中北大学
课 程 设 计 说 明 书
学生姓名： 王正华 学 号： 16 学 院： 材料科学与工程学院 专 业： 无机非金属材料工程 题 目： 单级斜齿圆柱齿轮减速器
指导教师： 职称:
年 月 日
中北大学
课程设计任务书
学年第 一 学期
学 院： 材料科学与工程学院 专 业： 无机非金属材料工程 学 生 姓 名： 王正华 学 号： 16
课程设计题目： 单级斜齿圆柱齿轮减速器 起 迄 日 期： 8 月 23 日～ 9 月 2 日
课程设计地点： 5#102教室 指 导 教 师： 吴秀玲
系 主 任： 乔峰丽
下达任务书日期: 2010年 8月 23日
课 程 设 计 任 务 书
1．设计目的： (1) 通过课程设计，培养学生综合运用机械设计基础和其他先修课程的理论知识来分析解决机械设计问题的能力。 (2) 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 (3) 进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等。 2．设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）： 设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于双滚式压碎机的传动系统中。 方案简图（题号10）： 原始数据：碎料箱滚子轴转速 rpm；碎料箱输入轴所需功率 KW。 技术条件：该压碎机两班制连续工作，单向回转，有较大振动，压碎机滚子转速允许误差为±5%，使用期限8年。 3．设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等〕：
设计分段进行，在没有原则错误时才能进行下一阶段设计，以保证设计质量。 1) 设计计算 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、键，选择联轴器等。 2) 草图绘制、审查和修改 根据上述设计计算，绘制装配图的主、俯视图。 3) 绘制装配图 除绘制草图内容外，绘制装配图的侧视图，编写技术要求，对零件编号，填写明细表及标题栏等。 4) 绘制零件图 选择所设计减速器中任一轴和齿轮进行绘制。鼓励采用计算机绘图。 5) 编写设计说明书 要求内容全面，条理清楚，书写认真，图示正确，符合规定要求。 课 程 设 计 任 务 书
4．主要参考文献： 1. 杨可桢,程光蕴.机械设计基础.第四版.北京:高等教育出版社,1999 2. 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,1999 5．设计成果形式及要求： 1) 草图 1张（A1坐标纸） 2) 减速器装配图 1张（A0图）
3) 零件图 2张（A3图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图） 4) 设计说明书一份 6．工作计划及进度： 2010年 8 月 23 日 ~ 8 月 25 日 设计计算 8月 25 日 ~ 8 月 27 日 草图绘制、审查和修改 8月 27 日 ~ 8 月 29 日 绘制装配图 8月 30 日 绘制零件图 9月 1 日 编写设计说明书 9月 2 日 答辩 系主任审查意见： 签字：
年 月 日
任务书数据 (加粗者为补充数据)
题号9 卷筒转速 (rpm) (5+4) 卷筒所需功率 (KW) 48 52 55 60 60 70 75 80 85 3.2 4.2 5.5 2.9 6 6.5 7.0 7.5 8.0 题号10 破料箱滚子轴转速 100 115 120 120 150 115 130 140 125 (5+4) (rpm) 破料箱输入轴所需功率 2.8 4.0 3.1 5.2 4.2 6.0 4.9 4.5 3.5 (KW) 题号13 输送机主轴转速 (rpm) 90 90 (6+3) 100 100 110 110 120 120 115 输送机主轴扭矩 (105 2.4 3.4 2.8 3.6 2.5 3.2 3.0 3.8 4.2 N·mm) 题号14 传送带卷筒转速 (rpm) 75 100 125 150 170 90 (5+4) 100 110 130 减速器输出轴功率 3.0 3.3 3.5 4.0 4.3 2.4 2.8 5.0 4.5 (KW) 题号15 输送机工作轴转速 47.5 60 (5+4) (rpm) 75 85 90 55 100 110 120 输送机工作轴扭矩 11 5.5 10 (105N·mm) 题号16 圆盘转速 (rpm) (6+3) 50 70 85 8.1 7.8 7.0 6.0 4.5 3.0 95 110 120 100 115 60 给料机轴所需功率 3.1 3.2 4.2 4.5 5.6 6.1 5.0 4.0 2.9 (KW)
学生应提交的材料:
草图（用坐标纸绘制减速器装配图中的主、俯视图）；
减速器装配图（A0图）；
零件工作图两张（轴、齿轮各一张，A3图，用CAD绘制）； 设计说明书一份（包括封面、目录、设计任务书、正文、参考资料）。 日程安排： 8月23日 开始 8月26日 审草图 9月2.3日 答辩 1. 特性尺寸 如传动零件中心距及其偏差； 2. 最大外形尺寸 如减速器总的长、宽、高；
3. 安装尺寸 如地脚螺栓孔，轴伸出端配合长度和直径；
