两级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计(41页).doc

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1、-两级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计-第 35 页Hefei University课程设计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四年 姓名： 学号： 导师： 2015年1月10日目录第 1 章机械设计课程设计任务书11.1.设计题目11.2.设计要求11.3.设计说明书的主要内容21.4.课程设计日程安排2第 2 章传动装置的总体设计32.1.传动方案拟定32.2.电动机的选择32.3.计算总传动比及分配各级的传动比32.4.运动参数及动力参数计算3第 3 章传动零件的设计计算5第 4 章轴的设计计算6第 5

2、章滚动轴承的选择及校核计算7第 6 章键联接的选择及计算8第 7 章连轴器的选择与计算9设计小结10参考文献11第 1 章 机械设计课程设计任务书1.1. 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1.2. 设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)25001.103201.3. 设计要求1.减速器装配图A0 一张2.零件图2张3.设计说明书一份约60008000字1.4. 设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、

3、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段12月14日12月14日1天2)传动装置总体设计阶段12月15日12月15日1天3)传动装置设计计算阶段12月16日12月18日3天4)减速器装配图设计阶段12月21日12月25日5天5)零件工作图绘制阶段12月28日12月29日2天6)设计计算说明书编写阶段12月30

4、日12月30日1天7)设计总结和答辩12月31日1天第 2 章 传动装置的总体设计2.1. 传动方案拟定2.2. 电动机的选择2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比2.4. 运动参数及动力参数计算计算过程及计算说明一、 传动方案拟定 带拉力：F=25000N 带速度：v=1.10m/s 滚筒直径：D=320mm 运输带的效率:要求连续单向运转，载荷平稳,齿轮使用寿命为5年，二班工作制。二、电动机选择（1） 选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机（2） 选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率：Pw=传动装置的总效率： ， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），滚动轴承（角接触球

5、轴承4对），联轴器（弹性柱销联轴器），运输带的效率。查课程设计表2-3，取：1=0.96 , 2=0.97 , 3= 0.99 , 4= 0.99 , 5=0.96所以： =0.95 0.972 0.9840.990.97=0.79电动机所需功率：Pd=查课程设计表12-1取电动机的额定功率P=4kW（3） 确定电动机转速因为v带的 传动比=2-3，取=2二级圆柱齿轮减速器传动比故总传动比i=16-120,那么电动机转速范围为又工作机转速故，有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min 4种类型，这里选用Y132M-6,具体数据如下：方案电动机型号电动机额定功

6、率同步转速1Y112M-4415002Y112M-243000满载转速总传动比iV带转速传动比减速器传动比144021.93210.97289044.02222.01（注：表中传动比按照下面传动比分配的计算方法而得）综合考虑v带传动，减速器和总传动比，可见方案1最佳。即选用型号为Y112M-4的电动机，查表知电动机的机座中心高为132mm，外伸轴径为38mm，外伸轴长为80mm。三传动比的分配Y112M-4: i=10.97,查表取V带传动比 减速器传动比为（减速器高速传动比，减速器低速传动比）四传动装置的运动和动力参数计算1.各轴转速的计算 2. 各轴输入功率计算：3.各轴输入转矩:各轴的运

7、动和动力参数如下表所示输入转矩n*mm输出转矩n*mm传动比传动效率26527.783.90.9650933.3450424.014.80.95184395.55182551.593.390.95513517.641.00.97503298.64 四、传动零件的设计计算注：本计算示例采用哈工大编机械设计（第三版）讲述的计算方法，有关设计计算公式，图表数据引自此书。1. 普通V带传动的设计计算 确定计算功率P=4KW,由表7.6查得工作情况系数KA 1.1则:PcKA P1.144.4KW 根据计算功率Pc与小带轮的转速nm，查引用教材7.11图得，选择A型V带。 确定带轮的基准直径取小带轮直径

8、 dd1100mm ，大带轮的直径 dd2dd12100=200mm,查引用教材7.3表的dd2200mm其传动比误差故可用。 验证带速 V m/s在之间。故带的速度合适。确定V带的基准直径和传动中心距初选传动中心距范围为：0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)，取a0=400mmV带的基准长度： L0=2a0+=1277.48mm查表7.2，选取带的基准直径长度Ld=1400mm 实际中心 a=a0+=400+=461.26mm 验算主动轮的最小包角1=180o=180o=167.58o120 o故主动轮上的包角合适。 计算V带的根数z 查表7.3查取单根V带能传递的功率为P0

