圆柱齿轮减速器机械课程设计.doc

课程设计任务书

课程设计的性质和目的:

机械设计课程设计是为机械类专业和进机械类专业的学生把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养我们的工程设计能力，课程设计有以下几个方面的主要目的和要求：

1.培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。

2.通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。

3.在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等。熟悉个掌握机械设计的基本技能。

4.通过机械原理课程设计，可以进一步的巩固，掌握并初步运用机械原理的理论和知识，使学生受到确定运动方案的初步训练，掌握运动方案的和机构设计的思想和方法。

5.在机械课程设计的中，增强了学生运用计算机和网络的能力，及早地树立工程设计的观点，激发创新的精神，培养自学的能力，独立工作和创造的能力。

6.通过编写设计说明书，培养了学生的表达，归纳，总结和独立思考与相互沟通的能力。

课程设计的内容

1． 设计题目：

带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

2． 运动简图:

3． 工作条件:

传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。

4．原始数据:

已知条件 题号 2
输送带拉力F(N) 3.0
输送带速度v(m/s) 1.7
滚筒直径D(mm) 450

课程设计课题分析

完成工作量
（1） 设计说明书1份
（2） 减速器装配图1张
（3） 减速器零件图3张

机械设计的一般过程

设计过程:

设计任务 总体设计 结构设计 零件设计 加工生产 安装调试

课程设计的步骤:
在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要
设计环节，如下：

1． 设计准备
认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。通过查阅有关资料和图纸，参观模型或实物，观看电视教学片，挂图，上网查资料和数据，进一步了解机器的工作对象，加工方法和工作参数。

2． 传动装置的总体设计
首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总
体布置。

3． 传动零件的设计计算
设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸，包括减速器外部的传动装置的总体布置方案；选择电动机的类型和型号； 确定总传动比；计算传动装置的运动和动力参数。

4． 结构设计（装配图设计）
首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。在
完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。

5． 完成两张典型零件工作图设计

6． 编写和整理设计说明书

7． 设计总结和答辩

课程设计要求说明

课程设计中应注意的问题:

课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：
（一） 全新设计与继承的问题

在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、
先进的设计。

（二）正确使用有关标准和规范

为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，
尽量减少的自制件。

（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系

在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸
都应该由强度，刚度，结构。加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要
求来综合确定的。必须发挥设计的主动性，主动思考问题，独立完成设计任务。设计能力是依于长期的设计实践逐渐提高的，在设计工作中能否很好地利用已有的设计资料继承和发展这些经验和成果、加快设计进度，是设计工作能力的重要体现。但是根据新的设计任务和具体工作条件进行具体分析，在参考已有资料的基础上创造性地进行设计、构思，更是工程技术人员不可缺少的能力。所以，在课程设计中正确处理参考现有资料和创新的关系，才能保证设计质量，提高设计能力。认为设计必须全部是独创的想法是不现实的。但忽视创新就会陷于盲目抄袭资料、照猫画虎，设计能力也不能得到培养和提高

（四）计算与图画的要求

进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行
的。先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进
行必要的计算。

（五） 设计态度

　　机械原理课程设计是第一次较全面的设计训练，它对以后的设计工作打好基础具有重要意义。在设计过程中必须严肃认真，刻苦钻研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想、方法和技能方面获得较好的锻炼和提高。

电动机的选择

电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.

类型选择:
电动机类型选择是根据电源种类(流或交流),工作条件(度,环境,空间,尺寸等)及载荷特点(性质,大小,起动性和过载现象)来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机(JB3074-82)是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.

电动机功率确定:
电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw

工作机所需功率Pw:
根据公式计算:已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:

式中: Fw-工作机阻力,N
Vw-工作机线速度,m/s
将数据 Fw=3.0(F/KN)
代入公式
输出功率pd:
计算总效率n时应该注意的问题:

（1）轴承的效率均一对轴承而言。

（2）一般情况下推荐的效率值是在一个范围之内，可根据传动副。轴承和联轴器等的工作的条件。精度等选取具体指。

（3）蜗杆传动效率与蜗杆的材料。参数等因素有关，设计时可以先初步估计蜗杆头数，初选其效率值，待蜗杆传动参数确定后再精确的计算效率，并校核传动功率。

已知pw=5.1KW：由任务要求知:
查表代入

得: 0.97X0.995X0.993X0.97X0.96=0.82
由公式
启动载荷是名义载荷的1.25倍。

电动机容量的选择须根据工作机容量的需要来确定。如所选电动机的容量过大，必须会增加成本，造成浪费；相反容量过小，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载，发热量过大而过早损坏。因此所选电动机的额定功率Ped应等于或稍大于电动机所需要的实际功率Pd，即Ped﹥Pd。

在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:
1).取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率
2).轴承的效率通常指-对轴承而言
3).同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率
4).当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.