4. 主要零件的配合尺寸 如齿轮和轴、轴承与轴和轴承座孔的配合等。 装配图上应标注的尺寸
装配图上应写有技术特性、技术要求。 装配图上零件编号应按顺时针方向排列。
明细表和标题栏见《机械设计课程设计手册》P8，但需 注意长度应为180mm（不是150mm）。
图纸幅面、图样比例按《机械设计课程设计手册》P8要求。 图上粗细线型要分明。 零件图上应标注出:
尺寸公差；表面粗糙度； 形位公差；技术要求；传动件的啮合参数表。
标题栏按《机械设计课程设计手册》P8要求，但需注意长度应为180mm（不是150mm）。图样比例按《机械设计课程设计手册》P8要求。 图上粗细线型要分明。
设计说明书的内容：（见P239）
1. 目录
2. 传动方案的分析和拟定
3. 电动机的选择
4. 传动装置运动及动力参数计算 5. 传动零件的设计计算 6. 轴的计算
7. 滚动轴承的选择和计算 8. 键连接的选择和计算 9. 联轴器的选择
10. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 11. 参考资料
设计说明书应加封面。 设计任务书 注意事项：
1. 通常选用转速为1000rpm和1500rpm的电动机；
2. 设计传动装置时，应按工作机实际需要的电动机输出功率Pd计算，不
能按电动机的额定功率计算；转速取满载转速。
3. 一级减速器传动比范围i=3～6，一级开式传动i=3～7（均指圆柱齿轮）。 4. 带传动
开口平带传动 i=2～4（i≤6）； 有张紧轮的平带传动 i=3～5（i≤8）； 三角带传动 i=2～4（i≤7）。
5.圆锥齿轮传动
一级开式传动 i=2～4 （i≤8）； 一级闭式传动 i=2～3 （i≤6）。
二． 5前言
分析和拟定传动方案
机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。 众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须
先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。
三．运动学与动力学的计算
第一节 选择电动机
电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。 （1） 选择电动机的类型：
按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
（2） 选择电动机的容量：
工作所需的功率：
P= Pη
d
w
w
P = F*V（1000η
所以：
d =
w）
P F*V（1000η*η）
w
w =
由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为
η*η
式中
η*η*η*η*η*η*η
1
2
2
3
4
5
6
η
1、
η
2、
η
3、
ηη
4、
η
5、
η
6分别为齿轮传动、链传动、联轴
器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。 取
η
1 = 0.96、
η
２= 0.99、3 =0.97、
η
4 = 0.97、
η
5 = 0.98、
η
6 = 0.96 ，
则：
η*η
w = 0.96³0.99³0.99³0.97³0.97³0.98³0.96 =0.832
所以：
PF*Vη*η
d =
1000
w
= 2600³1.5(1000³0.832) kW = 4.68 kW
m
d
根据Pd选取电动机的额定功率由查表得电动机的额定功率
P使P = (1∽1.3)P = 4.68∽6.09 kW
ww = 7.5 kW
P
（3） 确定电动机的转速：
卷筒轴的工作转速为：
nw = 60³1000VπD = 60³1000³1.5(3.14³400) rmin = 71.66rmin
按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比i1 = 2 ∽ 5，单级齿轮传动比i2 = 3 ∽
5
i = 6 ∽ 25
故电动机的转速范围为：nd = i*nw = (6∽25)³71.66 rmin = 429.96 ∽ 1791.5
则合理总传动比的范围为: rmin
符合这一范围的同步转速有750 rmin、1000 rmin、1500 rmin ，再根据计算出的容量，由附表5.1查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。 方 案 电动机型号 电动机转速 传动装置的传动比 额定功率 rmin PedkW 同步转速 满载转速 720 970 总传动比 10.04 13.54 带轮 齿轮 1 2 YL0L-8 Y160M-6 7.5 7.5 750 1000 3 3.35 3.5 3.87
3 Y132M-4 7.5 1500 1440 4.17*3 3 4.17 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案3比较适合。因此选定电动机型号为Y160M-6,所选电动机的额定功率Ped = 7.5 kW，满载转速nm = 970 rmin ，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。 中心高H 160 外形尺寸 L³(AC2+AD)³HD 600³417³385 底脚安装尺寸 A³B 254³210 15 42110 ³地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 装键部位 D³E 尺寸 F³GD 12³49 第二节 计算总传动比并分配各级传动比
