分流式二级直齿圆柱齿轮减速器(共36页)

精选优质文档-倾情为你奉上目录一设计任务书3二、传动方案拟定3三、电动机的选择4. 四、计算总传动比及分配各级的传动比5 五、运动参数及动力参数计算7 六、皮带轮的设计计算8七、齿轮的设计计算10 八、滚动轴承的选择及校核计算19 九、键联接的选择及计算31 十、联轴器的选择33十一、润滑与密封34十二、总结35十三、参考文献37十三、附录（零件及装配图）专心-专注-专业计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求： 连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。 两班制工作，3年大修，使用期限10年(卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。 1.2 设计内容 减速器装配图1张（A0或A1） 零件图2张 设计说明书1份 1.3设计参数 运输带工作拉力F()： F=2600N 运输带工作速V()： 卷筒直径D()： 二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=12000hF=5500NV=1.1m/sD=300mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =4.2kw 滚筒的转速： =60×1000V/D=51r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为： 其中分别为传动系统中联轴器、带传动效率、齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率， 0.80 3）确定电动机的额定功率 电动机的输出功率为 4.2/0.80=5.25kw 确定电动机的额定功率 选取功率储备系数为K=1 5.25kw 选定电动机的额定功率=5.5kw 3、 选择电动机的转速 =51 r/min i初选25 1273.25r/min 电动机Y132M-4 查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)同步转速满载转速Y132M-47.5150014402.22.2 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定电动机Y132M-4 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=1440 r / min；总传动比i=1440/50.93=28.27 4.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比取V带传动的传动比=2.7，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为20.57/2.7=7.62 取高速级的圆柱齿轮传动比= =3.15，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=7.62/3.15=2.42 =2.86kw=70r/min=0.83=3.43kw=4 kw电动机型号为 Y112M-4i=20.57= 3.15 =2.42五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴I，减速器高速级轴为轴II，中速轴为轴III，低速级轴为轴IV，滚筒轴为轴V，则 解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率 =4 kw =4×0.96 kw=3.86kw =3.86×0.96×0.98 kw =3.82kw =3.82×0.97×0.98 kw =3.56kw =3.56×0.98×0.99 kw =3.52 kw2. 各轴转矩 =9550×4/1440 =26.53 =9550×3.86/533 =69.16 =9550×3.82/169.2 =215.61 =9550×3.56/ 70 =485.7表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min）1440533169.2069.9270功率（kw）43.863.82 3.563.52转矩()26.5369.16215.61485.7480.22传动比13.152.421效率0.990.940.940.976、 皮带轮设计和计算 1求 查表13-8得：2 选V带型号 选用普通V带，由和小带轮转速n=1440r/min查图13-15得此坐标位于B型区域内3、求大小带轮基准直径 大带轮的基准直径4、 验算带速V 带的速度合适5、 求V带基准长度和中心距 初定中心距 查表得 6、 验算小带轮包角 故小带轮上的包角符合要求。7、 确定V带根数Z 查表得 则 故取2根8、 求作用在带轮轴上的压力 查表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力 作用在带轮轴上的压力为： 9、带轮结构尺寸七、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=3.15×20=63=3.15 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数：=12）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=34.58 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.76 ，=0.86 =0.768+0.87=1.62 e. 按齿面硬度查表： 小齿轮接触疲劳强度极限： 大齿轮接触疲劳强度极限： 查表得接触疲劳强度系数： 取失效概率为1%，安全系数为S=1 许用接触应力=552MPa，=533.5MPa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×533×1×19200=6.14× =6.14×/3.15=1.95× 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 =50.67mm b. 计算圆周速度 =3.14×50.67×533/（60×1000）m/s =1.41m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1×50.67mm=50.67mm =cos/= 2.458mm h =2.25=2.25×1.983mm=5.531mm b/h=51.76/4.462=9.16 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.318×1×20×tan=1.59 e. 计算载荷系数K 使用系数=1，根据=1.4m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.06 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 得 = 1.417 查图表（P198图10-13）得=1.40 由式 得载荷系数=1×1.06×1.2×1.417=2.1 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 g. 计算模数 =cos/=55.48×cos/20 mm =2.69mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1×1.06×1.4×1.4=2.078b. 根据纵向重合度=1.59查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数=0.87c. 计算当量齿数 d. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.80 ，=2.77e. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.55 ，=1.74f. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPag. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.80×1.55/303.57=0.01430 =2.27×1.74/238.86=0.01653大齿轮的数值大2） 设计计算 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=53.83 mm计算应有的齿数=53.83×cos/2=27 取=27 ，则=3.15×27=85（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 将中心距圆整为115mm2） 按圆整的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径 =27×2/cos =55.93mm =85×2/ cos =176.08mm4） 计算齿轮宽度 =1×55.42mm=55.42mm圆整后取=55mm ，=60mm5） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=20 ，=20×2.42=48 e. 选取齿宽系数=1（2）按齿面接触强度设计 按下式试算 1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=215.61 =2.1561×c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa ，=550MPae. 由式确定应力循环次数=60×533×1×19800=6.14×=6.14×/2.42=42.54×f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.95 ，=0.97g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.95×600MPa=540MPa =0.97×550MPa=522.5MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=522.5MPa得 =85.5mm b. 