机械设计课程设计设计用于带式运输机的传动装置.doc

目录
一． 设计任务书……………………………………………............2
二. 传动装置总体设计…………………………………………… 2
三． 电动机的选择………………………………………………… 3
四． V带设计……………………………………………………… 6
五．带轮的设计…………………………………………………… 8
六．齿轮的设计及校核…………………………………………… 9
七．高速轴的设计校核…………………………………………… 14
八．低速轴的设计和校核………………………………………… 21
九 .轴承强度的校核……………………………………………… 29
十．键的选择和校核……………………………………………… 31
十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择………………………32
十二. 箱体的设置………………………………………………… 33
十三. 减速器附件的选择………………………………………… 35
十四.设计总结………………………………………………………37
十五。参考文献………………………………………………………38

一．任务设计书
题目A：设计用于带式运输机的传动装置

原始数据：
数据编号
205
206
207
208
209
210
211
212
213
214
带工作拉力F（N）
600
620
640
660
680
700
720
740
760
780
带速度V（m/s）
1.5
1.6
1.5
1.5
1.4
1.4
1.5
1.3
1.4
1.2
卷筒直径D（mm）
260
330
300
280
270
290
310
270
270
240
工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间.包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在F中考虑）。
使用年限：十年，大修期三年。
生产批量：十台。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7～8级齿轮及蜗轮。
动力来源：电力，三相交流（380/220）。
运输带速度允许误差：±5%。
设计工作量：1.减速器装配图一张（A3）
2.零件图（1～3）
3.设计说明书一份

个人设计数据：
运输带的工作拉力 T(N)___660______
运输机带速V（m/s） __1.5_____
卷筒直径D（mm） __280_____
已给方案

三．选择电动机
1．传动装置的总效率：
η=η1η2η2η3η4η5
式中：η1为V带的传动效率，取η1=0.99；
η2η2为两对滚动轴承的效率，取η2=0.99；
η3为一对圆柱齿轮的效率，取η3=0.97;
η4为弹性柱销联轴器的效率，取η4=0.96；
η5为运输滚筒的效率，取η5=0.96。
所以，传动装置的总效率η=0.99*0.99*0.99*0.97*0.96*0.96=0.867
电动机所需要的功率
P=FV/η=660*1.5/（0.867×1000）=1.14KW
2．卷筒的转速计算
nw=60*1000V/πD=60*1000*1.5/3.14*280=102.3r/min
V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页
一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2∈[3，10 ]；机械设计第八版413页
总传动比的范围为[6，40]；
则电动机的转速范围为[615,4092];
3．选择电动机的型号：
根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y100L-6型电动机。额定功率1.5KW，满载转速940（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m）
4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
总传动比ib=n/nw=940/102.3=9.19式中：为电动机满载转速；
为工作机轴转速。
取V带的传动比为i1=3，则减速器的传动比i2=ib/3=3.1;
5．计算传动装置的运动和动力参数
6.计算各轴的转速。
Ⅰ轴：n1=n/i1=940/3=710r/min;
Ⅱ轴：n2=n1/i2=104 r/min
卷筒轴：n3=n2=104r/min
7.计算各轴的功率
Ⅰ轴：P1=Pη1=1.140.99=1.1286(KW);
Ⅱ轴P2=P1η2η3=1.12860.990.97=1.084(KW);
卷筒轴的输入功率：P3=P2η4η2=1.0840.960.99=1.03(KW)
8．计算各轴的转矩
电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=95501.14/940=11.58N·m
Ⅰ轴的转矩：T2=T1*i1*η1*η2=11.58*3*0.99*0.99=34.04 N·m
Ⅱ轴的转矩：T3=T2i2*η2η3=34.04 3.10.990.97=101.3N·m
第二部分 传动零件的计算
四.V型带零件设计
1.计算功率：

--------工作情况系数，查表取值1.2;机械设计第八版156页
--------电动机的额定功率
2.选择带型
根据，n=940,可知选择Z型；机械设计第八版157页
由表8－6和表8－8取主动轮基准直径

