双级减速器设计说明书

目录第一章设计任务书 51.1设计题目 51.2设计步骤 5第二章传动装置总体设计方案 62.1传动方案 62.2该方案的优缺点 6第三章电动机的选择 63.1选择电动机类型 63.2确定传动装置的效率 63.3选择电动机的容量 73.4确定电动机参数 73.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 8第四章计算传动装置运动学和动力学参数 94.1电动机输出参数 94.2高速轴Ⅰ的参数 94.3中间轴Ⅱ的参数 104.4低速轴Ⅲ的参数 10第五章普通V带设计计算 11第六章减速器高速级齿轮传动设计计算 146.1选精度等级、材料及齿数 146.2按齿面接触疲劳强度设计 146.3确定传动尺寸 176.4校核齿根弯曲疲劳强度 186.5计算齿轮传动其它几何尺寸 196.6齿轮参数和几何尺寸总结 20第七章减速器低速级齿轮传动设计计算 207.1选精度等级、材料及齿数 207.2按齿面接触疲劳强度设计 217.3确定传动尺寸 247.4校核齿根弯曲疲劳强度 257.5计算齿轮传动其它几何尺寸 267.6齿轮参数和几何尺寸总结 26第八章轴的设计 278.1高速轴设计计算 278.2中间轴设计计算 308.3低速轴设计计算 32第九章滚动轴承寿命校核 40低速轴上的轴承校 40第十章键联接设计计算 4110.1高速轴与大带轮键连接校核 4110.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 4210.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 4210.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 4210.5低速轴与联轴器键连接校核 43第十一章联轴器的选择 4311.1低速轴上联轴器 43第十二章减速器的密封与润滑 4312.1减速器的密封 4412.2齿轮和轴承的润滑 44第十三章减速器附件的选择 4513.1油面指示器 4513.3放油孔及放油螺塞 4513.4窥视孔和视孔盖 4513.5定位销 4613.6启盖螺钉 4613.7螺栓及螺钉 46第十四章减速器箱体主要结构尺寸 46第十五章设计小结 48

第一章设计任务书1.1设计题目二级斜齿圆柱减速器，拉力F=3800N，速度v=1.4m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：8小时，二班制，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤1.传动装置总体设计方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.普通V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.传动轴的设计8.滚动轴承校核9.键联接设计10.联轴器设计11.润滑密封设计12.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。第三章电动机的选择3.1选择电动机类型按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=0.99一对滚动轴承的效率：η2=0.99闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98普通V带的传动效率：η4=0.90η滑=0.97平带效率：η5=0.9故传动装置的总效率η3.3选择电动机的容量工作机所需功率为P3.4确定电动机参数电动机所需额定功率:P工作转速：n经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2--4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：16--160。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900电机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×315216×1401238×8010×333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：i（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=2.33高速级传动比i则低速级的传动比为i减速器总传动比i第四章计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：转速：扭矩：4.2高速轴Ⅰ的参数功率：转速：扭矩：4.3中间轴Ⅱ的参数功率：转速：扭矩：4.4低速轴Ⅲ的参数功率：转速：扭矩：轴名功率P(kW)转矩T(N•m)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴7.3924.3429002.330.9Ⅰ轴6.586.5150.4949.991244.644.10.97Ⅱ轴6.386.32200.71198.70303.573.40.97Ⅲ轴6.196.13662.05655.4389.29ηw=运动和动力参数计算结果整理于下表:

第五章普通V带设计计算V带的设计与计算1.确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAPd=1.1×7.39kW=8.129kW2.选择V带的带型根据Pca、nm由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1=90mm。2）验算带速v。按课本公式验算带的速度因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2=ivdd1=2.33×90=209.7mm根据课本查表，取标准值为dd2=224mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld1）根据课本公式，初定中心距a0=400mm。2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0≈eq2a\s(,0)+\f(π,2)(d\s(,d1)+d\s(,d2))+\f((d\s(,d2)-d\s(,d1))\s(2),4a\s(,0))由表选带的基准长度Ld=1250mm。3）按课本公式计算实际中心距a0。a≈a0+(Ld-Ld0)/2=400+(1250–1304.5)/2mm≈373mm按课本公式，中心距变化范围为354~411mm。5.验算小带轮上的包角≈180°-(dd2-dd1)×57.3°/a=180°-（224-90)×57.3°/373≈159°>120°6.计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和nm=2900r/min，查表得P0=1.74kW。根据nm=2900r/min，iv=2.4和A型带，查表得P0=0.39kW。查表得K=0.95，查表得KL=0.93，于是Pr=(P0+P0)KKL=(1.74+0.39)×0.95×0.93kW=1.88kW2）计算V带的根数zz=Pca/Pr=8.129/1.88=4.32取5根。7.计算单根V带的初拉力F0由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=eq500\f((2.5-K\s(,α))P\s(,ca),K\s(,α)zv)+qv\s(2)8.计算压轴力FPFP=2zF0sin(1/2)=2×5×117×sin(159/2)=1150N9.主要设计结论带型A型根数5根小带轮基准直径dd190mm大带轮基准直径dd2224mmV带中心距a373mm带基准长度Ld1250mm小带轮包角α1159°带速13.67m/s单根V带初拉力117N压轴力Fp1150N第六章减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×4.1=99。实际传动比i=4.125（3）初选螺旋角β=14°。