1、課程設計機械設計根底說明書設計工程：一級圓柱齒輪減速器課程設計班級：ZJ0907組號：5姓名：楊江龍開始日期：2021.6.1目 錄1. 任務書2. 電動機的選擇3. 傳動裝置總傳動比計算并分配傳動比4. 傳動裝置的運動參數和動力參數計算5. 齒輪傳動設計及計算6. 輸入軸的設計結構計算7. 輸出軸的設計結構計算8. 滾動軸承的選擇計算9. 鍵的選擇10. 聯軸器的選擇11. 箱體的結構設計計算12. 潤滑方式的選擇13. 潤滑油的選擇14. 密封選擇15. 參考資料16. 學習小結17. 零件圖1. 務書一、 課程設計的性質和目的機械設計課程設計是把學過的各學科的理論較全面地綜合應用到實際工

2、程中去，力求從課程內容上、從分析問題和解決問題的方法上，從設計思想上培養工程設計能力，課程設計有以下幾個方面的要求：1 培養綜合運動機械設計課程和其他先修課程的根底理論和根底知識，以及結合生產實踐分析和解決工程實際問題的能力使所學的知識得以融會貫穿，調協應用。2 通過課程設計，學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計的思想，培養獨立的、全面的、科學的工程設計能力。3 在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標準、標準，手冊，圖冊和相關的技術資料等。熟悉個掌握機械設計的根本技能。二、 課程設計的內容1設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器2運動簡圖·3工作條件傳

3、動不逆轉，載荷平穩，起動載荷的名義載荷的1.25倍,使用期限10年,兩班制工作,輸送帶速度容許誤差為±5%，輸送帶效率一般為0.940.96。4原始數據條件 題號 05 輸送帶拉力F(N) 2.0滾筒直徑D(mm) 300輸送帶速度v(m/s) 1.6三、 完成工作量（1） 設計說明書1份（2） 減速器裝配圖1張3 減速器零件圖3張四、 機械設計的一般過程設計過程:設計任務總體設計結構設計零件設計加工生產安裝調試五、 課程設計的步驟 在課程設計時，不可能完全履行機械設計的全過程，只能進行其中一些的重要設計環節，如下：1 設計準備 認真閱讀研究設計任務書，了解設計要求和工作條件。通過查

4、閱有關資料和圖紙，參觀模型和實物，觀看電視教學片.掛圖，上網查閱有關資料，有條件的可以進行減速器拆裝實驗等，加深對設計任務的了解。2 傳動裝置的總體設計首先根據設計要求，同時參考比較其他設計方案，最終選擇確定傳動裝置的總體布置方案；選擇電動機的類型和型號；確定總傳動比和各級分傳動比；計算傳動裝置的運動和動力參數3 傳動零件的設計計算設計計算各級傳動零件的參數和主要尺寸，包括減速器外部的傳動零件帶傳動.開齒輪傳動等和減速器內部的傳動零件齒輪傳動.蝸桿傳動等，以及選擇聯軸器的類型和型號等4 結構設計裝配圖設計首先進行裝配早圖設計；設計軸；在軸的結構設計完成之后選擇軸承并進行軸承壽命計算；同時進行軸

5、承的組合設計；再進行箱體及其附件的設計；最后完成裝配圖的其他要求。在完成配置草圖的根底之上，最終完成白圖即正式的裝配圖結構設計。5完成兩張典型零件工作圖設計6 編寫和整理設計說明書7 設計總結和辯論六、 課程設計中應注意的問題 課程設計是學生第一次較全面的設計活動，在設計時應注意以下的一些問題：一全新設計與繼承的問題機械設計是一項復雜.細致的創造性勞動。在設計中即不能盲目抄襲，又不能閉門“創新。在科學技術飛速發脹的今天，設計過程中必須要繼承前人成功的經驗，改進其缺點。應從具體的設計任務出發，充分運用已有的知識和資料，進行更科學.更先進的設計。二正確使用有關標準和標準為提高所設計機械的質量和降低

