机械设计基础课程设计计算说明书

机械设计基础课程设计计算说明书题目：一级齿轮减速器设计学 院：化学与化工学院班 级：能源工程及自动化2班设计者：李伯祺学号：指导教师：李静蓉2013年1月18日目录一、 设计任务书 1.1机械课程设计的目的 1.2设计题目 1.3设计要求 1.4原始数据 1.5设计内容 二、 传动装置的总体设计 2.1传动方案 2.2电动机选择类型、功率与转速 2.3确定传动装置总传动比及其分配 2.4计算传动装置各级传动功率、转速与转矩 三、 传动零件的设计计算 3.1V带传动设计 3.1.1计算功率 3.1.2带型选择 3.1.3带轮设计 3.1.4验算带速 3.1.5确定V带的传动中心距和基准长度 3.1.6包角及其验算 3.1.7带根数 3.1.8预紧力计算 3.1.9压轴力计算 3.1.10带轮的结构 3.2齿轮传动设计 3.2.1选择齿轮类型、材料、精度及参数 3.2.2按齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度设计 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度或齿面接触疲劳强度校核 3.2.4齿轮传动的几何尺寸计算 四、 铸造减速器箱体的主要结构尺寸 五、 轴的设计 5.1高速轴设计 5.1.1选择轴的材料 5.1.2初步估算轴的最小直径 5.1.3轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸 5.2低速轴设计 5.2.1选择轴的材料 5.2.2初步估算轴的最小直径 5.2.3轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸 5.3校核轴的强度 5.3.1求支反力、弯矩、扭矩计算 5.3.2绘制弯矩、扭矩图 5.3.3按弯扭合成校核高速轴的强度 5.3.4按弯扭合成校核低速轴的强度 六、 滚动轴承的选择和计算 6.1高速轴上的滚动轴承设计 6.1.1轴上径向、轴向载荷分析 6.1.2轴承选型与校核 6.2低速轴上的滚动轴承设计 6.2.1轴上径向、轴向载荷分析 6.2.2轴承选型与校核 七、 键连接的选择和强度校核 7.1联轴器的计算转矩 7.2许用转速 7.3配合轴径 7.4配合长度 八、 联轴器的选择和计算 8.1高速轴V带轮用键连接 8.1.1选用键类型 8.1.2键的强度校核 8.2低速轴与齿轮用键连接 8.2.1选用键类型 8.2.2键的强度校核 8.3低速轴与联轴器用键连接 8.3.1选用键类型 8.3.2键的强度校核 九、 减速器的润滑 9.1齿轮传动的圆周速度 9.2齿轮的润滑方式与润滑油选择 9.3轴承的润滑方式与润滑剂选择 十、绘制装配图及零件工作图 十一、设计小结 十二、参考文献 一、设计任务书1.1机械课程设计的目的课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较全面的机械设计训练。其目的是：通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，来解决工程实际中的具体设计问题。通过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解决实际问题的能力。培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。3.1.2设计题目设计运送原料的螺旋输送机用的圆柱齿轮一级减速器。1.3设计要求根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送机连接的联轴器。1.4原始数据输送物料为木屑，输送机螺旋直径D=0.25m，螺距p=0.24m，主轴转速n=120r/min，连续单项运转，水平输送长度L=45m，载荷变动小，三班制，使用期限10年。1.5设计内容确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。传动装置中的传动零件设计计算。绘制传动装置中一级减速器装配图一张（A1）。绘制低速轴及大齿轮零件图各一张（建议A3）。编写和提交设计计算说明书（电子版和纸版）各一份。二、传动装置设计2.1传动方案根据本课程设计要求，采用一般的单级圆柱齿轮（斜齿）传动方案，其传动简图如下：图1传动装置简图2.2电动机选择类型、功率与转速2.2.1电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2.2.2电动机功率选择电机所需的工作功率：pd=kpw/n总KW（式中，k表示功率备用系数，一般取k=1.2~1.4，在此取k=1.3），PW=0.95KW传动装置的总效率：连轴器为十字滑块联轴器，轴承为滚动球轴承，齿轮为精度等级为8的闭式圆柱斜齿轮，带传动为V带传动。