一级圆柱齿轮减速器设计项目说明指导书(2).doc

机械设计课程设计

《一级圆柱齿轮减速器》 设计说明书

姓　　名
学 号
学　　院 机械电气化工程学院
专 业 机械设计及其自动化
班 级
指导老师 张 涵

<<机械设计基础>>课程设计任务书
目 录

一 序言……………………………………………3
二 设计题目………………………………………5
三 电动机选择…………………………………6
四 传动装置动力和运动参数……………………7
五 传动零件设计计算…………………………9
六 减速器轴设计………………………………17
七 滚动轴承验算………………………………24
八 键选择验算………………………………26
九 联轴器选择…………………………… …26
十 铸铁减速器结构关键尺寸……………… ……28
十一小结……………………………………………29
十二 致谢……………………………………… …29
十三 参考文件…………………………………… 30

<<机械设计基础>>课程设计任务书

一、机械设计课程目标和意义
　　机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全方面机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程关键综合性和实践性教学步骤。其基础目标是：
　　(1) 经过机械设计课程设计，综合利用机械设计课程和其它相关先修课程理论，结合生产实际知识，培养分析和处理通常工程实际问题能力，并使所学知识得到深入巩固、深化和扩展。
　　(2) 学习机械设计通常方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基础技能训练，如计算、绘图、熟悉和利用设计资料（手册、图册、标准和规范等）和使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
（4）机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。

二、机械设计课程内容
　　选择作为机械设计课程题目，通常是通常机械传动装置或简单机械。
　　课程设计内容通常包含：确定传动装置总体设计方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数；传动零件、轴设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件选择及校核计算；箱体结构及其附件设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。
　　在设计中完成了以下工作：
　　① 减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
　　② 零件工作图2～3张（传动零件、轴、箱体等）；
　　③ 设计计算说明书1份，6000～8000字。

三、机械设计课程设计步骤
　　机械设计课程设计步骤通常是依据设计任务书，确定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理设计方案，进行必需计算和结构设计，最终用图纸表示设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。
　　机械设计课程设计通常可根据以下所述多个阶段进行：
1 设计准备
　① 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。
　② 了解设计对象，阅读相关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。
　③ 浮系课程相关内容，熟悉机械零件设计方法和步骤。
　④ 准备好设计需要图书、资料和用具，并确定设计计划等。
2 传动装置总体设计
　① 确定传动方案——圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。
　② 计算电动机功率、转速、选择电动机型号。
　③ 确定总传动比和分配各级传动比。
　④ 计算各轴功率、转速和转矩。
3 各级传动零件设计
　① 减速器外传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。
　② 减速器内传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。
4 减速器装配草图设计
　① 选择百分比尺，合理部署试图，确定减速器各零件相对位置。
　② 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴结构设计。
　③ 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键校核计算。
　④ 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件结构设计。
5 减速器装配图设计
　① 标注尺寸、配合及零件序号。
　② 编写明细表、标题栏、减速器技术特征及技术要求。
　③ 完成装配图。
6 零件工作图设计
　① 轴类零件工作图。
　② 齿轮类零件工作图。
　③ 箱体类零件工作图。
四、课程设计基础要求
1、 认真、仔细、整齐。
2、 理论联络实际，综合考虑问题，努力争取设计合理、实用、经济、工艺性好。
3、 正确处理继承和创新关系，正确使用标准和规范。
4、 学会正确处理设计计算和结构设计间关系，要统筹兼顾。
5、 所绘图纸要求正确、表示清楚、图面整齐，符合机械制图标准；说明书要求计算正确、书写工整，并确保要求书写格式。

五、减速器设计计算、校核、说明和结果

1.设计任务书
1.1设计任务
设计一用于带式运输机上三角带——单级圆柱齿轮减速器，传动系统为采取两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。
1.2原始数据
运输带拉力：F=4750N
运输带速度：V=1.6m/s
卷筒直径：D=390mm
1.3工作条件
工作机空载开启，载荷改变不大，单向运转使用期限，天天工作8小时，每十二个月工作300天。运输带许可速度误差±5%。
2.传动系统方案确定
传动方案图：