6、本錢，一個好的設計必須較多采用各種標準和標準，設計中采用標準的程度也往往是評價設計質量的一項重要指標，它能提高設計質量，因為標準是經過專門部門研究而制定的，并且經過了大量的生產實踐的考驗，是比較切實即的。采用標準還可以保證零件的互換性，減輕設計工作量，縮短設計周期，降低生產本錢。因此在設計中應盡量采用標準件.外購件，盡量減少自制件。三正確處理強度，剛度，結構和工藝間的關系 在設計中任何零件的尺寸都不可能全部由理論計算來確定，而每個零件的尺寸都應該由強度.剛度.結構.加工工藝.裝配是否方便.本錢上下等各方面的要求來綜合確定，還必須考慮零件結構的合理性.工藝上的可能性和經濟上的可行性。可見零件的強

7、度.剛度.結構和工藝上的關系是互為依存.互為制約的關系，而不是相互獨立關系。四計算與圖畫的要求進行裝配圖設計時，并不僅僅時單純的圖畫，常常時圖畫與設計計算交叉進行的。有些零件可以先由計算確定零件的根本尺寸，然后再經過草圖的設計，決定其具體結構尺寸，而有些零件需要先畫圖，取得計算所需的條件之后，再進行必要的計算。如計算中發現有問題，必須修改相應的結構。因此，結構設計的過程是邊計算，邊畫圖，邊修改，邊完善的過程。2. 電動機的選擇 電動機已經系統化,系統化一般由專門工廠按標準系列成批大量生產,設計時只需根據工作載荷,工作機的特性和工作環境,選擇電動機的類型,結構形式和轉速,計算電動機功率,最后全頂

8、電動機型號.一 . 電動機類型和結構的形式的選擇 電動機類型和結構形式可以根據電源直流或交流.工作條件溫度.環境.空間尺寸等及載荷特點性質.大小.啟動性能和過載現象來選擇。 一般情況下應選用交流電動機。Y系列電動機為80年代的更新換代產品，具有高效.節能.振動小.噪聲小和運行平安可靠的特點，安裝尺寸和功率等級符合IEC國際標準，適合于無特殊要求的各種機械設備。對于工作要求頻繁啟動.轉動慣量小的YZ和YZR系列起重用三相異步交流電動機。同一系列的電動機有不同的防護及安裝形式，可根據具體要求選用。二 . 確定電動機的容量 電動機功率是根據工作機容量的需要來確定的.電動機的額定功率應等于或大于電動機

9、所需功率Pw1 工作機所需功率Pw根據公式計算:工作機阻力Fw和速度Vw那么工作機所需功率Pw為: 式中:Fw-工作機阻力,N Vw-工作機線速度,m/s將數據 Fw=2.0(F/KN)帶入公式 2輸出功率Pd計算總效率n時應該注意的問題： 1軸承的效率均一對軸承而言。 2一般情況下推薦的效率值是在一個范圍之內，可根據傳動副.軸承和聯軸器等的工作條件.精度等選取具體值。 3蝸桿轉動效率與蝸桿的材料.參數等因素有關，設計時可以先初估計蝸桿頭數，初選其效率值，待蝸桿傳動參數確定后再精確地計算效率，并校核傳動功率。Pw=5.1KW由?機械設計課程設計?P10表23查得：n鏈0.96 n軸承0.99

10、n齒0.97 n聯軸器0.99 n卷筒0.96由任務要求知: 鏈*5 軸承*齒*3聯軸器*卷筒查表代入 得:0.97*0.99 5*0.97*0.9930.96=0.833由公式 電動機容量的選擇須根據工作機容量的需要來確定。如所選電動機的容量過大，必然會增加本錢，造成浪費；相反容量過小，那么不能保證工作機的正常工作，或使電動機長期過載，發熱量大而過早損壞。因此所選電動機的額定功率Ped應等于或稍大于電動機所需要的實際功率Pd,即Ped>Pd在計算傳送裝置的總功率時,應注意以下幾點:1)取傳動副效率是否以包括其軸效率,如包括那么不應計算軸承效率2)軸承的效率通常指-對軸承而言3)同類性的

