资源描述
1计算说明书一、传动方案拟定.4二、电动机的选择.5三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计.7五、普通 V 带的设计.10六、齿轮传动的设计.15七、传动轴的设计.18八、箱体的设计.27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结.33机械设计课程设计任务书2一、设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器二、传动方案图：三、原始数据输送带压力 F（N ） 1500N输送带速度 v(m/s) 1.5 sm滚筒直径 D（mm） 250mm四、工作条件：输送机连续工作，单向运转，工作中有轻微振动，空载起动，两班制工作，输送带速度容许误差为5%，要求尺寸较为紧凑，电动机与输送带滚筒轴线平行。使用期限为 10 年，减速器中等批量生产。要求齿轮传动中心距在90130mm 之间。五、设计工作量：1、减速器装配图一张（A 1 图纸：手工图或 CAD 图）2、零件图 2 张（一个组应有一套完整的非标准零件的零件图）3、设计说明书一份3计算过程及计算说明一、传动方案拟定第八组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据：滚筒圆周力 F=1500N；带速 V=1.5m/s；滚筒直径 D=250mm；方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2.V 带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带4二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2) ： V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为： 总 = 5式中： 1、2、 3、 4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 = 0.96， 0.99， 0.97， .99则： 总 =0.960.98 0.970.990.96=0.83所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000 总=(15001.5)/(10000.83)=4.5 (kw)53、确定电动机转速卷筒工作转速为：n 卷筒601000V/（D ）=(6010001.5)/（250 ）=77.3 r/min根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3 。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。故电动机转速的可选范为Nd=Ian 卷筒=(1624)77.3=463.81855.2 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000 和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）电动机转速(r/min)传动装置传动比方案电 动机 型号额定功率同步转速满载转速电动机重量N参考价格总传动比V 带传动减速器1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3.5 5.322 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.443 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格6中心高 H 外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD132 520345315 216178 12 2880 1041三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n 卷筒=960/77.3=12.42和带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：7总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 带 i=24）因为：iai0i所以：iiai012.42/2.84.44四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，. 为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算10（1）计算各轴的转数：轴：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）轴：n= n/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P =Pd01 =Pd1=4.50.96=4.32（KW）轴： P = P12= P23=4.320.980.97=4.11（KW）卷筒轴： P= P 23= P24=4.110.980.99=4.07（KW）由指导书的表 1 得到：1=0.962=0.983=0.974=0.9911计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=95504.5/960=44.77 Nm轴： T = Tdi001= T di01=44.772.80.96=120.33 Nm 轴： T = Ti112= T i124=120.334.440.980.99=518.34 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T 24=502.90 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P =P 轴承=4.320.98=4.23 KWP= P 轴承=4.230.98=4.02 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T 轴承=120.330.98=117.92 NmT = T 轴承=518.340.98=507.97 Nmi0 为带传动传动比i1 为减速器传动比滚动轴承的效率 为 0.980.995 在本设计中取 0.9812综合以上数据，得表如下：效率 P （KW） 转矩 T （Nm）轴名输入 输出 输入 输出转速 nr/min传动比 i 效率电动机轴 4.5 44.77 960 2.8 0.96轴 4.32 4.23 120.33 117.92 342.864.44 0.95轴 4.11 4.02 518.34 507.97 77.22卷筒轴 4.07 3.99 502.90 492.84 77.221.00 0.9713=960100/（100060）=5.024 m/s介于 525m/s 范围内，故合适 确定带长和中心距 a：0.7（d1+d2）a02（d1+d2）0.7（100+274）a02（100+274）262.08 a0 748.8五. V 带的设计（1）选择普通 V 带型号由 PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW）根据课本 P134 表 9-7 得知其交点在 A、B 型交 界线处，故 A、B 型两方案待定： 方案 1：取 A 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)=2.8100(1-0.02)=274.4mm由表 9-2 取 d2=274mm (虽使 n2 略有减少，但其误差小于 5%，故允许)带速验算： V=n1d1/ （1000 60）由课本 P134 表 9-5查得 KA=1.1 由课本 P132 表 9-2得，推荐的 A 型小带轮基准直径为75mm125mm15初定中心距 a0=500 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1） 2/(4a0)=2500+（100+274）/2+（274-100）2/(4500)=1602.32 mm由表 9-3 选用 Ld=1400 