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。
（1） 计算总传动比：
i = nmnw = =12.52
（2） 分配各级传动比：
为使链传动的尺寸不至过大，满足b ig = iib =12.523=4.17 （3） 计算传动装置的运动和动力参数： 各轴的转速 nΙ= nmib =14403=480 rmin nΠ= nΙig =480115=4.17 rmin nw = nΠ = rmin 各轴的功率 PΙ= Pm*η1 = 7.5³0.96 = 7.2 kW PΠ=PΙ*η2 *η3 = 7.2³0.99³0.97 =6.914 kW Pw = PΠ*η2*η4 = 6.914³0.99³0.97 = 6.64 kW (4 ) 各轴的转矩 Td Td = 9550³Pmnm =9550³7.5970 = 73.84 Nm 电动机的输出轴转矩 其他轴转矩 TΙ= 9550³PΙnΙ =9550*6.84*0.96480=130.644 Nm TΠ= 9550³PΠnΠ =9550*6.06115=503.24 Nm Tw = 9550³Pwnw = Nm 第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格 参 数 转 速 功 率 转 矩 传动比 效 率 轴 名 电动机轴 1440 6.84 3 0.96 Ι 轴 480 6.56 130.644 4.17 0.98*0.98*0.98 Π 轴 115 6.06 503.24 0.99 滚筒轴 115 6 五．齿轮的设计计算 计算项目 计算内容 计算结果 1齿１． 料选用20CrMnTi合金钢渗碳淬火。由表 轮的材料的选择 6-5，表6-6，齿面硬度56-62HRC， =1080， = =19 850。由表6-4选择齿轮精度 8级。 =90 该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根弯曲疲劳强=13.06³N.度设计，再按齿面接触疲劳强度校核。 ㎜ =0.8 K=1.2 =3.399³ 2按２． 齿根弯曲疲劳强度设计 齿根的弯曲设计 3中㎜ 心距与螺旋角的校核 4几何尺寸的计算 5校取=19 i =4.17 , =19*4.17=79.23=80，取=80 由公式 由式 T=9.55³*PN 小齿轮转矩=9.55³×6.84*0.96480=13.06³N.=0.8958³ =664 =713.6 实际传动比=8019=4.21传动比相对误差=|- i | i =35㎜=30=0.0096％，齿数选择满足要求。 大齿轮转速==4804.17=115rmin。 由表6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数 =0.8,由表6-7查得，使用系数=1.2；参照图6-6b，齿形系数按当量齿数=Z，由图6-18查得：设螺旋角β=15°， ==21.08, = =87.66,则小齿轮齿形系数=2.88，大齿轮齿形㎜ 核疲劳强度 6模数 7接系数=2.27 由图6-19查得，小齿轮应力修正系数YSA1=1.57,大齿轮应力修正系数YSA2=1.77 按式（6-14）计算弯曲疲劳许用应力 =0.7=0.7*8501.25=476 按图6-24查取齿轮材料弯曲疲劳极限触疲应力 劳的校核 ==850Mpa。500？ 弯曲疲劳强度安全系数=1.25 ==664MPa ==713.6Mpa ==1080MPa 比较=2.88³1.57476=0.0095 =0.0084, >,应按小齿齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。 代入公式（6-20） = =321.7967.3841042.651.590.740.87=2.0.523266413㎜ 按表6-1，取标准模数=2.5㎜ 由公式a=（+）2cosβ=2.5³（19+80）2cos15° =128.12 圆整取中心距a=128mm cos==0.9668 β=14.81° ,与假设β=15°相近。 计算大小齿轮分度圆直径 = cosβ=49.18㎜ = cosβ=207.05㎜ 校核原假设的系数 齿轮的速度v=60³1000=3.02ms, v100=0.695ms,由图6-8b查得=1.05，与原取值一致。 齿宽b==0.8³49.18=39.34㎜=40 取=35㎜, =30㎜ ３． 齿面按触疲劳强度校核 由式（6-17） ==935.07<1080 由表6-9查得，弹性系数=189.8；由图6-14查得，节点区域系数=2.5；按图6-12，图6-13查得，重合度系数=0.8；由图6-28查得，螺旋角系数=0.982。 由图6-23查得，齿轮材料接触疲劳极限应力 =1080Mpa。 弯曲强度疲劳足够。 V=1.23ms 六.轴与轴承的设计计算及校核 轴的设计及键联接的选择与校核 轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下： 第一轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 1、 选择轴的材料确定许用应力 结 果 普通用途、中小功率减速器，选用45钢，正火处理。