单级齿轮减速器说明书3.doc

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1、目录前言 1一 电动机的选择 2二 齿轮的设计 5三轴的设计 14四轴上其它零件的设计 15五 输出轴的校核 16六 键的选择 18七箱体的选择和尺寸确定 19八设计小结 20、八 、亠刖言为了适应现代化建设的要求，培养高素质的专门人才， 特开设了机械设计课程。机械设计在机械中占有重要地位。为了突出和加强培养学生的综合设计能力和创新能力， 总结近年来的相关课程设计经验，开设了机械设计综合教 程。其主要特点：强调机械设计中总体设计能力的培养，将原机械 设计和机械设计课程设计内容整合为一个新的综合课 程设计体系，将学生在机械设计系列课程中所学的有关 机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设

2、 计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合，进 行综合设计实践训练，使课程设计和机械设计实际的联 系更为紧密。加强学生对机械系统创新设计能力的培养，增加 了机械构思设计和创新设计等内容，对学生的方案设计 内容和要求有所加强，以利于增强学生的创新能力和竞 争意识。由于本设计时间仓促，工作量大，又缺乏经验，加 上设计者水平有限，设计过程中有不完善之处，请老师 和同学指正。一、电动机的选择1. 电动机的选择(1) 选择电动机类型按工作要求选用丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压 380V。(2) 选择电动机的容量电动机所需工作功率为Pd二皿nnW=6O X 1000V/n D=(60X

3、1000X 1.5/( n X 280)=102.3 r/minPw=T nw/9550其中联轴器效率1=0.99,滚动轴承效率(2对)2=0.99，闭式齿 轮传动效率3=0.97,V带效率3=0.95,滚筒效率3=0.96代入得： 传动装装置总效率2=123 4 5= 0.858则工作机所需功率PwPw=F V/1000=660*1.5/1000=0.99 kW则所需电动机所需功率PdPd= Pv/ n=0.99/0.858=1.15kw因载荷平稳，电动机额定功率ped略大于pd即可由机械设计基 础实训指导附录5查的丫系列电动机数据，选电动机的额定功率为 1.5kw.(3) 确定电动机转速卷

4、筒轴工作转速：由v=0.8m/s,v带传动的传动比i 1=24。而且闭式齿 轮单级传动比常用范围为i 2=310,则一级圆柱齿轮减速器传动比选 择范围为：I 总二 i 1 i 2= 640 故电动机的转速可选范围为nd二 nw I 总=30.57*(640)= 183.421222.8r/min 按照以上设计数据，可供选择的电动机如下表1 1所示：方案电动机型 号额定功 率Kw冋步转速/满载转速 n m(r/mi n)1Y112M 62.21000/9402Y132M 82.2750/7103Y132S- 63.01000/960则可选用Y132M 8电动机，满载转速为750r min，额定功

5、率为2.2KW二齿轮的设计传动比的分配（1）总传动比I z=750/30.57 =24.53减速器的传动比为i减=24.53/3=8.12（2）运动和动力参数计算0轴（电动机轴）Po=Fd = 2.2 kwn o二 n d=750 r/minTo=955O - R/no=955O*2.2/75O=28.O1N m1轴（高速轴既输入轴）P1= P0 4 =2.2*0.95 = 2.09 kw 【4为带轮的效率】 m二n°/i 1=750/3=250r/mi nT1=9550 R/n1=79.83N m2轴（低速轴既输出轴）P2= P1 4 2=3.8*0.97*0.99 = 2.007

6、 kwn2=m/i 2=250/8.12=30.57 r/minT2=9550 - F2/n 2=622.50N m【2为轴承的效率】根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能清楚的了解数 据：表2轴名功率F/kw转距T/N.m转速n/（r/mi n）传动比电动机轴（0轴）2.228.017501轴2.0979.8325032轴2.007622.530.578.1221输入轴斜齿轮的设计已知电动机额定功率 F=2kw,转速750r/min,各轴的转速如:表3转动轴电机轴（0轴）输入轴 （1轴）输出轴 （1轴）转速n75025030.57齿数比38.12由电动机驱动，工作寿命年限为 8年，单班

