一级圆柱齿轮减速器》--设计说明书.doc

机械设计课程设计

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
指导教师 张 涵

<<机械设计基础>>课程设计任务书
目 录

一 前言……………………………………………3
二 设计题目………………………………………5
三 电动机的选择…………………………………6
四 传动装置动力和运动参数……………………7
五 传动零件的设计计算…………………………9
六 减速器轴的设计………………………………17
七 滚动轴承的验算………………………………24
八 键的选择的验算………………………………26
九 联轴器的选择…………………………… …26
十 铸铁减速器结构主要尺寸……………… ……28
十一小结……………………………………………29
十二 致谢……………………………………… …29
十三 参考文献…………………………………… 30

<<机械设计基础>>课程设计任务书

一、机械设计课程的目的和意义
　　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面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：
　　(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　　(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，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、机械设计课程的内容
　　选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。
　　课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；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、机械设计课程设计的步骤
　　机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。
　　机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：
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，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。
　③ 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。
　④ 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。
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 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。
　③ 确定总传动比和分配各级传动比。
　④ 计算各轴的功率、转速和转矩。
3 各级传动零件设计
　① 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。
　② 减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。
4 减速器装配草图设计
　① 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。
　② 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。
　③ 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。
　④ 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。
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、减速器技术特性及技术要求。
　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、课程设计的基本要求
1、 认真、仔细、整洁。
2、 理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。
3、 正确处理继承与创新的关系，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的关系，要统筹兼顾。
5、 所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。

五、减速器的设计计算、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的三角带——单级圆柱齿轮减速器，传动系统为采用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
工作机空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年，每天工作8小时，每年工作300天。运输带允许速度误差±5%。
2.传动系统的方案拟定
传动方案如图：

3.电动机的选择
3.1选择电动机类型
按按工作要求和条件，选用三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。
3.2选择电动机的容量
电动机所需工作功率为
P= KW
因为
P= KW
因此 P= KW
由电动机至运输带的传动总效率为
η=ηη
式中：η，η，η，η分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。
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推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比 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.
符合这一范围的同步转速有：750，1000和1500 r/min.
性能如下页表1
根据容量和转速，由有关手册查出，列表如下表，综合考虑选
第二方案较合适，因此选型号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
传动装置的传动比
同步转速
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.计算传动装置的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的传动比。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分配减速器的各级传动比
因为为一级齿轮，故齿轮传动比为：i=4.42
5.计算传动装置的运动和动力参数
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的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98.
6.传动零件的设计计算
6.1 V带的设计
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，取小带轮的基准直径=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％，允许）。
6.1.4验算带速V
V= m/s
V在5~25 m/s范围内，合适。
6.1.5求V带基准长度L和中心距a
初步选取中心距
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型带选用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°，合适。
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求作用在带轮轴上的压力
表（13—1）得q=0.18 kg/m，故由式（13—17）得单根v带的初拉力
=
=
应使带的实际初拉力F＞（F）。
作用在轴上的压力
=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：故小带轮采用实心式
大带轮基准直径 =450 ≤350mm，故采用腹板式
6.2齿轮的设计
已知：载荷变化不大，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），中速中载材料的工艺性、价格等因素，决定大小齿轮均选用45#钢制造。
采用软齿面 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级精度的齿轮。
6.2.4 初选小齿轮的齿数和螺旋角
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 按齿面接触疲劳强度设计参数
由式（10－21） 得：

（1）初选=1.3 （表11-3）
（2）查表（10-7） 对称布置、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）可根据公式计算
＝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）计算小齿轮的分度圆直径
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 对称布置 =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 范围内且与假设值像接近，故其他参数无需修正。
（14）计算分度圆直径d、d
==61.58mm
= =272.15mm
d、d不能圆整,而且后面的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级精度合适
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 齿根弯曲疲劳强度校核
==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≤
∴齿根弯曲疲劳强度安全
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 齿轮的润滑
因为.v=0.88m/s<12m/s，所以采用浸油润滑，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，选取150v/cst运动黏度的润滑油。
查表10-11，选用工业齿轮润滑油SY1172-88.牌号为：150#
v=（135-165）cst
7.轴的设计计算
7.1.求各轴的转矩
Ⅰ轴：T= T×i×η= T×i×η= Nmm
Ⅱ轴：
T= T×iη=T×i×η×η=993860Nmm
7.2计算作用在齿轮上的力
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，轴的材料选用45#钢，调质处理。
HBS=217～255MPa 取240MPa
A0=107～126 取120
（2）初步决定输入轴的最小直径
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，轴的材料选用45#钢，调质处理。
HBS=217～255MPa 取240MPa
A0=106～126 取106
（2）初步决定输出轴的最小直径
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，选用LT9联轴器。其dmin=55mm
7.4轴的结构设计
7.4.1 高速轴的结构设计
（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）根据定位要求确定各段轴的直径和长度
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
则该轴承采用脂润滑。
取轴承端面到壳体内壁的距离为8mm，齿轮端面到壳体内壁的距离为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。由于带轮需要轴肩定位，所以轴肩高度h=1㎜，因此轴径取为42㎜。轴承端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离l=73mm， 轴承端盖凸缘厚度为t=（1～1.2）d3 取t=10mm。因此轴长取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
则轴的总长L=61+73+20+20.5+65+20.5+20=280㎜。
根据轴承内径d=45mm，得齿轮的孔径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 低速轴的结构设计
（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）根据定位要求确定各段轴的直径和长度
装联轴器的轴径最小，d=55mm。
查手册 d=55mm，L1=84mm。
预选用30213轴承，查手册 d=65mm，D=140mm。
dn<16×104
取轴承端面到壳体内壁的距离为8mm，齿轮端面到壳体内壁的距离为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，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在收的端面上，故1段的长度比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。由于联轴器需要轴肩定位，所以轴肩高度h=3.5㎜，因此轴径取为62㎜。轴承端盖凸缘厚度为t=（1～1.2）d3 取t=10mm，轴承端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离l=60~70mm， 取t=10mm。
因此轴长取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㎜，因此直径为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㎜。
则轴的总长L=84+76+44+58+23+20=305㎜。
查手册 轴的总长无需圆整。
7.5轴的校核
7.5.1高速轴的校核