则从动轮的直径为
据表8－8，取mm
3.验算带的速度
==4.427m/s
机械设计第八版157页
4.427m/s 25m/s

V带的速度合适
4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩
根据0.7(+)<<2(+)，初步确定中心矩
机械设计第八版152页

=400mm
5.计算带所需的基准长度：
== =1403.4mm
机械设计第八版158页

由表8－2选带的基准长度=1400mm
6.计算实际中心距a
==402mm
机械设计第八版158页

验算小带轮上的包角
= >120
7.确定带的根数Z
Z＝ 机械设计第八版158页

由， 查表8－4a和表8－4b
得 =0.28，=0.02
查表8－5得：0.96,查表8－2得：1.14，则
Z＝
=1.254/(0.28+0.02)0.96 1.14=3.82
取Z=4根
8.计算预紧力

机械设计第八版158页
查表8-3得q=0.06（kg/m）
则=55.64N
9.计算作用在轴上的压轴力
=411.799N 机械设计第八版158页

五.带轮结构设计
带轮的材料采用铸铁
主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。
六．齿轮的设计
传动比的分配
（1）总传动比
IZ=940/102.3=9.19
减速器的传动比为i减’=9.19/3=3.06

（2） 运动和动力参数计算
0轴（电动机轴的输出转转矩）：
T1=9550P/n=95501.14/940=11.58N·m

1轴(高速轴既输入轴)
T2=T1*i1*η1*η2=3.83*4*0.99*0.99=34.04 N·m

2轴(低速轴既输出轴)
T3=T2i2*η2η3=10.876.9250.990.97=101.3N·m
【h2为轴承的效率】
根据以上数据，我们可以把它列成一个表格，更能清楚的了解数据：
表2
轴名

功率P/kw
转距T/N.m
转速n/(r/min)
传动比
电动机轴(0轴)
1.1286
11.58
940

1轴
1.084
34.4
313
3
2轴
1.03
101.3
102.2
3.1

2·1输入轴斜齿轮的设计
已知电动机额定功率P=1.5kw,转速940r/min,各轴的转速如：
表3

转动轴
电机轴 （0轴）
输入轴 （1轴）
输出轴 （1轴）
转速n
940
313
102
齿数比
3
3.1

由电动机驱动，工作寿命年限为10年，二班制工作，转向不变单向运行，有轻微的振动，启动载荷为名义载荷的K=1.3。
1.选择齿轮的精度等级、材料、齿数
1）·精度的选择
输送机为一般工作机器，转动速度不高,为普通减速器，故选用7级精度(GB10095-88)，要求齿面精糙度
2）·材料的选择
选择小齿轮材料为45钢(调质)，其硬度为280HBS,大齿轮为45钢（正火），其硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3）·确定齿轮齿数
选小齿轮齿数Z1＝20，大齿轮齿数为Z2＝20x3＝60，取
Z2＝60
4）·选取螺旋角。初选螺旋角b＝14°【参照圆柱直齿轮来设计】
2．确定设计准则
由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于350和软齿面，齿面点蚀是主要的失效形式，应先按齿面接触疲劳强度进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校核齿根的弯曲强度
按齿面接触强度设计
d1t≧
（1）确定公式内的各个计算数值
1）试选载荷系数 K=1.2
2)计算小齿轮的传递转矩

