机械设计基础
课程设计任务书
Fm{`?! xk8P4`;d$ 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
@-Js)zcl q 'Ijjk`d&c
专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
YDr/Cw> J Z 2u5 n`K 目 录
C@L8,Kj ~. wWR9dsB.; 一 课程设计书 2
!`%3?}mv, Y!|* `FII 二 设计要求 2
C@i4[g){ Ad:)5R o 三 设计步骤 2
DU/WB (lY< \l 1. 传动装置总体设计方案 3
[#emm1k 2. 电动机的选择 4
+TnRuehtk 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4^mpQ.]lO 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
s'/ g:aJ 5. 设计V带和带轮 6
>
%U 6. 齿轮的设计 8
0*KU"JcXd 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
I?mU _^no 8. 键联接设计 26
*?Sp9PixP 9. 箱体结构的设计 27
f._FwD 10.润滑密封设计 30
ovn)lIs 11.联轴器设计 30
,U#$Qb 12 h)qapC5z, 四 设计小结 31
E%vG# 五 参考资料 32
.?YLD+\A oX9rpTi 一. 课程设计书
v NJ!d 设计课题:
yF}l.>7D 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
P+Ta|- 表一:
^Fr82rJs 题号
OBCRZ v~N8H+! d 参数 1
M#Vl{ b 运输带工作拉力（kN） 1.5
C 1@6 r%YD 运输带工作速度（m/s） 1.1
E}V8+f54S 卷筒直径（mm） 200
vq~btc.p{& mG!Rh 二. 设计要求
NyTv~8A`) 1.减速器装配图一张(A1)。
?-P]m&nh| 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
H "H&uA9" 3.设计说明书一份。
5};Nv{km^2 r1= :B'z 三. 设计步骤
I-Ya#s#m 1. 传动装置总体设计方案
Ub8|x]ix 2. 电动机的选择
iv*F t.1t 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
OA?? fb, b 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 mRT`'f xK 5. “V”带轮的材料和结构
(0Xgv3wd 6. 齿轮的设计
! `yg bI. 7. 滚动轴承和传动轴的设计
]R8}cbtU 8、校核轴的疲劳强度
!'()QtvC< 9. 键联接设计
fCL5Et 10. 箱体结构设计
0?]*-wvp 11. 润滑密封设计
BK>uJv-qU 12. 联轴器设计
2L~[dn.s %Bo/vB' 1.传动装置总体设计方案:
[WDtr8L 5sD\4 g)HK 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
c[4 H 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
k{3:$,
b 要求轴有较大的刚度。
jj,Y: 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
U[1Ir92: 其传动方案如下：
R <+K&_ ` gIlS^Q 图一:(传动装置总体设计图)
.R/`Y)4 < 6=kwV6 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
s mLX NO 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
`b^eRnpR 传动装置的总效率
X0Q};, η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
G'/36M@ 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
^w eU\ η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
$= /.oh 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
jrGVC2*rD )6# i>c- 2.电动机的选择
@<5?q: 9.8 Farc d!} 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min，
$F!)S 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，
rULrGoM 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
io_4d2uBh K4Mv\! Q<8 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
B1]d ub9 zT[[W Y4 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
!JtVp&? N-fGc?E 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
|kL^k{=zV K~p\ B
hm=E~wv 'L 方案 电动机型号 额定功率
iX8& mUR P
~U+SK4SK:o kw 电动机转速
eJ+V!K'H2 电动机重量
`wt*7~'= N 参考价格
F WNO/)~t 元 传动装置的传动比
{umdW
x.* 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
)J& 1uMp{ 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
F0O"rN{ %/17 K2g 中心高
H tIl;E 外型尺寸
6$TE-l L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
H-GlCVq~ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
)BR6?C3 7@R;lOzL3 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
.80 ^c 0*S2_&Q) （1） 总传动比
k H
Y 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
[ay~l%x （2） 分配传动装置传动比
W-9^Ncp ＝×
,/n<Qg"` 式中分别为带传动和减速器的传动比。
9s\;,!b 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
Wb:jZ 4.计算传动装置的运动和动力参数
ngM>Tzirt （1） 各轴转速
h$)},% e ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
VkCv`E ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
nlaJ （2） 各轴输入功率
G<9UL*HU ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
trL:qD+{( ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
GQXN1R
则各轴的输出功率：
z}v6!u|iZu ＝×0.98=2.989kW
ju PW!u ＝×0.98=2.929kW
X(F 2 5 各轴输入转矩
` z<k7ig =×× N·m
x{IxS?.j+ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
B d$i%.r 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
W)^0~[`i ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