根据《机械设计基础》表1-2则有：°总=n带方齿轮方2轴承方联轴器=0.95x0.97x0.992x0.97=0.876电机所需的工作功率：Pd=1.3x0.95/0.876=1.41KW查附表K.1，选取电动机的额定功率Ped=1.5KW选择电动机转速按输送机主轴转速n及《机械设计基础》表1-1推荐的传动比合理范围，取单级圆柱齿轮传动传动比范围*=3~6，取V带传动比i’2=2~4，故电动机转速的合理范围为nd=120x（2~4）x（3~6）=720~2880r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min和3000r/min。现选用同步转速1500r/min，满载转速nm=1400r/min的电动机，由附表K.1查得其型号和主要数据如下： m表1电动机主要参数型号额定功率同步转速满载转速堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y90-L1.5KW1500r/min1400r/min2.22.2表2电动机安装及有关尺寸主要参数中心高外形尺寸Lx(AC/2+AD)xHD底脚安装尺寸AxB地脚螺栓直径K轴伸尺寸DxE键公称尺寸Fxh90335x242.5x190140x1251024x508x72.3确定传动装置总传动比及其分配总传动比：、=n电动/n筒=1400/120=11.7取V带传动比i带=2.25（初选V带的传动比为2.34,在V带的相关计算中，修正为2.25），则单级圆柱齿轮减速器的传动比为i减速器=i总/i带=11.7/2.25=5.22.4计算传动装置各级传动功率、转速与转矩2.4.1计算各轴的功率输入功率计算：电动机轴P0=Pw=0.95KW轴l（减速轴高速轴）P尸P0xn|带=0.95x0.95=0.90KW轴11（减速轴低速轴）P=P[Xn|xq=0.90x0.99x0.97=0.86KW2.4.2计算各轴的转速齿轮电动机轴n0=nm=1400r/min轴l（减速轴高速轴）nz=n0/i带=1400/2.25=622（r/min）轴11（减速轴低速轴）nii=ni/i1=622/5.2=120（r/min）2.4.3计算各轴转矩电动机轴T0=9550P0/n0=9550x0.95/1400=6.5N-m轴1（减速轴高速轴）Ti=9550Pi/ni1=9550X0.90/622=13.82N-mTn=9550Pn/nn11=9550x0.86/120=68.44N・m把上述结果列于下表 表3参数输入功率(kW)转速n(rpm)输入转矩T(N・m)传动比i效率门电动机轴0.9514006.52.250.95轴I0.9062213.825.20.96轴II0.8612068.44三、传动零件的设计计算V带传动设计计算功率Pc由《机械设计基础》表8.3得工作情况系数kA=1.3Pca=KAPd=1.3x0.95=1.235KW带型选择根据Pca、n】，由《机械设计基础》课本的附图8.11确定选用Z型V带。带轮设计dd1、dd2由教材附表8.4和附表8.5得，选取小带轮基准直径为dd1=80mm大轮的基准直径为dd2=180mm带的传动比为：i带=180/80=2.25验算带速vV=ndd1nm/60X1000=nx80x1400/(60x1000)=5.86m/s<25m/s带速合适。确定V带的传动中心距a和基准长度Ld根据0.7《1+咋)潟0佥(勺1+公0.7(80+180)<a0<2x(80+180)所以有：182mm<a0<520mm初步确定中心矩a0=400mm由L'e2a+n/2(d+d)+(d-d)2/4a」d a0 d1 d2 d2dY0=2x400+1.57(80+180)+(180-80)2/(4x400)=1214.7mm根据课本表8.2取Ld=1250mm计算实际中心矩a^a0+(Ld-Ld’)/2=400+(1250-1214.7)/2=417.65mm包角及其验算％□1=1800-(dd2-ddi)/ax57.30=1800-(180-80)/417.65x57.30=166.28。>1200(适用)带根数Z由nI=1400r/min>dd1=80mm、i带=2.25,根据《机械设计基础》课本表8%和表8.6得P0=0.36KW,△P0=0.03KW根据表8.7得Ka=0.97根据表8.2得Kl=0.98由Z=Pca/((P0+^P0)、匕)=1.235/((0.36+0.03)X0.97X0.98)=3.33取Z=4根。