7、制工作，转向不变单向运行， 振动，启 名义载荷【以 轮设计方有轻微的 动载荷为的 K=1.2。下是斜齿法，请大家参照书上直齿圆柱齿轮的计算】1 .选择齿轮的精度等级、材料、齿数1）精度的选择输送机为一般工作机器，转动速度不高，为普通减速器，故选用7级精度（GB10095-88），要求齿面精糙度 R3.26.m2）材料的选择选择小齿轮材料为45钢（调质），其硬度为280HBS大齿轮为45 钢（正火），其硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS3）确定齿轮齿数选小齿轮齿数 Zi = 24,大齿轮齿数为Z2= 24x3.78 = 90.72，取Z2 = 914）选取螺旋角。初选螺旋角1 = 14

8、°【参照圆柱直齿轮来设计】2. 确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于350和软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强 度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强 度校核齿根的弯曲强度1 按齿面接触强度设计dit 三 3 KTl U1（3.17ze）2V *d u <Th（1）确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数 K=1.22）计算小齿轮的传递转矩T i=9550Xl0 P1 = 7.56x10 4N mmni3）由机械设计表10 7选取齿宽系数d= 14）由机械设计表10 6查得材料得弹性影响系数Ze= 18

9、9.8MPS/21/25 ）由机械设计表10 21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳 强度极限（T Hlimi =600MPa大齿轮的接触疲劳强度（T Hlim2=550 MPa6 ）由图10 30选取区域系数Zh=2.4337）计算应力循环次数9N i=60nijLh= 60*480*1* （2*8*365*10 ） = 1.682x109Nf1.682x1° =4.45x1083788）由机械设计图 10 19取接触疲劳寿命系数Khn=0.90,Khn2=0.959）计算疲劳许用应力取实效概率为1%,安全系数S= 1,由公式可得：K CTt h i=Khn1 Lim1 =0.90x

10、600 MPa=540MPaS(T h2二 KHN26m2 =0.95x550 MPa=522.5 MPaS(2)计算1) 试算小齿轮分度圆直径=53.6mm击 二 3|KTi u ±1(3.17Ze y = 3|2x1.6x67.56x104 4.78(2.433x189.8 彳 1t"*du 1丽8 I522.5丿2) 计算圆周速度Vv =二 xdz =二 xW."480 = 1.29m/s60x100060x10003) 计算齿宽bb= d dit = 1x53.6=53.6mm4）计算齿宽和齿高之比b模数 m nt二dltCOS =51.42xcos14/

11、24=2.078Zi齿高 h=2.25 m nt = 4.6632 = 1 = 10.94h 4.6636）计算载荷系数K根据 v = ：xdltni = -：x53.6x480 = i.29m/s , 7 级精度，由机械设 60x100060x1000计图10 8查得动载荷系数KV=1.1经表面硬化的斜齿轮，Kh：=© = 1.352;由表10 2查得使用系数开&=1;由表10 4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置 时，Kh= 1.35由 b = 10.99 , Kh:= 1.311，查图 10 13 得 Kf = 1.28h故动载荷系数：K= KA Kv Kh

12、 Kh =1*1.1*1.35*1.352=2.0087）按校正所算得得分度圆直径，由公式可得：di二dit 3 k =53.6x 3 2.008 =67.6mm kt¥ 1.6k8）计算模数m.m=53.6COS p =2 18243. 按齿根弯曲强度设计mn> 32KT1Y1cos2 -”,YFaYsaFf1 确定公式内的各计算值1) 由图10- 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限(T FEi=440MPa大齿轮的弯曲强度极限(T FE2= 420MPa2) 由图10- 18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn=0.92, K fn2=0.883) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全

13、系数S= 1.4，由公式可得t f1二险 空=0.92x440 /1.4MPa=289.14 MPaSKT f2=Khn2_ fe2 =0.88X420 /1.4MPa=264 MPaS4) 计算载荷系数KK= Ka Kv Kf： Kf =1*1.1*1.35*1.28=1.95) 根据纵向重合度； ：=1.903，从图10 28查得螺旋角影响系数 Y 1=0.886) 计算当量齿数Zv1 =令234 = 32.84cos P cos 14 °Zv2 =Z2cos3 :94cos314123.77) 查取齿形系数由表 10 5 查得 YFa1 =2.592, Y Fa2=2.1798

14、) 查取应力校正系数由 10 5 查得 Y sa1 =1.596 Y sa2=1.7899) 计算大、小齿轮的丫丛 '并加以比较g丿YFa1YSa1Jh=2.592x1.596 = 0.01431289.14菲玄2丫Sa2 2.179x1.789 = 0 01477呻2264.大齿轮的数值大(2)设计计算、3 2x1.9x7.56x104x0.88xcos214° c c一“cc a no mn> 3 2x0.0147706= 1.68mm1x242 x1.7对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m大于有齿 根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m=2m m已满足

