一级圆柱齿轮减速器设计说明书有哪些要求？

y2=0

(4)计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP(x1FR1 y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N

P2=fP(x2FR2 y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264表（11-10）得：ft=1

根据课本P264（11-10c）式得

Lh=16670/n(ftCr/P)ε

=16670/76.4×(1×30500/1355)3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N?6?1mh=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N?6?1m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

查手册P51选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

机械设计,一级齿轮减速器?

仅供参考

一、传动方案拟定

　　第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

　　（2）原始友肆毁数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

　　滚筒直径D=220mm。

运动简图二、电动机的选择

　　1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

　　符合这一范围的同步转速有960r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比

KW同转满转总传动比带齿轮

1Y132s-6310009607.932.63

2Y100l2-431500142011.6833.89

　　综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。

　　方案2适中。

　　故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

　　Y100l2-4。

　　其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2）∵i总=i齿×i带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、计雹键算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取好备dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

　　在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0 π(dd1 dd2)/2 (dd2-dd1)2/4a0

=2×500 3.14(95 280) (280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0 (Ld-Ld0)/2=500 (1600-1605.8)/2

=497mm

(4)验算小带轮包角α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（适用）

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW

　　查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99

Z=PC/[(P1 △P1)KαKL]

=3.3/[(1.4 0.17)×0.94×0.99]

=2.26(取3根)

(6)计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1] qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)] 0.10x7.062=134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

　　齿轮采用软齿面。查阅表[1]表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥(6712×kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

　　取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k:取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥(6712×kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σbb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

(7)复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1 d2)/2=(50 195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料确定许用应力

　　选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb 1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

　　轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

　　在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

　　齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

　　宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2 20 19 55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

　　由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12 MC22)1/2=（17.762 48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2 (αT)2]1/2

=[51.632 (0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

一级圆柱齿轮减速器说明书怎么写

　　呵呵，我看你应该是自己动手做机械原理的课程设计吧（我记得是机械原理课程设计），楼主渗桥芦你回忆下当时你拆装减速器的过程。主要部分就是机座，机盖，端盖，2根轴，2个圆柱齿轮，轴承，螺栓，螺母，平键等等。

说明书一般分几个部分：

1.目录

2.介绍减速器用途以及组成（必要时可以夹带表格或者示意图表示清楚）

3.根据给定参数计算并设计轴，齿轮，轴承等部件，然后根据计算结果选用合适部件（比如齿轮齿数，模数（特别注意两丛带齿轮的中心距），轴的长度，什么位置设置轴肩，用什么型号轴承等等）

　　4.效验所选用的部件是否能达到给定目的。

5.绘制CAD图

6.设计总结

7.参考文献

8.附上CAD图纸（有的地方是图纸和说明书分开的，这个因地方而异）

我还是建议楼主自己动手做，不懂可以继续追问，希望我的回答对楼消消主有帮助

单级圆柱减速器设计说明书

楼上数据不对，我这个才正确，2200牛的

　　一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

　　其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

　　此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………………………18

机械设计课程设计纯则碧任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一．总体布置简图

　　1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二．工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三．原始数据

鼓轮的扭矩T（N?m）：2200n

鼓轮的直径D（mm）：450mm

运输带速度V（m/s）：1.6m/s

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：10

工作制度（班/日）：2

四．设计内容

　　1.电动机的选择与运动参数计算；

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

　　5.键和连轴器的选择与校核；

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

五．设计任务

1．减速器总装配图一张

2．齿轮、轴零件图各一张

3．设计说明书一份

六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

　　由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

　　本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

　　因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1）工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2）电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’?i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

　　由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求盯哗

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

　　由于减速箱是同做举轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

　　速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮

转速（r/min）96096019238.438.4

功率（kW）43.963.843.723.57

转矩（N?m）39.839.4191925.2888.4

传动比11551

效率10.990.970.970.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数

　　1）材料及热处理；

　　选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

　　2）精度等级选用7级精度；

　　3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

　　4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1）确定公式内的各计算数值

（1）试选Kt＝1.6

（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

　　（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

　　（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥==67.85

（2）计算圆周速度

v===0.68m/s

（3）计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4）计算纵向重合度εβ

εβ==0.318×1×tan14=1.59

（5）计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

　　根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故KHβ=1.12 0.18(1 0.6×1)1×1 0.23×1067.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

　　由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1==mm=73.6mm

（7）计算模数mn

mn=mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17mn≥

1）确定计算参数

（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

　　（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

（4）查取齿型系数

　　由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5）查取应力校正系数

　　由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6）计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7）计算大、小齿轮的并加以比较

==0.0126

==0.01468

　　大齿轮的数值大。

2）设计计算

mn≥=2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1）计算中心距

z1=32.9，取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圆整后取255mm

2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mm

d2=425mm

4）计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5）结构设计

　　以大齿轮为例。

　　因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。

　　其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥＝=34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