3）由《机械设计》表10－7选取齿宽系数d＝1
4）由《机械设计》表10－6查得材料得弹性影响系数
ZE＝189.8MPa1/21/2
5）由《机械设计》表10－21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度σHlim2=550 MPa
6）由图10－30选取区域系数 ZH=2.433
7）计算应力循环次数
N1=60n1jLh＝60*313*1*（2*8*365*10）＝1.96x109
N2==0.63
8) 由《机械设计》图10－19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90, KHN2=0.95
9)计算疲劳许用应力
取实效概率为1％，安全系数S＝1，由公式可得：
[σH]1==0.90x600 MPa=540MPa
[σH]2==0.95x550 MPa=522.5 MPa
(2)计算
1）试算小齿轮分度圆直径
d1t≧＝＝46.2mm
2）计算圆周速度v
v＝＝＝0.757m/s
3）计算齿宽b
b＝d·d1t ＝1x46.2=46.2mm
4)计算齿宽与齿高之比
模数 mnt==46.2xcos14°/20=2.254
齿高 h=2.25 mnt = 4.8
==9.625
5）计算载荷系数K
根据v＝＝＝0.757m/s，8级精度，由《机械设计》图10－8查得动载荷系数KV=1.1
经表面硬化的斜齿轮， KHa=KFa=1.352;
由表10－2查得使用系数开KA=1;
由表10－4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，KHb＝1.417
由=9.625，KHb＝1.417，查图10－13得KFb＝1.46
故动载荷系数:
K= KA KV KHa KHb=1*1.1*1.352*1.417=2.1
6)按校正所算得得分度圆直径，由公式可得：
d1=d1t=46.2x=54.2mm
7)计算模数m.
m==2.254
3.按齿根弯曲强度设计
mn≥
1·确定公式内的各计算值
1） 由图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
σFE1=440MPa；大齿轮的弯曲强度极限σFE2＝420MPa
2） 由图10－18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=8.6, KFN2=0.92
3） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，由公式可得
[σF]1==0.86x440 /1.4MPa=270.28 MPa
[σF]2==0.92X420 /1.4MPa=276MPa
4)计算载荷系数K
K= KA KV KFa KFb=1*1.1*1.426*1.46=2.1
5）根据纵向重合度eb=1.903，从图10－28查得螺旋角影响系数Yb=0.88
6）计算当量齿数
zv1＝＝21.5
zv2＝＝65
7)查取齿形系数
由表10－5查得 YFa1 =2.72, YFa2=2.13
8)查取应力校正系数
由10－5查得 YSa1 =1.57 YSa2=1.84
9）计算大、小齿轮的并加以比较
＝＝0.0158
＝＝0.0142
大齿轮的数值大
（2）设计计算
mn≥＝0.968mm
对比计算结果，有齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=1mm,已满足弯曲强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55.8mm来计算应有的齿数。于是由
z1＝＝54.14
取 z1＝55，则z2＝u ·z1＝3.1x55=170.5
4.几何尺寸计算
（1）计算中心距
a==114.8mm
将中心距圆整为115mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
b＝arccos= arccos=14.13
因b值改变不多，故参数ea、Kb、ZH等不必修正。
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d1==56.23m
d2==173.8mm
(4)计算齿轮宽度
b=d·d1=1x56.23=56.23mm
圆整后取B2＝57mm； B1＝60mm

5.选择润滑方式
闭式齿轮传动，，齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑
(推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度.)

七．轴的设计与校核
高速轴的计算。
（1）选择轴的材料
选取45钢，调制处理，参数如下:
硬度为HBS＝220
抗拉强度极限σB＝650MPa
屈服强度极限σs＝360MPa
弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa
剪切疲劳极限τ－1＝155MPa
许用弯应力[σ－1]=60MPa
二初步估算轴的最小直径
由前面的传动装置的参数可知= 313 r/min; =1.1286(KW)；查表可取=115； 机械设计第八版370页表15-3
=17.634mm
三．轴的机构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案
如图（轴1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=18 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，，故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取l1=50。
带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度 ，取=1.5mm，则=21 mm。
轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=50 mm.
2.初步选择滚动轴承。因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用圆锥滚动轴承，由于轴=21 mm，故轴承的型号为6205，其尺寸为25mm，52mm, mm.所以==24mm，= =15mm
3.取做成齿轮处的轴段Ⅴ–Ⅵ的直径=27mm，=60mm
取齿轮距箱体内壁间距离a＝10mm， 考虑到箱体的铸造误差，
4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，
取s＝4mm，则
s+a＝4mm＋10mm＝14mm
=27mm
同理=s+a=14mm，=27 mm
至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径
（3）轴上零件的轴向定位
齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）