15、弯曲强度，需按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=53.6mm来计算应有的齿数。于是 由rd1 cos 卩 67.6cos14 °”Z1 = 32.79mn取 Z1= 33,贝y Z2 = u 乙=3.78x30=1244. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a£1匹二 33 124 x2 =i60.9mm 2cosP2cos14。将中心距圆整为161mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角一：=arccos -Z1 Z2 mn = arccos 33 124 x2 =14.22 2a2x161因值改变不多，故参数；-、K、Zh等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d

16、1二込33竺=67.68mcos P cos14.22°d2二空二 124x2 =254.2mmcos P cos14.22°(4) 计算齿轮宽度b=© d d1=1x67.68=67.68mm圆整后取70mrp B 1= 75mm2. 2输出轴上齿轮的设计1 .选择齿轮的精度等级、材料、齿数1 精度的选择输出轴(30.57n/min,) 转动速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)，要求齿面精糙度 Ra乞3.2 6.3m2材料的选择选择小齿轮材料为45钢(调质)，其硬度为220HBS大齿轮为45 钢(正火)，其硬度为190HBS二者材料硬度差为30HBS

17、3确定齿轮齿数选小齿轮齿数Za= 24,大齿轮齿数为 乙=24x2.91 = 69.84，取 乙=702. 3.确定设计准则由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于350和软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强 度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强 度校核齿根的弯曲强度1按齿面接触强度设计d2t 三 32kT11(ZEZH)2(1)确定公式内的各个计算数值1）试选载荷系数 K t = 1.62）计算小齿轮的传递转矩T 2二 955°X1°P2 = 2.84x10 5N mmn23） 由机械设计表10 7选取齿宽系数d

18、= 14）由机械设计表10 6查得材料得弹性影响系数Ze= 189.8MPa/21/2(T Hlim1 =560 MPa;(T Hlim2 =530 MPa5 ）由机械设计表10 21d按齿面硬度查的小齿轮的接触 疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度6)计算应力循环次数(2*8*365*10 ) = 4.449x108N 1=60n1jL h= 60*126.98*1*8N2= 4.449x10 =1.529x1082.917) 由机械设计图 10 19取接触疲劳寿命系数Khn=0.78Khn2=0.858) 计算疲劳许用应力取实效概率为1%,安全系数S= 1,由公式可得：K(T h 1=Khn1

19、Lim1 =0.78x560 MPa=588 MPaSK(T h 2=Khn2Lim2 =0.88X530MPa=593.6 MPaS（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径2kT1 u _1（ZeZh）u -H )2 = 3 二 Hzd1t 三 3 I；77.06mm2) 计算圆周速度vv =二 xd"1.6x2 汇 28.4x104 2.91 <2.433x189.82.91590.8=7x77.06x128.98 = 0.512m/s60x100060x10003) 计算齿宽bb= ddt = 1x77.06=77.06mm4) 计算齿宽和齿高之比半模数 m t = d1t c

20、°s14 =77.06* cos14/24=3.12Z1齿高 h=2.25 m t = 7.0097877.067.00978= 10.996）计算载荷系数K根据v= 0.512m/s , 7级精度，由机械设计图10 8查得动载荷系数K/=1.02经表面硬化的斜齿轮，Kh：=© = 1.41;由表10 2查得使用系数开&=1;由表10 4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置 时，Kh= 1.318由 b=10.66 , Kh= 1.316，查图 10 13 得 Kf：= 1.27故动载荷系数：K= KA Kv Kh . Kh：=1*1.02*1.41*1.

21、318=1.8967) 按校正所算得得分度圆直径，由公式可得：d1=d1t3 k =77.06x 3 1.896 =81.5mm1.896 kt8）计算模数m.m=81.5cos ' =3.29624.1.63. 按齿根弯曲强度设计2 KT1Yp cos2 P ('(1)4)5)6)YFaYsag> 3爲乙确定公式内的各计算值由图10 20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限（T FE1=440MPa大齿轮的弯曲强度极限（T FE2= 420 MPa 由图10 18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn=0.95, K fn2=0.98 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S= 1.4，