11、幾對傳動副,軸承,或聯軸器,要分別考慮效率4)當資料給出的效率為-范圍時,一般可以取中間值,如工作條件差,加工條件差,加工精度低或維護不良時應取低值,反之應取高值.3確定工作機轉速 額定功率相同的同類電動機，可以有幾種轉速供選擇，如三相異步電動機就有四種常用的同步轉速，即：3000rmin.1500rmin.1000rmin.750rmin。電動機的轉速高，極對數少，尺寸和質量小，價格廉價，但會使轉動裝置的轉動比加大，結構尺寸偏大，本錢也變高；假設選用低速的電動機那么相反。因此，應對電動機及傳動裝置做全面的考慮。綜合分析比較。以確定合理的電動機轉速。一般來說，如無特殊要求，通常多項選擇用同步轉

12、速為1500rmin或1000rmin的電動機。公式: 代入數據:V=1.6m/s,d=300mm(注:式中為輸送帶速度為滾筒轉矩) 為了便于選擇電動機轉速，需要先考慮電動機轉速得可選范圍。由?機械設計課程設計?P6表21查得鏈傳動常用的傳動比i鏈=25，圓柱齒輪傳動常用的傳動比i齒=35，由工作機的轉速及各級傳動副的合理傳動比范圍。可推算出電動機轉速的可選范圍。即 n=·····式中電動機可選轉速范圍。各級傳動機構的合理傳動比范圍電動機轉速可選范圍為： 鏈×齒×=(625) ×101.91=611.462547.

13、754型號選擇 綜合考慮電動機和轉動裝置的尺寸,結構和帶裝動，及減速器的轉動比,故查表知電動機型號可選擇:Y132-4轉速是 1440rmin以下附電動機選擇計算表:電動機類型Y系列一般用三相異步電動機選擇電動機功率 Pw=3.2(kw)0.833輸出功率: 確定電動機轉速型號選擇Y132M-43. 傳動裝置總傳動比計算并分配傳動比電動機選定以后，根據電動機滿載轉速nm及工作機轉速nw就可以計算出傳動裝置的總傳動比為： i總= 當各級傳動機構串聯是，傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比的連乘積，即： I總=i1·i2·i3·in式中，各級傳動機構的傳動比 。i總=由傳

14、動方案可知，傳動裝置的總傳動比等于各級合理地分配各級傳動比，在傳動裝置總體設計中很重要地，它將直接影響到傳動裝置外廓尺寸.質量.潤滑條件.本錢地上下.傳動零件地圓周速度大小及精度等級地上下。要同時滿足各方面地要求是不現實的，也是非常困難的，應根據具體設計要求，進行分析比較，首先滿足主要要求，盡量兼顧其他要求。在合理分配傳動比時應該注意以下幾點。1 .各級傳動比都應在常用的合理范圍之內，以符合各種傳動形式的工作特點，能在最正確狀態下運轉，并使結構緊湊，工藝合理。2 .應使傳動裝置結構尺寸較小，質量較輕。3 .應使各傳動件尺寸協調，結構均勻稱合理，防止相互干擾碰撞。傳動裝置的總傳動比i總= =14

15、.13i =14.13分配各級傳動比初選齒輪傳動比i1=4i2=3.53注：各級傳動比見?機械設計課程設計?P12表244. 傳動裝置的運動參數和動力參數計算機械傳動裝置的運動參數和動力參數，主要指的是各軸的功率、轉速和轉距，它為設計計算傳動比和軸提供極為需要的依據。計算各軸運動和動力參數時，應將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依此編號，定為0軸電機軸、1軸、2軸，相鄰兩軸之間的傳動比表示為i01、i12、i23，相鄰兩軸的傳動比效率為01、12、23、，各軸的輸入功率為P1、P2、P3，各軸的輸入轉距為T1、T2、T3、，各軸的輸入轉速為n1、n2、n3。電動機軸的輸出功率、轉速、和轉距為1.