（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸
参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径 R=1.2mm
(四)计算过程
1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球 滚轴承的，简支梁的轴的支承跨距： L= = -2a= 10+60+14+14+10-2 7.5=88mm
=50+50+7.5=107.5mm，=14+7.5+30=52.5 mm, =30+14+5=52.5mm
2.作用在齿轮上的力
= =556.36N
203.05N

计算支反力
水平方向的ΣM=0，所以
，=331.92N
0, =331.92N
垂直方向的ΣM=0，有
0， =180.20N
0, =180.20N
计算弯矩
水平面的弯矩
= =17425.8
垂直面弯矩

9460.5
合成弯矩
==19828.25
==19828.25
根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
331.92N
331.92N
180.20N
180.20N
弯矩
=17425.8
9460.5
总弯矩
=19828.25
=19828.25
扭矩
T=11580

3.按弯扭合成应力校核轴的硬度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力

==31.15QMPa

已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60Mpa,因，故安全。
4.精确校核轴的疲劳强度
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和V和VI处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面VI的应力集中的影响和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左侧即可，因为V的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。
2)截面V左侧
抗弯截面系数：W＝0.1d3＝0.1×303＝2700mm3
抗扭截面系数：WT＝0.2d3＝0.2×303＝5400mm3
截面V左侧的弯矩为
11731.7
截面V上的扭矩为
=11580
截面上的弯曲应力
=4.345Mpa
截面上的扭转切应力
=6.44Mpa
轴的材料为45号钢，调质处理，由表可查得=640 MPa, =155 MPa, =275Mpa
过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取
，＝2.18
则0.8×2.18＝1.744
轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数＝0.92
故得综合系数值为：
＝ ＝＝2.267
＝ ＝＝1.831
又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数
＝0.1～0.2 ，取 ＝0.1
＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05
所以轴在截面V左侧的安全系数为
=21.85
==33.7
18.33>>S=1.6
（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s＝1.6）
故该轴在截面V左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
八．低速轴的计算
1.轴的材料选取
选取45钢，调制处理，参数如下:
硬度为HBS＝220
抗拉强度极限σB＝650MPa
屈服强度极限σs＝360MPa
弯曲疲劳极限σ－1＝270MPa
剪切疲劳极限τ－1＝155MPa
许用弯应力[σ－1]=60MPa
2.初步估计轴的最小直径
轴上的转速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知
=100.97；=1.084 取=115
11.92
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取.则
＝=173700按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选TL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径，长度L＝62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。故取＝25mm
3.拟定轴的装配方案

4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
（1）选取d=25mm, 。因I-II轴右端需要制出一个
定位轴肩，故取
（2）初选滚子轴承。因轴承只受径向力的作用，，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作
要求， 由轴知其工作要求并根据dⅡ–Ⅲ＝30mm，选取单列圆锥滚子轴承
30207型,由机械设计手册(软件版)R2.0查得轴承参数：
轴承直径：d＝35mm ； 轴承宽度：B＝17mm，D=72mm
所以，
（3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取30207型轴承
的定位轴肩高度h=1.5mm,因此，取

（4）取做成齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径＝44mm；
齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为46
mm,取
（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于
对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端
面间的距离l ＝30mm， 故取
（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取=24mm.
=24 mm..
(7）轴上零件的周向定位。
齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择
过程见后面的键选择）。
（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm

参考课本表15－2，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R＝1.2mm
4.计算过程

1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。
故

因此作为简支梁的支点跨距
计算支反力
作用在低速轴上的==1171.2N
=426.39N
水平面方向 ΣMB＝0,
故
=0,
垂直面方向 ΣMB＝0，
故
ΣF＝0,

2)计算弯距
水平面弯距
= =26528.6
垂直面弯矩
11235.21
9657.9
合成弯矩
==28809
==28231.36
根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3：

