机械设计课程设计计算说明书运输机传动装置分流式二级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计计算说明书题 目 设计运输机传动装置（分流式二级圆柱齿轮减速器） 指导教师 院 系 机电建工学院 班 级 机自082 学 号 姓 名 完成时间 2011年1月 目录一、 设计任务书··························· 2二、 传动方案的拟定····

2、3;···················· 2三、 电动机的选择和计算························· 2四、 传动比的分配

3、83;·························· 4五、 传动装置的运动和动力参数计算·············· 5六、 齿轮的传动设计····&#

4、183;·················6七、 轴的设计························· 17八、 轴的校核····&#

5、183;···················· 25九、 轴承的选择和校核计算·················27十、 键联接选择与校核·······

6、83;············· 29十一、 联轴器的选择···················· 32十二、 箱体附件设计············&

7、#183;········ 32十三、 润滑方式及密封形式的选择············· 33十四、 箱体设计··················34十五、 课程设计总结···&

8、#183;························· 35十六、 参考资料······················&#

9、183;······ 36计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为±5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为5年，工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380v ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；

10、（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（a0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（a1）、齿轮及轴的零件图各1张（a2） 2原始数据运输带曳引力f（kn）：6运输带速度v（m/s）： 1.3滚筒直径d (mm)： 450二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。=14600hf=6000nv=1.3m/sd=450mm两级分流式圆柱齿轮减速器三电动机的选择和计算

11、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： =fv/1000=6000×1.3/1000=7.8kw滚筒的转速=60×1000v/d=55.17 r/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，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，=0.99，=0.98，=0.98 =0.96 0.85 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =7.80/0.85=9.123kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=11 kw 3、 选择电动机的转速 =55.17 r

12、/mi 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=860 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围为=8=8×55.17=441.36r/min =60=60×55.17=3310.2r/min可见同步转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为750r/min 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的四种电动机进行比较，如下表： 由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速n/(r/min)计算得总传动比质量/kg

13、同步转速满载转速1y160m1-2113000293153.132.21252y160m-4111500146026.462.21233y160l-611100097017.582.01474180l-81175073013.232.0184 由表中数据可知，方案4的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案4，选定电动机型号为y180ll8 电动机的技术参数和外型、安装尺寸型号abcdefghy180l-8279279121481101442.5180kabacadhdbbl19355360285430349710四各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载

14、转速nm=730 r / min；总传动比i=nm / n=730/ 55.17=13.234.2 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 取高速级的圆柱齿轮传动比 1.3，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 =/=/1.3=4.16 =3.18=7.80kw=55.17 r/mi =0.85=9.123kw=11 kw电动机型号为y180ll8i=13.23=4.16 =3.18五 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，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 = 730 r/min 730/4.16 r/min=175.4

15、8 r/min 175.48/ 3.18 /min = 55.18 r/min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 =11 kw =11×0.99 kw=10.89kw =10.89×0.98×0.98 kw =10.46kw =10.24×0.98×0.98 kw =10.05kw =9.64×0.98×0.99 kw =9.75 kw2. 各轴转矩 =9550×11/730 =143.9 =9550×10.89/730 =142.5 =9550

16、15;10.46/175.48 =569.26 =9550×10.05/55.18 =1738.5=9550×9.75/55.18 =1686.6 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滚筒轴v转速（r/min）730730175.4855.1855.18功率（kw）1110.8910.4610.059.75转矩()143.9142.5569.261738.51686.6传动比14.163.181效率0.990.960.960.97六、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

17、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260hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 hbs，二者的硬度差为40 hbs。 d . 初选小齿轮齿数=28，则大齿轮齿数=4.16=4.16×28=108.16 取z=116 e .初选螺旋角= f .选取齿宽系数： =0.62）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=1.6b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=71.25 c. 查图表（p217图10-

18、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 =0.771 ，=0.882=0.771+0.882=1.653=14600h则应力循环次数 =6.4×/4.16=1.6× g、查阅参考文献2机械设计中图10-19查第2条线查得接触疲劳寿命系数khn1=0.91，khn2=0.97。9、计算接触疲劳许用应力，取安全系数s=1。查阅参考文献2机械设计中图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。 则=（+）/2 =（509.6+504.4）/2=509mpaa. 按式计算小齿轮分度圆