预紧力计算F0由《机械设计基础》课本表8.1查得q=0.06kg/m由式F0=500(Pca/ZV)(2.5/Ka-1)+qV2=[500x(1.235/(5.86X4))x(2.5/0.97-1)+0.06x5.862]N=43.61N压轴力计算Fq由式FQ=2ZF0sin(a1/2)=2x4x43.61xsin(166.280/2)=346.38N3.1.10带轮的结构表4带轮结构尺寸(mm)小带轮外径da1大带轮外径da2基准宽度bd基准线上槽深h.amin基准线下槽深hamax槽间距e槽边距f.min最小轮缘厚8.min带轮宽B槽型851858.52.07.012±0.375.550ZV带轮采用HT200制造，允许最大圆周速度为25m/s。3.2齿轮传动设计选择齿轮类型、材料、精度及参数选用斜齿圆柱齿轮传动。选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HBS1=230；HBS2=190。初选8级精度。(GB10095-1988)选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=i2z1=5.2x22=115。巳初选螺旋角为P=120

3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计A,确定公式内的各计算值载荷系数K：因载荷比较平稳，齿轮相对轴承对称布置，由表7.4选Kt=1.1小齿轮传递的转矩L=13.82Mm齿宽系数0,：轻型减速器取0a=0.3许用接触应力oHlim:由图7.26（c）查得oHlim1=575MPa，CTHlim2=525MPa接触疲劳许用应力[oH]通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0[°H1]—°Hlim1/SH=575Mpa[°[°H2]=°Hlim2/S=525Mpa因[=525Mpa因[oH2]V[oH1]，故应取[oH2]代入齿数比p=5.2a>（a>（lx+1）将以上参数代入式 —(305/[b])2KT1得a^93.42mmB.确定齿轮参数及主要尺寸/(22+115)=1.33计算模数：mn=2acosP/(Z1+Z1)=2x93.42cos12/(22+115)=1.33取标准值mn=1.5mm，按p=12o估算中心距:a=mn(Z1+Z1)/2cosP=1.5x(22+115)/2cos12°=105.045mm圆整中心距取a=105mm，修正螺旋角并计算主要尺寸：p=arccos(mn(Z1+Z1)/2a)=arcos(1.5x(22+115)/2x105)=11.88°=11°52'48〃d1=mnZ1/cosp=1.5x22/cos11.88°=33.7d1=mnZ2/cosp=1.5x115/cos11.88°=176.3b=a-0a=105x0.3=31.5mm圆整取b2=35mm，b1=40mmo

3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度校核根据矽1.6叫%cosP/叫工产㈤许用弯曲应力［oF］：由图7.24(c)得=190MPa，。晌=190MPa，。晌2=175MPa安全系数由表7.5查得取Sf=1.3,则有[°F]1=°Flim1/SF=146MPa[°F]2=°Flim2/SF=135MPa当量齿数zv:由z1=22，z2=115，P=11.88。，确定斜齿轮的当量齿数为zv1=z1/cos3p=23.47zv2=z2/cos3p=122.72齿形系数Yf：查图7.23得YF1=2.78,YF2=2.20,有%=1-6KTYF1COSP网牌=38.19MPavW°f2=°F1YF2/YF1=30.22MPa〈[oF2]强度足够。3.2.4 齿轮传动的几何尺寸计算表5齿轮几何尺寸名称代号计算公式与结果法向模数m1.5端面模数 n mm/cos。=1.53螺旋角tP n 1 11.88°法向压力角a20°端面压力角 n aarctan(tana/cos。)=20.40分度圆直径t4、d2 n ! ; 5=33.7,d2=176.3齿顶高h一m=1.5齿根高 a hf n 1.25m=1.875全齿高Jh n ha+h尸3.375顶隙ch：-h=0.375齿顶圆直径—da1、da2Jad=d、+2h=36.7；d=政+2h=179.3齿根圆直径a a』q,、dr at 1 a a± 2 a dn=d、-2h=29.95；<=d-2h=172.55中心距J1 J2a1J051J 72 2J传动比i5.2齿数妃、乙z=22；z.=115齿宽1 2\b21 2b=40；b=35螺旋方向1 21 2右旋

