二級圓柱齒輪減速器(機械設計設計)

《二級圓柱齒輪減速器(機械設計設計)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《二級圓柱齒輪減速器(機械設計設計)（41頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 二級圓柱齒輪減速器 計算說明書 學院： 專業(yè)： 班級： 姓名： 目　錄 目　錄 2 一、 設計數據及要求 2 二、 確定各軸功率、轉矩及電機型號.........................................................................................3 1.工作機有效功率 3 2.查各零件傳動效率值 4 3.

2、電動機輸出功率 4 4.工作機轉速 4 5.選擇電動機 4 6.理論總傳動比 4 7.傳動比分配 5 8.各軸轉速 5 9.各軸輸入功率： 5 10.電機輸出轉矩： 5 11.各軸的轉矩 5 12.誤差 6 三、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 6 四、 齒輪傳動設計與校核計算 6 （二）、低速級 16 五、初算軸徑 17 六、校核軸的強度和軸承壽命： 18 （一）、中間軸 18 （二）、輸入軸 23 （三）、輸出軸 27 7、 滾動軸承的校核計算 ......................................................

3、......................................................32 8、 平鍵聯接的選用和計算.........................................................................................................37 九、選擇聯軸器 39 十、潤滑方式 39 十一、設計總結 40 十二 、參考文獻 41 1、 設計數據及要求 1. 設計題目 設計一鏈板式輸送機傳動裝置，兩班制工作，連續(xù)單向運轉，輕微振動

4、，使用年限5年，單件生產，輸送帶允許誤差為%5。 2.原始數據 鏈條曳引力F= 5200N 鏈條速度v= 0.3m/s 鏈條節(jié)距t=125mm 鏈輪齒數Z= 6 3.方案圖 二、 確定各軸功率、轉矩及電機型號 1.工作機有效功率 2.查各零件傳動效率值 聯軸器（彈性），軸承 ，齒輪 鏈輪 故： 3.電動機輸出功率 4.工作機轉速 鏈輪轉速 電動機轉速的可選范圍： 5.選擇電動機 選電動機型號為Y112M—6，同步轉速940r/min，滿載轉速1000r/min，額定功率2.2Kw

5、 電動機外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底腳安裝尺寸 底腳螺栓直徑 K 軸伸尺寸 DE 建聯接部分尺寸 FCD 132 216140 12 3880 108 6.理論總傳動比 7.傳動比分配 ， 故 ， 8.各軸轉速 9.各軸輸入功率： 10.電機輸出轉矩： 11.各軸的轉矩

6、 12.誤差 帶式傳動裝置的運動和動力參數 軸 名 功率 P/ Kw 轉矩 T/ N.m 轉速 n/ r/min 傳動比 i 效率 η/ % 電 機 軸 1.91 19.40 940 1 99 Ⅰ 軸 1.83 18.63 940 4.28 96 Ⅱ 軸 1.76 76.60 219.63 3.05 96 Ⅲ 軸 1.69 224.32 72.01 Ⅳ 軸 1.52 222.08 72.01 3 98 鏈輪軸 1.51 213.26 24 三

7、、選擇齒輪材料，熱處理方式和精度等級 考慮到齒輪所傳遞的功率不大，故小齒輪選用45#鋼，表面淬火，齒面硬度為40～55HRC，齒輪均為硬齒面。 選用8級精度。 4、 齒輪傳動設計與校核計算 4.1 高速級齒輪傳動的設計計算 1.齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1）齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級小齒輪選用40Cr滲碳淬火，齒面硬度為 55HRC，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限 高速級大齒輪選用鋼正火,表面淬火，齒面硬度為55HRC,接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限。取小齒齒數=19 則