3.电动机选择
3.1选择电动机类型
按按工作要求和条件，选择三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
3.2选择电动机容量
电动机所需工作功率为
P= KW
因为
P= KW
所以 P= KW
由电动机至运输带传动总效率为
η=ηη
式中：η，η，η，η分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器传动效率。
取η=0.96，η=0.98，η=0.97，η=0.96则
η=0.96×0.98³×0.97×0.96=0.85
所以 P===8.94kW

3.3确定电动机转速
卷筒机工作转速：n==r/min.
按表1推荐传动比合理范围，取V带传动传动比 i=2~4，一级圆柱减速器传动比 i=3~6,
则总传动比合理范围为：i=6~24，故电动机转速可选范围为：
nd= i×n=（6~24）×78.35=（470~1880.4） r/min.
符合这一范围同时转速有：750，1000和1500 r/min.
性能以下页表1
依据容量和转速，由相关手册查出，列表以下表，综合考虑选
第二方案较适宜，所以选型号Y160L—6，

表1
方案
电动机型号
额定功率Pkw
电动机转速 r/min
电动机重量N
传动装置传动比
同时转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y160M—4
11
1500
1460
123
18.63
3.5
5.32
2
Y160L—6
11
1000
970
147
12.38
2.8
4.42
3
Y180L—8
11
750
730
184
9.32
2.5
3.73
4.计算传动装置总传动比和分配各级传动比
4.1总传动比
由式（7）i==
4.2分配传动装置传动比
由式（8） i=i×i
式中i,i分别为带传动和减速器传动比。为使V带
传动外廓尺寸不致过大，初步取i=2.8，则i==
n=87.31r/min.
4.3分配减速器各级传动比
因为为一级齿轮，故齿轮传动比为：i=4.42
5.计算传动装置运动和动力参数
5.1各级轴转速
Ⅰ轴 n== r/min
Ⅱ轴 n=== r/min
卷筒轴 n= n=78.38 r/min
5.2各轴输入功率
Ⅰ轴 P=P×η= P×η=8.94×0.96=8.5824KW
Ⅱ轴 P= P×η= P×η×η=8.5824×0.98×0.97=8.158KW
卷筒轴 P= P×η= P×η×η=8.158×0.98×0.96= 7.84KW
其输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。
Ⅰ轴 P'= P×0.98=8.5824×0.98=8.41kw
Ⅱ轴 P'= P×0.98=8.158×0.98=7.99kw
卷筒轴 P'= P×0.98=7.84×0.98=7.68kw
5.3各轴输入转矩
电动机输出转矩：T==9550×Nm
Ⅰ、Ⅱ轴输入转矩：
Ⅰ轴：T= T×i×η= T×i×η= Nm
Ⅱ轴：
T= T×iη=T×i×η×η= Nm
卷筒轴输入转矩：T= T×η×η
= Nm
各轴输出转矩
Ⅰ轴：T'= T×0.98=236.54×0.98=231.8m
Ⅱ轴：T'=T×0.98=993.85×0.98=973.97 Nm
卷筒轴输出转矩：T'=T×0.98=954.5×0.98=935.41 Nm
Ⅰ——Ⅱ输出转矩则分别为各轴输入转矩乘轴承效率0.98.
6.传动零件设计计算
6.1 V带设计
6.1.1已知：电动机转速n=970r/min,Ⅰ轴n=346.43 r/min,
电动机输出功率P=8.94KW。
查表13-8得 K=1.1，故P= K×P=1.1×8.94=9.83Kw
6.1.2选V带型号
由P=9.83KW，n=970 r/min,由图13-15查知，选V.带B型带。
6.1.3求大小带轮基准直径，
由表13-9，取小带轮基准直径=160mm，现取160mm
由式表13-9得，
= d（1-）=2.8×160×(1-0.02)=448mm
由表（13-9）取=450mm（虽使n略有减小，但其范围小于5％，许可）。
6.1.4验算带速V
V= m/s
V在5~25 m/s范围内，适宜。
6.1.5求V带基准长度L和中心距a
初步选择中心距
a=1.5（+）=1.5（160+450）=915mm
取a=600mm，符合0.7（+）＜a＜2(+ )
式（13-2）得带长
=2a+
=2158mm
查表13-2，对A型带选择L=2240mm，再由式（13-16）计算实际中心距：
a≈a+ mm。
6.1.6验算小带轮包角α
由式（13-1）得
α=180°—>120°，适宜。
6.1.7求V带根数
由式（13—15）得 z=
令n=970 r/m，=160mm，i=2.8
查表（13-3）得 P=2.67KW
查表（13-5）得 =0.33 KW
由α= 查表（13-7）得K=0.925查表（13-2）得K=1.0，由此可得
Z==3.54
取4根
6.1.8求作用在带轮轴上压力
表（13—1）得q=0.18 kg/m，故由式（13—17）得单根v带初拉力
=
=
应使带实际初拉力F＞（F）。
作用在轴上压力
=2zsin=2570N
6.1.9带轮结构设计
小带轮毂孔径 d= D=42mm
小带轮基准直径 =84，即：故小带轮采取实心式
大带轮基准直径 =450 ≤350mm，故采取腹板式
6.2齿轮设计
已知：载荷改变不大，传动比i=4.42，小齿轮轴转速n=n=346.43 r/min，传动功率P=8..94 KW。
6.2.1决定传动形式
因为i=4.42，
直齿圆柱齿轮传动比i≤4
斜齿圆柱齿轮传动比i≤7
所以选择斜齿圆柱齿轮传动。
6.2.2 计算齿轮转矩

