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1. 數(shù)據(jù)是第七組數(shù)據(jù)：卷筒直徑320，速度0.75，轉(zhuǎn)矩760。
2. 一個齒輪是斜齒輪（高速）。一個齒輪是直齒輪（低速）。
3. 兩個齒輪中心距和控制在280。
4. 之后1:1放到A0圖紙上。不要超出，規(guī)劃好。
目 錄
課程設(shè)計任務(wù)書 1
一 電動機的選擇 2
二 分配傳動比 4
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 4
四 V帶傳動的設(shè)計 5
五 高速級齒輪傳動設(shè)計 9
六 低速級齒輪的設(shè)計 14
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計 18
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命 25
九 潤滑與密封 29
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 30
總結(jié) 31
參考文獻 32
課程設(shè)計任務(wù)書
設(shè)計一用于帶式輸送機傳動用的兩級圓柱齒輪減速器
給定數(shù)據(jù)及使用要求：
1. 已知參數(shù)
卷筒直徑：D=320mm
運輸帶速度： V=0.75m/s
運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩：T=760N.m
2.單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，載荷有輕微震動；
4. 單班制工作，使用期限10年
4.減速器小批量生產(chǎn)
5.運輸帶速度允許誤差為±5％
6.其他要求：
高速級斜齒輪、低速級直齒輪傳動，兩個齒輪中心距和控制在280mm
7.傳動簡圖如下：
圖1-1 傳動簡圖
一 電動機的選擇
1.1選擇電動機類型
電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。
1.2 電動機容量的選擇
1）運輸機所需要的功率為：
其中：T=760N.m，V=0.75m/s，D=320mm得
2）電動機的輸出功率為
——電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。
取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，球軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：
3）電動機所需功率為：
因有輕微震動 ，電動機額定功率只需略大于即可，查《機械設(shè)計手冊》表19-1選取電動機額定功率為5.5kw。
1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開式二級減速器推薦的傳動比為：
V帶的傳動比為：
得總推薦傳動比為：
所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機。
型號為Y132S-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。
二 分配傳動比
2.1 總傳動比為
2.2分配傳動比
為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱、不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比：；
則減速器的傳動比為：；
考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應(yīng)該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.3，取
則：；
；
三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率：
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：
電機軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
電機軸
4.023
26.68
1440
1
3.862
64.03
576
2
3.75
248.7
144
3
3.64
777.33
44.72
四 V帶傳動的設(shè)計
4.1 V帶的基本參數(shù)
1）確定計算功率：
已知：；；
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-8得工況系數(shù)：；
則：
2）選取V帶型號：
根據(jù)、查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖13-15選用A型V帶,
3）確定大、小帶輪的基準直徑
（1）初選小帶輪的基準直徑：
；
（2）計算大帶輪基準直徑：
；
圓整取，誤差小于5%，是允許的。
4）驗算帶速：
帶的速度合適。
5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：
中心距：
初選中心距
（2）基準長度：
對于A型帶選用
（3）實際中心距：
6）驗算主動輪上的包角：
由
得
主動輪上的包角合適。
7）計算V帶的根數(shù)：
，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-3 得：
；
（2），查表得：；
（3）由查表得，包角修正系數(shù)
（4）由，與V帶型號A型查表得：
綜上數(shù)據(jù)，得
取合適。
8）計算預(yù)緊力（初拉力）：
根據(jù)帶型A型查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表13-1得：
9）計算作用在軸上的壓軸力：
其中為小帶輪的包角。
10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：
帶型
帶輪基準直徑(mm)
傳動比
基準長度(mm)
A
2.5
1000
中心距（mm）
根數(shù)
初拉力(N)
壓軸力(N)
275
7
95.4
1324.5
4.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計
1）帶輪的材料：
采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）
2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：
V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。
五 高速級齒輪傳動設(shè)計
5.1齒輪的類型
1）依照設(shè)計要求，本設(shè)計高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動。
2）運輸機為一般工作機器，運轉(zhuǎn)速度不高，查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-2，選用8級精度。
3）材料選擇：材料選擇 選擇小齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為340HBS，大齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為320HBS，兩者材料硬度差為20HBS。
（1）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-5，取，。
查表11-4，取區(qū)域系數(shù)。
（2）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（3）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（4）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（5）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
4）螺旋角：8°<β<20°,初選β=15°
5）齒數(shù)：初選小齒輪齒數(shù)：；
大齒輪齒數(shù)：
5.2尺面接觸強度較合
1、
（1）取載荷
（2）兩支承相對小齒輪非對稱分布，故取
（3）， ，
2、計算模數(shù)
，查表取
3、,取整b=38mm
4、計算齒輪圓周速度
5.3按輪齒彎曲強度設(shè)計計算
因為所選材料硬小于350HBS,所以為軟齒面。
1）法向模數(shù)
2）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-3，得載荷系數(shù)k=1.3
3）查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表11-6，得齒寬系數(shù)
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式１０－１２得
4）小齒輪上的轉(zhuǎn)矩
5）齒形系數(shù)