22、由公式可得k （tf 1=Khn1- FE1 =0.95x440 /1.4MPa=298.57 MPaS（T f 2=KhnfE2 =0.98X420 /1.4MPa=294 MPaS2SOt4）计算载荷系数KK= Ka Kv Kf： Kf =1*1.01*1.4*1.26=1.7825) 查取齿形系数由表 10 5 查得 Yf/ =2.592, Y Fa2=2.238) 查取应力校正系数由 10 5 查得 Ysa1 =1.596 Y sa2=1.7609)计算大、小齿轮的了并加以比较YFa1YSa1 = 2.592x1 .596 = 0 01390ri298.57丫Fa2丫Sa2 2.219

23、x1.769 ° 013340 二f2294.小齿轮的数值大(2)设计计算丫FaYsa = 2.33mm.几nn> 32KT1Y:cos2'dZ12对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的模数m大于有齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决和弯曲强度 所决定的承载能力，仅于齿轮直径(即模数和齿数的乘积)有关，可 取由弯曲强度算得的模数2.33并就近圆整为标准值m=2.5mm按接触 强度算得的分度圆直径d1 = 77.82，来计算应有的齿数。于是有：乙=71.5cosP = 31.62.5取 Z2 = 32,贝卩 Z2= u Z1 = 2.91x32 93.

24、12 取 z?=94这样设计的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿 根弯曲疲劳强度，并做了结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a=z = 32 94x2.5=161.38mm2 cos14 2cos14-=arccos -Z1 z-mn = arccos 32 94 x2.5 =13.2982a2x161.38因值改变不多，故参数；-.、K、Zh等不必修正。(2) 计算大、小齿轮的分度圆直径=32x2.5/cos13.298=81.97mm= 94x2.5/cos13.298=240.22mmd 1=z1m/cos:d2=z2m/cos :(3) 计算齿轮宽度b=

25、d d d1=1x81.97=81.97mm圆整后取 B= 85mrp B 1= 90mm根据以上数据我们可以制成表格：斜齿轮参数法向模数mn=2齿数Z1 = 33 Z2= 124螺旋角P= 14.22中心距a=161分度圆直径d1 = 67.68 d2 = 254.32齿轮宽度R = 70B=75斜齿轮参数法向模数m=2.5齿数Z1 = 32Z2 = 94螺旋角P= 13.298 °中心距a=161分度圆直径d1 = 81.97 d2 = 240.22齿轮宽度R = 85B=9023选择润滑方式闭式齿轮传动，齿轮的圆周速度 v< 12m/s,常将大齿轮的轮齿 浸入油池中进行浸

26、油润滑（推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度V50c =12Omm/s，v100c =23mm/s.）三.轴的设计1.高速轴的设计1 .确定轴的最小直径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，故选45钢并经调质处理，由表15-3查得Ao=112,于是得，dmin= Ao# 匹仁3：-3 = 48.3mm n。V 43.64发动机输出轴得最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 do-1,为 了使发动机输出轴得直径和联轴器的孔径相适应， 故需同时选取联轴 器型号。联轴器的计算转矩Tea二kT，查表14-4,搅拌机，故取kA= 1.3 则：Tca=kAT= 1.3x7.52x10 5N- mm=

27、9.78x1ON mm按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T10614-1989,选用HL4型弹性联轴器其公称转矩为1250000N- mm 半联轴器的孔径di = 50mm半联轴器的长度L=112mm,半联轴器和 轴配合的毂孔长度4=70。2.中轴的设计1.确定轴的最小直径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，故选45钢并经调质处理，由表15-3查得Ao=112,于是得，dimin二 A。3 p2 =1123，3.65 = 34.3mm卄2*126.98取中轴di- n=55mm(1) .选择滚动轴承因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴 承。

28、选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承33011,其尺寸为 d * D * T=55mmx90mmx27mm 故draw =di - n =55mm, =Li - n =27mm(2) 轴的结构设计右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，33011型轴承的定位轴肩高度 h= 3mm因此取dw-w = 63mm,而大齿轮采用套筒定位，故取dn-皿=65mm, 套筒厚度为t1=2mm取安装齿轮处的轴段皿-W的直径d皿-=68mm轮 毂宽度为70mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮 毂宽度，故取L皿-=62mm齿轮的右端轴向定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=8mm故取轴段直

