设计 1.确定计算功率 P ca 据查表得工作情况系数 KA=1.2。故有： Pca=K A P1.23.0 3.6KW 2.选择 V 带带型 据 Pca和 n 选用 A 带。 3
12、.确定带轮的基准直径 d d1并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径 dd1有2表 8-6 和 8-8，取小带轮直径 dd1=125mm。 （2）验算带速 v，有： d d1 n 0 3.14125960 v 601000601000 =6.28 s 因为 6.35m/s 在 5m/s30m/s 之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径 dd2 d d 2 i 带 d d1 3125 375mm m 4.确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d (1)据公式得 350a01000 初定中心距 a 0=700mm (2)计算带所需的基准长度 (d d1 d d 2 )2 Ld0 2a0(
13、d d1 d d 2 )=2011.04mm 24a 0 由2表 8-2 选带的基准长度 L d =2000mm （3）计算实际中心距 L d L d0 20002011.04 605mm a a 700 0 22 中心局变动范围：amin a 0.015d 575mm a a 0.03d 623mm max 5.验算小带轮上的包角 57.3 180 (d d 2 d d1 )156.3120 a 8 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 6.计算带的根数 z （1）计算单根 V 带的额定功率 P r 由d d1 125mm和n 0 970r/min 查表 10-4 得 P 0=1.38KW 据
14、n 0=960 min，i=3 和 A 型带，查 10-5 得 P 0=0.109KW 查表 10-6 得 K=0.939，K L=1.03，于是： P r=(P0+ P 0)KL K =（1.39+0.11）0.961.03 =1.48KW （2）计算 V 带根数 z p Z ca 2.5 P r 故取 3 根。 r 7.计算单根 V 带的初拉力最小值（F 0）min 由2表 8-3 得 A 型带的单位长质量 q=0.1 (2.5 K )P ca qv2(F 0)min 500 K zv =162.8N 应使实际拉力 F0大于（F0） min kg m。所以 8.计算压轴力 F p 压轴力的
15、最小值为： （Fp） min=2 z （F0）minsin 2 =23162.80.99 =955.98N 第第 5 5 章章 齿轮设计齿轮设计 1.选选齿轮的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力 根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭视软齿面传动。查表 12-1 小齿轮 45 钢调质处理齿面硬度取HBS 1 230 大齿轮 45 钢正火处理齿面硬度取HBS 2 190 两齿轮齿面硬度差为 40HBS，符合软齿面传动的设计要求 2.确定材料的许用接触应力 查表 126 得，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为 4800.93HBS 1 135 4800.93230135 586.4MPa H
16、 lim1 H lim2 4800.93HBS 2 135 4800.93190135 531.2MPa 由表 12-6 按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数S Hlim 1两齿轮材料的需用接 触应力分别为： 9 湖南工业大学本科毕业设计（论文） H lim1= H1 H lim2= H 2S Hlim S Hlim 586.4 586.4MPa 1 531.2 531.2MPa 1 3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度计算公式(12-14)初步确定小齿轮的分度 圆直径 小齿轮上的转矩为 T 1 80.07Nm 原动机为电动机，载荷有中等冲击，由表 12-3 查得载荷系数为 K=1.