计算圆周速度 =3.14×85.5×533/60000m/s=2.39m/s c. 计算齿宽 =1×85.5 mm=85.5mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=85.5/20=4.275 齿高=2.25=2.25×4.275mm=9.62 mm 则/=85.5/9.62=8.89 e. 计算载荷系数 根据=0.51 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.03 ，直齿轮=1 ，由=1和=85.5mm ，根据式得=1.424 由/8.89和=1.424查图表（P图10-13）得=1.34 故根据式得=1.467 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=89.01mm g. 计算模数 =89.01/20mm=4.45 mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为 1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.87×500/1.4MPa=310.71MPa =0.89×380/1.4MPa=241.57MPad. 计算载荷系数。由式得=1×1.03×1×1.34=1.38e. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.80 =2.33f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.55 ，=1.69g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.80×1.55/310.71 =0. =2.33×1.69/241.57=0. 大齿轮的数值大2） 设计计算 由以上计算结果，取模数=3mm。按分度圆直径=89.1mm计算应有的齿数得=89.1/3=30，则=2.42×30=73（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=3×（30+73）/2 mm=155mm2） 计算分度圆直径 3×30mm=90mm 3×73mm=219mm3） 计算齿轮宽度 =1×90 mm=90mm 取=90mm ，=95 mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构八、滚动轴承的选择及校核计算 高速轴的设计已知=3.86 kw ，=1440r/min ，=69.16 =34.581. 求作用在齿轮上的力 =2×69.16××cos /55.93N=2473.09N =2473.09×15.1N=641.61N 圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=126，得 该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大5%则，圆整后取d2=26mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×34.58 =44.954 根据=34.489及电动机轴径D=48mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=30 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=4kw=3.86 kw=3.82kw=3.56 kw=3.52 kw=26.53 =69.16=215.61=485.7A带V=13.57m/sL=1846ma=377mmZ=27级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=20= 63=1=1.6=34.58=2.433 =189.8=0.76 =0.861.62=552MPa=533.5MPa=565 MPa 1.95×=b=50.67mm=2.458 mmh=5.531mmb/h=9.16=1.59=1=1.06=1.4 =1.351=2.65 =2.69mm=2.078=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =380 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01430=0.01653=22785115.43mm55.93 mm176.08mm55.48mm=55mm=60mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.2=1.3=2.1561×=189.8=550Mpa=530MPa6.14×=0.95=0.97=540Mpa =522.5MPa85.5mm=1.03=1424=1.34=1.467 89.01 mm4.45mm=500Mpa=380Mpa=0.87=0.869 =1.4310.71MPa241.57Mpa=1.38=2.80 =2.33 =1.55，=1.69=0. =0. 90mm219mm=90 mm=95mm2473.09N932.32 N641.61 N26.08mm=30mm（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=30mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=35mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=40mm，=50mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm ，故=52mm3） 取=34mm，=54mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为34.2mm，到联轴器的距离为10.8mm，则=45mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则=15+12+12-5=34mm=34 mm=108mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=20 =mm，=50mm 查图表（P表6-1）选用键=8mm×4mm×40mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计 已知=3.82kw，=215.61 ，=169.20r/min 1求作用在齿轮上的力 =2473.09 N ，=932.32N，=667.29 N =2×209.34/176.08N=2377.90N=896.44N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=120 ，于是得。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=33mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=35mm 取=40mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=44mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=50mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=45mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=85.5 mm ，=55mm 取=92 mm ，则=55+10-7-3mm=55mm =55-2mm=53mm 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，则 =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接按=50mm ，=92 mm =44mm ，=55mm =45mm ，=53mm 查图表（P表6-1）取各键的尺寸为 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm×80mm II-III段及V-VI段：b×h×L=8mm×8mm×40mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴IV）的设计 已知=3.56kw ，=485.7 ，=69.92r/min 1求作用在轴上的力 =2377.90N =896.44N 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=112，于是得 该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则=1.5×485.7=728.55根据728.55，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=45mm，其轴孔长度L=107mm，则轴的最小直径=45mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=45mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=50mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=75mm，=130mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6313，其尺寸为d×D×B=65mm×140mm×33mm 故=55mm 3）轴承采用套筒定位，取=60mm，=36mm 