二級展開式直齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書.doc

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1、機械課程設計任務書及傳動方案的擬訂一、設計任務書設計題目:二級展開式直齒圓柱齒輪減速器工作條件及生產條件: 輸送機兩班制連續(xù)單向運轉，使用期限15年。輸送帶速度允許誤差為5%。減速器設計基礎數據輸送帶工作拉力F（N） 1600輸送帶速度v(m/s) 1.26卷筒直徑 D(mm) 250每日工作時數T/hT/h24傳動工作年限a5二、傳動方案的分析與擬定圖1-1帶式輸送機傳動方案帶式輸送機由電動機驅動。電動機通過連軸器將動力傳入減速器,再經連軸器將動力傳至輸送機滾筒,帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級和低速

2、級都采用直齒圓柱齒輪傳動。- 37 - 設計內容 計算與說明 結果11 電動機的選擇1.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比1.3計算傳動裝置的運動和動力參數2.1 高速級齒輪的設計2.2 低速級齒輪的設計3.1高速軸的設計3.2中間軸的設計3.3低速軸的設計4.1低速軸上的軸承計算5.1低速軸上鍵和聯軸器的設計計算5.2中間軸上鍵的設計計算5.3高速軸上鍵和聯軸器的設計計算6.1齒輪的潤滑方式及潤滑劑的選擇6.2滾動軸承的潤滑方式及潤滑劑的選擇6.3密封方式的選擇7.1箱體設計7.2減速器附件設計減速器技術要求結束語參考文獻 一 電動機的選擇及運動參數的計算1.1電動機的選擇（1）選擇電

3、動機類型按已知工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠三相異步電動機。（2）確定電動機功率 工作裝置所需功率按1式（2-2）計算 式中，,，工作裝置的效率本例考慮膠帶卷筒及其軸承的效率。代入上式得： 電動機的輸入功率按1式（2-1）計算 式中，為電動機軸至卷筒軸的轉動裝置總效率。由1式（2-4），；由表（2-4），取滾動軸承效率，8級精度齒輪傳動（稀油潤滑）效率，滑塊聯軸器效率，則故因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需略大于即可，按表8-169中Y系列中電動機技術數據，選電動機的額定功率為3.0kw.（3）確定電動機轉速卷筒軸作為工作軸，其轉速為：按表（2-1）推薦的各傳動機構傳動比范圍：單

4、極圓柱齒輪傳動比范圍，則總傳動比范圍應為，可見電動機轉速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉速有1000r/min，1500r/min和3000r/min三種，為減少電動機的重量和價格，由表8-184選常用的同步轉速為1500r/min的Y系列電動機Y100L2-4，其滿載轉速。電動機的安裝結構型式以及其中心高、外形尺寸。軸伸尺寸等均可由表8-186、表8-187中查到1.2計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比（1）傳動裝置總傳動比（2） 分配傳動裝置各級傳動比由式（2-5），取，1.3計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸的轉速由式（2-6）I軸II軸III軸工作軸（2）各軸輸入功率由式（2

5、-7）：I軸II軸III軸工作軸（3） 各軸輸入轉矩由式（2-8）：I軸II軸III軸工作軸電動機軸輸出轉矩將以上算的的運動和動力參數列表如下： 軸名參數 電動機軸 I軸 II軸 III軸工作軸轉速n(r/min)14201420330.296.396.3功率P(kW)2.382.332.252.172.10轉矩T(Nm)16.0115.6765.10215.19210.22傳動比i14.33.431效率0.9750.9650.9650.98 二、 直齒圓柱齒輪減速器的設計 2.1 高速級齒輪的設計2.1.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用7級精度3）材料選擇

6、，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）試選小齒輪齒數，大齒輪齒數為。2.1.2按齒面接觸強度設計按設計計算公式（109a）進行試算，即 2.32（1）確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt1.2計算小齒輪傳遞的轉矩。 由表107選取尺寬系數d1.2由表106查得材料的彈性影響系數由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa； 由式1013計算應力循環(huán)次數60n1jLh6014201（2436510）7.464由圖1019查得接觸疲勞壽命系數:

7、0.88；0.92計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得（2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=64.772mm計算圓周速度V V=4.82m/s計算齒寬b b=d=164.772mm=64.772mm計算齒寬與齒高之比模數 =2.699mm齒高 =2.252.699mm=6.073mmb/h=64.772/6.073=10.666計算載荷系數。根據v=4.82m/s,7級精度，由圖108查得動載系數=1.13；直齒輪=1由表10-2查得使用系數KA=1由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.4215由b/h=10.843，=1.