16、 轉動比分配工作機的轉速 nw=r/min i總= i齒=4，i鏈=將電動機至工作機的軸依次編號為0，1，2，3（1） 轉速n （2） 功率P P1=P0聯軸=3.90.990.99=3.82Kw 齒軸=3.820.970.99=3.67Kw 鏈軸=3.670.960.99=3.42Kw（3） 轉矩 鏈軸=25.860.990.99=25.35 鏈齒i齒=25.350.970.964=94.42鏈i鏈=94.420.963.53=319.98 具體計算數據如下:0軸P0=3.9 (Kw)n0=nm=1440(r/min)T0=9550 =9550=25.86 (N.m)P0=3.9(Kw)n0

17、=1440(r/min)T0=25.86( N.m)1軸(高速軸)P1=P0聯軸=3.9×0.99×0.99=3.82(Kw)n1=n0=1440(r/min)T1=T0聯軸=25.86×0.99×0.99=25.35 (N.m)P1=3.82 (Kw)n1=1440(r/min)T1=25.35 (N.m)2軸底速軸P2=P1齒軸=3.82×0.97×0.99=3.63(Kw)n2= =360(r/min)T2=T1鏈齒i齒=25.35×0.97×0.96×4=94.42(N.m)P2=3.63 (Kw

18、)n2=360(r/min)T2=94.42 (N.m)3軸滾動軸P3=P2鏈軸=3.63×0.99×0.96=3.42(Kw)n3= = =101.98(r/min)T3=T2鏈i鏈=94.42×0.96 ×3.53=319.98(N.m)P3=3.42 (Kw)n3=101.98(r/min)T3=319.97(N.m)具體計算數據如下：軸名功率PKW轉速nrmin轉矩T(N·M)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出03.9 144025.8610.9913.8 144025.3510.9923.6336094.4240.9733.42101.98

19、319.973.530.965.齒輪傳動設計計算 設計單級標準直齒圓柱齒輪減速的齒輪傳動。該減速器用電動機驅動，載荷平穩，單向運轉。按下表步驟計算：計算工程計算內容計算結果1.選擇材料與熱處理方式因該齒輪傳動比無特殊要求，故可選一般材料，而且為軟齒面。小齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度為220250HBS.大齒輪材料為45鋼，正火處理，硬度為170210HBS2.選擇齒輪精度因為是一般減速器，應選擇8級精度，要求齒面粗糙度Ra(3.2-6.3)m初選8級精度計算齒輪比z小齒輪的轉矩T1由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒輪在兩軸之間對稱布置，查書P192表10-11= K=1.2

20、5=5確定齒數在Z1Z2對于周期性的變化的荷載，為防止最大荷載總是作用在某一對或幾對齒輪上而使磨損過于集中， Z1Z2應互為質數。 Z1=27 ，Z2=100選擇齒寬系數因單級齒輪傳動為對稱分，而齒輪齒面又為軟齒面， 查書機械零件課本P118表7-8d=1.1應力循環次數N1=60njLh=60×1440 (10×300×8×2)=4.15×109 N1=4.15×109N2=1.04×109許用接觸應力由機械零件課本書P120表7-9，對于一般可靠接觸平安系數SHmin=1.05 SFmin=1.25 H1=509.1(M

21、pa)H2=481.8(Mpa)齒輪分度圓直徑由于嚙合接觸應力是一樣的，故用小齒輪應力計算d=50(mm)確定齒輪模數 查機械原理書P141表7-2標準齒數表，取標準模數m=1.5 取m=1.5實際齒數比和相對誤差不符合任務書中5%的誤差選用大齒輪齒數為106符合任務書中5%的誤差計算齒輪主要尺寸d1=mz1=1.5×27=40.5d2=mz2=1.5×106=159中心距 a=0.5(d1+d2)=95.25齒輪寬 b2=d×d1=1.1×40.5=44.55(mm)b1=b2+(510)=50(mm)d1= 40.5(mm)d2=159 (mm) a