=95 Mpa 查表2-7, 取 =600 Mpa, =95 MPa 2、 按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径 由表2-6,查得C=110, =40 Mpa,按式（2-44）得, =26.3mm =7.2 kW =970rMin =35㎜ =1.78ms 34 因Ⅰ轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的40 削弱,则直径应增大5%～7%， ≥26.3(1+7%)=27.63㎜ 初定Ⅰ轴的最小直径=30㎜。 3.确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度 =0.75ms 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 4.轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图2-2。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，45 49.18 45 40 齿顶圆直径da1=49.18+4=53.18 Da2=207.05+4=211.05 齿根圆直径df1=49.18-5=44.18 利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。 Df2=207.05-5=202.05 Ha=2 Hf=2.5 H=4.5 C=0.5 =35㎜ =37mm =40 mm 图 2-2 5.轴的结构设计` =45 mm =59.51mm =45 mm =40㎜ =35㎜ =110㎜ =35 mm =25mm =20mm =35mm =20㎜ =25 mm L=96 =20° L=140㎜ =35mm =4.219kN F=1.536kN =1.13kN =1.13kN =2.11kN 147.7 73.85 0.95kN 0.586KN =161.98kN.㎜ =81kN.㎜ =174.24KN.㎜ 轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 （1） 径向尺寸的确定 如上草图所示，从轴段=30㎜开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（2～3）C范围内经验选取（C为大链轮内孔倒角尺寸，取C=1㎜），故= +2h≥30+2³(1³2)=34 mm,按轴的标准直径系列取=34mm 。与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取=40 mm，=103.36KN.㎜ 轴径满足要求 选定轴承代号为30208。起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系列，取=45 mm。d即为小齿轮部分，将作为分度圆的直径，即=49.18 mm。 ==45 mm， ==40mm （2） 轴向尺寸的确定 小齿轮齿宽=35㎜, =38㎜,与带轮相配合,因带轮宽为81㎜，同理取轴段长=83。考虑安装方便轴承盖至带轮距离=30，初步取=35 mm。与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度=18mm,于是取=18 mm。一般情况下，齿轮端面与箱壁的距离取10～15 mm,轴承端面与箱体内壁的距离=3～5 mm, >箱体的内壁，结合大轴的尺寸取=20mm ==20mm, ==18 mm 两轴承中心间跨距=140mm 6.轴得强度校核 （3） 计算齿轮受力130.644 转矩 =130.644kN²mm 齿轮切向力=5.313kN 径向力： F=tan=5.313³tan20°=1.93kN 轴向力 =tanβ=5.313³tan15°=1.42kN （2） 计算支反力和弯矩并校核 （a）水平面上 ===2.656kN C点弯矩: =127.5 D点弯矩： =73.85 水平面弯矩和受力图如上图： （b）垂直面上 支反力： =0.95kN =0.586KN C点弯矩： 48=45.6kN.㎜ D点弯矩： =³48=45.6kN.㎜ （c）求合成弯矩 ==135.41kN.㎜ ==86.79kN.㎜ C点当量弯矩： ===169.04KN.㎜ D点当量弯矩： ==116.95KN.㎜ 所以, = =16.11㎜ =23.10㎜ 考虑到键,所以 =16.11³105%=16.92㎜ =23.10³105%=24.24㎜ 实际直径为49㎜,强度足够.如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改. （3）绘制轴的零件工作图。（从略） 根据上述设计结果设计第二轴， 2.4第二轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 结 果 1.择轴的材料确定许用应力 普通用途、中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表2-7 取σ=600 MPa, =95 MPa。 