机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：带式运输机传动装置的设计

院系：机械工程学院

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日期：2011-5-28

目录

一、设计任务书—————————————————3 二、传动方案的说明和比较————————————3

三、电动机的选择计算———————————————4 四、传动比的确定和各级传动比的分配—————————5 五、运动和动力参数的运算—————————————6 六、传动零件(V带和齿轮)的设计——————————7 七、轴的设计和计算————————————————17 八、滚动轴承的选择和计算—————————————22 九、键链接的选择和计算—————————————25 十、润滑和密封的说明————————————25 十一、拆装和调整的说明————————————26 十二、减速箱体的附件的说明——————————26 十三、设计小结————————————————26 十四、参考资料————————————————27

项目 计算公式或依据 结果及备注 一、一、 设计任务书 设一、设计题目： 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 计1. 试按下列的运动简图、工作条件和原始数据，设计一带式输送机的任传动装置。 务1）运动简图 书 2）工作条件 输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班 制，使用折旧期8年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度容许误差为±5%，加工制造能力一般，空间没限制，通风性能 好。 3）原始数据 输送带工作拉力F/N 二、 输送带工作速度V（m/s） 传 滚筒直径D/mm 400 动 F= V=1.2m/s D=400mm 方案的说明和比较 三、电动机的选择和计 1.此结构为二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。此结构的特点是：结构简 单，由于轴承为不对称分布，因此延迟向轴承分布不均，要求轴有较大刚 度。适合繁重恶劣环境下长期工，使用维护方便，但结构尺寸较大。 2.与其他结构的比较： 分流式两级圆柱齿轮 减速器： 结构复杂，由于齿轮相 对与轴承对称布置，与 展开式相比载荷沿齿 向分布均匀，载荷受载 较均匀，中间轴危险截 面的转矩只相当于轴 所传递的转矩的一半。 适用于变载荷的场合 两级圆锥圆柱齿轮减 速器： 可用于两轴垂直相错 的传动中，制造安装复 杂，成本高，圆锥齿轮 在高速级，圆锥齿轮尺 寸不应太大，否则制造 困难 二、传动方案的说明和比较 算 择。没有特殊要求时均选用交流电动机，其中以三相鼠笼式异步电动机用 得很多。Y系列电动机为我国推广采用的新设计产品，适用于不易燃，不 易爆，无腐蚀性气体的场合，以及要求具有较好启动性能的机械。所以选 择此型号的电动机。 2．选择电动机的容量 标准电动机的容量有额定功率表示。 所选电动机的额定功率应等 于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，则不能保证工作机 正常工作，或使电动机长期过载，发热大而过早损坏；容量过大，则 增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成浪费。 四、 电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或变化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要其电动机的负载不超过额定值，电动传机便不会过热，通常不必校验发热和启动力矩。所需电动机功率为 动 3、结论：考虑到长期在繁重环境下工作且节约资金的情况，故选择两级展 开式斜齿圆柱齿轮减速器 三、电动机的选择和计算 一． 选择电动机 选择电动机的内容包括：电动机的类型，结构形式，容量和转速，要 确定电动机具体型号。 1．选择电动机的类型和结构形式 电动机类型和结构形式要根据电源，工作条件和载荷特点来选Pd= Pw= nw=min Y160M-4 比 式中：P------工作机实际需要的电动机输出功率，Kw； i= P-----工作机所需输入功率，Kw； 五、i=3 η-----电动机至工作机之间传动装置的总效率。 