（4）压力角α=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩:T=9550×③查表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查取区域系数ZH=2.433⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数ZεαααεεZ⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。Z⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σ计算应力循环次数NN由图10-23查取接触疲劳系数：K取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=齿宽bb=2）计算实际载荷系数KH①查表10-2得使用系数KA=1②查图10-8得动载系数Kv=1.13③齿轮的圆周力。FK查表10-3得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表10-4得齿向载荷分布系数：KHβ=1.450实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d4）确定模数m5）确定齿数z1=d1×cosβmn=47.606.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β（3）计算小、大齿轮的分度圆直径dd（4）计算齿宽b=取B1=55mmB2=50mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1）K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=50齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Z大齿轮当量齿数：Z查表10-17,10-18得：YY查图10-3得重合度系数Yε=0.681得螺旋角系数Yβ=0.778查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由图10-22查取弯曲疲劳系数：K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力σσσσ故弯曲强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高h=（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径6.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β左12.528°右12.528°齿数z2499齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d49.17202.83齿顶圆直径da53.17206.83齿根圆直径df44.17197.83齿宽B5550中心距a126126第七章减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3.4=82。实际传动比i=3.417（3）初选螺旋角β=14°。（4）压力角α=20°。7.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值①试选载荷系数KHt=1.3②小齿轮传递的扭矩:T=9550×③查表10-7选取齿宽系数φd=1④由图10-20查取区域系数ZH=2.433⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数ZεαααεεZ⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。Z⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：σ计算应力循环次数NN由图10-23查取接触疲劳系数：K取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度νv=π×d齿宽bb=φ2）计算实际载荷系数KH①查表10-2得使用系数KA=1②查图10-8得动载系数Kv=1.02③齿轮的圆周力。FK查表10-3得齿间载荷分配系数：KHα=1.4查表10-4得齿向载荷分布系数：KHβ=1.450实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d4）确定模数m5）确定齿数z1=d1×cosβmn=64.807.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β（3）计算小、大齿轮的分度圆直径dd（4）计算齿宽b=取B1=72mmB2=67mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1）K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=67齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：Z大齿轮当量齿数：Z查表10-17,10-18得：YY查图得重合度系数Yε=0.682查图得螺旋角系数Yβ=0.778查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由图10-22查取弯曲疲劳系数：K取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力σσσσ故弯曲强度足够。7.5计算齿轮传动其它几何尺寸（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高h=（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径7.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角αn2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角β右13.76°左13.76°齿数z2689齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d66.92229.07齿顶圆直径da71.92234.07齿根圆直径df60.67222.82齿宽B7267中心距a148148第八章轴的设计8.1高速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=1244.64r/min；功率P=6.58kW；轴所传递的转矩T=50.49N•m（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=110。d由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%d查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=25mm轴承端盖厚度e=10mm调整垫片厚度△t=2mm箱体内壁到轴承端面距离△=10mm各轴段直径的确定d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=25mm。d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=30mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为角接触球轴承7207ACd4：考虑轴承安装的要求，选择d4=38mm。d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=38mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。各轴段长度的确定L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=40mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=74.5mm。L3：由滚动轴承宽度和封油盘确定，选取L3=33mm。L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=88mm。L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=55mm。