19、直径 mm =61.85mm b. 计算圆周速度 =3.14×61.85×730/（60×1000）m/s =2.36m/sc. 计算齿宽b及模数b=0.6×61.85mm=37.11 mm =cos/=2.14mm h =2.25=2.25×2.14 mm=4.82mm b/h=37.11 /4.82=7.70 d. 计算纵向重合度 =0.318tan =0.318×0.6×28×tan=1.33 e. 计算载荷系数k 根据有轻微冲击， 使用系数=1.25，根据v=2.36 m/s，7级精度查图表（p194图10

20、-8）得动载系数=1.11；查表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数 的值与直齿轮相同得=1.158 弯曲强度计算齿向载荷系数查图（图10-13）得=1.221查表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由式 得载荷系数=1.25×1.11×1.4×1.158=2.25 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式 得 mm=69.29mm g. 计算模数 =cos/=69.29×cos/28 mm =2.40mm 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=1.25×1.11×1.4×1

21、.221=2.372b. 根据纵向重合度=1.33 查图表（图10-28）得螺旋角影响系数=0.88c. 计算当量齿数=30.65=126.98d. 查取齿形系数查图表（p200表10-5）=2.518，=2.178e. 查取应力校正系数查图表（p200表10-5）=1.625 ，=1.792f. 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 g. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.62×1.59/303.57=0.01372 =2.178

22、15;1.792/238.86=0.01634大齿轮的数值大设计计算 mm =1.80mm 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=69.29mm计算应有的齿数=69.29×cos/2=33.62 取34取=34，则=4.16×34=141.44 取142（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距 mm =181.28mm将中心距圆整为181mm2） 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 =34×2/cos =70 mm =142×2/ cos =292. mm4） 计算齿轮宽度 =0.

23、6×70.02mm=42.01mm圆整后取=45mm ，=50mm5） 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=28 ，=28×3.18=89 e. 选取齿宽系数=1.0（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=1.3

24、b. 确定小齿轮传递的转矩=569.26 =5.69×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=670mpa ，=610mpae. 由式确定应力循环次数=60×175.48×1×14600=1.54×=6.373×/3.18=4.84×f. 查图表（p图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.97，=1.06g. 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=0.97×670mpa=649.9mpa =1.06×610

25、mpa=646.6mpa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=646.6mpa得 =mm =101.51mm b. 计算圆周速度 =3.14×101.51×175.48/60000m/s=0.93m/s c. 计算齿宽 =1×101.51 mm=101.51mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=101.51/28mm=3.62mm 齿高=2.25=2.25×3.75mm=8.16mm 则/=101.51/8.16=12.44 e. 计算载荷系数 使用系数ka=1.25 根据=0.96m/s ，7级精度，查图表（p图10-8）得动载

26、荷系数=1.04 ，直齿轮=1 ，由=1和=101.51mm ， 查表10-4得 =1.328 由/=12.44和=1.328查图表（p图10-13）得=1.368 故根据式得=1.72 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得 =111.34mm g. 计算模数 =111.34/28mm=3.98mm（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=0.892，=0.92 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲

27、劳安全系数=1.4 ，由式 c. 计算载荷系数。由式得=1.25×1.04×1×1.368=1.78d. 查取齿形系数。查图表（p表10-5）得=2.55 =2.20e. 查取应力校正系数。查图表（p表10-5）得 =1.61，=1.78f. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.55×1.61/318.57=0.012887=2.20×1.78/249.71=0.015698 大齿轮的数值大2） 设计计算 mm=3.43mm由以上计算结果对比，由齿面疲劳接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳接触强度计算的法面模数，取mn=4mm，已可满足

28、弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=113.4mm来计算应有的齿数计算应有的齿数得=111.34/4=27.8取=27，则=3.18×27=84.78 取z=84（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距=4×（27+84）/2 mm=222mm 圆整后得=2222） 计算分度圆直径 mm=108 mm mm=336mm3） 计算齿轮宽度 =1.×108mm=108mm 取=115mm ，=110 mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构齿宽模数齿数分度圆直径中心距高速级小齿轮50 2347018

29、1高速级大齿轮45142292低速级小齿轮115 427108222低速级大齿轮11085336七、 轴的设计1高速轴的设计已知=10.89 kw ，=730r/min ，=142.5 =71.25 1. 求作用在齿轮上的力 =2×71.25××cos/70n=1979.5n n=740.95 n n=475.23n 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=110，得 mm=27.8 mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，