i=4 动工作机所需功率 i= 力总效率η按下式计算: 参 ___卷筒轴承效率 ____ 卷筒效率 _____ 低速级联轴器效 数 率 _____ Ⅲ轴轴承效率 _____ 低速级齿轮啮合效率 ______ Ⅱ轴轴承效率 _______ 高速级齿轮啮合效率 n=1460 r / min _____ Ⅰ轴轴承效率 ______ V带传动效率 n= r / min n= r / min ........ 由手册表1-7查得η=、η=、η=、η=、η=、η=、η=、η=、η=。n=min 故 η =×× = 所以,Pd=PW/η== P= P=Fv/1000=××1000/1000= P= n=60×1000v/Dπ=60××1000/400×=min P= 查表12-1、12-3符合这一范围的同步转速有750、1000和1500r/min P= 方案 电动机额定功电动机满载转额定转质量/kg 型号 率/kw 同步转速r/min 矩 速r/min T==·m 1 Y180L-8 11 750 730 1 T= N·m 4 T= N·m 2 Y160L-6 11 1000 970 147 T=·m 3 Y160M-4 11 1500 1460 123 Pd=Pw/η dw 低高带12345671892223456789341234567891w2w34d123综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、价格和带传动、减速器的传动T=·m 比，可见第三种方案价位合适。则选择的电动机为Y系三相同步Y160M-4， 额定功率11kw，满载转速1500r/min，额定转矩，质量123kg。 四、传动比的确定和各级传动比的分配 六、 n1460 i23.51 =1460/= 传 62.10n 动 iiii 零 取i3，i=4，则 i=12= 件 五、运动和动力参数的运算 的1、各轴的转速 设n=n =1460 r / min 计 n=n /i=1460/= r / min i n=n /= 4= r / min n= n/i=3=min P 2、各轴的输入功率 P=P××=××= P=P××=××= d112mm P=P××=××= V=8.56m/s P=P××==××= 3、各输入轴转矩 d=224mm T=9550×P/n=9550×1460=·m T==9550 P n9550×= N·m 4mw低高带低高带1m21带32高43低ca=1d带轴承21齿轴承132齿轴承143轴承联轴器22ddm11/2= T2==9550 P2/ n3=9550× /= N·m T3=9550 P3/ n4=9550×=·m i=2 n2=730r/m T4=9550 P4/ n4=9550× =·m 数据整理如下： 功率P(kw) 轴名 输入 电动机 轴 一轴 二轴 三轴 四轴 1 3 4 转距T(N·m) 输入 输出 转n) 速传动比i a0=600mm L0=1732.75mm a=633mm a11700 n(r/mi六、传动零件的设计 （一）V带设计 1.选择普通V带 由工作情况为：运转方向不变，工作载荷稳定。所以选用Ka= Pca= KAP=×= 2.选择v带型：查书本图8-11 选A型V带 3.确定带轮直径 选d1112mm Z=6 1d156mm电机中心高160mm 2V1d1n1/(601000)8.56m/s5m/s 合适 从动带轮直径 F0= d2id11.96112219×112=237.44mm .52查表8-8圆整 则d2224mm 所以带传动比为 id2/d1224/1122 故从动轮转速 n2n1/i1730r/min 4.确定V带基准长度L0和中心矩a0 a0 = ~2)(d1+d2) = ~2)(112+224) = ~672 取a0=600mm L02a0(d2d1)2(d1d2)24a0 z120 z2=80 (224112)2140 2600(112224)1732.75mm24600 根据课本82取L01800mm LdL018001732.75aa0600633.63mm kt1.3 22 取a633mm zH2.433 5.验算小带轮包角α1 1180d2d122411257.318057.3 a633169.9120取a11700 εɑ= T1= d16.确定带的根数 z 取Z=6 ZE189.8Mpa5.87 Hlim600Mpa1/2 Pc(P0P0)KKL 7.确定带的初拉力； N14.29391091×10 13.92500Pc2.5F0(1)qv2zvK50010.42.510.106.89268.560.98161.82N [H1]540Mpa[H2]533.5Mpa8.设计结果: 选用6根型号A-1800的带，中心距为633mm [H]536.75 （二）齿轮的设计与计算 1.