17、3 查表 12-4，Z E 189.8 MP a 带入故 直齿轮减速器属闭式软齿面传动，且布置对称，故取 d 1.0 H 取其中较小值为531.2MP a d 1 3 KT 1 5u 13.54Z E 1.30.8007103.141 3.54189.8 3 58.74mm d u13.14 531.2 H 2 2 4.几何尺寸计算 齿数：由于采取闭式软齿面传动，小齿轮的推荐值是 2040 取Z 1 30，则Z 2 Z 1 u 303.14 95 d58.74 m 11.96，m转为标准模数，取表5-2取整m 2mm Z 1 30 中心距 a mz 1 z 2 230952 125mm 齿宽b
18、 2 d d 1 158.74 58.74,取整b 2 59mm b 1 b 2 5 10取b 1 65mm 5.校核齿根弯曲疲劳强度 由校核公式： 2KT 1 F Y FYS 由表 12-5 bd 1m Z 1 30时Y F1 2.52,Y S1 1.625 2.202.18 9590 2.19 10090 1.791.78 Y S2 1.7895901.785 10090 查表 12-6，两试验的齿轮弯曲疲劳强度极限应力分别为 Flim1 1900.2HBS 1 1351900.2230135 209MP a Z 2 时Y F1 2.20 Flim2 1900.2HBS 2 1351900
19、.2190135 201MP a 查表 12-7弯曲强度最小安全系数S Flim2 1.0 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 10 湖南工业大学本科毕业设计（论文） Hlim1 F1 S 209 F 1 209 lim Flim2 F2 S 201 Flim 1 201 疲劳应力分别为 2KT 1 21.22.52105 F1 bd m Y F1YS1 5958.742 2.521.625 113.53MP a F1 1 2KT 1 21.20.8007105 F2 bd Y F2YS2 58.743 2.191.82 108.38MP a F2 1 59 所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够 6
20、.齿轮其他尺寸计算 分度圆直径： d 1 mZ 1 230 60mm d 2 mZ 2 295 190mm 齿顶圆直径： d a1 d 1 2h a 60 4 64mm dd190 4 194mm a2 2 2h a d f1 d 1 -2h f 60-5 55mm 齿根圆直径：d f 2 d 2 -2h f 190-5 185mm h a h a m 12.5 2.5 hh* * f a c m 1 0.253 3.75 7.选择齿轮精度等级 齿轮的圆周速度： v d 1 n 0 601000 3.1487.87323.33 60000 1.49m/s 故选 9 级制造精度是合宜的。 （5）
21、设计小结： 名称符号小齿轮大齿轮 中心距a125 mm 传动比i3.14 模数m2 mm 齿数z3095 分度圆直径d 1 60 mm190 mm 材料及45 钢45 钢 齿面硬度190 230HBS190 230HRC 第第 6 6 章章 轴的设计计算轴的设计计算 11 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 1.主动轴的设计 1.确定轴的零件的布局方案和固定方法 参考一般的减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环 和轴套做轴的轴向定位，用平键和过盈配合（H7/r6）作周向固定。右端轴承用轴肩和过 渡配合（H7/k6）固定内圈套；左端轴承用轴套和过渡配合（ H7/k6）固定内
22、圈套。轴的 定位则由两端的轴承端盖轴向固定轴承的外圈套实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板轴 向固定，用平键作周向定位。直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承， 承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。 2.确定轴的各段直径 外伸端直径d 1 35.5mm，按工艺和强度 要求把轴制成阶 梯型d 2 d 1 2h d 1 20.07d 1 28.5mm，由于该处安 装垫圈，故取标准 直 径 d 2 30mm。 考虑到轴承的内孔标准，去d 3 d 7 35 mm （两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号 为 7207c 直径为d 4 的轴段为轴头，取d 4 40mm参见表16-3 轴环直径d 5 d
23、4 2h 47.51 20.07 45mm 根据轴承安装直径，查手册得d 6 47mm 3.确定轴的各段长度确定轴的各段长度 l 4 46mm（轮毂宽度为B 2 48mm，L 4比B2短1 3mm L 1 28mm L 7 16mm轴承宽度为B 3 15mm，挡油环厚1mm L 5 4mm轴环宽度为b 1.4h 根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10-15mm，l 2 5 10mm L 6 =2+L 2 -L 5 =7mm L 3 B 3 2+L 2 +（1-3）mm=37mm L 2 55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为 55-65mm） 两轴承之间的跨距 L=B 3 +22+2