9、=1.31kw由公式7.19计算功率增量查表7.4得查表7.5得故查表7.8，得=0.98，查表7.2，得=0.96故, 所以取 z=4 根。 计算V带的合适初拉力查表7-1，取m=0.17kg/m,得 : F0=N 计算作用在轴上的载荷 NV带的主要参数归于表中五、带轮的结构设计 : （单位）mm带轮尺寸小带轮大带轮槽型AA基准宽度1111基准线上槽深2.752.75基准线下槽深8.78.7槽间距150.3150.3槽边距99轮缘厚66带轮宽度=63=63带轮结构实心式腹板式 六齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选

10、用斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45钢，采用软齿面，调质，齿面硬度为小齿轮 236HBW 高速级大齿轮选用45钢，采用软齿面，正火处理，齿面硬度为大齿轮190HBW 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:（1） 小齿轮传递的转矩 N/mm（2） 设计时，因v值未知，不能确定，故可初选，这里初选 （3） 由表8.6取齿宽系数（4） 由表8.5查得弹性系数（5） 初选，由图8-14查得节点区域系数 ，（6） 齿数比（7） 初选，则，取 由公式8.2得端面重合度 由公式8.得轴面重合度 由图8.15得重合度系数

11、（8） 由图8.24查得螺旋角系数（9） 许用接触应力由公式8.26 =算得。 由图8.28（e）、)（a）取接触疲劳极限应力 ，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为 由图8.29查得寿命系数由表8.7取安全系数故 = = 故取许用接触应力 初算小齿轮1分度圆直径，得 =47.83 mm3.确定尺寸（1） 计算载荷系数由表8.3查得使用系数。因 m/s由图8.7查得动载系数由图8.11查得齿向载荷分布系数由表8.4查得齿间载荷分布系数 故载荷系数 (2) 对进行修正因K与有较大差异，故需对按值计算出的进行修正，即 mm （3） 确定模数 （按表8.1，取） （4） 计算中心距 中心距 mm圆

12、整为mm,则螺旋角 所以 由mm,取mm又，取mm4 校核齿根弯曲疲劳强度式内各参数：（1） K,T, ，同前（2） 齿宽b= b2=60mm（3） 齿形系数 确定齿数和应力修正系数 计算当量齿数 由图8.19查得 齿形系数 应力校正系数（4） 由图8.21查得重合度系数（5） 由图8.26查得螺旋角系数（6） 许用弯曲应力可由公式8.29算得由图8.28（f）查得弯曲疲劳极限应力 由图8.30查得寿命系数安全系数由表查得S1.25故 满足齿根弯曲疲劳强度 齿轮2（二）低速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用斜齿轮（1）齿轮材料及热

13、处理 材料：高速级小齿轮选用45钢，采用软齿面，调质，齿面硬度为小齿轮 236HBW 高速级大齿轮选用45钢，采用软齿面，正火处理，齿面硬度为大齿轮190HBW 齿轮精度按GB/T100951998，选择8级初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:（10） 小齿轮传递的转矩 N/mm（11） 设计时，因v值未知，不能确定，故可初选，这里初选 （12） 由表8.6取齿宽系数（13） 由表8.5查得弹性系数（14） 初选，由图8-14查得节点区域系数 ，（15） 齿数比（16） 初选，则，取 由公式8.2得端面重合度 由公式8.得轴面重合度 由图8.15得重合度系数（17） 由

14、图8.24查得螺旋角系数（18） 许用接触应力由公式8.26 =算得。 由图8.28（e）、)（a）取接触疲劳极限应力 ，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为 由图8.29查得寿命系数由表8.7取安全系数故 = = 故取许用接触应力 初算小齿轮3分度圆直径，得 =72.28 mm3.确定尺寸（1）计算载荷系数由表8.3查得使用系数。因 m/s由图8.7查得动载系数由图8.11查得齿向载荷分布系数由表8.4查得齿间载荷分布系数 故载荷系数 (2) 对进行修正因K与有较大差异，故需对按值计算出的进行修正，即 mm （3） 确定模数 （按表8.1，取） （4） 计算中心距 中心距 mm圆整为mm,