高速级齿轮传动设计 （1）选精度等级，材料及齿数 ①运输机：一般工作机器，速度不变，故选用7级精度 ②材料选择：由表10-1选择 小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS, 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS, 二者材料硬度之差为40HBS ③初选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z220480 d1t=57.28mm ④选取螺旋角，初选螺旋角140 ⑵按齿面接触疲劳强度实际 v=2.046m/s 2KtT1u1ZHZE3 d1tdauH①确定公式内各个算数值 a. 试选kt1.3 2 B= 查得b. 由课本图10-30选取区域系数zH2.433 c. 课本图10-26mnt=2.795mm h=6.29mm 10.715,20.88则120.7150.881.595 d. 小齿轮传递转矩 b/h9.1 1 d/=745.28115.15KN.e. T19550p1/n295508.99/由课本表10-7选取齿宽系数 f. 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa 1/2 g. 由图10-21-d查得齿轮的解除疲劳强度极限Hlim600Mpa1.59 h. 应力循环次数 N60n1jLh6016745.28×1620×3001020 4.29310×300=×9 KA1 Kv1.06 N194.2939109×10/=1×10 1.095103.92KH1.426 i. 由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN10.9KHN20.97 j. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 KF1.35 KHKF1.1[H1]Hlim1KHN1SH6000.9540Mpa 1K1.67 d1=62.27mm [H2]Hlim1SH5500.97533.5Mpa 1[][H2]540533.5536.75 [H]H122②计算 a. 试算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值 mnt3mm K= 2KtT1u1ZHZE3 d1tdauH2 421.312.467105189.82.43323() 11.5954536.7557.28mmb. 计算圆周速度 vd1tn13.1457.28688.682.064m/s 601000601000 c. 计算齿宽b及模数mnt b =dd1t157.2857.28mm Zv1= Zv2= d1tcos57.28cos1402.795mm mnt=z120h2.25mnt2.252.7956.29mm b/h9.1 d. 计算纵向重合度 YF12.68 YF22.08 Ys11.574 S21.822 0.318dZ1tan0.318120tan14o1.59 e. 计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数KA1 根据V=2.064m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数，故Kv1.06 由表10-4查得KH1.426 由表10-13查得由表10-3查得 F1 KF1.35F2266MPa mn=2 Z1=31 Z2=124 KHKF1.1故载荷系数 KKAKvKHKH11.061.4261.11.67 f. 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 d1d1t3K1.6757.28362.27mm Kt1.3 g. 计算模数mn d1cos62.27cos14o3mm mntz120(3).按齿根弯曲强度设计 22KTYYFaYSa1cosmn3•dz12[F] ① 确定计算参数 a. 计算载荷系数 KKAKvKFKF11.061.11.351.57 b. 根据纵向重合度1.59，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.867 c. 计算当量齿数 a=160mm Zv1Z12021.89 cos3cos314o Zv2Z28087.57 33ocoscos14d. 