4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=66mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=74mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查图表（指导书表13-21），已知=90 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =89.7mm ，=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm=81mm=+c+2.5-16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=81mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=10mm，B=20mm，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm7）3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=62mm ，=89.7mm =42mm ，=110mm 查图表（P表6-1）得 IV-IV段：b×h×L=16mm×11mm×60mm VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×100mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 表4 危险截面所受弯矩和扭矩 载荷水平面H垂直面V支反力F=485.7N =856.44N弯矩=78683.4=.28总弯矩M=.68扭矩TT=.09 5. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =.40/20849.146MPa=13.449MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。七、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1131.76 N，=0，=3 ，转速n=1440r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=9420N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×1131.76+0）N =1358.11N 3）验算轴承寿命 =h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60082轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=896.44N，=0，=10/3，n=533r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×896.44+0）N =1075.728N3）验算轴承寿命 =h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N2063输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=2541.26 N，=0，=3 ，转速n=69.20/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷=19800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.0，则 P=（X+Y）=1.×（1×3706.46+0）N =2541.26N3）验算轴承寿命 =h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C10×70，=69.16 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×69.16/4×65×35MPa=15.2MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C10×702齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×56，=107.805 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×107.805/4×46×32MPa=36.62MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×563齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×80，=215.61 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×215.61/4×70×34MPa=45.29MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×804齿轮4与轴IV的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键18×80，=485.7 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得 =2×485.7/5.5×62×62MPa=45.95MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键18×805联轴器与轴IV的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键12×100，=383.53 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×383.53/4×88×42MPa=51.88MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键12×100十、联轴器的选择1输入轴（轴II）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL6250380035820.0262输出轴（轴IV）的联轴器的选择 根据轴IV的设计，选用HL3型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL36305000421120.6十、减速器附件设计1视孔盖 选用A=120mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M18×1.53油面指示器 根据指导书表9-14，选用2型油标尺M164油塞 根据指导书9-16，选用M16×1.5型油塞和垫片5起吊装置 根据指导书表9-20，箱盖选用吊耳d=20mm6定位销 根据指导书表14-3，选用销GB117-86 A6×307起盖螺钉 选用螺钉M8×20十一、润滑与密封1齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm，取为油深h=57mm。根据指导书表16-1，选用全损耗系统用油 L-AN22。2滚动轴承的润滑 由于轴承的=57600< =21320< =6768< 故选用脂润滑。根据表16-4 ，选用滚动轴承脂ZGN69-23密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴II及轴IV的轴承两端采用凸缘式端盖，而嵌入式端盖易于安装和加工，轴III选用外圈无挡边滚子轴承，故选用嵌入式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封。总结课程设计是机械设计当中的一个非常重要的一环，本次课程设计时间三周略显得仓促一些。但是通过本次很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意义不光是我能够完成设计任务，更重要的是在这段时间内使我们深刻感受到设计工作的那份艰难。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艰辛，更重要的是为每一个精细数字的付出! 这次课程设计的题目是设计一个二级圆柱齿轮减速器，由于我理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手，很迷茫。不过在我的努力下，和同学们之间的认真仔细的讨论之中，总算克服了种种难关，让每个数字都找到了自己的归宿。现在想想其实课程设计期间我们过得还蛮充实的，特别是大家在一起讨论，研究，专研的时候，那让我感觉到了集体的团结，团结的力量，力量的伟大。所有的成果不是属于个人的，而是集体，因为它凝聚了集体所有的精华。 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及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。再设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。在这次的课程设计过程中也发现了自己的很多缺点，在细节处理方面也有诸多不足，在画图中总是顾此失彼丢三落四，经老师和同学检查发现了许多小错误，经自己校核也发现了一些问题，结果制图反反复复修改，当自己以为已经很完善的时候，其实是离下一个错误更近了一步。总而言之，今后还要多实践，争取培养一种制图的敏感性，让自己的制图更加高效、准确、清晰。 十三、参考文献 1王昆主编. 机械设计课程设计. 北京： 高等教育出版社,19922濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 北京：高等教育出版社，2005 3龚桂义主编. 机械设计课程设计图册.北京：高等教育出版社,20054陈恒、张作模主编. 机械原理. 北京：高等教育出版社，20035刘鸿文主编. 材料力学. 北京: 高等教育出版社,20036李必文主编. 机械精度设计与检测. 长沙：中南大学出版社,2011