机械设计课程设计说明书(一级减速器)

1、 机电工程学院课程设计题 目： 带式运输机传动装置设计 专 业： 机械设计制造及其自动化 年 级： 学 号： 姓 名： 指导教师： 日 期： 2016年5月 目录一 、设计任务书11.1 工作条件与技术要求11.2 设计内容12. 带式运输机数据1二、传动方案的拟定1三 、选择电动机11.电动机类型的选择12.电动机功率选择1四、计算总传动比及分配各级的传动比31.计算总传动比32.分配各级传动比33.计算传动装置的运动参数和动力参数3五、传动零件的设计计算41.带传动的设计计算42.确定带轮的基准直径并验算带速43.确定中心距并选择V带的基准长度44.确定带的根数55.确定单根V带的初拉力5

2、6.V带轮的设计计算67.V带轮轮槽的选择6六、齿轮设计71.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数72.按齿面接触疲劳强度设计73.按齿根弯曲疲劳强度设计84.几何尺寸计算105.圆整中心距后的校核106.主要设计结论10七、轴的设计计算10 (一)大齿轮轴101.选择轴的材料112.初步确定轴的最小直径113.轴的结构设计11 4.轴上零件的周向定位125.求轴上的载荷 126.按弯扭合成应力校核轴的强度13（二）小齿轮轴131.选择轴的材料132.估算最小直径134.轴上的工艺设计145.根据轴的结构初步选择轴承和键的类型146.求轴上的载荷机危险截面的扭矩147.按弯扭合成应力校核轴的强度

3、14八、滚动轴承的选择及校核计算15九、箱体结构的设计161.机体有足够的刚度172.考虑到机体内零件的润滑，密封散热173.机体结构有良好的工艺性174.附件设计175.减速器箱体结构尺寸18十、键连接的选择及计算181.选择键连接的类型和尺寸182.校核键连接的强度19十一、联轴器的选择191.类型选择192.载荷计算193.选取联轴器19十二、润滑与密封191齿轮的润滑192滚动轴承的润滑193密封方法的选取19十三、参考文献20十四、总结20十五、课程设计指导教师评审标准及成绩评定21一 、设计任务书1.1 工作条件与技术要求： 工作条件：用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空

4、载启动，单向、连续运转，载荷平稳；工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。 工作环境：室内，高温，多粉尘。制造条件：小批量生产，无铸造设备。1.2 设计内容 （1）选择电动机型号； （2）确定带传动的主要参数及尺寸； （3）设计减速器； （4）选择联轴器； （5）减速器装配图一张； （6）零件工作图二张（大齿轮，输出轴）； （7）设计说明书一份。2. 带式运输机数据： 运输带工作拉力F=1.15KN ； 运输带工作速度v= 1.55m/s ； 运输带滚筒直径D=300mm ； 滚筒轮中心高度H=300mm 。(附：运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率=0.97) 二、传动方案的

5、拟定 输送机由电动机驱动，电动机通过皮带将带动减速器输入轴，再经输出轴传出，传出动力经联轴器传至滚筒，带动运输机皮带运转。在这里，减速器选择一级斜齿圆柱齿轮减速器，皮带选用V带。三 、选择电动机1.电动机类型的选择：Y系列三相异步笼型电动机   Y系列三相异步电动机适用于电压为380V、无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、搅拌机、农业机械等。该电动机装于运输机上用于锅炉房运煤，要求连续运转，载荷平稳。所以电机选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.电动机功率选择： （1） 传动装置的总效率： 查机械设计课程设计指导书表9.1知：带=0

6、.96，轴承=0.99，齿轮 =0.97，联轴器 =0.99， 滚筒 =0.96 总 =带×轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.99×0.97×0.99×0.96=0.859 (2) 电机所需的工作功率： (3) 已知工作机上作用力F(N)和线速度v(m/s)时：Pd=F·V/（1000总）（kw） 运行速度：v=1.55m/s 运行阻力：F=1150N 所需的电动机工作功率:Pd=F·V/（1000总）=2.08kw 所选电动机额定功率P Pd(4)确定电动机的同步转速 计算电动机转速的