mm 的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm验算小带轮上的包角 11=180 -(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01120合适确定带的根数Z=PC/（(P0+P0)KLK ）=6.05/（0.95+0.11）0.960.95）= 6.26故要取 7 根 A 型 V 带计算轴上的压力由书 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K - 1）/z c+q v 2=5006.05（2.5/0.95 -1）/（75.02）+0.175.022=144.74 N由机械设计书表 9-4 查得P0=0.95由表 9-6 查得P0=0.11 由表 9-7 查得K=0.95由表 9-3 查得KL=0.9616由课本 9-19 得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2)=27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取 B 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮 d1=140mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)=2.8140(1-0.02)=384.16mm由表 9-2 取 d2=384mm (虽使 n2 略有减少，但其误差小于 5%，故允许)带速验算： V=n1d1/ （1000 60）=960140/（100060）=7.03 m/s介于 525m/s 范围内，故合适确定带长和中心距 a：0.7（d1+d2）a02（d1+d2）0.7（140+384）a02（140+384）366.8a0 1048初定中心距 a0=700 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1） 2/(4a0)=2700+（140+384）/2+（384-140）2/(4700)由课本表 9-2 得，推荐的 B 型小带轮基准直径 125mm280mm17=2244.2 mm由表 9-3 选用 Ld=2244 mm 的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm验算小带轮上的包角 11=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合适确定带的根数Z=PC/（(P0+P0)KLK ）=6.05/（2.08+0.30）1.000.95）= 2.68故取 3 根 B 型 V 带计算轴上的压力由书 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K - 1）/z c+q v 2=5006.05（2.5/0.95 -1）/（37.03）+0.177.032=242.42 N由课本 9-19 得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2)=23242.42sin(160.0/2)=1432.42 N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表 9-4 查得P0=2.08由表 9-6 查得P0=0.30 由表 9-7 查得K=0.95由表 9-3 查得KL=1.0018带轮示意图如下：d0 dHLS1斜度 1:25SS2dr dk dh d daLBS219六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为 45 号钢调质，齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为 200HBS。齿轮精度初选 8 级(2)、初选主要参数Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1u=204.5=90取 a=0.3，则 d=0.5（i+1）=0.675（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1 2123 HEZukT确定各参数值载荷系数 查课本表 6-6 取 K=1.2 1小齿轮名义转矩 2T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86=1.18105 Nmm材料弹性影响系数 3由课本表 6-7 ZE=189.8 MPa20区域系数 ZH=2.5 4重合度系数 5t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69Z = 7.0369.4t许用应力 查课本图 6-21（a） 6MPaH10lim MPH5602lim 查表 6-8 按一般可靠要求取 SH=1则 aSH610lim1 MP52li2 取两式计算中的较小值，即H=560Mpa于是 d1 2123 HEZukT=255607.8.19.408. =52.82 mm(4)确定模数m=d1/Z152.82/20=2.641取标准模数值 m=3(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算校核 FFSFYmbdKT1221式中 小轮分度圆直径 d1=mZ=320=60mm 1齿轮啮合宽度 b=dd1 =1.0 60=60mm 2复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95 3重合度系数 Y=0.25+0.75/t 4=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力 查图 6-22（a ） 5Flim1=245MPa Flim2=220Mpa查表 6-8 ，取 SF=1.25则 aFMP19625.41lim1 aFS7.0li2 计算大小齿轮的 并进行比较 6 FSY0234.198.4 FSY 024.17695.32 FS1 FS2 SY取较大值代入公式进行计算 则有 6938.0536018.221 YmbdKTFSF=71.86F 2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算d1=mZ=320=60 mm23d2=mZ1=390=270 mma=m （Z1+Z2）=3 （20+90）/2=165 mmb=60 mm b2=60 取小齿轮宽度 b1=65 mm （7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000）=3.1460342.86/（601000）=1.08 m/s对照表 6-5 可知选择 9 级精度合适。七 轴的设计1， 齿轮轴的设计(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键24(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 P=4.32 KW转速为 n=342.86 r/min根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115d mnPC76.28.34153(3)确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通 1过键联接，则轴应该增加 5%，取 D1= 30mm，又带轮的宽度 B=（ Z-1）e+2f =（3-1 ） 18+28=52 mm 则第一段长度 L1=60mm右起第二段直径取 D2=38mm 2根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=70mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟 3球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208 型轴承，其尺寸为 dDB=408018，那么该段的直径为 D3=40mm ，长度为 