确定工作机转速

额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见 同步转速,即:3000(r/min),1500(r/min),1000(r/min),750(r/min)电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.
公式:
代入数据:V=1.7m/s,d=450mm(注:式中为输送带速度为滚筒转矩)

为了便于选择电机转速，需要先考虑电动机转速的可选范围。由《机械设计课程设计》P6表2-1查的链传动常用的传动比，圆柱齿轮传动常用的传动比，由工作机的转速及各级传动副的合理传动比范围。可推算出电动机转速的可选范围。
为了便于选择电动机转速，查表按推荐的传动比合理范围，传动的传动比i链=（2～5）圆柱齿轮常用的传动i齿=（3～5），由工作机的转速及各级传动副的合理传动比范围。可推算出电动机转速的合理范围。
n′=（i1 i2 ……in）
n——电动机可选转动范围。
i1 i2 in 各级传动机构的合理传动比范围。
电动机转速可选范围为nd = i链× i齿×nw =（2～5）×（3～5）×72.19=（6～25）×72.19=433.14～1804.75

型号选择:
综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:Y132M-4
(注:表格在课程设计书264页)

以下附电动机选择计算表:

电动机类型
Y系列一般用三相异步电动机
选择电动机功率

Pw=5.1(kw)
0.82
输出功率:

确定电动机转速

型号选择
Y132M-4

（注：参考选择表均在《课程设计》书中：P10，P264

传动装置总传动比计算并分配传动比

电动机选定以后，根据电动机满载转速Nm及工作机转速Nw就可以计算出传动装置的总传动比为：

I 总=Nm/Nw=满载转速/工作机转速
由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比之积，
即： I总=i1·i2·i3·……in
传动比分配合理与否，将直接影响传动装置轮廓尺寸、重量、润滑及减速器的

中心距的选择计算。但这些因素不能兼顾，因此，合理分配传动比是一个十分重要的问题，设计时应根据设计要求考虑分配方案。在合理分配传动比时应注意以下几点：

1）.各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，2）.能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。
3）.应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。
4）.应使各级传动件协调，结构匀称合理，避免相互干扰碰撞。

传动装置的总传动比
i =nm/nw=1440/72.187=19.948
i =19.948
分配各级传动比
初选齿轮传动比
i1=5
i2=19.948/5=3.99

（注：各级传动比见《机械设计课程设计》P12表2—4）

传动装置的运动参数和动力参数计算

机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的是各轴的功率、转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。

计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定为0轴（电机轴）、1轴、2轴…，相邻两轴之间的传动比表示为i01、i12、i23…，相邻两轴的传动比效率为η01、η12、η23、…，各轴的输入功率为P1、P2、P3…，各轴的输入转距为T1、T2、T3、…，各轴的输入转速为n1、n2、n3…。

电动机轴的输出功率、转速、和转距为：
P0=P0 Kw n0=n0/i01 r/min T0=9550×P0/n0 N.m

1.传动比分配
工作机的转速

将电动机至工作机的轴依次编号为0，1，2，3
（1） 转速n

（2） 功率p

（3） 转距:

T0=9550×P0/N0=9550×6.22/1440= 41.25N·m
T1=T0 ×η轴承×η链=41.25×0.99×0.99=40.43N·m
T2=T1 ×η轴承×η齿×i齿=40.43×0.97×0.96×5=188.24N·m
T3=T2×η链×i链=188.24×0.96×3.99=721.03N·m

根据上述计算可计算出各轴的功率、转速和扭距。
0轴
P0=6.22 (Kw)
n0=nw=1440(r/min)
T0=9550×6.22/1440=41.25 (N.m)
P0=6.22(Kw)
n0=1440(r/min)
T0=41.25( N.m)