8、4215.查圖1013查得 =1.30；故載荷系數K=KAKVKHKH=11.1311.4215=1.606按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=71.380mm計算模數m m=mm=2.974mm2.1.3按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為 m（1）確定公式內的各計算數值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380MPa由10-18取彎曲壽命系數=0.88 =0.90計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4 見表（10-12）得=（）/S=314.3Mpa= （）/S=244.3Mpa計

9、算載荷系數KK=KAKVKFKF=11.1311.30=1.703查取應力校正系數由表105查得 =1.58；=1.80查取齒形系數 由表105查得 =2.19計算大、小齒輪的并加以比較=0.01332=0.0161大齒輪的數值大。(2)設計計算m=1.14mm對結果進行處理取m=1.3mm小齒輪齒數 =/m=71.380/1.355大齒輪齒數 =4.3552372.1.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(+)/2=(71.5+208.1)/2=189.8mm，(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=551.3=71.5mm =m=2371.3 =308.1mm(3)計算齒輪寬度 b=d=71.

10、5mm=75mm，=70mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm2.1.5小結由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪1.371.57555大齒輪1.33.8.1702372.2 低速級齒輪的設計2.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用7級精度3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）試選小齒輪齒數，大齒輪齒數為，取2.2.2按齒面接觸強度設計按設計計算公式（109a）進行試算，即 2.32（1）確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt

11、1.2計算小齒輪傳遞的轉矩。 由表107選取尺寬系數d1.2由表106查得材料的彈性影響系數由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限MPa； 由式1013計算應力循環(huán)次數60n1jLh60330.21（2436510）1.735 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數:0.90；1.12 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 （2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的值。=115.89mm計算圓周速度VV=2m/s計算齒寬bb=d=1115.89mm=115.89mm計算齒寬與齒高之比模數 =4.829mm齒高 =2

12、.254.829mm=10.865mmb/h=115.89/10.865=10.67計算載荷系數。根據v=2m/s,8級精度，由圖108查得動載系數=1.08；直齒輪=1.1由表10-2查得使用系數KA=1由表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時, =1.430由b/h=10.67，=1.459.查圖1013查得 =1.35；故載荷系數K=KAKVKHKH=11.081.11.430=1.699按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 =mm=130.13mm計算模數m m=mm=5.422mm2.2.3按齒根彎曲強度設計由式(105)得彎曲強度的設計公式為 m（1）

13、確定公式內的各計算數值由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞極限強度=380MPa由10-18取彎曲壽命系數=0.87 =0.91計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4 見表（10-12）得=（）/S=310.71Mpa= （）/S=247Mpa計算載荷系數KK=KAKVKFKF=11.01.11.35=1.604查取應力校正系數由表105查得 =1.58；=1.77查取齒形系數 由表105查得 =2.22計算大、小齒輪的并加以比較=0.01288=0.01524大齒輪的數值大。(2)設計計算m=3.81mm對結果進行處理取m=4mm小齒輪齒數

14、=/m=130.13/433大齒輪齒數 =3.4333=113.19，取=1142.2.4幾何尺寸計算(1)計算中心距a=(+)/2=(67.5+227.5)/2=147.5mm，(2)計算大、小齒輪的分度圓直徑=m=334=132mm =m=1144 =456mm(3)計算齒輪寬度 b=d=132mm=137mm，=132mm 備注齒寬一般是小齒輪得比大齒輪得多5-10mm2.2.5小結實際傳動比為：誤差為： 由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪413213733大齒輪4456132114 三 軸的設計各軸軸徑計算3.1高速軸的設計1. 總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.

15、33Kw15.67 Nm1420r/min71.5mm202. 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據表15-3選取A0=112。于是有: 此軸的最小直徑分明是安裝聯軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯軸器的型號。3. 聯軸器的型號的選取查表14-1,取=1.5；則按照計算轉矩Tca應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查標準GB/T4323-1984，選用TL3型彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩31.5(Nm)，與輸入軸連接的半聯軸器的孔徑d1=16(mm) ，軸孔長度L=42mm，與軸配合的轂孔長度L1=

16、30mm。4. 軸的結構設計(1): 擬定軸上零件的裝配方案(2): 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 為保證定要求，半聯軸器右端要求制出一軸肩，軸段1-2的長度應比半聯軸器配合段輪輞孔長度略短23mm，取L 且d: 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少，在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量（8-16）大量生產價格最低，固選用深溝球軸承，又根據d，選代號為6003。查手冊可知=17（mm），B=10（mm)，3-4段安裝軸承，左端用軸端擋圈定位，右端用軸肩定位，查表GB/T891按軸端直徑取擋圈直徑D=22（mm）。3-4段的直徑=1