L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=6mm。L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=33mm。轴段1234567直径(mm)25303538403835长度(mm)4074.53388556338.2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=303.57r/min；功率P=6.38kW；轴所传递的转矩T=200.71N•m（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=110。d由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴肩定位；两齿轮的另一端各采用封油盘定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。确定各段轴直径d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为角接触轴承7307Bd2：过渡轴段，故选取d2=38mm。d3：轴肩段，故选取d3=44mm。d4：过渡轴段，故选取d4=38mm。d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。各轴段长度的确定L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L1=46mm。L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=69mm。L3：轴肩段，取L3=12.5mm。L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=47mm。L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L5=48.5mm。轴段12345直径(mm)3538443835长度(mm)466912.54748.58.3低速轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=89.29r/min；功率P=6.19kW；轴所传递的转矩T=662.05N•m（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=105。d由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%d查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析。低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=14×9mm(GB/T1096-2003)，长L=80mm；定位轴肩直径为69mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。各轴段直径的确定d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=45mm。d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=50mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=55mm，选取轴承型号为角接触轴承7211Cd4：考虑轴承安装的要求，查得7211C轴承安装要求da=64mm，根据轴承安装尺寸选择d4=64mm。d5：轴肩，故选取d5=69mm。d6：齿轮处轴段，选取直径d6=58mm。d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。各轴段长度的确定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=82mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=54mm。L3：由滚动轴承宽度和封油盘宽度确定，选取L3=37mm。L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=65.5mm。L5：轴肩，选取L5=8mm。L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=64mm。L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L7=48.5mm。轴段1234567直径(mm)45505564695855长度(mm)82543765.586448.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）F齿轮4所受的径向力F齿轮4所受的轴向力Fc.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离Lc=112.9mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=123.1mm，齿轮中点到轴承中点距离La=58.1mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRR轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRR轴承A的总支承反力为：R轴承B的总支承反力为：Re.画弯矩图弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：M在水平面上，轴截面B处所受弯矩：M在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：M在水平面上，轴截面D处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：M在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：M在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：M在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：Mf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：M截面B处合成弯矩：M截面C左侧合成弯矩：M截面C右侧合成弯矩：M截面D处合成弯矩：Mg.绘制扭矩图T=662050N•mmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：M截面B处当量弯矩：M截面C左侧当量弯矩：M截面C右侧当量弯矩：M截面D处当量弯矩：Mh.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。第九章滚动轴承寿命校核低速轴上的轴承校轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7211C551002152.8根据前面的计算，选用7211C角接触球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm轴承基本额定动载荷Cr=58.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。FFFa1C0=3116.4940500=0.0769Fa2C0=1647.5540500=0.0407Fa1所以查表13-5：X1=0.44，Y1=1.26Fa2所以查表13-5：X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。第十章键联接设计计算10.1高速轴与大带轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096）,键长36mm。键的工作长度l=L-b=28mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。键连接工作面的挤压应力σ10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096）,键长63mm。