1轴(高速轴)
P1=P0η2η3=6.22×0.99×0.99=6.09(Kw)
n1=n0=1440(r/min)
T1=T0η2η3=41.25×0.99×0.99=40.42(N.m)
P1=6.09 (Kw)
n1=1440(r/min)

T1=40.42 (N.m)

2轴（底速轴）
P2=P1η1η2=6.22×0.97×0.99=5.85(Kw)
n2=n1/5=1440/5=288(r/min)
T2=T1η2η3=40.42×0.99×0.99×5=198.08 (N.m)
P2=5.85 (Kw)
n2=288(r/min)
T2=198.08(N.m)

3轴（滚动轴）
P3=P2η2η3=5.85×0.99×0.96=5.56(Kw)
n3=n2/3.990=288/3.990=72.18(r/min)
T3=T2η2η3=198.08×0.96×0.99×3.990=751.14 (N.m)
P3=5. 56 (Kw)
n3=72.18(r/min)
T3=751.14(N.m)

具体计算数据如下：
轴号
功率
p/kw
转速
n r/min
转矩
T (N.m)
传动比
I
0
6.22
1440
41.25输出
1
1
6.09
1440
40.42输入
1
2
5.85
288
198.08输入
5
3
5.56
72.180
751.14输入
3.990
齿轮传动设计计算
设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。
齿轮材料与热处理的选择是要根据具体的工作要求来决定的，此外还要考虑齿轮毛呸制造方法。当齿轮直径d≦500mm时，根据制造条件，可采用锻造毛呸。
当齿轮直径d≧500mm时，多采用铸造毛呸。小齿轮根圆直径与轴径接近时，齿轮要和轴要制成一体，这时选材要兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮（或大齿轮）的材料尽可能一致，以减少材料牌号和工艺要求。
齿轮强度计算中不论是针对大齿轮还是针对小齿轮的（许用应力和齿轮系数，不论用哪个齿轮的数值），其公式中的转矩，齿轮的直径或齿数都应是小齿轮的转矩T1，小齿轮的分度圆d1和小齿轮的齿数z1
小齿轮的齿数选取首先要注意不能产生根切，另外齿数的选取还要考虑在满足强度要求的情况下，尽能多一些，这样可以加大重合度系数，提高转动的平稳性，且能减少加工量。大齿轮和小齿轮的齿数最好互为质数，防止磨损或失效集中在某几个齿上。
齿宽系数的选取要看齿轮在轴上所处的位置来决定，齿轮在轴上的对称部位齿宽系数可以取得梢大一些，而在非对称位置的就要取得小一些，防止沿齿宽产生载荷偏斜。同时要注意直齿圆柱齿轮齿宽系数应比斜齿轮的要小一些；开式齿轮要比闭式齿轮要小一些。
为了保证齿轮安装以后仍能够全齿啮合，那么小齿轮齿宽应比大齿轮齿宽要宽5~8mm。模数首先要标准化，是一个标准值，并且在工程上要求传递动力的齿轮的模数M≧1.5mm。
按下表步骤计算：
计算项目
计算内容
计算结果
1.选择材料与热处理方式
因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。
小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为255HBS.大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为215HBS
2.选择齿轮精度
因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度
Ka≤(3.2-6.3)μm
初选
8级精度

计算齿轮比

小齿轮的转矩T1
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查书P192表10-11
μ=Z1/Z2=N1/N2=1440/288=5
T1=T0η2η3=41.25×0.99×0.99=40.42 (N.m)
K=1.25
μ=5
T1=40.42 (N.m)
选择齿宽系数
因单极齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为 齿面。故查书（机械零件）P118表7-8
Ψd=1.1
应力循环次数
N1=60njLh=60×1440/(10×52×40×2)=3.5×109
N2=N1/i=3.5×109/5=7×108
N1=3.5×109
N2=7×108
许用接触应力
由书(机械设计基础)P190图7-18得ZNT1=0.92，ZNT2=0.94
[σH]1=(ZNT1×σHlim）/SH1=0.92×560/1.05=490(Mpa)
[σH]2=（ZNT1×σHlim1）/SH2=0.94×530/1.05=475Mpa)
[σH]1=490(Mp)a
[σH]2=475(Mp)
齿轮分度圆直径