6.2.3选择齿轮材料、精度等级及热处理方法
考虑减速器功率不大（结构尺寸要小），中速中载材料工艺性、价格等原因，决定大小齿轮均选择45#钢制造。
采取软齿面 标准齿形（）
小齿轮调质处理 HBS1=241～286 取260
大齿轮常化（正火）处理 HBS2=217～255 取240
查图（10-20c），（10-20b） 得：
=420 MPa =350 MPa
查图（10-21d），（10-21c） 得：
=590 MPa =550 MPa
查表（10－8） 选8级精度齿轮。
6.2.4 初选小齿轮齿数和螺旋角
初选z=21，则z=i· z=21×4.41=92.82
取z=92
实际齿数比:
传动比误差: ＜5%
所以所选齿数可用。选
6.2.5 按齿面接触疲惫强度设计参数
由式（10－21） 得：

（1）初选=1.3 （表11-3）
（2）查表（10-7） 对称部署、软齿面=0.9-1.4 取1
（3）查表(10-6) =188
（4）查图（10-30） =2.45
（5）査图（10-26）可依据公式计算
＝1.645
（6）计算许用应力、
应力循环次数N=60njL
=60×342.9×1×8×300×10
＝7.48×10
应力循环次数 N=60njL／i=7.48×10/4.42
＝1.69×10
查图（10-18），（10-19） 得:
=0.89 =0.94
=0.92 =0.98
=1.25～1.50 取＝1.4（发生折断） ＝1（点蚀破坏）
所以 ：＝==267MPa
＝=230 MPa
===554.6MPa
==539M Pa
（7）计算小齿轮分度圆直径
由式（10－21）=48.62 mm
（8）初算圆周速度
===0.88m/s
（9）查表（10-2） 载荷平稳 电动机KA＝1.0
查图（10-8） =0.88 8级 =1.08
F===3619.91N
b==148.62=48.62
==774.45N/mm﹤100N/mm
查表10-3 = =1.2
查表10-4 对称部署 =1 b=48.62mm