22、=95.25(mm)b2=44.55(mm)b1=50(mm)校核齒輪強度確定兩齒輪的彎曲應力由機械零件書P123查得齒輪彎曲疲勞極限Blim1=210(Mpa)Blim2=190(Mpa)由最小平安系數SF=1.25Blim1=210(Mpa)Blim2=190(Mpa)B1=150(Mpa)B2=135.7(Mpa) 齒形系數YF應力修正系數YS計算兩齒輪齒根的彎曲應力由機械零件P116表7-7得YF1=2.62YS1=1.59YF2=2.18YS2=1.79計算齒輪齒根彎曲應力由F1=78(Mpa)<F1=132.222(Mpa)彎曲強度足夠驗算圓周速度V并選取齒輪精度 查表 10

23、.25得8級精度適宜齒輪幾何尺寸計算齒頂圓直徑da ha*=1da1=d1+2ha=(Z1+2ha*)m=(27+2×1) ×1.5=43.5(mm)da2=d2+2ha=(Z2+2ha*)m=(106+2) ×1.5=162(mm)齒全高h(c*=0.25)h= ha+ hf =(2ha+C)m=(2 ×1+0.25) ×1.5=3.375 (mm)齒頂高：ha= ha*m=1.5mm齒根高：hf=( ha *+C)m=1.875 (mm)齒根圓直徑：df1=d1-2hf =36.75 (mm)df2=d2-2hf =146.25(mm)齒厚

24、：s=mm s=2.355mmda1=43.5 (mm)da2=162 (mm)h=3.375 (mm)ha=1.5 (mm)hf=1.875mmdf1=36.75 (mm)df2=146.25(mm)s=2.355mm齒輪結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用孔板式齒輪大齒輪的相關尺寸計算如下：軸孔直徑 ds=37.5 (mm)板孔外徑D0=Da-10m=119(mm)板孔內徑D1=79(mm)軸轂長度 L=b2=45 (mm)軸緣厚度 0=2.5m=3.75(mm)孔直徑d0=20mm孔板中心孔直徑 D2=0.5(D0+D1)=0.5(138+60)=99 (mm)齒輪倒角n=0.5(m

25、)=1 (mm)ds=37.5(mm)D0= 119(mm)D1=79 (mm)L= 45 (mm)0=3.75(mm)d0=20(mm)D=99 (mm)n=1 (mm)6.輸入軸的設計結構計算1軸的選材及許用應力2.按扭矩估算最小直徑由條件知減速器傳遞的功率屬中小功率對材料無特殊要求，故選用45鋼并調質初期由書P273表14.4查得強度極限6B=650MPa再由書P272表14.2查得許用彎曲應力G-1b=60(Mpa)正火還是調制 主動軸 d1 根據表P173表9-3軸常用的材料的A=107118 mm 假設考慮到軸的最小直徑處要安裝聯軸器，會有鍵槽，故將估算直徑加大3%5% 14.81

26、×1.03=15.26mm 16.33×1.05=17.15mm 由設計手冊P254表17-4查取直徑 取d1=16(mm)主動軸結構設計 根據設計一級減速器，可將齒輪布置在箱體中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝聯軸器 根據軸上零件的定位，裝拆方便的需要，同時，考慮到強度原那么，主動軸和從動軸均設計為階梯軸 a)初步確定安裝聯軸器處直徑d1=16(mm)因半聯軸器軸孔長度Y型，軸孔長度42(mm) 故取L1=40(mm) b)為使軸段2與密封裝置相適合并與軸段1軸肩，故d2=20(mm)軸承蓋在端面與聯軸器距離L=10(mm)軸承蓋厚=10(mm) 參考減速器箱