17、7（mm），L。因為7-8段軸也要安裝一個相同軸承，故=17（mm），=10(mm) 。與7-8段軸相配合的軸承其左端需要軸肩來軸向定位。: 6-7段軸沒有什么與之相配合的零件，但是其右端要有一個軸肩以使軸承能左端軸向定位，=37（mm）；又因為根據減減速器的整體方案，此段軸設計時長度應該長一些，故取=100（mm）。: 4-5段軸沒有什么與之相配合的零件，但是其左端要有一個軸肩以使軸承能右端軸向定位，=19（mm），由于段軸的直徑較大，所以做成連軸齒，分度圓d=71.5(mm) 已知齒輪的輪轂的寬度為75（mm），所以=75（mm）。：軸承端蓋的總寬度為10mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計

18、而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯軸器的,距離為20mm。至此已初步確定軸得長度。所以，（3）：軸上零件得周向定位 齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯接。按 =16（mm）， b*h=8*7 ，用銑刀加工長度L=20（mm）。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，半聯軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 （4）：確定軸的的倒角和圓角 參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45，各軸肩處的圓角為1.6。 3.2中間軸的設計1. 總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.25 Kw6

19、5.10Nm330.2r/m208.1mm202. 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據表115-3選取A0=112。于是有: 3. 選軸承初步選擇滾動軸承。選6005深溝球軸承；通過查手冊可知6005深溝球軸承d=25(mm) ，B=12（mm） ，所以4. 軸的結構設計(1)擬定軸上零件裝配方案（2）：根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1-2段軸我們取為L1-2=40mm， 。與1-2段軸相配合的深溝球軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位。：2-3段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們取h=2.5(mm) ，所

20、以d2-3=30mm； 又由于大齒輪齒寬B=70(mm) ，根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2 ，所以取L2-3=40mm；：為了實現齒輪的右端的軸向定位，應將3-4段軸的直徑比2-3段稍微大一些，h0.07d這里取其直徑為d3-4=35mm, 3-4段軸主要是起軸肩的作用，沒有與之相配合的零件，且根據設計方案，這里取 L3-4=10mm。：4-5段軸要與小齒輪相配合，且為能利用3-4段軸的軸肩，所以此段軸的直徑要比3-4段軸要小一些，這里我們取d4-5=33mm；由于小齒輪的齒寬為B=137（mm），根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2 ，所以取L4-5=135

21、mm：5-6段軸與之相配合的零件是軸承，所以其直徑和長度與軸最左端的軸承一樣，故d5-6=25mm，L5-6=40mm。（3）：軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=33mm ，由手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表4-1,L=108（mm）；按 d2-3=30mm ，由手冊查得平鍵的截面 b*h=8*7(mm)見2表4-2,L=50（mm）。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）：確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.

22、2*45，各軸肩處的圓角為1.6。3.3低速軸的設計1. 總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角2.17Kw215.19Nm96.3r/min456mm202 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據表115-3選取A0=112。于是有: 此軸的最小直徑分明是安裝聯軸器處軸的最小直徑d7-8為了使所選的軸的直徑d7-8與聯軸器的孔徑相適應，固需同時選取聯軸器的型號。3 . 聯軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.3，則Tca=KaT3=1.5*215.19*103=322785 N.m)按照計算轉矩Tca應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查

23、標準GB/T 4323-2002，選用LT7 型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為500Nm（J型軸孔）。半聯軸器的孔徑d1=40(mm) ，固取d7-8=40(mm)。4. 軸的結構設計（1）：擬定軸上零件的裝配方案（2）：根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 7-8段軸由于與聯軸器相連，且已經選定聯軸器，其公稱轉矩為500(Nm)。半聯軸器的孔徑d1=40(mm) ，故取d7-8=40(mm)。半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=60mm。7-8段軸的長度我們取為L7-8=58mm ： 6-7段軸相對于7-8段軸要做一個軸肩，這里我們取d6-7=43mm，L6-7=50