2、按扭转强度，初估轴的最小直径 由表2-6查得C=110， =40 Mpa按式（2-44）得 d≥C=41.24mm 由于键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 到d=d³(1+7%)=45.36㎜==45 轴伸安装联轴器，考虑到该轴传递的扭矩较大，选用弹性柱销联 器，查设计手册得联轴器型号标记为 GB，可知，与联轴器相联的轴的直径为45㎜，也即=45㎜。 1.确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度 =小齿轮的速度=0.508ms 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 2.轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图， 如图2-4。 考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用螺栓联接式轴承盖实现轴两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采用轴肩与套筒相配 P=6.914KN N=71.62 rmin =60 ㎜ =0.508 ms =60㎜ =65 mm =70 mm =72 mm =75 mm =70 mm L=110mm =110mm =50 mm =40mm =30 mm =10 mm =30 mm =95MPa =252 mm L=140㎜ 合实现，轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图2-4示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。 F=2.664KN =1.96KN =0.6 T= 0.92193³N²mm 图 2-4 3.轴的结构设计` 轴的结构设计主要有三项内容：（1）各轴段径向尺寸的确定；（2）各轴段轴向长度的确定；（3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 a) 径向尺寸的确定 如上草图所示，从轴段=45㎜开始，逐段选取相邻轴段的直径。起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（2～3）C（C为联轴器内孔倒角尺寸，取C=1㎜）范围内经验选取，故= +2³2C≥60+2³（2³1）=50 mm,按轴的标准直径系列取=50 mm 。d与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并查机械设计手册，取=55 mm，选定轴承代号为30210。为与大齿轮装配部分，其直径应与大齿轮的内孔直径相一致，即=60 mm。为轴肩直径，起定位作用，同理，按轴的标准直径系列，取 =65mm， ==55 mm b) 轴向尺寸的确定 大齿轮齿宽=30 mm,取=30 mm，L与联轴器配合,因选 取联轴器是弹性柱销联轴器，取轴段长=11284 mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离=30，轴承端盖长为20，初步取=50 mm。与轴承相配合，查轴承宽度B=20 mm，,定位环长13 mm,于是取=40mm。起定位作用，取=2h=10mm。与轴承相配，查轴承宽度B=20mm,于是取=22 mm 4.轴的强度校核 1)计算齿轮受力 前面计算出:转矩 T=503240 N²mm 齿轮切向力: F==4.861KN 径向力: F= F³tan=4.861³tan20=1769.25KN 轴向力: =tanβ=1302KN 2)计算支承反力及弯矩 （a）水平面上 ===2430.5kN C点弯矩 =2430.5³120÷2=145.83KN.㎜ （b）垂直面上 =1037.25KN =732N C点弯矩： 622.35kN.㎜ （c）求合成弯矩 ==639.21kN.㎜ C点当量弯矩： ==523.94KN.㎜ 所以, =38.06㎜ 考虑到键,所以 =38.06³105%=39.96㎜ 实际直径为60㎜,强度足够.如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足,则该轴的结构设计无须修改。 （8）绘制轴的零件工作图。（从略） 七、键等相关标准键的选择 标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。 （1） 键的选择 查表4-1（机械设计基础课程设计） Ι轴与带轮相配合的键：b = 8mm, , t = 7.0mm, t1 = 4.4mm l=18-90 Π轴与相联轴器配合的键：b = 14 mm, , t = 5.0mm, t1=3.3mm l=36-60 Π轴与齿轮相配合的键：b = 18mm, , t = 5.5mm, t 1= 3.8mm l=50-200 （2） 联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查表4-1（机械设计基础课程设计），选用联轴器的型号为GICL2 45D, 11284 0.02kg每平方米 螺栓、螺母、螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响 选用螺栓GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M10*35 ，GB5782 – 86, M10*25三种。 