=1.15+0.18+0.31＝1.342
===2.37
h=（2h+c）m=（2+0.25）2.37=5.33

查表10-4 ＝1.34
查图（10-13） =1.3
K==1=1.74
K= =1=1.671
（10）校正
=48.62=53.58mm
（11）重新计算模数
===2.496
（12）计算实际中心距
=167.09mm
取整数 a＝167mm
（13）校正螺旋角
=11.7
在8-20 范围内且和假设值像靠近，故其它参数无需修正。
（14）计算分度圆直径d、d
==61.58mm
= =272.15mm
d、d不能圆整,而且后面小数部分相加应为整数
(15) 计算齿宽
=1=61.58mm (实际啮合宽度)
取 b=65mm，b=65mm
（16）验算
取b=60 b=65 b b 5~10
查图(10-22)在8级精度范围内，所以选8级精度适宜
设计汇总：
Z =26 d=85.88mm b=65mm
Z=115 d=272.15mm b =60mm
m=2 a=167mm
6.2.6 齿根弯曲疲惫强度校核
==22.44
=98.3
查表(10-5) 用插入法 求得:
查取齿形系数。
由表10—5查得=2.705，=2.185
取应力校正系数。
由表10—5查得 =1.577，=1.788
===1.419
Y=2.705，Y=2.185
Y=1.577, Y=1.788
查图(10-28) 得: Y=0.90
按式（10—16）验算轮齿弯曲强度（按最小齿宽52计算）
δ =22.66MPa≤
=20.72≤
∴齿根弯曲疲惫强度安全
6.2.7齿轮结构设计
齿顶圆直径：
d===66.36mm
d===277.3mm
齿根圆直径：
d===55.7mm
===266.63mm
6.2.8 齿轮润滑
因为.v=0.88m/s<12m/s，所以采取浸油润滑，浸油深度为最大齿顶
向上10mm，计算：
h=2（2+0.25）=4.5 按10计算。
查表10-12，45#钢，v=0.88m/s，选择150v/cst运动黏度润滑油。
查表10-11，选择工业齿轮润滑油SY1172-88.牌号为：150#
v=（135-165）cst
7.轴设计计算
7.1.求各轴转矩
Ⅰ轴：T= T×i×η= T×i×η= Nmm
Ⅱ轴：
T= T×iη=T×i×η×η=993860Nmm
7.2计算作用在齿轮上力
已知.大小齿轮分度圆直径d1=61.58mm d2=167mm

式中Ft为圆周力，Fr 为径向力，Fa为轴向力
7.3 选择材料，决定最小直径
7.3.1 输入轴最小直径
（1）选择材料
因为没有特殊要求，轴材料选择45#钢，调质处理。
HBS=217～255MPa 取240MPa
A0=107～126 取120
（2）初步决定输入轴最小直径
由公式得：
==34.97mm
轴上可能有一个键槽
∴dmin=34.97×（1+7%）=37.53mm
取d=40mm
7.3.2 输出轴最小直径
（1）选择材料
因为没有特殊要求，轴材料选择45#钢，调质处理。
HBS=217～255MPa 取240MPa
A0=106～126 取106
（2）初步决定输出轴最小直径
由公式得：
mm=49.86mm
轴上可能有一个键槽
∴dmin=49.86×（1+7%）=53.35mm
其为外伸轴，最小轴径在联轴器处。
查手册，选择LT9联轴器。其dmin=55mm
7.4轴结构设计
7.4.1 高速轴结构设计
（1）拟订装配方案
轴套，挡油环，左轴承及轴承端盖从左边装入。齿轮，轴套，右轴承及轴承端盖从右边装入。
（2）依据定位要求确定各段轴直径和长度
因为其为斜齿轮传动，所以预选30209轴承。
查手册，d=45mm，D=85mm。
∴ d n=45346.43=1.56
则该轴承采取脂润滑。
取轴承端面到壳体内壁距离为8mm，齿轮端面到壳体内壁距离为20mm。
1段轴用于安装带轮，故取直径为35mm，轴长为61㎜。
2段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸。因为带轮需要轴肩定位，所以轴肩高度h=1㎜，所以轴径取为42㎜。轴承端盖外端面和半连轴器右端面间距离l=73mm， 轴承端盖凸缘厚度为t=（1～1.2）d3 取t=10mm。所以轴长取73㎜。
3 7段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为45mm.，轴长为d=20㎜。
5段轴用于安装齿轮，，则直径为54mm.，轴长为l=65㎜。
4 6段轴定位轴承l=20.5
则轴总长L=61+73+20+20.5+65+20.5+20=280㎜。
依据轴承内径d=45mm，得齿轮孔径d=54mm。
查手册 键 b×h=14×9 t=5.5 t1=3.8mm。
∴e==7.03>2mn
∴此轴为齿轮轴。
7.4.2 低速轴结构设计
（1）拟订装配方案
齿轮，轴套，挡油环，轴承，轴承端盖，联轴器从左边装入；
轴套，挡油环，轴承，轴承端盖从右边装入。
（2）依据定位要求确定各段轴直径和长度
装联轴器轴径最小，d=55mm。
查手册 d=55mm，L1=84mm。
预选择30213轴承，查手册 d=65mm，D=140mm。
dn<16×104
取轴承端面到壳体内壁距离为8mm，齿轮端面到壳体内壁距离为20mm。
I-II段轴用于安装联轴器，故取直径为55mm，半联轴器也轴配合孔长度L=84mm，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在收端面上，故1段长度比L稍小，现取l=82
2段轴用于安装轴承端盖及一部分外伸轴，外伸轴是便于拆卸螺栓和联轴器。因为联轴器需要轴肩定位，所以轴肩高度h=3.5㎜，所以轴径取为62㎜。轴承端盖凸缘厚度为t=（1～1.2）d3 取t=10mm，轴承端盖外端面和半连轴器右端面间距离l=60~70mm， 取t=10mm。
所以轴长取76㎜。
III-IV段轴用于安装轴承和挡油环，则直径为65mm.，轴长为44㎜。
IV-V段轴用于安装齿轮，此时为非轴肩定位，则直径为68mm.，轴长为L=58㎜。
V-VI段轴为轴环，因为齿轮需要轴肩定位，则轴肩高度H=2㎜，所以直径为72㎜，轴环长b>1.4h 取=23㎜。
VI-VIII段轴安装挡油环和轴承，直径为65mm.，轴长为20㎜。
则轴总长L=84+76+44+58+23+20=305㎜。
查手册 轴总长无需圆整。
7.5轴校核
7.5.1高速轴校核