24、mm，同時取D=54（mm）。 5-6段軸要與滾動軸承相配合，考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少，在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量（8-16）大量生產價格最低，故選用深溝球軸；通過查手冊可知6009深溝球軸承d=45(mm) ，B=16（mm） ，所以L5-6=16mm,d5-6=45mm 。6009深溝球軸承的右端用軸承端蓋進行軸向定位，左端用套筒進行軸向定位。 2-3段軸沒有什么零件與之相配合，且根據整體設計方案，此段軸的軸長要長一些，且還要對6009深溝球軸承的右端進行軸向定位，所以直徑取為d2-3=48mm,L2-3=60mm。

25、: 齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度?。ㄝS直徑的0.070.1倍），這里取軸肩高度h=3.5(mm)，所以；軸的寬度去b=1.4h,取軸的寬度為。: 4-5段軸要與齒輪相配合，由前面設計可知齒輪的齒寬為B=132（mm），根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短23mm ，所以取4-5段軸的長度為L4-5=130mm，d4-5=50mm（3）：軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=50mm ，由手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10(mm)見2表4-2, L=100（mm）；按d7-8=40(mm)，由手冊查得平鍵的截面 b*h=12*8(mm)見2表4-2,

26、 L=40（mm）。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是用過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）：確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45，各軸肩處的圓角半徑為1.6。5.求軸上的載荷首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照1圖15-23。對于6009深溝球軸承，通過查取手冊我們可知作為簡支梁的軸的支撐跨距為208mm。L2=135mm, L3=73mm根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。計算出： 所以： 故： 6.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校

27、核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度）根據1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6） ：計算軸的應力 前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得=60MPa，因此，故安全。 7.精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面 截面A，II，III，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將消弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭矩強度較為寬裕確定的，所以截面A，II，III，B均為無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面III和I

28、V處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面IV的應力集中的影響和截面III的相近，但截面IV不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上雖然應力較大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面V和VI顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面III左右兩端即可。（2） 截面III左側抗彎截面系數 扭截面系數 截面III左側的彎矩M為 截面IV上的的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得,.截面上由于軸肩而形成的

29、理論應力集中系數及按附表3-2查取。因,經插值法后可查得,又由附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為,故有效應力集中系數按式為由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為軸為經表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-12a）得綜合系數為又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數，取，取于是，計算安全系數值，按式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。 （3）截面III右側 d=50mm抗彎截面系數W按表15-4中的公式計算。 抗扭截面系數 彎矩M及彎曲應力為 扭矩及扭矩切應力為 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 軸按磨削加工，由

30、表3-4得表面質量系數為故得綜合系數為 =3.25所以軸在截面右側的安全系數為S=1.5故該軸截面右側的強度也是足夠的，本題因無大的瞬間過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算即可結束。 四滾動軸承的選擇及計算 4.1低速軸上的軸承計算在前面計算軸時采用6009號深溝球軸承，其主要參數如下：基本額定靜載荷： Cor =23.2【KN】基本額定動載荷： CR=21.0 【KN】 FNH1=331.24 N FNH2=612.58(N) FNV1=120.56 N FNV2=222.94(N)由上可知右端軸承所受的載荷遠大于左端軸承，所以只需對右端軸承進行校核，如果左端

31、軸承滿足要求，左端軸承必滿足要求。（1）：求比值軸承所受徑向力 (2)按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。則P=1.1(1651.90+0)=717.09（N）（3）：驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為Lh=24*365*10=87600（工作時間）根據1式（13-5） （對于球軸承?。?所以所選的軸承滿足要求。 五鍵連接的選擇和計算 5.1低速軸上鍵和聯軸器的設計計算1. 對連接齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺寸一般7級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據d=50（mm）從表6-1中查的鍵的截面尺

32、寸為：寬度b=16（mm），高度=10(mm)，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=100（mm）（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=100-16=84（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 。由式（6-1）可得： 所選的鍵滿足強度要求。 2. 對聯軸器及其鍵的計算b*h=12*8 d=40 L=40所以l=L-b=40-12=28 k=0.5h=4所選的鍵滿足強度要求。5.2中間軸上鍵的設計計算1. 對連接小齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型和尺

33、寸一般7級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據d=33（mm）從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=10（mm），高度h=8(mm)，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=108（mm）（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取其平均值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=10810=98（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）可得： 110MPa所選的鍵滿足強度要求。2. 對連接大齒輪與軸的鍵的計算（1）：選擇鍵連接的類型

34、和尺寸一般7級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A）型。根據d=30（mm）從表6-1中查的鍵的截面尺寸為：寬度b=8（mm），高度=7(mm)，由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50（mm）（比輪轂寬度小些）（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取其平均值，=110MPa 。鍵的工作長度l=L-b=50-8=42（mm），鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57=3.5(mm) 。由式（6-1）可得： 2 ,齒輪采用油潤滑。 8（mm） 取為11（mm）箱蓋壁厚：=0.02a+38(