求垂直面的支承反力
F==390.02
F= F—F=539.05
②求水平面的支承反力（图c）
F=F==1245.46
③绘垂直面的弯矩图（图b）
M=F=83.55 Nm
M= F=60.45 Nm
④绘水平面的弯矩图（图c）
M=F=193.05 Nm
⑤求合成弯矩图（图e）。
M== 210.35Nm
M= = 202.29 Nm
⑥求轴传递的转矩（图f）
T= F×=106.96 Nm
⑦求危险截面的当量弯矩
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计算危险截面处轴的直径
轴材料为45号钢，调质处理，由表14—1查得σ=650 MP，
由表14—3查的许用弯曲应力=55 MP，则
d≥ mm
考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5％，故
d=1.05×33=34.65 mm
取轴径，合适，安全。
7.5.2低速轴的校核

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

⑦求危险截面的当量弯矩
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计算危险截面处轴的直径
轴材料为45号钢，调质处理，由表14—1查得σ=650 MP，
由表14—3查的许用弯曲应力=55 MP，则
d≥ mm

考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5％，故
d=1.05×38=39.9mm
取轴径，合适，安全。
8. 滚动轴承的校核
8.1高速轴：预选30209轴承。
d=45mm，D=85mm。
轴承端盖的选择：
选用凸缘式轴承端盖（根据结构），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）基本额定动载荷：C=53.5KN
基本额定静载荷：C=47.2 KN
极限转速：5600 r/min
所需轴承的寿命为：L=830010=24000h
2）求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知Fa=530.52N,所以相对应的轴向载荷为==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的寿命
（）=1.97>24000h
经计算，所需轴承寿命：L＞L=48000 h.
5） 故所选7310型号角接触轴承合适。
8.2低速轴：
轴承端盖的选择：预选7313轴承，
d=65mm，D=140mm。
选用凸缘式轴承端盖（根据结构），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）基本额定动载荷：C=89.8KN
基本额定静载荷：C=75.5 KN
极限转速：4500 r/min
所需轴承的寿命为：L=830010=24000h
2） 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知Fa=506.82N,所以相对应的轴向载荷为==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的寿命
（）=2.94>24000h
经计算，所需轴承寿命：L＞L=24000 h.
5） 故所选7313型号角接触轴承合适。
所以采用脂润滑方式润滑。
轴承端盖的选择：
选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。
轴承外径D=140mm，螺钉直径d=12，螺钉个数：6个
9联轴器的选择：
计算转矩：T=KT，（查表14—1得，K=1.3）
则 T= KT=1.5×316.64= 736.398Nm
按照计算转矩T，半联轴器公称转矩的条件。 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 键联结的选择与验算
10.1键联结的选择
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型圆头普通平键，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的轴径分别为：
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校核键的强度
高速轴 键：查表（10-10）可知，键联结的许用挤压应力为： =100~120，
由平键联结的挤压强度条件
σ=≤
得：σ== MP
因为：σ＜
故高速轴键是安全的，合适。
低速轴1键：查表10-10可知，=100~120
由σ== MP
因为：σ＜
低速轴1键是安全的，合适。
低速轴2键：查表10-10可知，=100~120
由σ== MP
因为：σ＜
低速轴2键是安全的，合适。
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
机盖与机座联结螺栓直径
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
应保证大轴承旁凸台的扳手空间
外机壁至轴承座端面距离
l
c+c+（8~12）取l=50mm
大齿轮顶圆与内机壁距离
△
＞1.2δ取△=11mm
齿轮端面与内机壁距离
△
＞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
尽量靠近，以M d与M d互不干涉为准，一般取S≈D

六、小结:
通过近一个学期的努立，我基本上按要求完成了机械设计课程设计中指定的各项任务，通过这次设计，进一步提高了我的机械知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识解决工程实践问题的能力。
由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。

七、致谢:
对于这次设计的完成,首先感谢母校——塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛勤。
承蒙张涵老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师张涵给予了我耐心的指导和帮助,表现了他对工作高度负责的精神，同时也感谢给给我带《画法几何》、《机械工程材料》、《互换性与测量技术》以及《材料力学》的老师，没有这些课程做基础，是无法完成机械课程设计的，感谢你们！
在我的设计过程中，还得到了众多同学的支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心的感谢和永远的祝福！
对于这次的课程设计，还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础 。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。
最后，再一次衷心的感谢赠与我知识、给予我帮助的所有老师，你们传递的知识使我受用一生，你们的恩情我会铭记一生！虽然说谢谢二字不足以表达我的感情，但是仍然对你们说声“谢谢”，“桃李不言，下子成溪”！

参考文献
[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<<互换性与测量技术>>(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

电动机的选择见
《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