8、Z=iZ=4.2819=81.32 取Z=82。 ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇8級，齒根噴丸強化。 2.初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 確定各參數的值: ①試選=1.6 查《機械設計》表10-6 選取區(qū)域系數 Z=2.5 由圖10-26查得 則 ②由公式10-13計算應力值環(huán)數 ③查圖10-19得：, ④齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得: 許用接觸應力 ⑤由表10-6得： =189.8M

9、P 由表10-7得: =1 3.設計計算 ①小齒輪的分度圓直徑d ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數 計算齒寬b b==48.39mm 計算摸數m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h=2.25 =2.251.86=4.176 ⑤計算縱向重合度 =0.318 ⑥計算載荷系數K 使用系數=1 根據,8級精度, 查《機械設計》圖10-8得 動載系數K=1.08, 查表10-4得K=1.45 查圖10-13得: K=1.38 查表10-3 得: K==1.4 故 ⑦按實際載荷系數校正所算得的

10、分度圓直徑 ⑧計算模數 4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 ⑴ 確定公式內各計算數值 ① 小齒輪傳遞的轉矩 ② 計算當量齒數 ③ 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角 ⑤ 載荷系數K ⑥ 查取齒形系數和應力校正系數 查《機械設計》表10-5得: 齒形系數＝2.85 ＝2.24 應力校正系數＝1.54 ＝1.77 ⑦ 重合度系數 根據，從圖10-28查得=0.88 ⑧ 計算大小齒輪的 查圖10-18

11、得彎曲疲勞壽命系數: K=0.9 K=0.95 取彎曲疲勞安全系數 S=1.25 []= []= 比較結果 小齒輪的數值大，所以對小齒輪進行計算。 ⑵ 設計計算 ① 計算模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=40.36來計算應有的齒數.于是由: 取z=19 那么z=3.5519=67.45 取整為68 ② 幾何尺寸計算 計

12、算中心距 將中心距圓整為100mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多,故參數,,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整的 4.2 低速級齒輪傳動的設計計算 1.齒輪材料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪 （1）齒輪材料及熱處理 ① 材料：高速級小齒輪選用40Cr滲碳淬火，齒面硬度為 55HRC，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限 高速級大齒輪選用鋼正火,表面淬火，齒面硬度為55HRC,接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限。取小齒齒數=23

13、則 Z=iZ=2.5423=58.42 取Z=59。 ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇8級，齒根噴丸強化。 2.初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 確定各參數的值: ①試選=1.6 查《機械設計》表10-6 選取區(qū)域系數 Z=2.5 由圖10-26查得 則 ②由公式10-13計算應力值環(huán)數 ③查圖10-19得：, ④齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數S=1,應用公式10-12得: 許用接觸應力 ⑤由表10-6得： =189.8MP

14、 由表10-7得: =1 3.設計計算 ①小齒輪的分度圓直徑 ②計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數 計算齒寬b b==37.40mm 計算摸數m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高h=2.25 =2.252.43=5.47 ⑤計算縱向重合度 =0.318 ⑥計算載荷系數K 使用系數=1 根據,8級精度, 查《機械設計》圖10-8得 動載系數K=1.02, 查表10-4得K=1.454 查圖10-13得: K=.42 查表10-3 得: K==1.4 故 ⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑

15、 ⑧計算模數 4. 齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式 ⑴ 確定公式內各計算數值 ① 小齒輪傳遞的轉矩 ② 計算當量齒數 ③ 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得＝1 ④ 初選螺旋角 初定螺旋角 ⑤ 載荷系數K ⑥ 查取齒形系數和應力校正系數 查《機械設計》表10-5得: 齒形系數＝2.60 ＝2.24 應力校正系數＝1.59 ＝1.77 ⑦ 重合度系數 根據，從圖10-28查得=0.88 ⑧ 計算大小齒輪的 查圖10-18得彎曲疲勞壽命

16、系數: K=0.9 K=0.95 取彎曲疲勞安全系數 S=1.25 []= []= 比較結果 小齒輪的數值大，所以對小齒輪進行計算。 ⑵ 設計計算 ① 計算模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=62.86來計算應有的齒數.于是由: 取z=20 那么z=2.9220=58.4 取整為59 ② 幾何尺寸計算 計算中心距 將