30、取轴颈增大5%则，圆整后取d2=29mm。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=1.5 ，则=1.5×142.5 =213.75 根据=213.71及电动机轴径d=48 mm，查标准gb4323-84，选用tl7型弹性套柱销联轴器，半联轴器的孔径d1=40mm半联轴器长度l=112半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=84mm。确定轴最小直径=40mm2 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（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

31、段=40mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=47mm ，=82mm2） 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=47mm，查gb/t276-1994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×80mm×16mm ，故=50mm3） 取=52mm，=50mm 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=57mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40mm，到联轴器的距离为20mm，则=60mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=14mm，大齿轮2

32、和与齿轮3之间的距离c=12mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则-2=16+14+12-2=40mm=42 mm=134mm（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=40 =mm，=82mm 查图表（p106表6-1）选用键=12mm×8mm×70mm 。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（表15-12），取轴端倒角为1.5×，各轴肩处圆角半径为r1（二）中速轴（iii轴）的设计 已知=10.46 kw，=569.26 ，=175.48r/min 1求作用在齿轮上的力

33、 =1979.5 n ，=740.95n，=475.23 n =2×569.26/0.108n=10541.8n=3836.9n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=110 ，于是得 110×mm=42.97mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=45mm 3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=50mm 取=50mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=54mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，套筒直径取64mm取=

34、60mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=4mm ，则=68mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴ii的设计，取=c=12mm 因为=115mm ，=45mm=113m则=45+12+2-2mm=57mm =45-3mm=43mm 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，故初步选取0组游隙，0级公差6210轴承，其尺寸为d×d×b=50mm×90mm×20mm ，由=14mm，=12mm取=16.5mm，=12mm ，则 =16.5+12+20+2mm=50.5mm 选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为36mm 3）轴上零件的

35、周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接按=60mm ，=113mm =54mm ，=45mm =54mm ，=43mm 查图表（p表6-1）取各键的尺寸为 iii-iv段选键：b×h×l=16mm×10mm×110mm ii-iii段及v-vi段键：b×h×l=14mm×9mm×40mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m64） 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=9.75kw ，=1686.6

36、，=55.18r/min 1求作用在轴上的力 =10541.8n =3836.9n 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=110，于是得 110×mm=62.4mm 。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=1.5×1686.6=2529.9 根据=2529.9，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=65mm，其轴孔长度l=107mm

37、，则轴的最小直径=65mm 3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=65mm，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=72mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=75mm，=104mm 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6215，其尺寸为d×d×b=75mm×130mm×25mm 故=75mm 3）轴承采用套筒定位，取=82mm，=42mm 4）根据轴颈查图表（

38、p表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=84mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=5.18mm-7.4mm，取h=6mm，则=90mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×6mm=8mm，取10mm 5）查图表（指导书表13-21），已知=110 mm。 =108mm ， 6）根据轴ii，轴iii的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=14mm，则=+c+2.5-16 =（14+16.5+45+12+2.5-16）mm=74mm =+c+2.5-16-2-10 =（14+16.5+45+12+2.5-16-10-2）mm=62mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的

39、距离=57mm，及=14mm，b=45mm，根据指导书表选择凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为32.5mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=22.5mm则=55mm3）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=84mm ，=107mm =65mm ，=110mm 查图表（p表6-1）得 iv-iv段选c型键：b×h×l=22mm×14mm×100mm viii-ix段：b×h×l=20mm×12mm×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

40、角和倒角尺寸 查图表（表15-12），取轴端倒角尺寸为1.6×。轴上圆角=1.0mm，=1.6mm八、轴的校核低速轴的校核齿轮上的作用力： =10541.8n =3836.9n再由下图求出轴承对轴的作用力由机械设计图15-23知，深沟球轴承6215，a=12.5mm，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=172mm，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=18962.83n=4984.52n弯矩=308245.2=851201.23总弯矩m=905294.498扭矩tt=1223504.3弯距图和扭

41、距图如下：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 =1165529.9/41417.5mpa=28.16mpa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。九、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=14600h1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6010，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=2113.6n，=0，=3 ，转速n=730r/min1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6010的基本额定动载荷c=22000n