7、可选范围：其中滚筒转速：n，单位r/min ,v=1.55m/s为输送带的运速度 ，D=300mm为滚筒直径。则：滚筒的转速n 98.68r/min。为传动装置总传动比的合理范围，、分别为皮带传动和一级圆柱齿轮减速器传动的传动比合理范围。， 符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，查机械设计课程设计指导书表14.1选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能如下表： 电动机型号 额定功率 /kW 满载转速

8、 /(r/min) Y112M-6 2.2 940 2.0 2.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下：四、计算总传动比及分配各级的传动比1.计算总传动比为2.分配各级传动比式中：V带传动传动比，为使各传动件尺寸协调，结构匀称合理，传动比在荐用值范围内，取=2； 斜齿圆柱齿轮单级减速器传动比，传动比范围。3.计算传动装置的运动参数和动力参数 把减速器的输入轴称为轴，减速器输出轴称为轴，滚筒轴称为轴。（1） 各轴的转速 轴 轴 轴 （2）各轴的输入功率 轴 轴 轴 （3）各轴的输入转矩 电动机输出转矩轴 轴 轴 （4） 运动和动力参数计算结果整理表：轴名功率P/kw转矩T/N·m转速n/

9、(r/min)传动比i效率电机轴2.0894020.96I轴24704.7630.96II轴1.9298.6810.97III轴（滚筒轴）1.8698.68五、传动零件的设计计算1.带传动的设计计算 （1）选择V带的带型确定计算功率 Pca： 根据机械设计基础表8-8查得工作情况系数KA=1.0，故: 计算功率 =1.12.2kW=2.42kW。 （2）小带轮转速小带轮转速。 （3）V带带型的确定根据由机械设计图8-11选取普通V带的带型为A型。2.确定带轮的基准直径并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径 根据V带的带型，参考机械设计表8-7和表8-9确定小带轮的基准直径，取小带轮的基准直径=

10、112mm。 （2）验算带速因为，故带速合适。 （3）计算大带轮的基准直径=式中： 小带轮基准直径，=112mm。 带传动传动比，。 则： 。查机械设计表8-9，取标准值3.确定中心距并选择V带的基准长度 （1）初定中心距 则： 由于该运输机工作期限为十年，每年工作300天，检修期间隔为三年。因此，中心距选择大一点，可以增加带轮的包角，减少单位时间内带的循环次数，有利于提高带的寿命。初定中心距=450mm。 （2）计算带长 带的基准长度根据由机械设计表8-2选取，得=1430mm，带长修正系数=0.96。 （3）计算实际中心距 中心距的变动范围：中心距的变动范围为426.2490.5mm。 （

11、4）验算小带轮上的包角 4.确定带的根数式中：工作情况系数，查机械设计表8-8得=1.1； 所需传递的功率，电动机的额定功率=2.2kW； 单根V带的基本额定功率，查机械设计表8-4，用差值法求得=1.14kW； 当传动比不等于1时，单根V带额定功率的增量，查机械设计表8-5，用差值法求得=0.109kW； 当包角不等于时的修正系数，查机械设计表8-6得=0.96； 当带长不等于实验规定的特定长时的修正系数，查机械设计表8-2得=0.96；则： 所以，带的根数为3根。5.确定单根V带的初拉力 查机械设计表8-3得A型带的单位长度质量=0.105kg/m。 =120.6N计算带传动的的轴压力：

12、式中： z皮带根数，z=3； 带的初拉力，=120.6N； 小带轮的包角，=。 则： =718N6.V带轮的设计计算 （1）带轮材料的选择查机械设计实用手册表2-1-35选择带轮的材料为HT150 （2）带轮结构的选择已知：所选电动机的型号为Y112M-6，查机械设计课程设计指导书表14.2得电动机轴的直径为=28mm。 主动带轮（小带轮）的基准直径=112mm，从动带轮的基准直径=224mm。查机械设计实用手册表8-1-21，主动带轮选取实心式结构，如机械设计图8-14（a）所示，从动带轮选取四孔板轮式结构，如机械设计图8-14(c)所示。 主动带轮：已知轴的直径（由下文可知），取。 从动带