17、中心距圓整為122mm。 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多,故參數,,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑 計算齒輪寬度 圓整的 4.3 齒輪校核 （一）高速軸 校核齒面接觸疲勞強度 由參考文獻[1] P135公式8.7 式中各參數： （1）齒數比。 （2）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數。 （3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數。 （4）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數 （5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得

18、螺旋角系數 （5）由參考文獻[1] P145公式8.26計算許用接觸應力 式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146 圖8.28（）分別查得， ； ——壽命系數，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ，； ——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得。故 滿足齒面接觸疲勞強度。 （二）、低速級 校核齒面接觸疲勞強度 由參考

19、文獻[1] P135公式8.7 式中各參數： （1）齒數比。 （2）由參考文獻[1] P136表8.5查得彈性系數。 （3）由參考文獻[1] P136圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數。 （4）由參考文獻[1] P136圖8.15查得重合度系數 （5）由參考文獻[1]P142圖8.24查得螺旋角系數 （5）由參考文獻[1] P145公式8.26計算許用接觸應力 式中： ——接觸疲勞極限，由參考文獻[1] P146 圖8.28（）分別查得， ；

20、 ——壽命系數，由參考文獻[1] P147圖8.29查得 ，； ——安全系數，由參考文獻[1] P147表8.7查得。故 滿足齒面接觸疲勞強度。 五、初算軸徑 由參考文獻[1]P193公式10.2可得： 齒輪軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯軸器對軸徑的要求，最后取。 中間軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及軸承壽命的要求，最后取 輸出軸的最小直徑：?？紤]到鍵對軸強度的削弱及聯軸器對軸徑的要求，最后取。 式中：——由許用扭轉應力確定的系數，由參考文獻[1]P193表10.2，取

21、六、校核軸及鍵的強度和軸承壽命： （一）、中間軸 1.齒輪2（高速級從動輪）的受力計算： 由參考文獻[1]P140公式8.16可知 式中：——齒輪所受的圓周力，N； ——齒輪所受的徑向力，N； ——齒輪所受的軸向力，N； 2.齒輪3（低速級主動輪）的受力計算： 由參考文獻[1]P140公式8.16可知 式中：——齒輪所受的圓周力，N； ——齒輪所受的徑向力，N； ——齒輪所受的軸向力，N； 3.齒輪的軸向力平移至軸上所產生

22、的彎矩為： 4.軸向外部軸向力合力為： 5.計算軸承支反力： 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ，與所設方向相反。 軸承2，與所設方向相反。 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力： 6.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側，豎直方向 水平方向 b-b剖面右側，豎直方向 水平方向 a-a剖面右側合成彎矩為 b-b剖面左側合成彎矩為 故a-a剖面右側為危險截面。 7.計算應力 初定齒輪

23、2的軸徑為=38mm，軸轂長度為10mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=108，t=5mm,=25mm。齒輪3軸徑為=40mm，連接鍵由P135表11.28選擇=128，t=5mm,=32mm，轂槽深度=3.3mm。 由 ，故齒輪3可與軸分離。 又a-a剖面右側（齒輪3處）危險，故： 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應力 扭剪應力 8.計算安全系數 對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知: 抗拉強度極限=650MPa 彎曲疲勞極限=300MPa 扭轉疲勞極限=155MPa

24、由表10.1注②查得材料等效系數： 軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得 絕對尺寸系數由附圖10.1查得： 鍵槽應力集中系數由附表10.4查得：（插值法） 由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數 查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的 9．校核鍵連接的強度 齒輪2處鍵連接的擠壓應力 齒輪3處鍵連接的擠壓應力 由于鍵，軸，齒輪的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！ 10.計算軸承壽命 由參考文獻[2]P138表12.2查7