由于啮合接触应力是一样的，
故用小齿轮应力计算

d=42(mm)
模数
m=d/ Z1
m=2mm
校核模数

m≧
确定模数m=2mm
确定齿数Z1 Z2
Z1=d/m=42/2=21
Z2=μZ1=5×21=105 取 Z2=101
Z1=21
Z2=101
实际齿数比
μˊ=Z2/Z1=101/21=4.8
μˊ=4.8
校核齿数
0.04
齿数比在合理（±5%）误差范围内

计算齿轮主要尺寸
d1=mz1=2×21=42
d2=mz2=2×101=202
中心距 a=0.5(d1+d2)=122
齿轮宽 b2=Ψd×d1=1.1×42=46.2(mm)取47mm
b1=b2+(5~10)=55(mm)
d1= 42(mm)
d2=202(mm)
a=122(mm)
b2=47(mm)
b1=55(mm)

校核齿轮强度
确定两齿轮的弯曲应力由书(机械设计基础)p168图13-14查得齿轮弯曲疲劳极限
σFlim1=210(Mpa)
σFlim2=190(Mpa)
由最小安全系数SF=1.25
YNT1=0.85 YNT2=0.9
[σF]1=(YNT1×σFlim1)/SF=(0.85×210)/1.25=142.8(Mpa)
[σF]2=(YNT2×σFlim2)/SF=(0.9×190)/1.25=136.8(Mpa)

σFlim1=210(Mpa)
σFlim2=190(Mpa)

[σF]1=142.8(Mpa)
[σF]2=136.8Mpa)
两齿轮齿根的弯曲应力
计算两齿轮齿根的弯曲应力由机械设计基础书P167表13-13 YF1=2.62
YS1=1.59
YF2=2.18
YS2=1.79
比较：(YF1×YS1)/[ σF]1=(2.62×1.59)/142.8=0.029
(YF2×YS2)/[ σF]2=(2.18×1.79)/136.8=0.028

计算小齿轮齿根弯曲强度

σF1=108.47
由σF1=108.47(Mpa)<[σF]1=142.8(Mpa)
弯曲强度足够
验算圆周速度V并选取齿轮
V=(3.14×d1×n1)/60×1000
=(3.14×42×1440)/60×1000=3.17(m/s)<5(m/s)
8级精度合适
齿轮几何尺寸计算
齿顶圆直径da
da1=d1+2ha=(Z1+2ha*)m=(21+2×1) ×2=46(mm)
da2=d2+2ha=(Z2+2ha*)m=(101+2) ×2=206(mm)
齿全高h(c=0.25)
h=(2ha’+C’)m=(2 ×1+0.25) ×2=4.5 (mm)
齿顶高 hf=(ha*+C’)m=2.5 (mm)
齿根圆直径df1=d1-2hf=42-2×2.5=37 (mm)
df2=d2-2hf=202-2×2.5=197 (mm)
尺厚： S=3.14
da1=46 (mm)

da2=206 (mm)

h=4.5 (mm)
df1=37 (mm)
df2=197（mm）
S=3.14
齿轮结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构
大齿轮的相关尺寸计算如下：
轴孔直径 ds=48 (mm)
轴毂直径 D1=1.6ds=76.8 (mm)
轴毂长度 L=b2=47 (mm)
轴缘厚度 δ0=(3-4)m=6~8(mm)
轮缘内径 D2=-2h-2δ0=183 (mm)
腹板厚度 C=0.3b2=0.3×47=14.1 (mm)取15mm
腹板中心孔直径 D=0.5(D2+D1)=0.5(183+76.8)=130 (mm)
腹板的孔径d0=0.25(D2-D1)=0.25(183-76.8)=27 (mm)
齿轮倒角n=0.5(m)=1 (mm)

ds=48 (mm)
D1=76.8 (mm)
L= 47 (mm)
δ0=7(mm)
D2= 183 (mm)
C=15 (mm)
D=130 (mm)

n=1

大齿轮

小齿轮
输入轴的设计结构计算
轴的选材及许用应力:
由已知条件知减速器传递的功率属中小功率对材料无特殊要求，故
选用45钢并调质初期由书P223表16-2查得强度极限6B=650（MPa）6S=360（MPa）再由P228表16-4查得许用弯曲应力 [6-1b]=60(Mpa)（正火还是调制）