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-8得：，
查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-9得：，
因為
和比較
大齒輪的數(shù)值較大。
6）法向模數(shù)
對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù),取,已可滿足彎曲強度.但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù),于是由
，取23，則
7）中心距
圓整為120mm。
8）確定螺旋角：
9）確定齒輪的分度圓直徑：
10）齒輪寬度：
圓整為40 mm
圓整后??；。
11）重合度確定
，查表得
所以
=
12）齒輪尺寸表：
將幾何尺寸匯于表：
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
端面模數(shù)
2
螺旋角
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
120mm
5.4 驗算齒面接觸強度
可知是安全的
校核安全。
5.5驗算齒面彎曲強度
校核安全
六 低速級齒輪的設(shè)計
6.1選精度等級、材料和齒數(shù)
采用7級精度，選擇小齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為340HBS，大齒輪材料為30CrMnSi（調(diào)質(zhì)）硬度為320HBS，兩者材料硬度差為20HBS。
選小齒輪齒數(shù)，
大齒輪齒數(shù)
則實際傳動比：，傳動誤差小于5％，合適。
6.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
由設(shè)計計算公式進行試算，即
1） 確定公式各計算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）小齒輪相對兩支承非對稱分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強度極限
大齒輪的接觸疲勞強度極限
（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)
（8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
計算圓周速度v
計算齒寬b
計算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
計算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)
假設(shè)，由表查得
由于載荷平穩(wěn)，由表5.2查得使用系數(shù)
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
（11）計算模數(shù)ｍ
6.3按齒根彎曲強度設(shè)計
彎曲強度的設(shè)計公式為
（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強度極限
大齒輪的彎曲疲勞強度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.3，由式１０－１２得
計算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)
由表6.4查得
（3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得
（4）計算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設(shè)計計算
對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.65mm
考慮到兩級齒輪中心距之和為280mm，上述已求得高速級中心距為120mm
則低速級中心距級
故有：（為偶數(shù)）而為整數(shù)
所以在保證齒輪強度情況下必須取模數(shù)m為偶數(shù)，故取標準值m＝4mm
并按接觸強度算得的分度圓直徑
算出小齒輪齒數(shù) 取
大齒輪齒數(shù) 取
6.4幾何尺寸計算
（1）計算分度圓直徑
（2）計算中心距 滿足要求
（3）計算齒寬寬度取60mm
6.5驗算
合適
序號
名稱
符號
計算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
19，61
2
模數(shù)
m
4mm
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
七 減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計
7.1 軸1的設(shè)計
1） 軸1的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P1=3.862Kw，n1=576n/min，T1=64.03N.m
2）求作用在齒輪上的力
周向分力為：Ft=2T2/ dm1=2*64.03/0.048=1414.7N
垂直于分度圓力為：F′= Fttgα=1414.7*tg18.43=471.4N
徑向分力為：Fr1= F′cosб1=447.3N
軸向分力為Fa1= F′sinб1=149N
法向載荷為Fn= Ft/cosα=1505.5N，如圖：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計-表15-3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且這是安裝大帶輪的直徑，取22mm。
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計：
為了滿足帶輪的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸段右端要有一軸肩，故?、?Ⅲ段直徑為dⅡ-Ⅲ=28mm。
初步選定滾動軸承，因軸承不受徑向力，根據(jù)dⅡ-Ⅲ=23mm，取用6206型號深溝球軸承，其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×16mm，則有dⅢ-Ⅳ=dⅤ-Ⅵ=30mm，LⅡ=16mm，軸承中間處用軸肩定位，這段取直徑dⅣ-Ⅴ=35mm。
右端軸承與齒輪之間應(yīng)有一套同固定，Ⅴ-Ⅵ長應(yīng)為：取套同長12mm，則LⅤ-Ⅵ=28mm。
齒輪為齒輪軸此軸段長LⅥ-Ⅶ=40mm。
取軸承端蓋總寬為32mm，外端面與大帶輪右端面間距離為10mm，故取LⅡ-Ⅲ=42mm。
結(jié)合箱體結(jié)構(gòu)，取LⅣ-Ⅴ=76mm。
軸上零件的周向定位：聯(lián)軸器與軸的周向定位均用平鍵聯(lián)接。按dⅥ-Ⅶ=18mm由查得平鍵截面b×h=8mm×7mm，鍵槽用銑刀加工，長40mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H6/n5。
求軸上的載荷：先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承支點的位置時，從查得a=13.8mm，因此作出簡支梁的軸支承夸距：為L=86.9mm。由上可知B 截面為危險截面。將B面的個數(shù)列于下表：
載荷
水平面
垂直面
支反力
FNH1=340.43N FNH2=1049.86N
FNV1=117.71N FNV2=363.01N
彎矩
MH=29821.72Nmm
MV1=10311.444Nmm
總彎矩
M=31554.09Nmm
扭矩
T2=64.03Nm
按彎扭合成應(yīng)力教核軸的強度：由式及上表的數(shù)值，取α=0.6，軸的計算應(yīng)力為：
26.4Mpa
因為軸的材料前以選定為45鋼，由表查得其[σ-1]=60Mpa，故安全。
7.2軸2的設(shè)計：
1） 軸2的轉(zhuǎn)速和功率轉(zhuǎn)矩：
P2=3.75Kw，n2=144n/min，T2=248.7N.m
2） 求作用在齒輪上的力
（1）求作用在低速級小齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
（2）求作用在高速級大齒輪上的力。因大齒輪為從動輪，所以作用在其上的力與主動輪上的力大小相等方向相反。
圓周力：
徑向力：
軸向力：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計-表15-3，取，于是得：
該軸有兩處鍵槽，軸徑應(yīng)增加5~10%，Ⅱ軸的最小直徑顯然是軸承處軸的直徑和，故
4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
?。?）擬定軸上零件的裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(a)初步選擇滾動軸承。因軸承不受軸向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，根據(jù) ，選取0基本游隙組，標準精度級的單列深溝球軸承6207型，其尺寸為，得：
軸段取安裝齒輪處的Ⅱ-Ⅲ、Ⅳ-Ⅴ取，根據(jù)齒輪寬并為保證齒輪定位準確軸段適當縮短1~2mm，故：，