29、径d-v =76mm.齿轮轴安装在V - W轴段上， 轮毂宽度为90mm3. 低速轴的设计1. 确定轴的最小直径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，故选45钢并经调质处理，由表15-3查得Ad=112,于是得，dmin= A0-P3 =112 3.5 = 48.3mm n3 V 43.642. 轴的设计(1)轴的结构设计1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度， 为满足半联轴器 的轴向定位要求，I - H轴段右端需制出一轴肩，故取H -皿段的直径 dn -皿=62mm按轴端直径取挡圈直径d=65mrp半联轴器和轴配合的毂孔 长度Li=84mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴

30、的端面 上，故I -n段的长度应比Li略短一些，现在取Li-n =82mm2）.选择滚动轴承因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。 选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313，其尺寸 为 d x D x T=65mmx140mmx36mm故 dm-即二 d 皿-麵=65mm Lm-即=36mm L 皿-呱=36mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，30313型轴承的定位轴肩高度 h= 6mn,因此取dw-v = d匡-皿=82mm小齿轮跟轴为同一铸体，在m - W轴 段上。四、轴上其它零件的设计1）轴承端盖的厚度为8mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润

31、滑脂的要求，取端盖的外端面和半联轴器右端面间的距离了=30mm,故 Ln -m =50mm.2）取齿轮距箱体之距离a=10mn考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8,取中轴W - V轴段- v =46mm故可以确定中轴上各个轴段的长度 丄n- m=s+a+4=22mm,- w=s+a+5=23mm输入轴上的小齿轮距箱体的距离为 ai=10-2.5=7.5mm,则输入轴为L=286mm中间轴为L=384输出轴为L=320已知在低速轴上的滚动轴承宽度 T=36, Lm-w =T+s+a+4=52mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位齿

32、轮，半联轴器和轴的周向定位均采用平键连接。由表 6-1查得： 在输入轴上Li - n上半联轴器和轴连接平键截面 b*h=12mm x 8mm L=56mm在中轴上的平键截面b*h=20mm x12mm, L=70mm在输出轴上Li -n上半联轴器和轴连接键截面 b*h=12mmx 8mm L=70mmLw - v 轴段上平键截面b*h=16mm x 10mm,L=63mm键槽均用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂和轴的配合为 旦2 ;同样，半联轴器和轴的配合n6为也。滚动轴承和轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴k6的直径公差为m6。4）确定轴上的圆角和

33、倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2 x 45。，各轴肩的圆角半径见图 15-26。五、输出轴上的强度校核1 已知 p3=3.5kw n3=43.64r/min T3=765930N.mm中轴斜齿轮上的周向力Fti=2T =6399.37Nd2径向力 Fri = Ftltan20 = 2398 Ncos -轴向力 Fa1= Ft1 tan 13.298 =1567.6N中轴上小齿轮上的周向力Ft2二辽=2x163.7 =4225Nd177.5径向力 Fr2= Ft1 tan20 -1537.8N2.轴的结构图，做出轴的计算简图。确定轴承的支点的位置时，应 从手册中查取值。对于33006型圆锥

34、滚子轴承，由手册查得a=12.8mm, 因此，作为简支梁的轴的支承跨距分别为 L1=45.2mm, L2二108.5mm, L3= 67.7mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnh= 2917.44N , F nh2=3482.11Fnv1=2684.34N,Fnv2=-286.34N弯矩MMH=215890.56N mm,Mm=166428.77N mmMh=-21164 N mm总弯距M1=JMh2 +Mv12 =272593.59 N mm 叫=鶯Mh2 +Mv22 =216925.45弯矩TT=765930N'mm3.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯

35、矩和扭矩的截面（即危 险截面C）的强度。根据式及上表中的数据，以及轴单向转动，扭转 切应力为脉动循环变应力，取:=0.6，轴的计算应力,=血 +(0.6T)2 _ $272593592 +(0.6*765930)2 才5 58MPa0.1* 703轴的材料为40Cr,调质处理,(T=60Mpa, °於<° ,故轴安全.六、键的校核【改为“六、键的选择”】只选择不校核，但是要写出选择的依据。输入轴上Li-n上半联轴器和轴连接平键截面 b*h=12mnx 8mm L=56mm 在中轴上 L皿-上的平键截面 b*h=20mm x 12mm,L=70mm输出轴上的齿轮的平键截