按扭矩估算最小直径:
主动轴 d1
根据书P224表16-3 得C=（107~118）
19.08)（mm）
若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大4%~5%
17.30×1.04=17.99（mm） 19.08×1.05=20.03（mm）
查表取直径 取d1=22(mm)
主动轴结构设计:
根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器
根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴
a)初步确定安装联轴器处直径d1=22(mm)因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L1=52(mm)
b)为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=24(mm)轴承盖在端面与联轴器距离L’=10(mm)轴承盖厚=10(mm) 参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴承距离为62(mm)故取轴段2的长度L2=52(mm)
c)由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=30(mm) L3=40(mm)
d)由轴承初选6006的安装尺寸得知：
d4=34(mm) 由齿轮端到箱体内壁 10(mm) 得L4=10(mm)
e)由段轮轴到箱体内壁的距离为10mm，齿轮轮毂宽度为55mm，为保证齿轮固定可靠，轴段5的长度应短于齿轮轮毂宽度2mm，轴段5为齿轮宽55(mm)
f)d6=34(mm) L6=10(mm)
g)d7=30(mm) L7=14(mm)
由此初步确定轴的各段长度和直径

主动轴的强度校核
(1)计算作用力 tanα=0.36
圆周率Ft=2T1/d1=(2×40.42×1000)/42=1924.76(N)
径向力Fr=Ft×tanα=1924.76×tanα=415.75(N)
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)作主动轴受力简图
L=55+20+12=87(mm)
水平弯矩：RHA=RHB=Ft/2=1527.76/2=763.88(N)
MHC=RHB(L/2)=763.88×87/2=33.611 (N.mm)
铅垂面弯矩：RVA=RVB=Fr/2=556.059/2=278.030(N)
MVC=RVA(L/2)=278.030×87/2=122.332 (N.mm)
合成弯距：
T=9.55×10^6P/n=9.55*10^6*5.759/1440=83.950 ()
)
α=0.6 脉动循环
校核危害截面的强度
由书(机械零件)P228表16-4[σ-1b]=60(Mpa)
A=M/W=47.424Mpa<[σ-1b]=60(Mpa)
故轴的强度足够。

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

输入轴运动参数

输出轴的设计结构计算
(1)选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无 特殊要求，选45钢并经调质处理，由表16-2查得强度极限σB=650(MPa)
再由表16-4得 许用弯曲应力[σ-1b]=60(MPa)

(2)按扭转强度估算直径由书P225表16.3得：
C=107~118
(mm)
由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大4%~5%得(28.184~31.38)(mm)由设计手册取标准直径d1=35(mm)
a)绘制轴系结构草图根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长
b)初步确定轴径d1=35(mm) 因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度L1=82(mm)
c)轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40(mm),轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10(mm)，轴承端盖厚度为10(mm)，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62故L2=55(mm) 所以 L2=55（mm)
d)由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×75×16
故d3=45(mm) 由(b2/2)+a1=(b2/2)+a2 得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5(mm) 故轴段3的长度L3=50(mm)
e)轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L4=47(mm) d4=48(mm) 所以 L4=45(mm) d4=48(mm)
f)轴套取 d5=54(mm) L5=10(mm)
g)轴段6与轴承相适应 d6=52(mm) L6=5(mm)
所以 d7=45(mm) L7=17(mm)

由此初步确定轴的各段长度和直径

输出轴强度校核
(1)计算作用力
圆周力Ft=2T1/d1=(2×709.77×1000)/200=7097.7(N)
径向力Fr=Ft×tanα=7097.7×tanα=2555.17(N)
由于直齿轮轴向力 Fa=0
(2)从动轴受力
支撑点间距离L=50+2×14.5=95(mm)
水平弯矩：RHA=RHB=Ft/2=2555.17/2=1277.59(N)
MHC=RHB(L/2)=935.85×91/2=42.581 (N.mm)
铅垂面弯矩：RVA=RVB=Fr/2=681.243/2=340.622(N)
MVC=RVA(L/2)=340.622×91/2=154.983 (N.mm)
合成弯距： T=9.55×10^6P/n=9.55*10^6*5.53/288=183.373 ()