25、207C軸承得軸承基本額定動負荷=23.5KN，基本額定靜負荷=17.5KN 軸承1的內部軸向力為： 軸承2的內部軸向力為： 故軸承1的軸向力， 軸承2的軸向力 由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數，載荷系數，壽命系數。由P218公式11.1c得軸承1的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命 ，故軸承壽命滿足要求 （二）、輸入軸 1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關系可得，齒輪軸1所受的力與齒輪2所受的力

26、大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力 2.平移軸向力所產生的彎矩為： 3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐反力： 4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 危險截面在a-a剖面左側。 5.計算截面應力 由參考文獻[1]P205附表10.1知：

27、 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應力 扭剪應力 6．計算安全系數 對調質處理的45#鋼，由參考文獻[1]P192表10.1知: 抗拉強度極限=650MPa 彎曲疲勞極限=300MPa 扭轉疲勞極限=155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數： 軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得 絕對尺寸系數由附圖10.1查得： 由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數 查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的 7.校核

28、鍵連接的強度 聯軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=87，t=4mm,=40mm。軸徑為=25mm 聯軸器處鍵連接的擠壓應力 由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！ 8.計算軸承壽命 由參考文獻[2]P138表12.2查7206C軸承得軸承基本額定動負荷=17.8KN，基本額定靜負荷=12.8KN 軸承1的內部軸向力為： 軸承2的內部軸向力為： 由于 故軸承1的軸向力， 軸承2的軸向力 由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根據軸承的工作條件，查參

29、考文獻[1]P218~219表11.9，11.10得溫度系數，載荷系數，壽命系數。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命 ，故軸承壽命滿足要求。 （三）、輸出軸 1.計算齒輪上的作用力 由作用力與反作用力的關系可得，齒輪4所受的力與齒輪3所受的力大小相等，方向相反。即：軸向力，徑向力，圓周力 2.平移軸向力所產生的彎矩為： 3.計算軸承支撐反力 豎直方向，軸承1 軸承2 水平方向，軸承1 ， 軸承2， 軸承1的總支撐反力： 軸承2的總支撐

30、反力： 4.計算危險截面彎矩 a-a剖面左側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 a-a剖面右側，豎直方向 水平方向 其合成彎矩為 危險截面在a-a剖面左側。 5.計算截面應力 初定齒輪4的軸徑為=44mm，連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=128，t=5mm,=28mm。 由參考文獻[1]P205附表10.1知： 抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應力 扭剪應力 6．計算安全系數 對調質處理的45#鋼，由參考

31、文獻[1]P192表10.1知: 抗拉強度極限=650MPa 彎曲疲勞極限=300MPa 扭轉疲勞極限=155MPa 由表10.1注②查得材料等效系數： 軸磨削加工時的表面質量系數由參考文獻[1]P207附圖10.1查得 絕對尺寸系數由附圖10.1查得： 鍵槽應力集中系數由附表10.4查得：（插值法） 由參考文獻[1]P201公式10.5，10.6得，安全系數 查P202表10.5得許用安全系數[S]=1.5~1.8，顯然S>[S]，故危險截面是安全的 7.校核鍵連接的強度 聯軸器處連接鍵由參考文獻[2]P135表11.28選擇=108，t=5mm,=7

32、0mm。軸徑為=35mm 聯軸器處鍵連接的擠壓應力 齒輪選用雙鍵連接，180度對稱分布。 齒輪處鍵連接的擠壓應力 由于鍵，軸的材料都為45號鋼，由參考文獻[1]查得，顯然鍵連接的強度足夠！ 8.計算軸承壽命 由參考文獻[2]P138表12.2查7208C軸承得軸承基本額定動負荷=26.8KN，基本額定靜負荷=20.5KN 軸承1的內部軸向力為： 軸承2的內部軸向力為： 由于 軸承1的軸向力 故軸承2的軸向力 由 由參考文獻[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根據軸承的工作條件，查參考文獻[1]P218~219表11.9