查取齿形系数 由表10-5查得YF12.68 YF22.08 Ys11.574 S21.822 14.36o d1=64mm YFaYsa并加以比较，取弯曲安全系数S1.4 e. 计算大、小齿轮的[F]F KFNFlimS d2=256mm b=57.28mm B165B260mm mm F1 F2 KFN1FE10.914500 326.43Mpa S1.4KFN2FE20.98380 266Mpa S1.4 故大齿轮的数值大 且②设计计算 FsFm0.0142 mn 322KTYcos1dz12•YFaYSa[F]df1=59mm df2=251mm da1=68mm da2=260mm 42o21.5712.46710cos140.8670.01423 20211.5951.92 为满足齿根弯曲疲劳强度取mn2，为满足齿面接触疲劳强度取 d62.27mm d1cos62.27cos140Z130.21 mn2取 Z131 Z2431124 (4).几何尺寸计算， ①计算中心距 aZ1Z2mn2cos311242159.7mm 2cos14o将中心距圆整为160mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角 arccosZ1Z2mn2a14.36o 因β值改变不多，故,K,ZH等值不必修正。 ③计算大、小齿轮的分度圆直径 Z1mn64mm ocos14.36Z2mn256mm ocos14.36 d1 d2④计算齿轮宽度 bdd1t157.2857.28mm 所以圆整后取B165mm B260mm **df1d12(haCn)mn64－2*（1+）*2 =59mm df2=251mm *mn64+2*1*2=68mm 齿顶圆直径为da1=d1+2han da2=260mm 2. 低速级齿轮传动设计 ①选择精度等级、材料及齿数 运输机：一般工作机器，速度不变，故选用7级精度 ②材料选择：由表10-1选择 小齿轮材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS, 二者材料硬度之差为40HBS ③初选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z260 ④选取螺旋角，初选螺旋角140 ⑵按齿面接触疲劳强度设计 d1t=86.61mm V=0.78m/s b=86.61mm d1t32KtT1u1ZHZE• duH2① 确定公式内各计算数值 a. 试选Kt1.3 b. 由课本图10-30选取区域系数ZH2.437由图10-26查得 mnt=4.2mm c. 10.710,20.85 则h=9.45mm b/h= 120.7100.851.56 d. 小齿轮传递转矩 T2==9550 P2/ n3=9550× /=·m e. 由表10-7选取齿宽系数d1 1/2Z189.8MPaE f. 由表10-6查得材料的弹性影响系数1.586 g. 由表10-21-d查得齿轮的解除疲劳强度极限Hlim600MPa h..应力循环次数 N60n1jLh60172.17116300209.92108 9.92108N10.33109 3 i. 由表10-19查得接触疲劳寿命系数KHN11.0KHN21.05 j. 计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1 [H1]Hlim1KHN1SH6001600Mpa [H2][H]② 计算 Hlim1SH d1t=92.31mm 1.05550577.5Mpa [H1][H2]588.75Mpa 2 mnt=4.48mm a. 试算小齿轮分度圆直径dt1，带入[H]中较小的值 d1t32KtT1u1ZHZE dauH2421.347.37104189.82.43723() 11.563588.7586.61mmb. 计算圆周速度 vd1tn13.141686.61172.170.78m/s 601000601000c.计算齿宽b及模数mnt bdd1t186.6186.61mm mnt=d1tcos4.2mm z1h2.25mnt2.254.29.45mmb/h9.2 o0.318Ztan0.318120tan141.586 d1e.计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数KA=1 根据v=0.789m/s，7级精度，有图10-8查得动载荷系数，故 Kv1.01 由表10-4查得K1.41 由表10-13查得K1.28 由表10-3查得 KK1.1 故载荷系数 KKKvKK11.011.4171.11.574 f. 