L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直 4P的值为前面第 10 页中给出在前面带轮的计算中已经得到 Z=3其余的数据手册得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mm25径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4=48mm ，长度取 L4= 10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮 5的齿顶圆直径为 66mm ，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为D5=66mm，长度为 L5=65mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直 6径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6= 48mm长度取 L6= 10mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处， 7取轴径为 D7=40mm，长度 L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=60mm 1作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.1810 5 Nmm 2求圆周力：Ft 3Ft=2T2/d2=21.18105/60=1966.67N求径向力 Fr 4Fr=Fttan=1966.67tan20 0=628.20NFt，Fr 的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。D5=66mmL5=65mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB26水平面的支反力：RA =RB=Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 RA=RB =Fr62/124=314.1 N（6）画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC =PA62=60.97 Nm垂直面的弯矩：MC1 = MC2=RA62=19.47 Nm合成弯矩：NmCC 0.647.19.602221221 （7）画转矩图： T= Ftd1/2=59.0 Nm（8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：NmTMCe 14.73)(222（9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直 1径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=73.14Nm ,由课本表 13-1 有:-1=60Mpa 则：e= MeC2 /W= MeC2/(0.1D43)=73.141000/(0.1443)=8.59 Nm-1右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小， 2=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1= MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm=0.6MeC2=73.14Nm-1=60Mpa27故该面也为危险截面： NmTMD4.3596.02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13)=35.41000/(0.1303)=13.11 Nm-1所以确定的尺寸是安全的 。受力图如下：MD=35.4Nm28输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 P=4.11 KW转速为 n=77.22 r/min根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取c=115d mnPC28.43.71533(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通 1过键联接，则轴应该增加 5%，取 45mm，根据D1=45mm29计算转矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准 GB/T 50142003，选用 LXZ2 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长L1=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该 2段的直径取 52mm, 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球 3轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211 型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为 L3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴 4用键联接，直径要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 270mm，则第四段的直径取 60mm,齿轮宽为 b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位 5轴肩，取轴肩的直径为 D5=66mm ,长度取L5=10mmL1=82mmD2=52mmL2=54mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=58mmD5=66mmL5=10mmD6=55mmL6=21mm30右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴 6径为 D6=55mm，长度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=270mm 1作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.0810 5Nmm 2求圆周力：Ft 3Ft=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N求径向力 Fr 4Fr=Fttan=3762.96tan20 0=1369.61NFt，Fr 的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA =RB=Ft/2 = 1881.48 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么 RA=RB =Fr62/124= 684.81 N（6）画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC =RA62= 116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1 = MC2=RA62=41.09 NmFt=3762.96NmFr=1369.61NmRA=RB=1881.48NmRA=RB=684.81 NMC=116.65NmMC1= MC2=41.09 NmMC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm31合成弯矩：NmMMCC 68.12347.9.60221221 （7）画转矩图： T= Ftd2/2=508.0 Nm（8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：NmTMCe 56.307)(222（9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其 1直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=307.56Nm ,由课本表 13-1 有:-1=60Mpa 则：e= MeC2 /W= MeC2/(0.1D43)=307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-1右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小， 2故该面也为危险截面： NmTMD8.304.56.02）（ e= MD/W= MD/(0.1D13)=304.81000/(0.1453)=33.45 Nm-1=0.6MeC2=307.56Nm-1=60MpaMD=33.45Nm32所以确定的尺寸是安全的 。