42、，基本额定静载荷=16200n 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×（1×2113.6+0）n =2536.2n 3）验算轴承寿命 h=14910h>=14600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承60102轴iii上的轴承选择与计算由轴iii的设计已知，初步选，故初步选取0组游隙，0级公差6210轴承，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=5782.3n，=0，=3，n=175.48r/min1）查滚动轴承6210样本（指导书表12-1

43、）知的基本额定动载荷c=35000n，基本额定静载荷=23200n2）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×（1×5782.3+0）n =5782.3n3）验算轴承寿命 h=21120>=14600h 故所选用轴承满足寿命要求。确定，故初步选取0组游隙，0级公差6210轴承， 3）验算轴承寿命 h=73714h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。3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6215，由于受力对称，

44、只需要计算一个，其受力=11218.3 n，=0，=3 ，转速n=55.18/min1）查滚动轴承样本（指导书表12-1）知深沟球轴承6215的基本额定动载荷c=66000n，基本额定静载荷=49500n 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.×（1×11218.3+0）n =11218.3n 3）验算轴承寿命 h=61506h>=146000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6215。十、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1)

45、由轴ii的设计知初步选用c型键=12mm×8mm×80mm，=143.9 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（表6-2）查得许用应力=100-120mpa，取=110mpa。键的工作长度=l-b/2=80mm-6mm=74mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×143.9/4×74×40mpa=24.3mpa<=110mpa可见连接的强度足够，选用c型 键 =12mm×8mm×80mm，2齿轮2（2）与轴iii的键连接 1) 由轴iii的设计知初

46、步选用a型键：b×h×l=14mm×9mm×40mm，=284.63 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=40mm-10mm=30mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9mm=4.5mm。由式可得 =2×284.63/4.5×30×60mpa=70.27mpa<=110mpa 可见连接的强度足够，选用键b×h×l=14mm×9mm×40mm 3齿轮3

47、与轴iii的键连接 1) 由轴iii的设计知初步选用键b×h×l=16mm×10mm×110mm ，=569.26 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=110mm-16mm=94mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10mm=5mm。由式可得 =2×569.26/5×94×54mpa=44.85mpa<=110mpa 可见连接的强度足够，选用键b×h×l=16mm

48、15;10mm×110mm4齿轮4与轴iv的键连接1) 由轴iv的设计知初步选用键b×h×l=22mm×14mm×100mm =1738.5 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-22mm=78mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×14mm=7mm。由式可得 =2×1738.5/7×78×84mpa=78.81mpa<=110mpa 可见连接的强度足够，选用键b

49、5;h×l=22mm×14mm×100mm 5联轴器与轴iv的键连接 1) 由轴iv的设计知初步选用键b×h×l=20mm×12mm×100mm =1738.5 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-10mm=90mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×12mm=6mm。由式可得 =2×1738.5/6×90×65mpa=99.03mpa<=110mp

50、a 可见连接的强度足够，选用键b×h×l=20mm×12mm×100mm 十一、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tl7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）tl7500360048822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）hl63150280065112十二、减速器附件设计1视孔盖 选用a=180mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）m18×

51、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，箱盖选用吊耳环d=20mm6定位销 根据指导书表14-3，选用销gb117-86 a8×307起盖螺钉 选用螺钉m8×20十三、润滑方式及密封形式的选择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=50m。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dn值小于，所以采用润滑脂润滑，选用zl-1润滑脂。3密封方法的选取 由于凸缘式轴承端盖易于调整

52、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，用毡圈密封。十四 箱体设计名称符号设计依据设计结果箱座壁厚0.025a+3810箱盖壁厚10.02a+389箱座凸缘厚度b1.515箱盖凸缘厚度b11.5115箱座底凸缘厚度b22.525地脚螺栓直径df0.036a+1224地脚螺栓数目n时，n=66轴承旁联结螺栓直径d10.75df16箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)df12轴承端盖螺钉直径和数目d3，n(0.40.5)df,n（10，6）（8，4）（8，4） 窥视孔盖螺

53、钉直径d4(0.30.4)df8定位销直径d(0.70.8) d28凸台高度h由位置及轴承座外径确定50外箱壁至轴承座端面距离lc1+c2+ (510)57大齿轮顶圆距内壁距离11.225齿轮端面与内壁距离214箱盖、箱座肋厚m1 、 mm10.851，m0.8510十五、总结机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求我们能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。 机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的二个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。