27、體有關資料箱體內壁到軸承距離為62(mm)故取軸段2的長度L2=52(mm) c)由軸段3與軸段2形成軸肩并與軸承相適應，故取d3=25(mm) L3=40(mm) d)由軸承初選6007的安裝尺寸得知： 軸段 d4=29(mm) 由齒輪端到箱體內壁 12(mm) 得L4=12(mm) e)由齒輪端到箱體內壁的距離為10mm，齒輪輪轂寬度為55mm,為保證齒輪固定可靠，軸段5的長度應短于齒輪輪轂寬度2mm，得L5=48mm f)d6=29(mm) L6=12(mm) g)d7=25(mm) L7=18(mm)由此初步確定軸的各段長度和直徑主動軸的強度校核 (1)計算作用力注 圓周力 徑向力 由

28、于直齒輪軸向力 Fa=0N (2)作主動軸受力簡圖 mm 水平彎矩： 鉛垂面彎矩： 合成彎距： T=2.535 ()因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化,修正系數 =0.6 當量彎矩：) 校核危害截面的強度，并危險截面 由書P176表9-5 -1b=60(Mpa) <-1b=60(Mpa) 故軸的強度足夠。修改軸的結構 因所設計軸有足夠的強度，并有一定的余量，所以此軸不必再做修改繪制軸的零件圖輸入軸運動參數7.從動軸的設計結構計算 (1)選擇軸的材料確定許用應力，由減速器傳遞功率居中小功率，對材料無特殊要求，選45鋼并經調質處理，由表14.4查得強度極限B=650(MPa)再由表

29、14.2得 許用彎曲應力-1b=60(MPa) (2)按扭轉強度估算直徑由書P173表9-3得 A=107118 )(mm) 由于軸的最小直徑處要安裝鏈輪，會有鍵槽，故將直徑加大3%5%得(23.826.8)(mm)由?機械設計手冊?P191表14-7 取標準直徑 d1=24(mm) a)繪制軸系結構草圖根據軸的軸向定位要求確定軸徑和軸長 b)初步確定軸徑d1=24(mm)軸段1的長度L1=60(mm) c)考慮到要對安裝在軸段1上的聯軸器進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為能很順利的在軸2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段2的直徑d2=30(mm)手冊P260表18-10由軸承

30、蓋右端面與輪轂左端面距離為10(mm)，軸承端蓋厚度為10(mm)，參考減速箱體有關數據，箱體內壁至軸承端蓋左側距離為62故L2=52(mm) 所以L2=52(mm) d)由軸段3與軸承相適合初選一對6207深溝球軸承故d3=35(mm) 由 得齒輪端面至箱體內壁的距離為12.5(mm) 故軸段3的長度L3=34(mm) e)軸段4與齒輪輪轂相適合，使輪轂與套筒緊貼，要略短于輪轂長度L4=43(mm) d4=38(mm) f)軸套取 d5=42.5(mm) L5=10(mm) g)軸段6與軸承相適應 d6=39(mm) L6=5(mm)所以 d7=35(mm) L7=18(mm)由此初步確定軸

31、的各段長度和直徑從動軸強度校核(1)計算作用力 圓周力 徑向力 由于直齒圓柱齒輪軸向力 Fa=0N (2)從動軸受力 支撐點間距離L= 水平彎矩： 鉛垂面彎矩： 合成彎距： T= 2.535 因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化,修正系數 =0.6 校核危害截面的強度 由書P2176表9-5 -1b=60(Mpa) <-1b=60(Mpa) 故軸的強度足夠。修改軸的結構 由于所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改輸出軸運動參數8.滾動軸承的選擇計算滾動軸承的選擇：1主動軸的軸承考慮軸受力小且主要是徑向力，應選用深溝球軸承由手冊P236表16-2選取6305深溝球軸承一對GB/T27