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 K1.574 dd86.6192.31mm K1.3七、 g. 计算模数m 轴dcos92.31cos14m4.48mmz20的设 ⑶按齿根弯曲强度设计 2KTYcosYY计 m•z[] ① 确定计算参数 a. 计算载荷系数 KKKvKK11.011.11.281.42 b. 根据纵向重合度1.586从图10-28查得螺旋角影响系数0.867 c.计算当量齿数 Z20Z21.89 coscos14d. 计算纵向重合度 HFHFAHH11t33tno 1nt 12n31FaSaF2d1 AFF ， v1133o Zv2 d. 查取齿形系数 由表10-5查得F12.68 F22.26 Ysa11.574 S21.74 YFaYSa e. 计算大、小齿轮的[F]并加以比较，Fs0.0165取弯曲安全系数Ｓ＝ Fm １.４ KFNFlim F S K0.85500 307.57MPa F1FNFlim S1 KFNFlim0.88380 F238.86MPa 2S1 大齿轮的数值大 ②设计计算 2o 21.424737000.867cos143mn0.01653.07 21201.56 为满足齿根弯曲疲劳强度，取mn3.5 dcos Z1125.59 mn 取 Z126 Z232678 (4).几何尺寸计算， ①计算中心距 Z1Z2mn26783.5 a187.6mm o2cos2cos14 Z26065.68 33ocoscos14 将中心距圆整为188mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角 arcosZ1Z2mn2a14.51o 因β值改变不多，故,K,ZH等值不必修正。 ③计算大、小齿轮的分度圆直径 d1Z1mn94mm ocos14.51Z2mn282mm cos14.51o d2**df1d12(haCn)mn94－2*（1+）*2 =89mm df2=277mm 齿顶圆直径为da1=d1+da2=286mm ④计算齿轮宽度 bdd1t186.6186.61mm *2hanmn94+2*1*2=98mm 所以圆整后取B195mm B290mm 考虑到要同时满足同轴的中心距相等的要求，现取第二组齿轮数据作 为两组齿轮的参数，同时满足模数和分度圆直径的要求 七、轴的设计和计算 (一) 输入轴(I轴)的设计计算 1、初步确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0 =112，于是得 d A99P1 8 . 112 n 1460. 1 5320. mm 轴上有一个键，将dmin1增大3%，即dmin1=，取整为25mm （1）初选用6306型深沟球轴承，其内径为d=30mm,宽度为B=19mm，外径D=72mm。 （2）联轴器的选择和计算 ①计算联轴器的转矩 由表14-1查得KA=，根据公式Tca=KAT计算Tca=×=187 N·m ②选取 由于要考虑到电动机输入轴直径，而且轴的最小直径连接联轴器，所以选轴的最小直径为25mm，同时选得联轴器为弹性柱销联轴器,型号为GY4 ，L=44mm. 2.轴的结构设计 （1）轴的结构图 （2）确定轴各段直径和长度 ①1-2段接电动机，d1=25mm,L1=~2)d1=~50mm，取L1=44mm ②2-3段:通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑电动机和箱体外 故 L2=L'+c1+c2+δ+(5~10)-B-Δ3=L'+13+11+8+8-19-10=68mm ③3-4段d3=30mm，L3= ④4-5段d4=37mm为了定位挡油环，长度L4= 一齿轮到三齿轮的距离15mm+ 三齿轮的宽度95mm=120mm ⑤5-6段因为齿轮直径较小，若齿轮和轴分开的话，齿轮齿根圆到键槽底 部的尺寸x小于，故做为齿轮轴，故L5=B-2=63mm ⑥6-7d6=30mm,L6=B+Δ3+(2~3)+Δ2+(1-2)=19+10+3+9+1=42mm (二)中间轴（Ⅱ轴）的设计 1. 初步根据确定轴的最小直径 先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。 根据表15-3，取A0 =112，于是得 P 8. 54 112 d Amm 68 688. n 轴上有两个键，将dmin2增加10%，即dmin2=，取整为35mm 初选用深沟球轴承6307，其d=35mm，D=80mm，B=21mm。 2.