以上计算所需的图如下：绘制轴的工艺图（见图纸）33八箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖34和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称 符号 尺寸（mm）机座壁厚 8机盖壁厚 18机座凸缘厚度 b 12机盖凸缘厚度 b 1 12机座底凸缘厚度 b 2 20地脚螺钉直径 df 20地脚螺钉数目 n 4轴承旁联结螺栓直径 d1 16机盖与机座联接螺栓直径 d2 12联轴器螺栓 d2 的间距 l 160轴承端盖螺钉直径 d3 10窥视孔盖螺钉直径 d4 8定位销直径 d 8df，d1, d2 至外机壁距离 C1 26, 22, 18df， d2 至凸缘边缘距离 C2 24, 16轴承旁凸台半径 R1 24, 1635凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离 l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离 1 12齿轮端面与内机壁距离 2 10机盖、机座肋厚 m1 ,m2 7， 7轴承端盖外径 D2 90， 105轴承端盖凸缘厚度 t 10轴承旁联接螺栓距离 S 尽量靠近，以 Md1 和 Md2 互不干涉为准，一般 s=D2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 d1=30mm,L1=50mm查手册得，选用 C 型平键，得：A 键 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=44.77Nm h=7mm根据课本 P243（10-5）式得 p=4 T/(dhL)=444.771000/（30742）=20.30Mpa R (110Mpa)2、输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接轴径 d2=44mm L2=63mm T=120.33Nm查手册 选 A 型平键 GB1096-79B 键 128 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 T/（dhl）键12836=4120.331000/（44850）= 27.34Mpa p (110Mpa)3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接轴径 d3=60mm L3=58mm T=518.34Nm查手册 P51 选用 A 型平键键 1811 GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mm p=4T/（dhl）=4518.341000/（601142）=74.80Mpa p (110Mpa)十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh53658=14600 小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=628.20N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值5048.3N14608.32601.28.16 1 ）（）（ htdLnfPC（3）选择轴承型号查课本表 11-5，选择 6208 轴承 Cr=29.5KN4由课本式 11-3 有 146029380.62158.3460)(601 ）（PfCnLdth预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=1369.61N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值69.3N14602.7601.392.10 16 ）（）（ htdLnfPC（3）选择轴承型号查课本表 11-5，选择 6211 轴承 Cr=43.2KN由课本式 11-3 有 146039561.2.40.7601)(601 ）（PfCnLdth预期寿命足够此轴承合格十一、密封和润滑的设计1.密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡4圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度 v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离 H 不应小于 3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递 1KW 需油量V0=0.350.7m3。(2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二联轴器的设计（1）类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。（2）载荷计算计算转矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，4其中 KA 为工况系数，由课本表 14-1 得 KA=1.3（3）型号选择根据 TC，轴径 d，轴的转速 n， 查标准 GB/T 50142003，选用 LXZ2 型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速 n=3750r/m ,故符合要求。十三、参考资料机械设计基础谭放鸣主编化学工业出版社课程指导与简明手册彭宇辉主编中南大学出版社机械制图王志泉主编中南大学出版社十四、设计小结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些。但是通过本次每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次课程设计我得到的题目是设计一个单级直齿轮减速器，由于理论知识的不足，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。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很累的，临答辩那两天更是一直画图到深夜才休息。有的同学更是选择了一整夜的学习画图找资料。其实正像老师说的一样，设计所需要的东西都在书上了，当时自己老是想找到什么捷径来完成这次任务。但是机械设计的课程设计没有那么简单，你想抄袭或者想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。完美总是可望而不可及的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。在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。本次课程设计是对自己所学的知识的一次系统总结与应用。本次课程设计由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。再加上课程设计选在临近期末考试期间进行。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是无法忘记的了.4
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