载荷
水平面H
垂直面V
支反力

弯距M

总弯距

扭距T
T＝101.3N·m

5.按弯扭合成应力校核轴的硬度
+
强度。根据课本式15－5及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝0.6，轴的计算应力

＝ MPa＝6.58 MPa
已由前面查得许用弯应力[σ－1]=60MPa，因<[σ－1]，故安全。

6.精确校核轴的疲劳强度
1)判断危险截面
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A，Ⅱ，Ⅲ，B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和IV和V处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面C上的应力最大。截面IV的应力集中的影响和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右侧即可，因为IV的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。
2)截面IV右侧
抗弯截面系数：W＝0.1d3＝0.1×443＝8518.4mm3
抗扭截面系数：WT＝0.2d3＝0.2×443＝17036.8mm3
弯矩M及弯曲应力为:
M＝28809.0×＝14110.53 N·mm
＝ ＝ ＝1.656MPa
截面上的扭矩
截面上的扭转切力:
＝＝＝5.946Mpa
过盈配合处的的值，由课本附表3-8用插入法求出，并取
，＝2.20
则0.8×2.20＝1.76
轴按磨削加工，由课本附图3-4查得表面质量系数＝0.92
故得综合系数值为：
＝ ＝＝2.29
＝ ＝＝1.85
又由课本§3－1及§3－2得炭钢得特性系数
＝0.1～0.2 ，取 ＝0.1
＝0.05～0.1 ，取 ＝0.05
所以轴在截面Ⅵ的右侧的安全系数为
=96.46
＝22.3
21.33>S＝1.6
（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s＝1.6）
故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
九.轴承强度的校核
1.高速轴上的轴承校核
按照以上轴的结构设计，初步选用型号30207型的圆锥滚子轴承。
1）轴承的径向载荷
轴承D
＝587.9N
轴承B
＝766.38N
求两轴承的计算轴向力
对于30207型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力，其中e为判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力
N

则
查机械设计手册（软件版）R2.0得30207型轴承的基本额定动载荷C＝54.2KN
。按照表13-5注1），对应的e值为0.37，Y值为1.6。用线性插值法求Y值
故 X=0.4 Y＝1.6求当量动载荷P

4）验算轴承寿命，根据式（13-5）
h
已知轴承工作寿命为
因为，故所选轴承满足工作寿命要求。
2.低速轴上的轴承的校核
选用圆锥滚子轴承6003，查机械设计手册（软件版）R2.0得基本额定动载荷
轴承的径向力计算：
轴承1 ＝＝779.3N
轴承2 ＝＝576.17N
因为 <，以轴承1为校核对象
Pr==779.3N

=17896668h>58400h
所选轴承合适。
十．键的选择和校核
1.选择键的链接和类型
一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）
根据d＝25mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b＝8mm，键高h=7mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L＝25mm
2.校核键连接的强度
键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力[]=100-120MPa,取其平均值。[]＝110MPa.
键的工作长度l＝L-b=25-8=17mm
键与轮毂键槽的接触高度k＝0.5h=0.5×7=3.5mm
由式（6-1）得，

故合适。键的类型为键7×25 GB/1096-1979
3.带轮上的键的选择
带轮处键位于轴端，选择 键 C832 GB/T1096－79，查表得公称尺寸b×h=6×6
长度L=32mm，
键材料用45钢，查课本得
许用挤压应力[]＝100～120Mpa，取[
键的工作长度l＝L-b＝32-6＝26mm
k＝0.5h＝0.5×6＝3.0mm。
故合适。
4.大齿轮上的键的选择
选择 键 12×45 GB/T1096－79，查表得公称尺寸b×h=12×8
长度L=45mm，
键材料用45钢，查课本得
许用挤压应力[]＝100～120Mpa，取[
键的工作长度l＝L-b＝45-12＝33mm
k＝0.5h＝0.5×8＝4mm。