13、轮：同理可得，取；，取=50mm。（3） V带轮轮槽的选择查机械设计表8-11可得V带轮的轮槽截面尺寸如下：=11.0mm，=2.75mm ，=8.7mm ，=150.3mm ，=9mm，主动带轮，从动带轮。图6-1 V带轮轮槽图 （4）V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；转速低于极限转速的带轮要做静平衡，反之要做动平衡。综上所述，主要设计结论为： 选用A型普通V带3根，带基准长度=1430mm。带轮基准直径=112mm，=224mm，中心距控制在42

14、6.2490.5mm。单根V带初拉力N，压轴力=718N。7.V带轮轮槽的选择查机械设计表8-11可得V带轮的轮槽截面尺寸如下：=11.0mm，=2.75mm ，=8.7mm ，=150.3mm ，=9mm，主动带轮=34°，从动带轮=38°。六、齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数 （1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角取20°，螺旋升角14°； （2）带式传送机为一般工作机器，故查机械设计表10-6选用7级的精度； （3）材料选择： 查表10-1得小齿轮选用40Cr（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调 质）齿面硬

15、度为240HBS； （4）选小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数为，取。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）小齿轮的分度圆直径为 1）确定公式中的各参数值1 试选载荷系数2 计算小齿轮的传递转矩为 。3 查表10-7可得，选用齿宽系数4 查图10-20查得区域系数5 查表10-5查材料的弹性影响系数为6 由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数 ° ° ° 重合度系数7 由式10-23可得螺旋角系数8 计算基础许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：、 由图10-23查疲劳寿命系数、；取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-14得 2）试算小齿轮分

16、度圆直径 = = 34.776 mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1) 圆周速度v： 齿宽b1：2) 计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数由图10-8查得动载系数 Ft1=2T1/d1tKAFt1/b1=2T1/d1t/b1=2/34.776/34.776=67.208<100N/mm由表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得则载荷系数为：3) 由式10-12，按实际载荷系数算得的分度圆直径 相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 试算齿轮模数，即1 试选载荷系数2 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 重合度系数3 螺旋角系数 4 当量齿数 查图10-17，齿形系数,由图

17、10-18查得应力修正系数 ,由图10-24c查得小齿轮与大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数, 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取5 试算齿轮模数 =1.146(2) 调整齿轮模数1 圆周速度 2 齿宽 3 齿高h及宽高比b/h 查图10-8可知动载系数为， 查表10-3可知齿间载荷系数为， 查图10-13可知。 所以载荷系数 则按实际载荷系数算得的齿轮模数为：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，为满足弯曲疲劳强度，从标准中取=1.5mm,按照接触疲劳强度的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即：，取； ，取，Z1、Z2互为质数。4.

18、几何尺寸计算（1） 计算中心距 考虑模数从1.227mm增大至1.5mm，将中心距减小圆整为119mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （3） 计算小大齿轮的分度圆直径（4） 计算齿轮宽度 取，5.圆整中心距后的校核（1）齿面接触疲劳强度校核 满足齿面接触疲劳强度条件（2） 齿根弯曲疲劳强度校核 = = 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.主要设计结论齿数Z1=20，Z2=90，模数m=1.5mm，压力角，螺旋角，变位系数,中心距a=119mm，齿宽。小齿轮采用45Cr（调质），大齿轮采用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。七、轴的设计计算 (一)大齿轮

19、轴 1、选择轴的材料 选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由机械设计表15-1查得 ：,求输出轴上的功率、转速和转矩 由表5-1可知：,，。 2、初步确定轴的最小直径 先按下式初步估算轴的最小直径。根据机械设计表15-3，取,于是得： 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器。 联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1,考虑到转矩变化很小，故取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计指导书表13.2，选取LT7型

20、弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N·m，半联轴器的孔径，故取mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。 3、轴的结构设计 （1）拟定II轴上零件的装配方案 选用机械设计图15-22a中所示的的装配方案。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度图7-1 低速轴的结构 1) L1段:与联轴器配合，已知联轴器为LT7,故=40mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=82mm。 2) L2段:选用毡圈油封，机械设计手册润滑与密封表10-4-3，选用毡圈45，故=45mm。为了拆卸方便，轴从轴承盖端面伸出20mm,确定伸出15mm，由机械设计课程设