求垂直面支承反力
F==390.02
F= F—F=539.05
②求水平面支承反力（图c）
F=F==1245.46
③绘垂直面弯矩图（图b）
M=F=83.55 Nm
M= F=60.45 Nm
④绘水平面弯矩图（图c）
M=F=193.05 Nm
⑤求合成弯矩图（图e）。
M== 210.35Nm
M= = 202.29 Nm
⑥求轴传输转矩（图f）
T= F×=106.96 Nm
⑦求危险截面当量弯矩
校正系数α=[σ-1/σ0]=0.6
αT=0.6×106.96=64.18

从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为
M==226.07
⑧⑴计算危险截面处轴直径
轴材料为45号钢，调质处理，由表14—1查得σ=650 MP，
由表14—3查许用弯曲应力=55 MP，则
d≥ mm
考虑到键槽对轴减弱，将d值加大5％，故
d=1.05×33=34.65 mm
取轴径，适宜，安全。
7.5.2低速轴校核

①求垂直面支承反力（图b）
F==94
F= F—F=791.17
②求水平面支承反力（图c）
F=F==1189.15
③绘垂直面弯矩图（图b）
M=F=141.2 Nm
M= F=16.78 Nm
④绘水平面弯矩图（图c）
M=F=212.26 Nm
⑤求合成弯矩图（图e）。
M== 258.27Nm
M= = 216.91 Nm
⑥求轴传输转矩（图f）
T= F×=424.5 Nm