　　Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

　　i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

　　ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

　　iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。

　　iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

　　v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

　　vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

　　1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

　　2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

　　3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

　　4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

　　5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

　　6.VI-VIII长度为44mm。

4．求轴上的载荷

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

　　因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为，，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

b)碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为，

c)安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

　　故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

　　d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

　　e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

　　f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

　　g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

　　h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

　　i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

　　j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

　　a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

　　b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

　　c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

　　d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

　　e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

　　45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案

2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直径607075877970

长度105113.758399.533.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

II轴：

6、轴承30307的校核

1）径向力

2）派生力

，

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

III轴：

7、轴承32214的校核

1）径向力

2）派生力

3）轴向力

由于，

所以轴向力为，

4）当量载荷

由于，，

　　所以，，，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为

5）轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号直径

（mm）工作长度

（mm）工作高度

（mm）转矩

（N?m）极限应力

（MPa）

高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.0

12×8×80（单头）4068439.87.32

中间轴12×8×70（单头）4058419141.2

低速轴20×12×80（单头）75606925.268.5

18×11×110（单头）601075.5925.252.4

　　由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

　　由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径，

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

　　采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

　　由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

　　齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

　　选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

　　密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

　　轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

　　由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。

一级减速器设计说明书

　　设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动一2007年12月15日星期六23:41机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………….……………………………….2二、电动机的选择…………………………………陆梁…….…….2三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5五、传动零件的设计计算………………………………….….6六、轴的设计计算………………………………………….....12七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19八、键联接的选择及计算………..……………………………22设计题目：V带——单级圆柱减速器第四组德州科技职业学院青岛校区设计者：####指导教师：%%%%二○○七年十二月计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。

　　（2）原始数据：工作拉力F=1250N；早空运带速V=1.70m/s；滚筒直径D=280mm。

　　二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96=0.82(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1250×1.70/1000×0.82=2.6KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×960V/πD=60×960×1.70/π×280=111r/min按书P7表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

　　取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

　　故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×111=666~2664r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

　　根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格亏悄和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

　　4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

　　其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。

　　质量63kg。

　　三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/111=8.62、分配各级伟动比（1）据指导书，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/1.4=686(r/min)nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.6KWPII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96=2.77KW3、计算各轴扭矩（N?mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960=25729N?mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.496/686=34747.5N?mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114=232048N?mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本表得：kA=1.2Pd=KAP=1.2×3=3.9KW由课本得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm则取dd1=100mmdd2=n1/n2?dd1=（960/686）×100=139mm由课本P74表5-4，取dd2=140mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140=685.7r/min转速误差为：n2-n2’/n2=686－685.7/686=0.0004<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s范围内，带速合适。

　　（3）确定带长和中心矩根据课本得0.7(dd1 dd2)≤a0≤2(dd1 dd2)0.7(100 140)≤a0≤2×(100 140)所以有：168mm≤a0≤480mm由课本P84式（5-15）得：L0=2a0 1.57(dd1 dd2) (dd2-dd1)2/4a0=2×400 1.57(100 140) (140-100)2/4×400=1024mm根据课本表7-3取Ld=1120mm根据课本P84式（5-16）得：a≈a0 Ld-L0/2=400 （1120-1024/2）=400 48=448mm(4)验算小带轮包角α1=1800-dd2-dd1/a×600=1800-140-100/448×600=1800-5.350=174.650>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本(7-5)P0=0.74KW根据课本(7-6)△P0=0.11KW根据课本（7-7）Kα=0.99根据课本（7-23）KL=0.91由课本式（7-23）得Z=Pd/(P0 △P0)KαKL=3.9/(0.74 0.11)×0.99×0.91=5(6)计算轴上压力由课本查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1） qV2=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1) 0.1×5.032]N=160N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2=1250N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

　　小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

　　大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本选7级精度。

　　齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。

　　则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本取φd=0.9(3)转矩T1T1=9550×P/n1=9550×2.6/960=25.N?m(4)载荷系数k由课本取k=1(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本查得：σHlim1=625MpaσHlim2=470Mpa由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa=575[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa=460故得：d1≥766(kT1(u 1)/φdu[σH]2)1/3=766[1×25.9×(6 1)/0.9×6×4602]1/3mm=38.3mm模数：m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm根据课本表9-1取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×20mm=40mmd2=mZ2=2×120mm=240mm齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm取b=35mmb1=40mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本查得：σFlim1=288MpaσFlim2=191Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa=410Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=191×2×0.9/1.25Mpa=204Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×2586.583/35×22×20)×2.80×1.55Mpa=8Mpa<[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×2586.583/35×22×120)×2.14×1.83Mpa=1.2Mpa<[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1 Z2)=2/2(20 120)=140mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000=2.0096m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课本并查表，取c=115d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1 5%)mm=20.69∴选d=22mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mmII段:d2=d1 2h=22 2×2×1.5=28mm∴d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

　　取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2 20 16 55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3 2h=35 2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30 3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=40mm②求转矩：已知T2=34747.5N?mm③求圆周力：Ft根据课本式得Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N④求径向力Fr根据课本式得Fr=Ft?tanα=1737.375×tan200=632N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=316NFAZ=FBZ=Ft/2=868N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

　　截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=235.3×50=11.765N?m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12 MC22)1/2=(11.7652 31.582)1/2=43.345N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=35N?m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2 (αT)2]1/2=[43.3452 (1×35)2]1/2=55.5N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353=12.9MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。

　　输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本取c=115d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

　　（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

　　考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

　　(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=300mm②求转矩：已知T3=271N?m③求圆周力Ft：根据课本式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力式得Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12 MC22）1/2=（16.12 44.262）1/2=47.1N?m(5)计算当量弯矩：根据课本得α=1Mec=[MC2 (αT)2]1/2=[47.12 (1×271)2]1/2=275.06N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×10=58400小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=686r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)∵FS1 Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本得e=0.68FA1/FR158400h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=114r/minFa=0FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1 Fa=FS2Fa=0∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本得：e=0.68∵FA1/FR158400h∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mmT2=48N?mh=7mm根据课本P243（10-5）式得σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mmL3=48mmT=271N?m查手册P51选A型平键键10×8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mmσp=4T/dhl=4×271000/35×8×38=101.87Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手册选用A型平键键16×10GB1096-79l=L2-b=50-16=34mmh=10mm据课本得σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]。

机械设计课程设计:一级圆柱齿轮减速器

这学期末我也要做机械设计课程设计，内容也是齿轮减速器！！呵呵……到时分享下