24、L 2 +B 2 =103mm（近似认为支点在两轴承宽度的中点） 4.主动轴的受力分析 求分度圆直径：已知d mZ 230 60 12 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 求转矩：已知T 9550 求圆周力：F t 2T 2669N d 求径向力 Fr F t P 80.07N mm n F t F t tan 5934tan20 2160N 5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 绘制轴受力简图（如图 a） 将齿轮所受力分解成水平面 H 和铅垂面 V 内的力（见下图） 求水平面 H 和铅垂面 V 的支座反力 1 水平面 H 内的支座反力：R H1 F r 1334.5N 2 R H 2
25、R H1 1334.5N 绘制水平面弯矩图 水平面 H 的弯矩图（见图 16-17） M Hb 65R H1 86.74N m M Hb M Hb 86.74N m 绘制扭矩图 T 80.70N m 绘制当量弯矩图 单项转动，故切应力为脉动循环，取 0.6，b 截面当量弯矩为 2M eb M Hb T 99.5N m 2 0 MM eb 99.5N m eb 6.校核轴的强度。 根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a，b 截面为危险截面。下面分别进 行校核 校核 a 截面。 M ea T 0.680.07 48.04N m d a 3 M ea 30.7N m 0.1 b -1 考虑
26、键槽后。由于d a 30.71.05 32.31 d 1 ，故截面 a 安全 校核 b 截面 M ebmax 99.5N m d a 3 M ebmax16.25N m 0.1 b -1 考虑键槽后。由于d b d 4 ，故截面 b 安全 因为危险面均安全，所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计方案。 13 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 2、从动轴的设计 1.确定轴的零件的布局方案和固定方法 在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向 定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配 合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮
27、套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 联轴器的选择 齿轮轴的结构设计 直齿轮在工作中不会产生轴向力且载荷平稳，可采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮 采用油浴润滑 4 确定轴的各段直径 1）选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的许用应力 根据上述计算，普通用途，中小功率，选用45 号钢正火处理，查表 16-1， b 600MPa， b -1 55MPa 14 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 2.确定轴的各段直径 查表 16-2 取 A=110，根据公式 16-1 P2.5509 d A31103 32.16mm，考虑有键槽，将直径增大 5%，则 n101.9 d=32.16(1+5%)mm=3
28、3.77mm 由图 16-15 可知，该轴外端安装联轴器， 补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。T c KT 1.3239.05 310.77N m 查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为 HL3，选d 1 35mm 外伸端直径d 1 35mm，按工艺和强度要求把轴制成阶梯型，取穿过轴承盖轴段的直径为 d 2 d 1 2h d 1 20.07d 1 39.9mm，由于该处安装垫圈，故取标准直径d 2 40mm。 考虑到轴承的内孔标准， 取d 3 d 7 45mm（两轴承类型相同） 初选深沟球轴承型号为 7209c 直径为d 4 的轴段为轴头，取d 4 50mm参见表16-3 轴环直径d 5 d 4
29、2h 501 20.07 57mm 根据轴承安装直径，查手册得d 6 52mm 3.确定轴的各段长度 l 4 38mm（轮毂宽度为B 2 40mm，L 4比B2短1 3mm L 1 42mmHL3弹性柱销联轴器J型轴孔长度为B 1 45，L 1 比B 1短1 3mm L 7 18mm轴承宽度为B 3 17mm，挡油环厚1mm L 5 6mm轴环宽度为b 1.4h 根据减速器结构设计的要求，初步确定2=10-15mm，l 2 5 10mm L 6 =2+L 2 -L 5 =13mm L 3 B 3 L 2 +2+（1-3）mm=37mm L 2 55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为 55
30、-65mm） 两轴承之间的跨距 L=B 3 +22+2L 2 +B 2 =100mm（近似认为支点在两轴承宽度的中点） 4.按主动齿轮的受力计算 求分度圆直径：已知d mZ 190mm P 求转矩：已知T 9550 239.05N m n 求圆周力：F t 2T 2516.3N d 求径向力 Fr F t F r F t tan 2516.3tan20 915.86N 5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 绘制轴受力简图（如图 a） 将齿轮所受力分解成水平面 H 和铅垂面 V 内的力（见下图） 求水平面 H 和铅垂面 V 的支座反力 1 水平面 H 内的支座反力：R H1 F t 12