15、则螺旋角 所以 由mm,取mm又，取mm4 校核齿根弯曲疲劳强度式内各参数：（7） K,T, ，同前（8） 齿宽mm（9） 齿形系数 确定齿数和应力修正系数 计算当量齿数 由图8.19查得 齿形系数 应力校正系数（10） 由图8.21查得重合度系数（11） 由图8.26查得螺旋角系数（12） 许用弯曲应力可由公式8.29算得由图8.28（f）查得弯曲疲劳极限应力 由图8.30查得寿命系数安全系数由表查得S1.25故 满足齿根弯曲疲劳强度 齿轮3 齿轮4第一级齿轮:齿轮传动的几何尺寸，制表如下： 名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距 130mm传动比3.77法面模数设计和校核得出2.5法面压力

16、角螺旋角一般为 13.795齿数Z Z=iZ2180分度圆直径54.06mm205.94mm齿根圆直径47.81mm199.69mm齿顶圆直径 59.06mm210.94mm齿轮宽bb1= b2+(5-10)mm67mm60mm第二级齿轮:名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距 169mm传动比2.9法面模数设计和校核得出3法面压力角螺旋角一般为 齿数Z Z4=iZ32882分度圆直径86.04 mm251.96 mm齿顶圆直径92.04 mm257.96 mm齿根圆直径 df78.54mm244.46 mm齿轮宽bb3= b4+(5-10)mm102mm95mm七、轴的设计计算（一）、中间轴

17、的设计与计算1. 已知条件： 中间轴的传递功率，转速齿轮分度圆直径分别为，齿间宽度分别为，。2. 选择轴的材料： 因传递功率不大，且对重量及结构尺寸无特殊要求，故选取45钢，调制处理。3. 初算轴径：对于转轴，按按扭矩强度初算轴径，查表10.2得,考虑轴端弯矩比转矩小，故取则由于键槽的影响，取4. 结构设计： （1）轴承部件的结构的设计 轴不长，故采用两端固定的方式，然后按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。 （2）轴承的选择与轴段1及轴段5的设计 改轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑轴承有轴向力的存在，选用角接触球轴承。轴段1、5上安装轴承，其直径应便于轴承的安装，又应符合轴承

18、内径系列，取轴承6307c，由表11-9得轴承内径，外径，宽度定位轴肩直径，外径定位直径，故 通常一根轴上的轴承应该选用同一种型号的，则 （3）轴段2和轴段4的设计 轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为了便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定。齿轮2的轮毂宽度范围为取轮毂宽度与齿轮宽度相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩固定，左端采用套筒固定。为使套筒断面能够顶到齿轮断面，轴段2和轴段4的长度应比相应的齿轮轮毂长度略短，故取。（4） 轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位。其轴肩宽度范围为 取 ，故。齿轮

19、3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取，齿轮2与齿轮3的距离初定为，则箱体内壁之间的距离为，取。齿轮2的右端面与箱体内壁之间的距离为，则轴段3的长度为。（5） 轴段1及轴段5的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内断面距箱体的距离取为，中间轴上的两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段1的长度为轴段5的长度为5. 键连接 采用A型普通平键连接，查表4-1得 轴段2处的为 轴段4处的为 中间轴（二） 高速轴的设计与计算1.已知条件： 中间轴的传递功率，转速，小齿轮分度圆直径为，齿间宽度为。2.选择轴的材料： 因传递

20、功率不大，且对重量及结构尺寸无特殊要求，故选取45钢，调制处理。3.初算轴径：对于转轴，按按扭矩强度初算轴径，查表10.2得,考虑轴端既承受转矩，有承受弯矩，故取则由于键槽的影响，取4.结构设计： （1）轴承部件的结构的设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的集体采用部分式结构。该减速器发热小，轴不长，故采用两端固定的方式，然后按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。 （2）轴段1 轴段1上安装带轮，此轴段的设计应与带轮轮毂的设计同步进行。初定轴径1的轴径为，查表8-14电动机轴径，带轮轮毂的宽度为取，轴段1的长度略小于毂孔的长度，取。 （3）密封圈与轴段2在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及

21、密封圈的尺寸。带轮用轴肩固定，轴肩高度。轴段2的轴径为，取。 （4）轴承与轴段3及轴段7 考虑轴承油轴向力的存在，故选用角接触球轴承。轴段3上安装轴承，其直径应符合轴承内经系列。取轴承6307c，由表6-1的轴承内经，外径，宽度，内圈定位轴肩直径，外圈定位内经，在轴向上力作用点与外圈大断面的距离。故取轴段3的直径。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁，挡油环轴孔宽度初定为，则。通常同一根轴上的两个轴承取相同的型号，故，。（5） 齿轮与轴段5该段上安装齿轮，为便于齿轮的