軸段Ⅲ-Ⅳ為兩側(cè)齒輪定位軸環(huán)，根據(jù)箱體尺寸。(3)軸上零件的周向定位
齒輪采用平鍵聯(lián)接，按，查機械設(shè)計表得平鍵截面，聯(lián)接小圓柱齒輪的平鍵長度為36mm，聯(lián)接大圓柱齒輪的平鍵長度為50mm.
5）求軸上的載荷
對于6207型深溝球軸承，
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
6）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即圓柱齒輪的截面，取，軸的計算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計表，查得，因此，安全。
7.3 軸3及其軸承裝置、鍵的設(shè)計
1）3軸上的功率P3,轉(zhuǎn)速n3和轉(zhuǎn)矩T3
，，
2）求作用在齒輪上的力
圓周力：
徑向力：
軸向力：
3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：
該處開有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用TL9型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為10000N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為50mm，故??；半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。
4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）擬定軸上零件的裝配方案
（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故?、酡?ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。
(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用，故選用單列深溝球軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6212，其尺寸為，故，而，滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，因此，取.
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為56mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取， 。。。
3）軸上零件的周向定位
查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
4）求軸上的載荷
對于6209型深溝球軸承，
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
5) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計，
查得，因此，安全。
計得：，，根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。
八 滾動軸承及鍵的校和計算壽命
8.1輸入軸的軸承
1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h
由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，
軸向力為Fa1=159.90N，
2）．初步選擇滾動軸承型號為6206，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3）．徑向當量動載荷
動載荷為，查得，則有
由式13-5得
滿足要求。
8.2 輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長度
，合適
8.3 2軸的軸承
（1）選擇的深溝球軸承型號為6207，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得，，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程師手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設(shè)計-表13-6查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承2的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命
，合適。
8.4 3軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)接小圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為
聯(lián)接大圓柱齒輪處選用圓頭平鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
，合適
8.5 輸出軸的軸承
（1）選擇的深溝球軸承型號為6212，尺寸為，基本額定動載荷。
（2） 當量動載荷
前面已求得
，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承 1、2受到的軸向載荷為：
查簡明機械工程手冊-表7.7-39得
軸承的當量動載荷為：
按機械設(shè)計查得
（3）驗算軸承壽命
因為，所以按軸承1的受力驗算。
對于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命
，合適。
8.6輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強度
鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，
，合適
九 潤滑與密封
9.1潤滑方式的選擇
齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。
根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑
9.2密封方式的選擇
由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封
9.3潤滑油的選擇
因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載
工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。
十 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺半徑
16
凸臺高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
，
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
總 結(jié)
從設(shè)計過程中，我復(fù)習了以前學(xué)過的機械制圖知識，AUTOCAD的畫圖水平有所提高，Word輸入、排版的技巧也有所掌握，這些應(yīng)該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設(shè)計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設(shè)計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
只有做了才真正明白什么是什么.通過這次的設(shè)計,極大的提高了我們對機械設(shè)計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用。
由于課程設(shè)計過程及工程設(shè)計本身的固有特性要求我們在設(shè)計過程中稟承仔細、認真、耐心、實事求是的態(tài)度去完成這項課程，也提高了我們各個方面的素質(zhì)。
現(xiàn)在我已經(jīng)發(fā)現(xiàn)設(shè)計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設(shè)計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學(xué)到很多東西。
參考文獻
1．《機械設(shè)計》楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學(xué)出版社
2．《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
3．《機械設(shè)計課程設(shè)計手冊》第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社
4．《機械精度設(shè)計檢測》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社
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