四、铸造减速器箱体的主要结构尺寸表6铸造减速器箱体主要结构尺寸计算结果名称代号尺寸（mm）底座壁厚58箱盖壁厚518底座上部凸缘厚度1h012箱盖凸缘厚度0h112底座下部凸缘厚度h218轴承座连接螺栓凸缘厚度h324底座加强肋厚度Je8箱底加强肋厚度e16地脚螺栓直径d16地脚螺栓数目n4轴承座连接螺栓直径d212底座与箱盖连接螺栓直径d310螺栓孔凸缘的配置尺寸3。1、-2、D0M12-1=22、-2=18、D°=30M10%=18、c2=14、D0=25地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c']、c'2、D'c',=25、c[=23、D'n=45箱体内壁与齿顶圆的距离1 2 0A1 2 015箱体内壁与齿轮端面的距离A12底座深度1H118底座高度H1131箱盖高度h2113连接螺栓d3的间距l150其他圆角 R、、 R0=14、r1=3>r=12五、轴的设计5.1高速轴设计选择轴的材料选取45号钢，调质，HBS=230。初步估算轴的最小直径根据式d>C•E/n1，取C=110,得d^12.44mm轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸考虑带轮的结构要求及轴的刚度，取装带轮处轴径dmin=15mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=25mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表H-3，选定角接触球轴承，由轴颈d=25mm选定轴承7305C，轴承参数如下：内径d=25mm，外径D=62mm，B=17mm，a=13.1mm，C「=21.5KN，C0r=15.8KN两轴承支点间的距离：L广B1+2气+2气+B,式中：B1 小齿轮齿宽，B1=40mm气 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，气=15mmA2 箱体内壁与轴承端面的距离，气=WEB 轴承宽度，选取7305C型角接触球轴承，得到B=17得到：L]=40+2X15+2X10+17=107mm带轮对称线到轴承支点的距离L=B+1+1+B2 2 2 3 2式中：12 轴承盖的高度，12=30mm七 轴承座端面至带轮端面的距离，取l3=20mm，B3 带轮宽度，B3=50mm得到：L2=17/2+30+20+50/2=83.5mm5.2低速轴设计选择轴的材料选取45号钢，调质，HBS=230。初步估算轴的最小直径根据式d>C•『2/气，取C=110，得d\21.21mm轴的机构设计，初定轴径及轴向尺寸考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，取装联轴器处轴径dmin=25mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=35mm，安装齿轮处轴径d=40mm，轴肩轴径d=50mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表H-3,选定角接触球轴承，由轴颈d=35mm选定轴承7307C，轴承参数如下：内径d=35mm，外径D=80mm，B=21mm，a=16.6mm，Cr=34.2KN，C0r=26.8KN两轴承支点间的距离：L3=B2+2A3+2A2+B，式中：B2 大齿轮轮毂长度，B2=48mm3 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，△3=11mm4 箱体内壁与轴承端面的距离，△4=8mmB 轴承宽度，选取7307C型角接触球轴承，得到B=21得到：L1=48+2X11+2X8+21=107mm联轴器对称线到轴承支点的距离 L=B/2+1+1+B/24 2 3 4式中：12 轴承盖的高度，12=28mm

13 轴承座端面至带轮端面的距离，取l3=20mm,B4 联轴器宽度，B4=52mm得到：L2=21/2+28+20+52/2=84.5mm低速轴图3两轴在减速箱中的装配简图5.3校核高速轴的强度求支反力、弯矩、扭矩计算小齿轮受力分析圆周力 Ft1=2T/d^=741.02N径向力 Fr1=「「an气/cosp=275.61N轴向力 Fa1=Ft1tanp=155.89N带传动作用在轴上的压力为Q=346.38N水平平面支反力Rah=Rbh=Ft1/2=370-51N垂直平面支反力因为—•"三=-RAx107-F1x53.5-F1xd/-Q(83.5+107)=0Rav=781.66N因为］F=0,RBV=RAV-Q"Fr1=159-67N水平平面弯矩Mch=-Rbhx53.5=-19822.285N*mm垂直平面弯矩MAV=-Qx83.5=-28922.73N*mmMcV1=-Qx(83.5+53.5)+Ravx53.5=-5635.25N*mmMcV2=Rbvx53.5=-8542.345N*mm合成弯矩MA=|MAv|=28922.73N*mmMC1=Jm£h+M凯=20607.74N*mm临+略"Mc2=' '=21584.59N*mm扭矩T1=13820N*mm计算弯矩当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数-=0.6McaD=jM音+(ceT)£=8292N*mmM= =30087.90N*mmcaAMcaC1-：=22213.42N*mmMcaC1-：=22213.42N*mmMcaC2=--.