36、面 b*h=20mm x 12mm, L=70mm Li-n半联轴器和轴连接的平键截面 b*h=16mm x 10mm L=80mm1.强度校核平键的主要失效形式为组成键连接的轴或轮毂工作面部分的磨损，须按工作面上的压强来进行强度计算.(键为钢制,°p=150MPa)输入轴上的转矩=75.92N m33(T p圆头平键 ° p=2Tx102x75.92x1071.89MPa<kid0.5x8x(5612)x12校核完全符合条件。中轴上转矩T2=274.51N m2x274.51x10L皿-上圆头平键的校核°p=Tx2x274.51x1045.75MPa<

37、; °pkid0.5x12x(70 20)x20校核完全符合条件在输出轴上的转矩T3=765.93N m 在Li - n上圆头平键的校核3_ 2Tx10(T p=kid32x765.93x100.5x12x(70 -20)x20= 127.65MPa<CT pLw - v轴段上圆头平键的校核3_ 2Tx10 ° p=kid校核完全符合条件32x765.93x100.5x10x(80 -16)x16= 145.5MPa<CT p七. 箱体的选择和尺寸确定(1)箱座尺寸的选择和尺寸确定箱体的选择要求和轴和其它零件要配合使用，误差不能太大。 本次设计的减速器，只有中轴

38、完全放入箱体内，其它的输入轴和输出 轴均有一端伸出箱体和联轴器联接，故采用中轴的长度，最能准确的 确定箱体的宽度.由已知条件，中轴L1=382mm大齿轮的齿顶圆半径为R 大=122.61mm则箱体的数据初定为：箱座壁厚：、泊=0.02a5 7 _8,则取、：=10箱盖壁厚：= 0.02a 1 _ 8,则取 卄10箱座凸缘的最小厚度：b=1.5. =15mm,故取b=20mm 箱盖凸缘的最小厚度：b| =1.5： =15mm,故取b=20mm 箱座底凸缘的的最小厚度：b2 =2.5： = 25mm ,故取b2=30mm 箱盖上凸缘的的最小厚度 b 2 =2.5 =25mm故取b 2 =30mm

39、地脚螺栓的最小直径：df = 0.036a 12=：16mm ,故取cf = 18mm 地脚螺栓数目：n = 4轴承旁联接螺栓直径，根据凸缘的长度L=2 X 50mm=100mm 取螺拴为M20X126箱盖和箱座连接螺栓直径：d0.75df =0.75 16 =12mm联接螺栓d2的间距：I = 150 200mm取l=200mm轴承端盖螺栓的最小直径：d3 =0.5df =8mm,故取d3=10mm窥视孔盖螺钉直径：d4=0.4df = 6mm定位销直径：d5=8mm螺纹油塞的直径:d 6=12mm螺拴的定位应适当，余留足够的空间给螺栓扳手，根据 机械设计图 5-2中表示：螺拴轴线到被连接件

40、边缘的距离：e=d+(36)mm通孔直径：d 0=1.1d所有的螺拴定位应满足以上的公式，才能保证螺拴的正确定位。轴承端盖外径：DD+2.5d ,根据公式确定了 2对端盖的外径，分别为Db=200mm, D=90mm,八.设计小结通过这次设计，使我加深了对所学知识的理解，并对于展开式减速的基本理 论、基本方法有一个系统的完整概念，培养了我综合运用所学知识独立解决齿轮、 轴、轴承、箱体设计中的实际问题的能力和开发创新精神。另外，还锻炼了我对 于实际问题如何思考，如轴的强度、轴承的寿命、齿轮失效等问题。以及怎样在 工程上合理的设计和解决问题的能力 ，最大的收获就是学会了怎么把平时学的 理论知识运用

41、到现实中去。当然，在实际的设计过程中，也存在很多问题，在今后的学习和实践中，我会更加注意自己在设计中的不足之处，不断改进和提高自身水平。另外，我对齿轮的啮合的设计也有了一个全面的认识，同时，也发现自己在理论知识的运用和动手实践等方面的能力有待加强。总之，在这次设计中，我学到了很多东西，包括团队合作精神以及那些在课 程中应该掌握的基础知识和技能。本次设计在老师的指导下，我们才能顺利完成 的，并且懂得更多的东西，在此感谢老师们的细心教导。 对本次的课程设计，恳请老师给于指正！ 参考文献1 濮良贵机械设计北京：高等教育出版社，20062 .徐 灏.机械设计手册.北京:机械工业出版社，19913. 王大康.机械设计课程设计.北京.北京工业大学出版社.20004. 濮良贵.机械原理.北京：高等教育出版社，20065. 刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，2004