故合适。
5.联轴器上的键的选择
键位于轴端，选单圆头平键（C型）b=8mm,h=7mm,L=40mm.
工作长度l＝L-B=40-8=32mm，k＝0.5h＝0.5×7=3.5mm

故合适。选择键C40×8 GB/T1096-1979
十一．减速箱的润滑方式和密封种类的选择
1.润滑方式的选择
在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦﹑磨损和发热，还可起到冷却﹑散热﹑防锈﹑冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。
齿轮圆周速度：
高速齿轮
V1=πd1n1/(60×1000)=3.14×25×313/(60×1000)=0.409m/s<2m/s
低速齿轮
V2=πd2n2/(60×1000)=3.14×44×101.3/(60×1000)＝0.233m/s<2m/s
由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。
2.润滑油的选择
由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN－2润滑脂。
3.密封方式的选择
输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。
所以用毡圈油封。
十二．箱体的设置
名称
计算公式
结 果
机座壁厚δ
δ=0.025a+1≥8
10mm
机盖壁厚δ1
δ1=0.02a+1≥8
8mm
机座凸缘壁厚
b=1.5δ
15 mm
机盖凸缘壁厚
b1=1.5δ1
12 mm
机座底凸缘壁厚
b2=2.5δ
25mm
地脚螺钉直径
df =0.036a+12=17.904
20mm
地脚螺钉数目
a<250,n=4
4
轴承旁联接螺栓直径
d1=0.75
16 mm
箱盖与箱座联接螺栓直径d2
d2=(0.5～0.6)
12 mm
联接螺栓d2间距
L=150～200
160 mm
轴承盖螺钉直径
d3=(0.4～0.5)
10 mm
窥视孔螺钉直径
d4=(0.3～0.4)
8 mm
定位销直径
d=(0.7～0.8)
10 mm
轴承旁凸台半径
R=C
Rf=24mm
R1=20mm
R2=16mm

轴承盖螺钉分布圆直径
D1= D+2.5d3
(D为轴承孔直径)
D11=97mm
D12=105mm
D13=125mm

轴承座凸起部分端面直径

D2= D1+2.5d3
D21=122mm
D22=130mm
D23=150mm
大齿顶圆与箱体内壁距离Δ1
Δ1>1.2δ
14 mm
齿轮端面与箱体内壁距离Δ2
Δ2>δ
10 mm

df,d1,d2至外机壁距离

C1=1.2d+(5～8)
C1f=30mm
C11=20mm
C12=20mm

df,d1,d2至凸台边缘距离

C2
C2f=24mm
C21=20mm
C22=16mm

机壳上部（下部）凸缘宽度

K= C1+ C2
Kf=54mm
K1=40mm
K2=36mm
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
e=(1～1.2)d1
16mm
轴承座凸起部分宽度
L1≥C1f+ C2f+(3～5)
58 mm
吊环螺钉直径
dq=0.8df
16mm
十三．减速器附件的选择
1.观察孔盖
由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下
检查孔尺寸(mm)
检查孔盖尺寸(mm)
B
L
b1
L1
b2
L2
R
孔径d4
孔数n
68
120
100
150
84
135
5
6.5
4
2.通气器
设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：
D
D
D1
S
L
l
a
d1
M20×1.5
30
25.4
22
28
15
4
6
3.游标
选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：
d
d1
d2
d3
h
a
b
c
D
D1
M12
4
12
6
28
10
6
4
20
16
4.油塞
d
D0
L
h
b
D
S
e
d1
H
M18×1.5
25
27
15
3
28
21
24.2
15.8
2
5.吊环螺钉
d
d1
D
d2
h1
l
h
r1
r
a1
d3
a
b
D2
h2
d1
M16
14
34
34
12
28
31
6
1
6
13
4
16
22
4.5
62
6.定位销
为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.7～0.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。
7.起盖螺钉
为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。
十四.设计总结
作为一名大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有
理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。
作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。
虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大二学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

十六：参考资料

1.《机械原理》 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年
2.《机械设计》 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年
3.《