21、计表1-3确定轴承盖的总宽度取20mm，故取40mm。 3）初选滚动轴承。L3段：3段与轴承配合，由于是斜齿轮传动，故既有径向力又有轴向力。查机械设计实用手册表6-1-54圆锥滚子轴承，其代号为32910，尺寸d×D×T=50mm×72mm×15mm,故得=50mm，而=15mm。L3段与轴承，挡油环配合,考虑制造安装误差，取=38mm。 4) L4段：取安装齿轮处的轴段的直径=60mm, 4段与大齿轮配合，故大齿轮内径为60mm,又大齿轮轮毂宽度为42mm,故取L4=40mm。 5）L5段：由60mm,查机械设计表15-2得圆角半径R=2mm,齿轮右端

22、采用轴肩定位，轴肩高度h=(2-3)R,取h=6mm,故72mm。轴环宽度，取。 6）L6段：和3段都要与轴承配合，轴承型号为32910，再加上挡油环的安装，取L6=30mm。 d6=d3=50mm。至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。 4、轴上零件的周向定位 （1）半联轴器、齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接根据=40mm,由机械设计表6-1查得平键为=12mm×8mm×70mm。同样，齿轮与轴的连接，根据=60mm,查机械设计表6-1选用平键为=18mm×11mm×36mm。键槽用键槽铣刀加工。为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故

23、选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 （2）确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2取轴L1轴段轴端倒角为C1.6，另一端倒角为C2； LI和L2两轴段处的轴肩圆角为R1.6，其余轴肩处的圆角均为R2。 5、求轴上的载荷 (1) 因已知大齿轮的分度圆直径为d=196.541mm，轴的转矩=185.7N·m圆周力： Ft2=2T/d=2×1.857/196.541=1889.68N径向力： Fr2=Ft2×tan=1889.68×tan20°=687.787N 轴向力： =1889.68×tan12.34°=413.40N

24、 图7-2 轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的、及的值列于下表。 表7-1 低速轴的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F=944.84N=343.89N弯矩=53855.88N·mm=18520.5,-22104.525N·mm总弯矩M=56951.424,=58215.684N·mm扭矩=1.857N·mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据上表及下面的式子,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。轴的计算应

25、力为 轴的抗弯截面系数。前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得=60MPa。 =5.9故该轴安全。（二）小齿轮轴 1.选择轴的材料 选择轴的材料为40Cr，经调质处理，其机械性能由机械设计表15-1查得, 2.求输入轴上的功率、转速和转矩 由表5-1可知：,，。 2.估算最小直径：先按下式初步估算轴的最小直径。根据机械设计表15-3，取,于是得： 考虑到轴上有一个键槽，则轴径应增大5%-7%，增大后的直径为19.058-19.421,因此圆整为20mm。 3.各轴段的设计： 轴段1的设计：d1取最小直径为20mm,带轮轮毂宽度L带轮=（1.5-2）d1=30-40mm 取

26、35mm, L1=32(略小于带轮轮的宽度)。 轴段2的设计：由于轴段2上要安置毡圈，而且为了带轮轮毂的轴向定位，需要轴 上定一个轴肩，查阅机械设计课本表15-2，取h=2.5,则d2 =25mm,此时毡圈在轴的线速度为0.615m/s,根据机械设计手册-润滑与密封，选用毛毡与其配合的轴径系列为25mm，根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与带轮轮毂的右端面距离为30mm ,端盖厚度取20mm则L2=50mm。 轴段3的设计：在此轴上要安装轴承，且轴承同时受有径向力和轴向力的作用，根据机械设计课程设计指导书表12.4初选圆锥滚子轴承30206，其尺寸为d×D×T=30mm&#

27、215;62mm×16mm,故d3=d7=30mm,L3段与轴承，挡油环配合,考虑制造安装误差，取=24mm。 轴段4的设计：轴段应轴向定位轴承，取h=3，则d4=36mm,根据上述计算可得小齿轮的齿宽为B=50mm,由于为对称布置，取L4=8mm。 轴段5的设计：由于轴段4，d4=36mm，则齿轮不能靠键进行轴向定位，应直接做成齿轮轴，齿根圆的直径为37.708mm,齿顶圆直径为44.458mm,取L5=50(为齿宽的距离)。 轴段6的设计：d6=36mm,L6=8mm。 轴段7的设计：d7=30mm,L7=24mm。 4、轴上的工艺设计： 轴段1取C1,R1;轴段2取R1；轴段3