22、安装，应略大于，可初定，则由表4-1可知该处键的截面尺寸为，轮毂键槽深度为，则该处齿轮上齿根圆毂孔键槽顶部的距离为，故该轴设计成齿轮轴，则有， （6）轴段4和轴段6的设计 该轴段的直径课略大于轴承定位轴肩的直径，则，齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段6的长度，轴段4的长度为 （7）轴段2的长度 该轴段上的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表4-1可知， 下箱座壁厚取，取轴承旁连接螺栓为M14，则，箱体轴承座宽度为，取。可取箱体凸缘螺栓为M8，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度，取端盖与轴承间调整垫片厚度为，端盖连接

23、螺钉查表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8*25；为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘断面距轴承端盖表面距离，带轮采用腹板式，螺钉的装拆空间足够。则。 高速轴（三） 低速轴的设计与计算1、 已知条件低速轴传递的功率P=3.54KW，转速n=65.86r/min,齿轮4分度圆直径，齿轮宽度。2、 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。3、 初算轴径查9-8表得C=106-118，考虑到轴段只承受转矩，故取小值C=110，则，轴与联轴器连接，还有齿轮，有两个键槽，轴颈增大5%，则轴段最细处直径。4、

24、 结构设计（1） 轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最小轴径处设计。（2） 联轴器及轴段1 轴段1上安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取，查表838选Lx3型联轴器，公称转矩为1250N.m,许用转速4700r/min,轴孔范围3048mm，考虑d43.59mm,联轴器孔直径为48mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，轴段1直径长度略小于毂孔宽度，取。（3） 密封圈与轴段2 联轴器用轴肩定位，轴肩高度，（4) 轴承与轴段3及轴段6的设计 轴段3和6

25、上安装轴承，暂选轴承7211C，查表11-9得，轴承的内径d=60mm，外径D=110mm，宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径外径轴上定位端面圆角半径最大为对轴的力作用点与外圈大端面的距离为故挡油环宽度初定位，故。（5) 齿轮与轴段5 ，初定齿轮4轮毂宽度范围为小齿轮宽度。（6) 轴段4 定位轴肩的高度为取h=5mm，则，齿轮左端面距箱体内壁距离为，则（7) 轴段2与轴段6的长度 轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T5781 M8x25，联轴器轮毂端面与外端面的距离为，则，。（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点与轴承大端面的距离mm轴的支点及受力点的距离为，。5、 键连接均采用A型普通平键连接

26、、查表8-31得其型号分别为键14x9x70GB/T1096和18x11x80GB/T1096。6、 轴的受力分析（1） 轴的受力简图（2） 计算支承反力在水平面上：在垂直平面上：（3） 分析弯矩在水平面上，a-a剖面左侧为a-a面右侧为在垂直平面上，a-a剖面上为合成弯矩，aa剖面左侧为a-a剖面右侧为转矩为7、 校核轴的强度aa剖面右侧为危险截面：故满足强度要求。8、 校核键连接的强度联轴器处的键：齿轮4连接处的键：键的强度满足要求。9、 计算轴承寿命（1） 计算轴承的轴向力选的是7212C轴承，C=58200N，C=46200N轴承1,2内部的轴向力分别为：内部的轴向力A=949.53N

27、则两轴承的轴向力分别为：(2) 计算当量载荷轴承1：则轴承1的当量载荷为轴承2：故X=0.44，Y=1.35故轴承2的当量载荷为（3） 校核轴承寿命由轴承寿命满足要求。 低速轴八、键联接的选择及低速轴键的校核计算1. 高速轴与V带轮用键联接 选用普通平键（A型）按轴径d=25mm，及带轮宽B=80mm，查表4-1选择C87-56（GB/T 1096-2003）强度校核2.中间轴（1）与高速级大齿轮连接选用圆头普通平键（A型）轴径d=37mm及齿轮宽b2=60mm, 查表选键A149-50（GB/T 1096-2003）（2）与低速级小齿轮连接选用圆头普通平键（A型）轴径d=37mm及齿轮宽b3