■-：=23122.54N*mm5.3.2 5.3.2 绘制弯矩、扭矩图(F)计算翱窗Mcdl:fl.?9NnMcveA.S^INn3O.P9NnMcdCi(F)计算翱窗Mcdl:fl.?9NnMcveA.S^INn3O.P9NnMcdCi图4高速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图McdIcs按弯扭合成校核高速轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得。三=600MPa,由计算弯矩图可见，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：ocaA=McaA/0.1d3A=19.26MPa<[d_1]=60MPaD剖面的轴径最小，该处得计算应力为：ocaD=McaD/0.1d3D=24.59MPa<[cr_1]=60MPa5.4校核低速轴的强度5.4.1求支反力、弯矩、扭矩计算大齿轮受力分析圆周力梧=叫/"=776.40N径向力 Fr2=Ft2tan%/cosp=288.77N轴向力 Fa2=Ft2tanp=163.33N（1）水平平面支反力Rah=Rbh=Ft2/2=388.2垂直平面支反力RAx107-F2x53.5+F2xd/=0Rav=9.83N因为]F=0，RbV=RAV-Fr2=-278.94N水平平面弯矩MCH=-RBHx53.5=-20768.7N*mm垂直平面弯矩MAv=0N*mmMCV1=RAVx53.5=523.94N*mmMCV2=RBVx53.5=-14923.29N*mm合成弯矩MA=MAv=0N*mmMC1=..：-=20775.31N*mm=25574.27N*mm扭矩T2=68440N*mm计算弯矩当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数-=0.6McaD=jM音+(虹尸=41064N*mmMcaA=jM富+(ctiy=41064N*mmMcaC1=jMii+（即=46020,27N*mmMcaC2=-==48376.60N*mm5.4.2绘制弯矩、扭矩图弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图CF1IMM弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图CF1IMM图4低速轴的受力、六、滚动轴承的选择和计算6.1高速轴上的滚动轴承设计6.1.1 轴上径向、轴向载荷分析1）计算轴承的径向载荷：Rb6.1.2 轴承选型与校核（1） 轴承选型与安装方式选用7305C型角接触滚子球轴承，采取面对面安装方式。（2） 轴承内部轴向力与轴承载荷计算由表12.12可知7000C型轴承的内部轴向力SA、SB为Sa=0.5Ra=432.515N；SB=0.5Rb=201.725N因为SA-Fa1=276.62N>SB所以轴承2压紧，A2=Sa-Fa1=276.62N而A1=Sa=432.515N（3） 轴承当量载荷A/C0=0.027,e=0.4A2/C0=0.0175,e=0.38A]/R]=0.5>e=0.4A2/R2=0.69>e=0.38查表12.11可得X]=0.44,Y]=1.40；X2=0.44,Y2=1.47P1=X1R]+Y]A]=986.13NP2=X2R2+Y2A2=584.15N（4） 轴承寿命校核因两端选择同样尺寸的轴承，而P1>P2,故应以轴承1的当量动载荷P1为计算依据。工作温度正常，查表12.8得七=1,按轻微冲击载荷，查表12.9得fF=1.3轴承寿命虹=（暮）（拐=277697b》5。。。皿因此初选的轴承7305C满足使用寿命的要求6.2低速轴上的滚动轴承设计6.2.1 轴上径向、轴向载荷分析Ra=底+R%h=368.32^Re=^|Rgv+RgH=478.0^V6.2.2 轴承选型与校核（1） 轴承选型与安装方式选用7307C型角接触滚子球轴承，采取面对面安装方式。（2） 轴承内部轴向力与轴承载荷计算由表12.12可知7000C型轴承的内部轴向力SA、SB为Sa=0.5Ra=194.16N；Sb=0.5Rb=239.01N因为SA+Fa1=357.49N>SB所以轴承2压紧，A2=Sa+Fa1=357.49N而A1=Sa=194.16N（3） 轴承当量载荷A/C0=0.0105,e=0.38A2/C0=0.0193,e=0.38A]/R]=0.5>e=0.38A2/R2=0.748>-0.38查表12.11可得X]=0.44,Y]=1.47；X2=0.44,Y2=1.47P1=X1R]+Y]A]=456.276NP2=X2R2+Y2A2=735.84N（4） 轴承寿命校核因两端选择同样尺寸的轴承，而P2>P1，故应以轴承2的当量动载荷P2为计算依据。