31、58.15N 2 0 15 湖南工业大学本科毕业设计（论文） R H 2 R H1 1258.15N 绘制水平面弯矩图 水平面 H 的弯矩图（见图 16-17） M Hb 65R H1 94.36N m M Hb M Hb 94.36N m 绘制扭矩图 T 239.05rmin 绘制当量弯矩图 单项转动，故切应力为脉动循环，取 0.6，b 截面当量弯矩为 2M eb M b T103.7N m 2 eb M103.7N m 6.校核轴的强度。 （6）根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a，b 截面为危险截面。下面分别 进行校核 校核 a 截面。 M ea T 0.6239.05 14
32、3.43N m d a 3 M ea 29.82mm 0.1 b -1 考虑键槽后。由于d a 29.821.05 31.31 d 1 ，故截面 a 安全 校核 b 截面 M ebmax 103.7N m M ebmaxd a 3 29.76mm 0.1 b -1 考虑键槽后。由于d b 29.761.05 31.45 d 4 ，故截面 b 安全 因 为 危 险 面 均 安 全 ， 所 以 该 轴 的 强 度 是 足 够 的 ， 无 需 修 改 原 结 构 设 计 16 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 第第 7 7 章章 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 轴承的预期寿命为 L
33、 10h 32083 7680h 在轴的设计计算中已选用如下表所示的深沟球轴承 表 7-1 轴号装轴承处的轴径（mm）轴承型号 35滚动轴承 6213 GB/T 276-1994 45滚动轴承 6208 GB/T 276-1994 1.1. 低速轴轴承的校核 1.轴承载荷的计算 F R1 F R2 R 22 H R V 1018.7952 2799.112 2979N 2.计算当量动载荷 Pr 轴承不受轴向力，查表 14-5 得 X=1，Y=0 P r X F R 12979 2979N 3.验算轴承的寿命 球轴承的寿命指数 3 查表 14-7 得温度系数 f t 1 17 湖南工业大学本科毕
34、业设计（论文） 查表 14-8 得载荷系数 f p 1.2 查手册 8-32 得轴承的基本额定负荷c r 50.8KN 代入公式（14-6b）得 3 16667 f t c r 16667 150800 L 10h 667167h 7680hL 10h f p 71.69 1.22979 n 3 pr 所以满足要求，选深沟球轴承 6208 2.高速轴轴承的校核 1.轴承载荷的计算 F R1 F R2 R 2 H R V 10802 29672 3157N 2 2.计算当量动载荷 Pr 轴承不受轴向力，查表 14-5 得 X=1，Y=0 P r X F R 13157 3157N 3.验算轴承的
35、寿命 球轴承的寿命指数 3 查表 14-7 得温度系数 f 1 t 查表 14-8 得载荷系数 f p 1.2 查手册 8-32 得轴承的基本额定负荷c r 24.5KN 代入公式（14-6b）得 3 16667 f t c r 16667 124500 L 10h 13943h 7680hL 10h 323.33 1.23157 f pn 2 pr 所以满足要求，选深沟球轴承 6213 第第 8 8 章章 键联接的选择及计算键联接的选择及计算 1.联轴器的选择及校核 在轴的设计中，根据载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联 轴器的特性，已初步选择联轴器型号。 1.选择联轴
36、器的类型 为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。 与轴连接的联轴器选用 L3 联轴器 GB/T 5014-2003； 与轴连接的联轴器选用 L5联轴器 GB/T 5014-2003 2.联轴器的校核 .理论转矩 轴 T 3 9550 P 3 239.05N m n 3 由表 17-1 查得 K=1.5 由公式（17-1）的计算转矩 18 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 轴T c KT 2 1.5239.05 N m T n 358.58N m .轴径 轴的最小轴径d1 35mm d min d 1 d max 符合 L5 的内孔直径。 .转速 轴的转速n 3 101.9r/min 均符合要
37、求。 n 3450r/min max 2.键的选择及校核 本设计中各处的键均采用有轻度冲击的普通平键的连接方式，查表 13-11 可得键连接的 许用应力 p 100120MPa 1.主动轴与联轴器相配合的键的选择及校核 （1）键的类型及尺寸的选择 选用普通平键 C 型 根据轴的直径 d 1=35.5mm,长度 L1=58mm,由表 13-10 查得 b=10mm,h=8mm,标记为：键 C1058 GB/T 1096-2003 （2）强度计算。 b10 键的工作长度l L 58 53mm则 22 4T 2 4267010 70.97MPa p p dhl35.5853 故此平键联接满足强度要求
38、。 2.主动轴上键的选择及校核 （1）键的类型与尺寸选择。 齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该联接属静联接，故选用普通平键A 型。 根据轴的直径 d 4=45mm,L4=90mm,查表 13-10 得 键 1490GB/T 1096-2003 （2）强度计算 键的工作长度l L b 9014 76mm 4T 2 4267010 pdhl47.5976 32.87MPa p 故此平键联接满足强度要求。 3.从动轴与联轴器相配合的键的选择及校核 （1）键的类型及尺寸的选择 选用普通平键 C 型 根据轴的直径 d 1=50mm,长度 L1=103mm,由表 13-10 查得 b=18m