33、，11.10得溫度系數，載荷系數，壽命系數。由P218公式11.1c得軸承2的壽命 已知工作年限為5年2班,故軸承預期壽命 ，故軸承壽命滿足要求 七、滾動軸承的校核計算 (一)高速軸的滾動軸承校核計算： 選用的軸承型號為代號為33007,由資料[1]表9-16查出=63200N =46800N 由工作條件知軸承的預期壽命為=283005=34000h，由軸的設計可知作用在齒輪上的力分別為 1.求作用在軸承上的載荷： （1)徑向負荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-1所示： 則，由力的分析可知（軸的設計計算時已算出）：

34、 圖5-1 1處軸承, 2處軸承, （2).軸向載荷： 對于33007型軸承，按資料[1]表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知33007型軸承Y=2,e=0.31 則軸承的派生軸向力 則軸承的軸向力 軸承2壓緊，軸承1放松 （3).計算當量動載荷： 求比值. 則 2.驗算軸承壽命： 因為,故只需校核2處軸承即可. 滾子軸承=10/3 解雇所選的軸承合格。 (二)中間軸滾動軸承的校核計算： 選用的軸承型號為代號為33010,由資料[1]表9-16查出=110000N =76800N 由工作條件

35、知軸承的預期壽命為=283005=24000h，由軸的設計可知作用在齒輪上的力分別為 1.求作用在軸承上的載荷： （1).徑向負荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-2-1所示： 則，由力的分析可知（軸的設計計算時已算出）： 圖5-2-1 4處軸承, 3處軸承, （2).軸向載荷： 對于33010型軸承，按資料[2]表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知33010型軸承Y=1.9,e=0.32 則軸承的派生軸向力 由，則軸承4“壓緊”，軸承3“放松” （3).計算當量動載荷： 求比值. 則

36、： 2.驗算軸承壽命： 因為,故只需校核3處軸承即可. 滾子軸承=10/3 具有足夠的使用壽命. (三)低速軸滾動軸承校核計算： 選用的軸承型號為代號為32013，由資料[1]表9-16查出=128000N，=82800N 由工作條件知軸承的預期壽命為=283005=24000h，由軸的設計可知作用在齒輪上的力分別為 1.求作用在軸承上的載荷： （1)徑向負荷： 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個力系，如圖5-3-1所示： 則，由力的分析可知（軸的設計計算時已算出）： 圖5-3-1 6處軸承, 5處軸承,

37、 （2).軸向載荷： 對于32013型軸承，按資料[1]表13-7，軸承派生軸向力，查手冊知32013型軸承Y=1.3,e=0.46 則軸承的派生軸向力 由，則軸承5“壓緊”，軸承6“放松” （3).計算當量動載荷： 求比值. 則 2.驗算軸承壽命： 因為,故只需校核5處軸承即可. 滾子軸承=10/3 具有足夠的使用壽命. 八、平鍵聯接的選用和計算 (一) 輸入軸上兩個平鍵聯接的強度計算： 大帶輪與軸的平鍵： 由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查

38、得許用應力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=40-8=32mm,接觸高度=h/2=7/2=3.5mm 由資料[2]式（6-1）得： 可見鍵的聯接強度足夠.，則該鍵合格。 鍵的標記為：鍵 （二）中間軸上鍵聯接的強度計算： 由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查得許用應力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=45-16=29mm,接觸高度=h/2=10/2=5mm 由資料[1]式（6-1）得： 可見鍵的聯接強度足夠.，則該鍵合格。 鍵的標記為：鍵 （三）輸出軸上的兩個平鍵的強度計算： 1.聯接大