⑦求危险截面当量弯矩
校正系数α=[σ-1/σ0]=0.6
αT=0.6×424.5=254.7

从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为
M= =334.54 Nm

⑧⑴计算危险截面处轴直径
轴材料为45号钢，调质处理，由表14—1查得σ=650 MP，
由表14—3查许用弯曲应力=55 MP，则
d≥ mm

考虑到键槽对轴减弱，将d值加大5％，故
d=1.05×38=39.9mm
取轴径，适宜，安全。
8. 滚动轴承校核
8.1高速轴：预选30209轴承。
d=45mm，D=85mm。
轴承端盖选择：
选择凸缘式轴承端盖（依据结构），HT150。
螺钉直径：10 螺钉数：4
d=d+1=10+1=11mm
D= D+2.5 d=135mm
D= D+2.5 d=160mm
e=1.2* d=12mm
D=D-(10~15)=100mm
D= D-3 d=105mm
D=D-(2~4)=107mm
1）基础额定动载荷：C=53.5KN
基础额定静载荷：C=47.2 KN
极限转速：5600 r/min
所需轴承寿命为：L=830010=24000h
2）求相对轴向载荷对应e值和Y值。已知Fa=530.52N,所以相对应轴向载荷为==0.01124
3） 在表中可查得X=1,Y=0。
当量动载荷P=f（XF+YF）=722.4N
4) 验算轴承7310寿命
（）=1.97>24000h
经计算，所需轴承寿命：L＞L=48000 h.
5） 故所选7310型号角接触轴承适宜。
8.2低速轴：
轴承端盖选择：预选7313轴承，
d=65mm，D=140mm。
选择凸缘式轴承端盖（依据结构），HT150。
螺钉直径：10 螺钉数：6
d=d+1=10+1=11mm
D= D+2.5 d=135mm
D= D+2.5 d=160 mm
e=1.2* d=12 mm
D=D-(10~15)= 100 mm
D= D-3 d=105 mm
D=D-(2~4)=107 mm
1）基础额定动载荷：C=89.8KN
基础额定静载荷：C=75.5 KN
极限转速：4500 r/min
所需轴承寿命为：L=830010=24000h
2） 求相对轴向载荷对应e值和Y值。已知Fa=506.82N,所以相对应轴向载荷为==0.0067
3） 在表中可查得X=1,Y=0。
当量动载荷P=f（XF+YF）=1062.204N
4) 验算轴承7313寿命
（）=2.94>24000h
经计算，所需轴承寿命：L＞L=24000 h.
5） 故所选7313型号角接触轴承适宜。
所以采取脂润滑方法润滑。
轴承端盖选择：
选择凸缘式轴承端盖（依据结构），HT150。
轴承外径D=140mm，螺钉直径d=12，螺钉个数：6个
9联轴器选择：
计算转矩：T=KT，（查表14—1得，K=1.3）
则 T= KT=1.5×316.64= 736.398Nm
根据计算转矩T，半联轴器公称转矩条件。 选LT9型
公称转矩：T=100Nm
n=2850r/min L=112mm L=84 D=250mm d=50mm
材料：铸钢
10 键联结选择和验算
10.1键联结选择
10.1.1高速轴键 所需开键槽Ⅰ
轴径分别为：d=40 mm
轴段长度为：L=61mm，
选择A型圆头一般平键，其参数分别为：
键Ⅰ：键宽 b=10 mm
键高 h=8 mm
键长 L=22~110，取L=50mm
键槽 t=5.0 mm，t=3.3 mm，
键槽倒角 r=0.25~0.4
10.1.2低速轴键所需开键槽Ⅰ、Ⅳ轴径分别为：
d=55 mm，d=68 mm
轴段长度分别为：
L=82 mm，L=58mm，

键Ⅰ：键宽 b=14 mm
键高 h=9 mm
键长 L=36~160，取L=70 mm
键槽 t=5.5 mm，t=3.8 mm，
键槽倒角 r=0.25~0.4
键Ⅱ：键宽 b=20 mm
键高 h=12 mm
键长 L=36~160，取L=50 mm
键槽 t=7.5 mm，t=4.9mm，
键槽倒角 r=0.25~0.4

10.2校核键强度
高速轴 键：查表（10-10）可知，键联结许用挤压应力为： =100~120，
由平键联结挤压强度条件
σ=≤
得：σ== MP
因为：σ＜
故高速轴键是安全，适宜。
低速轴1键：查表10-10可知，=100~120
由σ== MP
因为：σ＜
低速轴1键是安全，适宜。
低速轴2键：查表10-10可知，=100~120
由σ== MP
因为：σ＜
低速轴2键是安全，适宜。
11减速器机体结构尺寸
名称
符号
尺寸关系（mm）
机座壁厚
δ
一级：0.025a+1≥8 取δ=8
机盖壁厚
δ
一级：0.025a+3≥8 取δ=8
机座凸缘厚度
b
1.5δ取b=12mm
机盖凸缘厚度
b
1.5δ取b1=12mm
机座底凸缘厚度
b
2.5δb2=20mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12取d=22.38mm M24
地脚螺钉数目
n
当a≤250时，n=6
轴承旁联接螺栓直径
d
0.75d取d=17mm M20
机盖和机座联结螺栓直径
d
（0.5~0.6）d取d2=12mm M16
轴承端盖螺钉直径
d
（0.4~0.5）d取d3=10mm M12
窥视孔盖螺钉直径
d
（0.3~0.4）d取d4=8mm M8
定位销直径
d
（0.7~0.8）d d=9mm
d、d、d至外机壁距离
c
分别为34mm,26mm,22mm
d、d、d至凸缘边缘距离
c
分别为28mm,20mm,14mm
轴承旁凸台半径
R
≈c=28mm
凸台高度
h
应确保大轴承旁凸台扳手空间
外机壁至轴承座端面距离
l
c+c+（8~12）取l=50mm
大齿轮顶圆和内机壁距离
△
＞1.2δ取△=11mm
齿轮端面和内机壁距离
△
＞δ取△=10mm
机盖、机座肋厚
m、m
m≈0.85δ，m≈0.85δ
轴承端盖外径
D
D=1.25D+10
轴承端给凸缘厚度
t
（1~1.2）d
轴承旁联结螺栓距离
S
尽可能靠近，以M d和M d互不干涉为准，通常取S≈D