35、mm） 取為10（mm）箱座凸緣厚度：b=1.5=16.5（mm）箱蓋凸緣厚度：=1.5=15（mm）箱座底凸緣厚度：p=2.5=27.5（mm）箱座上的肋厚: m0.85=9.35（mm），取m=10（mm）箱蓋上的肋厚: 0.85=8.5(mm)，取=9(mm)地腳螺栓直徑: 取M=24軸承旁連接螺栓直徑: 取M=18地腳螺釘數n，當a250-500時 取n=6蓋與座連接螺栓直徑：）取M=14定位銷孔直徑：d=（0.70.8）d=（9.8-11,2），取d=10（mm）7.2減速器附件設計：名稱規(guī)格或參數作用窺視孔視孔蓋120100為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內注入潤滑油，應在箱體的適

36、當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為Q235通氣器通氣螺塞M121減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內熱脹空氣能自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。材料為Q235軸承蓋凸緣式軸承蓋六角螺栓（M12）固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT200定位銷M635為保證每次拆裝箱

37、蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼油面指示器油標尺M16檢查減速器內油池油面的高度，經常保持油池內有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器 油塞M161.5換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為Q235起蓋螺釘M1217為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密

38、難于開蓋。為此常在箱蓋聯接凸緣的適當位置，加工出1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。起吊裝置吊耳為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳，孔徑18。 八減速器技術要求 1裝配前零件用煤油清洗,滾動軸承有汽油清洗,箱體內不允許有雜物.箱體內壁涂耐油油漆。2檢驗齒面接觸斑點,按齒高方向不小于40%,按齒長方向不小于50%。 3減速器剖分面,各接觸面及密封處均不允許漏油,滲油部分面允許涂密封膠或水玻璃。減速器內裝SH0357-92中的50號潤滑油,油量達到規(guī)定的高度。4減速器外表面涂灰色油漆。5按減速器的實驗規(guī)程進行實驗。 6箱座、箱蓋及其他未加工的零件

39、內表面，齒輪的未加工表面涂底漆并涂紅色耐油油漆，箱座、箱蓋及其他未零件加工的外表面涂底漆并涂淺灰色油漆。7運轉過程中應平穩(wěn)、無沖擊、無異常振動和噪聲。 結束語 這次關于兩級展開式圓柱直齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過幾個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎。1. 機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、CAD實用軟件、機械工程材料、機械設計手冊等于一體。2. 這次的課程設計,對于培養(yǎng)

40、我們理論聯系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。3. 在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關知識與技能,結合各個教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。4. 本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助.設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和

41、思維從而提高設計實踐操作能力。 參考文獻 1機械設計課程設計手冊（第3版）吳宗澤，羅盛國主編。北京：高等教育出版社，2006。2機械設計（第八版）濮良貴，紀名剛主編。北京：高等教育出版社，2006。3互換性與技術測量（第五版）廖念釗，古瑩蓭，莫雨松，李碩根，楊興駿編著。北京：中國計量出版社，2007。4圖學基礎教程譚建榮，張樹有，陸國棟，施岳定編。高等教育出版社，2006。5機械原理鄭甲紅，朱建儒，劉喜平主編。高等教育出版社，2006。6機械設計手冊7機械設計基礎課程設計指導書（第3版）陳立德主編。北京：高等教育出版社，2007。=7.464V=4.82m/sB=64.772mmB/h=10.

42、666K=1.606=71.380mmM=2.974mm=314.7Mpa=244.3MpaK=1.703=0.01332=0.0161m=1.3mm=55=237A=189.8mm=71.5mm=308.1mm=75mm=70mm =1.735V=2m/sB=115.89mmb/h=10.67K=1.699=130.13mmM=5.422mm=310.71Mpa=247MpaK=1.604=0.01288=0.01524=33=114=132mm=456mm=137mm=132mm =13.21mm=23.505N.mmd1=16(mm)L=42mmL1=30mmLd=17（mm）B=10（mm) =17（mm）=10(mm)=19（mm） =100（mm）=9（mm）d=45(mm)=75（mm）d2-3=18.4L2-3=40(mm)=16（mm） L=20（mm）=21.23(mm)L1-2=40mmh=5(mm)d2-3=30mmL2-3=40mmd3-4=35mmL3-4=10mmd4-5=33mmL4-5=135mmd5-6=25mm，L5-6=40mmd2-3=30mmL=50（mm）