28、=102mm, 查表选键A149-90（GB/T 1096-2003）3.低速轴（1）与齿轮用键联接 选用圆头普通平键（A型）轴径d=62mm及齿轮宽b4=95mm, 查表选键A1811-80（GB/T 1096-2003） 强度校核键材料选用45号钢，齿轮材料为40Cr调质，查表得许用应力键得工作长度Lc=L-b=80-18=62mm , k=h/2=11/2=5.5mm ,挤压应力： （故安全）（2）与联轴器相连 选用普通平键（A型）按轴径=48mm，及查表选择C149-70（GB/T 1096-2003）强度校核键得材料选为45号钢，弹性柱销联轴器为钢查表得键联接得许用应力，键得工作长度

29、Lc=L-b=70-14=56mm , k=h/2=9/2=4.5mm ,挤压应力： （故安全）九、联轴器的选择和计算由前面计算知：选取LX3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为2500Nm。孔径d=45mm，L=84mm,L1=112mm,许用转速为3870r/min，故适用。标记：十、10. 润滑密封设计齿轮传动的圆周速度因为：，所以采用浸油润滑；由表选用LAN68全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，单不应少于10mm。对轴承的润滑，因为：，采用脂润滑，由表选用钙基润滑酯LXAAMHA2(GB491-1987)只需要填充轴承空间的1/21/3.并在轴承内侧

30、设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并匀均布置，保证部分面处的密封性。十一、减速器铸造箱体的设计: 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为30mm为保证机盖与机座连接处密封，联

31、接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为上箱体8mm，底座8mm，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计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M6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

32、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 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，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计:名称符号计算公式结果箱座壁厚88箱盖壁厚88箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚

33、度20地脚螺钉直径23.7mm M20地脚螺钉数目查手册 4轴承旁联接螺栓直径 M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6） M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）12，至外机壁距离查相关机械课程设计指导书242016，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42016外机壁至轴承座端面距离=+（812）48大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚8 ，8F=25000Nv=1.10m/sD=320mmPw=2.75kw1=0.962=0.973= 0.984= 0.995=0.96=0.79P=3.

34、35kw选用型号为Y132M-6的电动机KA 1.1PC 4.4KW选择A型V带00.05符合要求。V=7.5425故速度合适。取a0=400mmLd=1400mm =0.96Z=4m=0.17kg/mF0=120.74NFQ=960.25N高速级小齿轮选用45钢，采用软齿面，调质，齿面硬度为小齿轮 236HBW,取小齿齿数=21高速级大齿轮选用45钢采用软齿面，正火处理，齿面硬度为大齿轮190HBW,齿轮精度选择8级=1K=1.04K=1.76N/mmm/s取a=130mm mmmm取mmmm齿宽b= b2=57mm齿形系数:应力校正系数:=0.70S1.25高速级小齿轮选用45钢，采用软齿

35、面，调质，齿面硬度为小齿轮 236HBW 取小齿齿数高速级大齿轮选用45钢采用软齿面，正火处理，齿面硬度为大齿轮190HBW. Z=2.46N/mm1.692.08mmm/sK=1.44mm取mmmm.mmmmmmb= b4=78mmS1.25第一级齿轮齿轮传动的几何尺寸，制表如左表所示第二级齿轮齿轮传动的几何尺寸，制表如左表所示设计小结 经过三个多星期的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,将之解决了.同时我还对二级直齿圆柱齿

36、轮减速器结构分析有了更进一步的了解.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到5天,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意. 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了减速器机构的设计步骤与方法;还对制图有了更进一步的掌握;这次课程设计对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中

37、暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!参考文献1 胡文广，段淑芬，戴良香，等.我国花生制品质量国家标准及检验方法J，花生学报，2005，Vol.34，No.4：17-20.2 胡文广，段淑芬，许婷婷.花生农药残留限量国家标准分析J，花生学报，2006，Vol.25，No.1：15-18.3 丁昌东.关于建立我国统一权威的农产品质量安全标准的探讨J，农业质量标准，2004，No.2：25-27.4 中华人民共和国卫生部，中国国家标准化管理委员会.GB2716-2005，食品中真菌毒素含量，北京，中国标准出版社，2005，1-2.5 中华人民共和国卫生部，中国国家标准化管理委员会.GB/T 5009.22-2003，食品中黄曲霉毒素B1的测定，北京，中国标准出版社，2003，177-187.