键的工作长度l=L-b=53mm低速级小齿轮材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096）,键长40mm。键的工作长度l=L-b=30mm高速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T1096）,键长56mm。键的工作长度l=L-b=38mm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ10.5低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096）,键长80mm。键的工作长度l=L-b=66mm联轴器材料为40Cr，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力σ第十一章联轴器的选择11.1低速轴上联轴器（1）计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=K×T=860.665N•mm选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=82mm。Tc=860.665N•m<Tn=1250N•mn=89.29r/min<[n]=4700r/min第十二章减速器的密封与润滑12.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。12.2齿轮和轴承的润滑齿轮的润滑闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于低速大齿轮圆周速度v=0.88m/s≤2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十三章减速器附件的选择13.1油面指示器用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。13.2通气器由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。13.3放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。13.4窥视孔和视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。13.5定位销采用销GB/T117A8X30，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。13.6启盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。13.7螺栓及螺钉用作安装连接用。第十四章减速器箱体主要结构尺寸箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：箱座壁厚δ0.025a+3≥88mm箱盖壁厚δ10.02a+3≥88mm箱盖凸缘厚度b11.5δ112mm箱座凸缘厚度b1.5δ12mm箱座底凸缘厚度b22.5δ20mm地脚螺栓的直径df0.036a+12M20地脚螺栓的数目n6轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM16盖与座连接螺栓直径d2(0.5∽0.6)dfM12轴承端盖螺钉直径d3(0.4∽0.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4(0.3∽0.4)dfM8Y定位销直径d(0.7∽0.8)d210mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1查表24mm、22mm、18mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C2查表22mm、20mm、16mm轴承旁凸台半径R1C220mm凸台高度h根据结构定50mm外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5∽10)47mm大齿轮顶圆与内箱壁距离△1>1.2δ10mm齿轮端面与内箱壁距离△2>δ12mm箱盖、箱座肋厚m1、mm1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ6.8mm、6.8mm轴承端盖外径D2D+(5∽5.5)d3；D--轴承外径112mm、、120mm、140mm第十五章设计小结之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题，必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，但我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AutoCad画图水平有所提高，Word输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计,极大的提高了我们对机械设计这门课程的认识、掌握和运用，让我们熟悉了减速器设计的过程和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。第十六章参考文献[1]濮良贵、陈国定主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2013.5[2]林怡青、谢宋良编著.机械设计基础课程设计指导书.清华大学出版社η1=0.99η2=0.99η3=0.98η4=0.90η滑=0.97η5=0.9ηa=Pw=5.32Pd=选定电机型号为：Y132S2-2nm=2900r/minia=iv=2.33iiPnT0=24.34P1=n1=T1=50.49P2=n2=T2=P3=n3=T3=KA=1.1Pca=8.129kW选用A型带的速度v=13.76m/sdd2=224mm初定中心距a0=400mmLd=1250mma≈354~411mm≈159°>120°P0=1.74kWP0=0.39kwK=0.95KL=0.93Pr=1.88kW取5根V带F0=117NFP=1150NZ1=24Z2=99β=14°α=20°KHt=1.3φd=1ZH=2.433ZE=189.8MPaαααεεZZσσNNKKdv=2.57m/sb=39.39mmKA=1Kv=1.13FKHα=1.4KHβ=1.450d取zz2=a=126mmβddB1=55mmB2=50mmZZYYYYYε=0.681Yβ=0.778σσKKσσhhdddZ1=24Z2=82β=14°α=20°KHt=1.3φd=1ZH=2.433ZE=189.8MPaαααεεZZσσNNKKdv=0.88m/sb=55.49mKA=1Kv=1.02FKHα=1.4KHβ=1.450Kdmzz2=a=βddb=66.92mmB1=72mmB2=67mmZZYYYYYε=0.682Yβ=0.778σσKKσσσσhdddd8X36GB/T1096-2003d1=25mmd2=30mmd3=35mm选取7207ACd4=38mmd6=d4=38mmd7=d3=35mmL1=40mmL2=74.5mmL3=33mmL4=88mmL5=55mmL6=6mmL7=33mmdmin=35mmd1=35mm选取7307Bd2=38mmd3=44mmd4=38mmd5=35mmL1=46mmL2=69mmL3=12.5mmL4=47mmL5=48.5mmd键9X80GB/T1096-2003d1=45mmd2=50mmd3=55mm选取7211Cd4=64mmd5=69mmd6=58mmd7=d3=55mmL1=82mmL2=54mmL3=37mmL4=65.5mmL5=8mmL6=64mmL7=48.5mmFFFLc=112.9mmLb=123.1mmLa=58.1mmRRRRRRMMMMMT=662050N•mmMMMMW=19155.08Wστσ强度满足P寿命满足强度满足强度满足强度满足强度满足强度满足联轴器满足要求采用半粗羊毛毡封油圈选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10选用通用锂基润滑脂，牌号为ZL-1采用销GB/T117A8X30基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用基于PIC16F877单片机的莫尔斯码自动译码系统设计与研究HYPERLINK"