轴的结构设计 （1）轴的结构图 （2）确定轴各段直径和长度 ①轴段12用于安装轴承，所以d1=35mm,轴段长度L1=轴承宽度21mm+轴 承到内壁距离5mm+一齿轮到内壁距离10mm+11.5mm(为了齿轮2定位可 靠)+4mm(齿轮一宽于齿轮二)=51.5mm 壁应有一定间距离L’， 八、滚动轴承的选②轴段23用于安装齿轮三并定位挡油环，所以选取d2=44mm, 轴段长度 L2=齿轮二的宽度95mm-4mm(为了定位可靠)=91mm ③轴段34定位齿轮三右端，因此选择轴段直径d3=50mm,轴段长度L3=3 mm(齿轮一宽于齿轮二)+齿轮二到齿轮三的距离8mm=11mm ④轴段45用于安装齿轮二并定位挡油环，所以选取d4=44mm, 轴段长度 L4=齿轮三的宽度60mm-3mm(为了定位可靠)=57mm ⑤轴段56用于安装轴承，所以d5=35mm,轴段长度L5=轴承宽度21mm+轴 承到内壁距离5mm+三齿轮到内壁距离8mm+4mm(为了齿轮三定位可 靠)=38mm （三）输出轴（Ⅲ轴）的设计及校核 1、初选轴的最小直径 选取轴的材料为40Gr,调质处理。根据表15—3，取Ao=112，于是得 P 8. 12 112 d Amm 17217. n 轴上有两个键，故将dmin3增大10%，即dmin3=44.5mm，取整为45mm （1）初选用7211C型角接触球轴承，其B=21mm，D=100mm，d=55mm （2）联轴器的选择和计算 ①计算联轴器的转矩 由表14-1查得KA=，根据公式Tca=KAT计算Tca=×= N·m ②选取 由于要考虑到电动机输出轴直径，而且轴的最小直径连接联轴器，所 以选轴的最小直径为45mm，同时选得联轴器为弹性柱销联轴器,型号为 LX4 ，L=112mm. 2、轴的结构设计 （1）轴的结构图 择和计算 （2）确定轴上各段的直径和长度 ①为了定位半联轴器，取L1=110mm,略小于联轴器长度d1=45mm ②为了满足半联轴器的定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径为50mm,为了安装联轴器方便并安装轴承端盖，取L2=55mm ③在2-3段的右端为一轴承，内径d3=55mm，轴承内圈用挡油环定位，长度轴承宽度21mm ④安装同一组轴承，所以d6=55mm，长度轴承宽度21mm+轴承到内壁距离10mm+三齿轮到内壁距离15+(齿轮三宽于齿轮四)+3（保证齿轮四定位）=51.5mm ⑤L5=90（齿轮宽）-3（保证齿轮四定位）=87mm,d5=60mm ⑥为了定位齿轮四左端，取d4=64mm，长度=2.5mm(齿轮三宽于齿轮四) +18mm+二齿轮的宽度60mm+3(齿轮一宽于齿轮二)=78.5mm 3、轴的强度校合 （1）求作用在齿轮上的力 已知P3=，T3=•m，n3=min Ft4Ft32T3213512109583.05N d2282Fttan9583.05tan203602.86N Fr4Fr3coscos14.51 Fa4Fa3Fttan9583.05tan14.512480.13N (2)求轴上的支反力 垂直面内： 求得FNV1= 求得FNV2= 水平面内： 求得 求得载荷 支反力F 弯矩M 水平面H 垂直面V 总弯矩 扭矩T （3）画受力简图与弯矩图 T=1081310N 九、键的设计和计算 （4）校合 = 所以强度合格 八、滚动轴承的选择和计算 (一) 输入轴（I轴）滚动轴承的选择 选用6306型深沟球轴承，其主要参数如下： 内径d=30mm 宽度为B=19mm 外径D=72mm 基本额定动载荷C= 基本额定静载荷C= r0r 十、润(二)中间轴（Ⅱ轴）滚动轴承的选择 选用深沟球轴承6307，其其主要参数如下: 滑 内径d=35mm 和外径D=80mm， 密宽度B=21mm 基本额定动载荷C= 封 基本额定静载荷C= 极限转速n=10000r/min （三）输出轴（Ⅲ轴）滚动轴承的选择及校核 （1）选择 十根据其最小直径选用7211C型角接触球轴承，其主要参数如下： 二、B=21mm，D=100mm，d=55mm 基本额定动载荷C= 减基本额定静载荷C= 速极限转速n=7500r/min 箱（2）强度校核 体 ①求当量动载荷 由于载荷较平稳，选 十轴承7014C的Cor=,Cr= 三、两个轴承的径向力为 设 计 小极限转速n=12000r/min r0rr0r ： 结 初定e=,派生轴向力为： 外来轴向力为十因为所以 四、 参考核查e值： 资 料 按插值法计算： 选取, 再计算： 4849N 由于两者相差不大，所以选定： , 所以X1=,Y1= P1= P2=因为=×= ，所以校合左轴承 33106C10648200Lh58056h4年60nP60777840.1 合格 九、键的选择和计算 (一) 输入轴（I轴）键的选择 Ⅰ轴外端键槽部分的轴径为25mm，所以选择普通圆头平键 