六、小结:
经过近一个学期努立，我基础上按要求完成了机械设计课程设计中指定各项任务，经过这次设计，深入提升了我机械知识水平，巩固了所学课程；不管是看图能力还是画图能力全部得到了较大提升，使我们对机械有了更深刻了解和认识，培养了我综合利用所学知识处理工程实践问题能力。
因为实践经验和资料缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中碰到了很多问题，大部分问题在老师指导和同学们帮助下下得以处理。但也有很多地方设计不近人意，比如所绘制图纸有些地方表示不是很清楚，期望各位老师给谅解。

七、致谢:
对于这次设计完成,首先感谢母校——塔里木大学辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得学习环境和机会，使我学到了很多新知识、知道了知识可贵和获取知识辛勤。
承蒙张涵老师耐心指导，我顺利地完成了我课程设计。在此深深感谢我老师张涵给了我耐心指导和帮助,表现了她对工作高度负责精神，同时也感谢给给我带《画法几何》、《机械工程材料》、《交换性和测量技术》和《材料力学》老师，没有这些课程做基础，是无法完成机械课程设计，感谢你们！
在我设计过程中，还得到了众多同学支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心感谢和永远祝福！
对于这次课程设计，还有很多美好设想因为时间和本身原因无法得以实现，这不能不说是此次设计遗憾之处。不过，最少它启发了我思维，提升了我动手能力，丰富了我为人处世经验，深入巩固了所学知识，这为我在以后学习过程当中奠定了坚实基础 。也为以后在自己工作岗位上发挥才能奠定了坚实基础。
最终，再一次衷心感谢赠和我知识、给我帮助全部老师，你们传输知识使我受用一生，你们恩情我会铭记一生！即使说谢谢二字不足以表示我感情，不过仍然对你们说声“谢谢”，“桃李不言，下子成溪”！

参考文件
[1]西北工业大学机械原理及机械零件教研室 濮良贵 纪名刚主编《机械设计》（第 七 版） 高等教育出版社
[2]清华大学、北京科技大学 吴宗泽 罗圣国主编《机械设计课程设计手册》（第二版） 高等教育出版社
[3]龚桂义主编《机械设计课程设计指导书》（第二版） 高等教育出版社
[4]哈尔滨工业大学龚桂义编《机械设计课程设计图册》（第三版） 高等教育出版社
[5]刘小年 刘大魁主编《机械制图》高等教育出版社出版
[6]何志刚主编<<交换性和测量技术>>(第三版)中国农业出版社
[7]单辉祖主编《材料力学》（第二版） 高等教育出版社
[8]东南大学 戴枝荣主编<<工程材料及机械制造基础(Ⅰ)-工程材料>> 高等教育出版社

见《机械设计课程设计手册》 第12页

P=8.94KW

n= 78.35r/min

电动机选择见
《机械设计课程设计手册》第167页

i=12.38

i=2.8
i=4.42

n=78.38r/min.

见《机械设计课程设计指导书》第15页
n=346.43r/min
n=78.38 r/min
n=78.38 r/min

P=8.5824KW
P=8.158KW
P=7.84KW

P'=8.41KW
P'=7.99KW
P'=7.68KW

T= 88Nm
T=236.54 Nm
T=993.85 Nm
T=954.5 Nm

T'=231.8Nm
T'=973.97 Nm
T'=935.41 Nm

表13-8 见《机械设计基础》第218页
P=9.83KW

表13-9见《机械设计基础》第219页
=160mm
=450mm

V=8.11m/s

式（13-2）见《机械设计基础》第205页
a=600mm
式（13-16）见《机械设计基础》第220页
L=2240mm

a≈641mm

式（13-1）见《机械设计基础》第205页
α=
式（13—15）见《机械设计基础》第218页
表（13-3）见《机械设计基础》第214页
表（13-5）见《机械设计基础》第216页
表13-7见《机械设计基础》第217页
K=0.925
表13-2见《机械设计基础》第212页
K=1.0
Z=4
表13—1见《机械设计基础》第212页
=321.41N
式（13—17）见《机械设计基础》第220页
=2570N

表10—1见《机械设计》211页