校核危害截面的强度
由书P272表14.2 [σ-1b]=60(Mpa)
A=M/W=27.752(Mpa)<[σ-1b]=60(Mpa)
故轴的强度足够。

修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改

输出轴运动参数

滚动轴承的选择计算

滚动轴承的选择：
1） 主动轴的轴承:
考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承
由手册P236表16-2选取6006深沟球轴承一对GB/T276-1993
寿命计划：寿命10年双班制 h预=10×52×40×2=41600(h)
两轴承受纯径向载荷 fp=1.5

基本额定动载荷 Cr=4.58 (KW)
由书P253 fT=1由球轴承ε=3
Lh=106/60n[fTC/fPP]3=
(106/60×1440)×[(1×4.58×1000)/1.5×834.09]3=554064.31 (h)
由L10h>h预

故轴承寿命合格

2） 从动轴的轴承:
选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993

基本额定动载荷: Cr=31.5(KW)
由书P253表fT=1 由球轴承ε=3
Lh=106/60n[fTC/fPP]3=
(106/60×288)×[(1×31.5×1000)/1.5×1021.86]3=5022699.9 (h)
由L10h>h预

故轴承寿命合格
键的选择
（1）主动轴外伸端d=22(mm) ，考虑键在轴外伸端安装联轴器轴孔长L=52(mm)
故由手册P183表14-21
（a）选择键的型号和确定尺寸
选C型普通键，材料45钢
键宽b=8(mm)，键高h=7(mm)
键长由书长度系列L=45(mm)
（b）校核键联接强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，
[σ]bs=125~150(MPa)
C型键工作长度 L=l-b/2=45-4=41(mm)
σjy=4T/dhL=(4×38.194×1000)/22×7×41=26.81(MPa)
由σjy<[σ],则强度足够，键8×45 GB1096-79
（2）从动轴中部d=35(mm), 考虑键在轴外伸端安装 轴段长82
故由手册P183 表14-21
（a）选键的型号和确定尺寸
选C型普通键，材料45钢
键宽b=10(mm) 键高h=8(mm)
由手册书P184长度系列选键长L=70(mm)
（b）校核键联结强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，
[σ]bs=125~150(MPa)
A型键工作长度L=l-b/2=70-5=65(mm)
σjy=4T/dhL=(4×187.170×1000)/35×8×65=41.136(MPa)
由σjy<[σ],则强度足够，键10×45 GB1096-79
（3）从动轴中部d=48(mm)考虑键在轴中部安装 轴段长45(mm)
由手册P183 表14-21
（a）选键的型号和确定尺寸
选A型普通键，材料45钢
键宽b=14(mm) 键高h=9(mm)
长度系列选键长l=36(mm)
（b）校核键联结强度
L=l-b=36-14=22(mm)
σjy=4T/dhL=(4×187.170×1000)/46×9×22=82.2(Mpa)
由σjy<[σ]，则强度足够，键14×36 GB1096-79

联轴器的选择
在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩，转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。对于已经标准化或虽标准化但有资料和手册可查的联轴器，可按标准或在、手册中所联数据选定联轴器的型号和尺寸。若使用场合较为特殊，无适当的标准联轴器可供选用时，可按照实际需要自行设计。另外，选择联轴器时有些场合还需要对其中个别的关键作必要的验算。
（1）由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选强性柱销联轴器 由书P271表19-2得k=1.25
Tc=kT=1.25×41.25=51.56(N/m)
由机械设计课程设计P250表17-2 选YL5联轴器 GB5843-86
轴孔的直径d=22(mm) 轴孔长度l=52(mm) Y型
(2)由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选强性柱销联轴器 由书P271表19-2得k=1.25
Tc=kT=1.25×40.43=50.53(N/m)
由机械设计课程设计P250表17-2 选YL8联轴器 GB5843-86
轴孔的直径d=35(mm) 轴孔长度l=82(mm) Y型
型号
公称转距
许用转速
轴孔直径
外径
键型
YL5
63(N.m)
5500(n/min)
22(mm)
105(mm)
C型
YL8
250(N.m)
4300(n/min)
35(mm)
130(mm)
C型
箱体的主要结构设计计算

(1)箱座壁厚＆=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625(mm) 取＆=8(mm)
(2)箱盖壁厚＆1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45(mm) 取＆1=8(mm)
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(mm)
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12(mm)
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20(mm)
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(mm)<取(18mm)>
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5(mm) <取14(mm) >
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9(mm) <取(10mm)>