28、取R1；轴段4取R1.6;轴段6取R1.6;轴段7取R1.6，C1。 5、根据轴的结构初步选择轴承和键的类型： 根据机械设计课程设计指导书，轴承选用30206，根据机械设计课本表6-1选用键A型键b×h×L=6mm×6mm×22mm。 6、求轴上的载荷机危险截面的扭矩： (1) 因已知大齿轮的分度圆直径为d=41.458mm，轴的转矩TI=40.6N·m圆周力： Ft1=2T/d=2×40600/41.458=1958.609N径向力： Fr1=Ft1×tan=1958.609×tan20°=712.87

29、5N 轴向力： =1958.609×tan12.34°=428.478N载荷水平面H垂直面V支反力F=979.304N=356.438N弯矩=55820.328N·mm=20316.966,11435.046N·mm总弯矩M=59402.762,=56979.55N·mm扭矩=4.06N·mm 7.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据上表及下面的式子,以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。轴的计算应力为 轴的抗弯截面系数。前已选定轴的材料为40Cr，

30、调质处理，由机械设计表15-1查得=70MPa。 =11.918故轴安全。八、滚动轴承的选择及校核计算 已知由设计任务书可知轴承的预计寿命为 圆锥滚子轴承的受力分析如下：图8-1 圆锥滚子轴承的受力分析图其中 则其水平面上的受力图为：图8-2 水平面上受力分析图其垂直平面上的受力图为：图8-3 垂直面上受力分析图 求两轴的计算轴向力和： 查机械设计课程设计指导书表12.4得e=0.37,则 求轴承当量动载荷和： 因为，。查机械设计课程设计指导书表12.4,得径向载荷系数和轴向载荷系数为：，;，。查机械设计课本表13-6，,则：=1514.6054N=2618.6776N； 验算轴承寿命： 由于

31、，所以按轴承2的受力大小验算 ,该机器的极限时间为,因为，因此该轴承符合要求。九、箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。1.机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不小于30-50mm, 取H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。3.机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型

32、简单，拔模方便。4.附件设计 A.视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。 B.油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C.油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 D.通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增

33、大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 E.盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 F.定位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 G.吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器。5、减速器箱体结构尺寸如下：表9-1 减速器箱体结构尺寸 名称符号计算公式结果箱座壁厚8 箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查机械课程设计指导书表34轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座

34、联接螺栓直径=（）M12轴承端盖螺钉直径=（）10视孔盖螺钉直径=（）8定位销直径=（）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表426 22 18，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表424 16外机壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内机壁距离15齿轮端面与内机壁距离15机盖，机座肋厚 轴承端盖外径112（轴）140（轴）轴承旁联结螺栓距离100（轴）100（轴） 10、 键连接的选择及计算 1.选择键连接的类型和尺寸在轴的结构设计中，已经选择了所用到的键（皆为圆头普通平键），现列表如下：表10-1 所用键结构尺寸序号工作长度轴径传递转矩1（大带轮）6625192540.62（大齿轮）18113

35、21460185.73（联轴器）1287058401802.校核键连接的强度 根据机械设计表6-2，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力=135MPa。 键1（大带轮）: =键2（大齿轮）: = 键3（联轴器）: = 满足挤压强度条件，所以所有键均符合设计要求，可安全使用。十一、联轴器的选择 1.类型选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器。 2.载荷计算 联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1,考虑到转矩变化很小，故取，则： 3.选取联轴器 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计指导书表13.2，选取LT7

36、型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N.m，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。十二、润滑与密封 1齿轮的润滑因为齿轮的圆周速度，故采用浸油润滑，将大齿轮旳轮齿浸入油池中进行浸油润滑。浸油深度不宜超过一个齿高但不小于10mm。选用全损耗系统用油 L-AN22。 2滚动轴承的润滑 由于轴承的 故选用脂润滑，选用滚动轴承脂ZGN69-2。 3密封方法的选取由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴I，轴II的轴承两端采用凸缘式端盖。防止油流出箱体外，采用毡圈密封。十三、参考文献1机械设计课程设计/孙岩 陈晓红 熊涌主编 编号 ISBN 978-7-5640-0982-3北京理工大学出版社 2008年12月第4次印刷。2机械设计课程设计手册/吴忠泽 罗圣国主编 编号ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006