39、m,h=11mm,标记为：键 C18105 GB/T 1096-2003 （2）强度计算。 b18 键的工作长度l L 105 96mm则 22 19 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 41133640 71.57MPa pdhl1051196 故此平键联接满足强度要求。 4. 从动轴上键的选择及校核 （1）键的类型及尺寸的选择 齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该联接属静联接，故选用普通平键 A 型。 根据轴的直径 d 4=80mm,长度 L4=80mm,由表 13-10 查得 b=22mm,h=14mm,标记为：键 2280 GB/T 1096-2003 （2）强度计算。 键的
40、工作长度 l L b 80 22 58mm则 4T 3 41133640 69.81MPa p p dhl801158 故此平键联接满足强度要求。 p 4T 3 第第 9 9 章章 箱体的结构设计及箱体附件设计箱体的结构设计及箱体附件设计 1.减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零 件的良好的润滑和可靠的密封。 设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要 按照经验确定，减速器的主要尺寸如下： 箱座高度：Hd a2 /2(30-50)mm+(3-5)mm=210.5mm，取 H=220mm 箱体壁厚：=10mm箱盖壁厚： 1 =8mm
41、 箱座的凸缘厚度：b =15mm箱盖的凸缘厚度：b 1 =15mm 箱座底的凸缘厚度：b 2 =25mm 地脚螺栓直径：d f =18mm地脚螺栓个数n =6 轴承旁联接螺栓直径：d 1 =14mm 箱盖、箱座联接螺栓直径：d 2 =10mm 轴承端盖螺钉直径：d 3 =8mm 检查孔盖螺钉直径：d 4 =8mm 箱盖的肋板厚度为：m 1 =10mm 箱盖的肋板厚度为：m 2 =9mm 大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离： 1 =12mm 20 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 齿轮端面与箱体内壁间的距离： 2 =12mm 2.箱体附件的设计 为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工
42、及装配时的定位、拆卸 和吊运，需要在减速器上安装以下附件。 1 窥视孔和窥视孔盖 窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑油也可以由此注入。为了便于观 察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。 窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油。 2 通气器 由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、压力增大，所以必须采用 通气器沟通箱体内外的气流，以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置 在箱盖上。 3 起吊装置 起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱座用吊钩。主要的尺寸如图4-1。 第第 1010 章章 减速器的润滑与密封减速器的润滑
43、与密封 1、润滑 1.齿轮的润滑 目前齿轮传动中最常见的润滑剂有润滑油和润滑脂两种。 润滑脂主要用于不易加油或者低速， 开式齿轮传动的场合，一般情况均采用润滑油进行润滑。本设计中为闭式齿轮传动，选用的 润滑剂为润滑油。 查教材表 128，129 可得选用的润滑油为工业齿轮用油（SY 117289） 。 润滑方式采用周期性手工加油进行润滑。 2.滚动轴承的润滑 滚动轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑。 查表 1411 得本设计中深沟球轴承采用脂 润滑较好。其优点是油膜强度高，承载能力强，不易流失，结构简单，易于密封，一次填充 可使用较长时间， 2、密封 在机械设备中，为了防止液体，气体工作介质或
44、润滑剂泄露，防止灰尘，水分进入润滑 部位，必须设密封装置。蜜封不仅能大量节约润滑剂，保证机器正常工作，提高机器寿命， 而且对改善工厂环境卫生，保障工人健康也有很大作用，是降低成本，提高生产水平中不可 21 湖南工业大学本科毕业设计（论文） 忽略的问题。 减速器的密封要求是在箱体剖分面，个接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象， 故密封选用毡圈密封 结结论论 这次机械设计让我明白了许多东西，也有效的把书本上的东西与实际结合起来，让我对机 械有一个初步的了解。一个简单的齿轮减速器，都这么麻烦，更别提更复杂的机械。我们是 冶金专业的，和机械息息相关。这对我们将来的就业益处良多。 参考文献参考文献 机械设计课程设计手册清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。 机械设计课程设计 （北京交通大学）银金光 刘扬编。 机械课程设计 （重庆大学出版社）周元康 等主编。 机械设计基础 （清华大学，北京交通大学）课本刘扬 王洪 主编 致谢 感谢父母这么多年对我的养育之恩， 让我有机会接受高等教育。 也感谢老师呕心沥血的教学， 让我明白了很多东西。感谢同学们的帮助，支持。 此致 敬礼！ 22