工作温度正常，查表12.8得fT=1,按轻微冲击载荷，查表12.9得fF=1.3轴承寿命虹=（焉）（号）=^xl0fih>50000h因此初选的轴承7307C满足使用寿命的要求表7滚动轴承参数参数轴承型号基本额定动载荷（kn）高速轴轴承7305C21.5低速轴轴承7307C34.2七、联轴器的选择和计算7.1联轴器的计算转矩Tca=KAT=(L5/1.3)X68.44=78.97Nm7.2许用转速低速轴转速为120r/min，故选用[n]=250r/min7.3配合轴径轴孔直径d=25mm7.4配合长度配合长度52mm。表8联轴器参数联轴器型号许用转矩许用转速配合轴径配合长度SL90250Nm250r/min25mm52mm八、键连接的选择和强度校核8.1高速轴V带轮用键连接选用键类型选用C型单圆头普通平键，参数如下：按轴颈15mm，轮毂长度50mm，查表14-1得：选键C5X5(GB/T1096-2003),长度选用40mm,即键的代号为C5X5X40键的强度校核键的材料为45钢，V带轮的材料为铸铁，查表14.2得，该处键连接的许用应力为2]p=50~60MPa，键的工作长度为：l=l-b/2=40-5/2=37.5mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=2.5mm，则键的工作挤压应力为：。=2T/(kld)=2X13820/(2.5X37.5X15)=19.66MPa<[a]=50~60MPa「所以此处键的强度符合要求。 「8.2低速轴齿轮用键连接选用键类型选用A型圆头普通平键，参数如下：按轴颈40mm，轮毂长度48mm，查表14-1得：选键12X8(GB/T1096-2003)，长度选用40mm，即键的代号为12X8X40键的强度校核键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，表14-2得，该处键连接的许用应力为[o]p=100~120MPa，键的工作长度为：l=l-b=40-12=28mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=4mm，则键的工作挤压应力为：b=2T/(kld)=2X68440/(4X28X40)=30.55MPaV[o]=100~120MPa「键的工作挤压应力满足要求。 「8.3低速轴联轴器用键连接8.3.1选用键类型选用C型单圆头普通平键，参数如下：按轴颈25mm，轮毂长度52mm，查表14-1得：选键C8X7(GB/T1096-2003)，长度选用45mm，即键的代号为C8X7X45键的强度校核键的材料为45钢，联轴器的材料为铸钢，查表14-2得，该处键连接的许用应力为[a]p=100~120MPa，键的工作长度为：l=l-b/2=45-8/2=41mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=3.5mm，则键的工作挤压应力为：。=2T/(kid)=2X68440/(3.5X41X25)=38.15MPaV[a]=100~120MPa「键的工作挤压应力满足要求。 「表9各键参数参数型号键长键高高速轴带轮键C5X5X40405低速轴齿轮键12X8X40408低速轴联轴器键C8X7X45457九、减速器的润滑齿轮传动的圆周速度兀ddndv=―——X1000=1.22m/s齿轮的润滑方式与润滑油选择因vV12m/s，所以采用浸油润滑，有附表I.1，选用L-AN68全损耗系统用油(GB443-1987)，大齿轮浸入油中深度1~2个齿高，但不应少于10mm。轴承的润滑方式与润滑剂选择对轴承的润滑，因vV2m/s，采用脂润滑，有附表I.2选用钙基润滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987),只需填充轴承空间的1/3~1/2,并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承以致稀释润滑脂。十、绘制装配图及零件工作图减速器的装配图和零件工作图参考附带的图纸。十一、设计小结通过为期两周的没日没夜的课程设计过程，反复的修改设计，终于完成了一级闭式圆柱齿轮减速器的设计过程，现在写起心得总结的时候真的是颇有感慨啊，在李静蓉老师刚开始在课堂上和我们说我们要做课程设计的时候，觉得课程设计是怎么一回事都不知道，似乎离我好遥远，我不认识它，它更不认识我一样，似乎感觉这么庞大的工程我是不可能做得出来的，但是迫于考试等等原因，我们当然很清楚这是我们必须要经历的一个过程。所以刚开始时候真的可以用举步维艰来形容了。刚开始