键8×7 b=8mm h=7mm Ⅰ轴内端键槽部分的轴径为40mm，所以选择普通圆头平键 键12×8 b=12mm h=8mm (二)中间轴（Ⅱ轴）键的选择 Ⅱ轴键槽部分轴的直径均为44mm，所以选择普通圆头平键 键12×8 b=12mm h=8mm (三）输出轴（Ⅲ轴）键的选择及校核 （1）选择 Ⅲ轴外端键槽部分的轴径为45mm，所以选择普通圆头平键 键14×9 b=14mm h=9mm 内端键槽部分的轴径为60mm，所以选择普通圆头平键 键18×11 b=18mm h=11mm （2）强度校核 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键联接的强度条件为 2T103P[P]kld 查表6-2得，钢材料静载荷作用下许用挤压应力为120~150MPa，所以取 [σp]=150MPa a. Ⅲ轴外端键的强度计算 T11351.21N/mK10.5h14.5l1L1b11101496mm 所以 p1满足强度条件 21351.21103139.01MPa<[σp]=150MPa 4.59645b．内端键的强度计算 T21351.21N/mK20.5h25.5l2L2b268mm 所以 p2满足强度条件 21351.21103<[σp]=150MPa 5.56860十、润滑和密封的说明 （1）润滑：齿轮采用浸油润滑。参考《机械设计》P230。当齿轮圆周速度v12m/s时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。齿轮浸入油中的深度可视齿轮的圆周速度而定，对圆柱齿轮通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。本设计中，所选的润滑油为SH0357-92系列中的50号润滑油。 轴承采用脂润滑，用挡油环将油和脂分开。 （2）密封： 防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑油的漏失。因此在端盖处用了密封垫片和垫圈。 十一、拆装和调整的说明 1) 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为40~70mm。 2) 在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研跑合或调整传动件的啮合位置 十二、减速箱体的附件的说明 箱体是用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。其材料为：HT200。加工工艺路线：铸造毛坯→时效→油漆→划线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面。→粗、半精加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验。 箱体附件有：窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、起盖螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。 十三、设计小结 三周的课程设计终于结束了，不得不说我这三周是忙得焦头烂额。不仅理论知识不足，而且根本没有实战的设计经验，一开始的时候手忙脚乱，压根儿不知从何入手。通过学习学长们的设计稿图，我渐渐找到了方法，当然，在设计的过程中我也不断地向周围的同学请教，真的很感谢他们的帮忙。 机械设计的课程设计一点都不简单简单，根本不用妄想找捷径来完成这次任务。因为每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找出来，要考虑的细节更是数不胜数。虽然我极力小心又小心不出错，可是每次都得修改好几遍数据才能做到八九不离十。这次的设计是大大的磨练了我的意志力，更让我坚定了要改掉粗心大意这个毛病的决心。 这次的课程设计培养了我综合运用机械设计知识来解决实际问题的能力，也锻炼了自己用CAD画图以及Word软件操作的能力，真正做到了学以致用。在此期间同学之间互相帮助，共同面对和解决课程设计当中遇到的困难，培养了我们大家的团队精神。另外此次设计的如期完成也离不开陈伟明老师对于本次的课程设计提供的指导与帮助，在这里真心地感谢陈老师。 十四、参考资料 1．《机械设计》濮良贵 纪名刚 主编，高等教育出版社，2005年。 2．《机械设计课程设计手册》吴宗泽 罗圣国主编，高等教育出版社，2006年。 3.《工程图学》鲁屏宇主编 2006年。 4.《互换性与测量技术基础》 毛平淮主编。 5．机械设计手册软件版 第三版。