选用螺母GB6170 – 86, M10和GB6170 – 86, M12两种。 选用螺钉GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M6*30两种。 八、减速器的润滑与密封 1、 传动件的润滑 浸油润滑：浸油润滑适用于齿轮圆周速度V≤12ms的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以1∽2个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7个齿高上下，但至少要有10mm,速度低时，允许浸入深度达16∽13的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于30∽50mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量， 油量可按每千瓦约350∽700cm3来确定，在大功率时用较小值。 2、 滚动轴承的润滑：减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实 现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。 3、 润滑剂的选择：润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多 种因素有关。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用HT-40,HT-50号机械油，也可采用HL-20,HL-30齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的13~12。 4、 减速器的密封：减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油 部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。 分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶圈和唇形密封圈。 在老师的耐心指导下，以及各位同学的讨论中，经过两周多时间的设计，本课题——单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动。其说明书的编写终于完成。本设计虽然较简单，但通过这一设计实践，我感到自己在这方面仍存在许多不足之处，对于我的本次设计，我觉得设计计算部分非常认真，该方案结构简单，易于加工，装配。且经济实用，可适用于精度要求不高的场所。同时也存在有一些尺寸设计方面的误差，对材料的选择也并非完全合理。希望指导老师能批正。通过此设计，使我加深了对机械设计基础及有关课程和知识，提高了综合运用这些知识的能力。并为在今后学习本专业打下了 必须的基础，并提高了运用设计资料，及国家标准的能力。 减速器形式及尺寸关系mm 名称 箱体壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径及、n 数目 轴承旁联接螺栓 直径 盖与座联接螺栓 直径 联接螺栓的间距 检查孔盖螺钉直 径 定位销直径 由螺栓确定 由螺栓确定 根据低速级轴承座外径确定 =7 =16 =14 =14 =30 =50 =6 =180 =10 0.75 =13 时，n=4 符号 齿 轮 本次设计取值mm =18,n=4 =8 =8 =12 =12 =20 、、至外箱壁距离 、至凸缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座 端面的距离 齿轮顶圆与内箱 壁间的距离 齿轮端面与内箱 壁间的距离 箱盖、箱座肋厚 、 > =20 > , =10 =7 =7 十、设计小结 在申爱琳老师的耐心指导下，以及各位同学的讨论中，经过两周多 时间的设计，本课题——单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动。其说明书的编写终于完成。本设计虽然较简单，但通过这一设计实践，我感到自己在这方面仍存在许多不足之处，对于我的本次设计，我觉得设计计算部分非常认真，该方案结构简单，易于加工，装配。且经济实用，可适用于精度要求不高的场所。同时也存在有一些尺寸设计方面的误差，对材料的选择也并非完全合理。希望指导老师能批正。通过此设计，使我加深了对机械设计基础及有关课程和知识，提高了综合运用这些知识的能力。并为在今后学习本专业打下了 必须的基础，并提高了运用设计资料，及国家标准的能力。 十一、参考文献 [1]孙桓、陈作模主编.《机械原理》.高等教育出版社出版.2000.8 [2] 席伟光、杨光、李波主编.《机械设计基础课程设计》. 高等教育出版社出版.2002.9 [3]吴宗泽、罗圣国主编.《机械设计课程设计手册》.高等教育出版社出版.1998.12 [4]吴宗泽主编.《机械设计》.高等教育出版社出版.2003.5 因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容