32、6-1993壽命方案：壽命10年雙班制 兩軸承受純徑向載荷 由書P219表11-5可知： P= X=1 Y=0 根本容量定動載荷C表示 可得 由書P96表15.14 fT=1由球軸承=3 由L10h> 故軸承壽命合格2從動軸的軸承選擇6207深溝球軸承一對GB/T276-1993 N X=1 Y=0由書P296表15.14 fT=1 由球軸承=3 根本額定動載荷C表示 可得 由L10h>h預 故軸承壽命合格9.鍵的選擇1主動軸外伸端d=16(mm) ，考慮鍵在軸中部安裝輪轂長L=40(mm) 故由手冊P183表14-21a選擇鍵的型號和確定尺寸選C型普通鍵，材料45鋼鍵寬b=5(m

33、m)，鍵高h=5(mm)鍵長由書P279 長度系列L=35(mm)b校核鍵聯接強度由鍵，輪轂，軸材料都為45鋼，由表14.6得bs=125150(MPa)C型鍵工作長度 L=35-2.5=32.5(mm)由jy<,那么強度足夠，鍵5×32.5 GB1096-792從動軸中部d=38(mm), 考慮鍵在軸中部安裝軸段長43 故由手冊P183 表14-21a選鍵的型號和確定尺寸選A型普通鍵，材料45鋼鍵寬b=10(mm) 鍵高h=8(mm)由書P49長度系列選鍵長L=35(mm)b校核鍵聯結強度由鍵，輪轂，軸材料都為45鋼，由表14.6得bs=125150(MPa)A型鍵工作長度L

34、 =35-10=25(mm) 由 ,那么強度足夠，鍵10×25 GB1096-793從動軸外伸端d=25(mm)考慮鍵在軸中部安裝 軸段長60(mm) 由手冊P183 表14-21a選鍵的型號和確定尺寸選C型普通鍵，材料45鋼鍵寬b=8(mm) 鍵高h=7(mm)由書P279長度系列選鍵長L=50(mm)b校核鍵聯結強度由鍵，輪轂，軸的材料都為45號鋼由表14.6得C鍵的工作長度l=46mm 由，那么強度足夠，鍵 GB1096-7910.聯軸器的選擇在選擇聯軸器，首先應根據工作條件和使用要求確定聯軸器的類型，然后再根據聯軸器所傳遞的轉矩、轉速和被連接軸的直徑確定其尺寸。對于已經標準化

35、或雖未標準化但有資料和手冊可查的聯軸器，可按標準或手冊中所列數據選定聯軸器的型號和尺寸。假設使用場合較為特殊，無適當的標準聯軸器可供選用時，可按照實際需要自行設計。另外，選擇聯軸器時有些場合還需要對其中個別的有關零件作必要的驗算。1由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選凸緣聯軸器 由書P231表16.1得K=1.25由手冊P645表17-2選GYH2聯軸器 GB5843-2003軸孔的直徑 16mm 軸孔長度L= 42mm Y型(2)輸出軸 轉矩為T=319.98Nm由手冊P251表17-2 選GYH4聯軸器 GB5843-2003 軸孔的直徑d=25(mm) 軸

36、孔長度L=62(mm) Y型 型號公稱轉距(N.m)許用轉速 (r/min)軸孔直徑(mm)外徑(mm)鍵型GYH263 10000 2290A型GYH5224900025105A型11.箱體主要結構設計計算 (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625(mm) 取z=8(mm)(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45(mm) 取z1=8(mm)(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12(mm)(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12(mm)(5)箱座底凸緣厚度b2=2.

37、5z=2.5×8=20(mm)(6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(mm)<取(18mm)> (7)地腳螺釘數目n=4 (因為a<250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75×18= 13.5(mm) <取14(mm) > (9)蓋與座連接螺栓直徑 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9(mm) <取(10mm)> (10)連接螺栓d2的間距L=150-200(mm)(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(mm)<取(8mm)> (12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(mm) <取(6mm)>(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8(mm)(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1(15)凸臺高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準。(16)外箱壁至軸承座端面的距離C1C2510(17)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：9.6 (mm) (18)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12 (mm) (19)箱蓋，箱座肋厚：m1=8(mm),m2=8 (mm