39、齒輪與軸的平鍵的計算： 由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查得許用應力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=63-20=43mm,接觸高度=h/2=12/2=6mm 由資料[1]式（6-1）得： 可見鍵的聯接強度足夠，則該鍵合格。 鍵的標記為：鍵 2.聯軸器與軸的平鍵的計算： 由軸的設計時知鍵的截面尺寸為 ， ，鍵和軸以及半聯軸器的材料都是鋼，由資料[1]表6-2查得許用應力=110MPa 鍵的接觸長度=L-b=80-18=62mm,接觸高度=h/2=11/2=5.5mm 由資料[1]式（6-1）得：

40、 可見鍵的聯接強度足夠.，則該鍵合格。 鍵的標記為：鍵 九、選擇聯軸器 由于電動機的輸出軸徑（d=38mm）的限制，故由參考文獻[2]P127表13-1選擇聯軸器為HL1型彈性柱銷聯軸器聯，孔徑取25mm。由于輸出軸上的轉矩大，所選聯軸器的額定轉矩大，故選HL3型，孔徑取35mm。 十、潤滑方式 由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于2m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大，故潤滑油選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB5903——1986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在68——80mm之間。軸承

41、的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY1413——1980）。牌號為ZL——2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴?。所以要軸承與集體內壁之間設置擋油環(huán)。 九、減速器附件： 1.窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長120mm，寬90mm。蓋板周圍分布6個M616的全螺紋螺栓。由于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可?？紤]到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。

42、 2.通氣器：為防止由于機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內環(huán)境中，故選用結構簡單的通氣螺塞即可。 3.放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機座底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M201.5?？紤]到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質為工業(yè)用革的皮封油圈。 4.油面指示器：為了能隨時監(jiān)測油池中的油面高度，以確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài)，故需設置油面指示器。在本減速器中選用桿式油標尺，放置于機

43、座側壁，油標尺型號選擇為M12。 5.吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，在機蓋上設置吊耳，在機座上設置吊鉤。吊耳用于打開機蓋，而吊鉤用于搬運整個減速器?？紤]到起吊用的鋼絲直徑，吊耳和吊鉤的直徑都取20mm。 6．定位銷：本減速器機體為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓聯接后，在鏜孔之前，在機蓋與機座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷，安置在機體縱向兩側的聯接凸緣得結合面上，呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A635。 7.起蓋螺釘：在機蓋與機座聯接凸緣的結合面上，為了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封膠。因此聯接結合較緊，

44、不易分開。為了便于拆下機蓋，在機蓋地凸緣上設置一個起蓋螺栓。取其規(guī)格為M1022。其中螺紋長度為16mm，在端部有一個6mm長的圓柱。 十一、設計總結 這次關于鏈板式運輸機上的兩級圓柱輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質大有用處。通過二個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識，為我們以后的工作打下了堅實的基礎。 通過減速器的設計，使我對機械設計的方法、步驟有了較深的認識。熟悉了齒輪、帶輪、軸等多種常用零件的設計、校核方法；掌握了如何選用標準件，如何查閱和使用手冊，如何繪制零件圖、裝配圖；

45、以及設計非標準零部件的要點、方法。進一步鞏固了以前所學的專業(yè)知識，真正做到了學有所用﹑學以致用，將理論與實際結合起來，也是對所學知識的一次大檢驗，使我真正明白了，搞設計不是憑空想象，而是很具體的。每一個環(huán)節(jié)都需要嚴密的分析和強大的理論做基礎。另外，設計不是單方面的，而是各方面知識綜合的結果。 這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。從整個設計的過程來看，存在著一定的不足。像軸的強度校核應更具體全面些，盡管如此收獲還是很大。相信這次設計對我以后從事類似的工作有很大的幫助，同時也為畢業(yè)設計打下了良好的基礎。諸多不足之處，懇請老師批評指正。 十二 、參考文獻 [1] 朱龍根主編．簡明機械零件設計手冊（第2版）．北京：機械工業(yè)出版社，2005 [2] 蘆書榮主編. 機械設計課程設計.西安：西安交通大學出版社