eC:?j`H - 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
:d7Ju.*J ＝×0.98=242.86N·m
1*aw~nY0 运动和动力参数结果如下表
oTj9 /r 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
T0xU } 输入 输出 输入 输出
5 3=zHYQ 电动机轴 3.03 20.23 1440
M&Aeh8>uX 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
yrO \\No#H 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
zmk# gk2H fI@4 v\ 5、“V”带轮的材料和结构
=ja(;uC 确定V带的截型
Id3i qAL 工况系数 由表6-4 KA=1.2
J8[N!qDCj 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
D_fgxl V带截型 由图6-13 B型
EAYx+zI B.nq3;Y 确定V带轮的直径
Tl9KL%9 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
q1QrtJFPG 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
~3bn? '` 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
_]W
{)=ap L1;IXCc= 确定中心距及V带基准长度
A;E7~qOG 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
_h1n]@
d5 360<a<1030
FV|/o%XqK 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
Ht.0ug cTf/B=yMi 初定V带基准长度
,Q~C
F;qe Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
#Pi }2RBRu >, 22@4 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
umV5Y` 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
};%l <Ui; 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
o< T _Pjp z.itVQs$I 确定V带的根数
Y Gb&mD 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
%,Fx qw 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
_+ z5~6> 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
/L,VZ?CmtK 带长修正系数 由表6-2 KL=1
p-QD(+@M Dg]( ?^ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
n J H+P!AC [h U5ooB 取Z=2
ki `7S V带齿轮各设计参数附表
<{U "0jY!9 %G!BbXlz 各传动比
,#Y>nP0 Wx&gI4~ V带 齿轮
gKK*`
L~ 2.3 5.96
NIn# gGl}~ 2. 各轴转速n
F.:B_ t (r/min) (r/min)
; n tq% 626.09 105.05
r|[uR$|Y 9(`d
h 3. 各轴输入功率 P
C^vB&3ghi （kw） （kw）
4?GW]'d 2.93 2.71
fv?vO2nj B16,c9[ 4. 各轴输入转矩 T
]<\Ft H (kN·m) (kN·m)
D,Ft*(|T 43.77 242.86
f"emH R<>ptwy 5. 带轮主要参数
rOC2 S(m 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
f,utA3[ 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
"W:#4@
F 带的根数z
S i[:l 160 368 708 2232 B 2
A*)G . o: go^?F-
dZ 6.齿轮的设计
Ra%" += g~EJja ; （一）齿轮传动的设计计算
/Q
Xq<NG ~Dsz9 f 齿轮材料，
热处理及
精度 9/N=7<$ 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
4Eq$f (QJ （1） 齿轮材料及热处理
Jr/|nhGl5 ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
Kfho:e, 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
E3X6-J| ② 齿轮精度
^ ,`;x 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
o5(`7XV6D pJ* x[y ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
0"q ^`@sZ 按齿面接触强度设计
JVO,@~~ L~nVoKY*V 确定各参数的值:
L8"0o 0- ①试选=1.6
nqX)+{wAXe 选取区域系数 Z=2.433
UOTM>d1P \-A=??@H 则
k)+2+hX&> ②计算应力值环数
ZMs$C3 N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
,dhSc<:LT =1.4425×10h
R7xKVS_MP N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
iC]=S} ③查得：K=0.93 K=0.96
{<f_,Nlc ④齿轮的疲劳强度极限
# fvt: iE 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
[UqJ3@ > []==0.93×550=511.5
N5$IVz } g8<Ja (J []==0.96×450=432
N 2|?I(\B 许用接触应力
R2ue kpP d51.Tbt#%7 ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
^{L/) Xy5 =1
sdkKvo. y0 T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
P GTi-o} =4.47×10N.m
}Yd7<"kp 3.设计计算
<=fYz^|XT ①小齿轮的分度圆直径d
m0 XdIC]s TiiMX =46.42
<pAN{ : ②计算圆周速度
xO2 e>[W 1.52
F' eV%g ③计算齿宽b和模数
&PJ&XTR 计算齿宽b
!`j}%!K! b==46.42mm
< PCa37 计算摸数m
)2
E7>SQc~ 初选螺旋角=14
";:"p6? =
c rx8+ ④计算齿宽与高之比
EJF*_ <f9O 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
v(uYso_ =46.42/4.5 =10.32
v[S>
⑤计算纵向重合度
>hg?!jMjrr =0.318=1.903
"P4#Q_ ⑥计算载荷系数K
|3tq.JU 使用系数=1
{(o$? = 根据,7级精度, 查课本得
|8xu*dVAp4 动载系数K=1.07,
R $vo 查课本K的计算公式:
}bwH(OOS K= +0.23×10×b
?!PpooYK =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
<B,z)c 查课本得: K=1.35
#
tN#_<W 查课本得: K==1.2
`/WX!4eR, 故载荷系数:
$w,&h:.p K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
d9' gH#f? ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
P)VysYb? d=d=50.64
$+#Lq. 3, ⑧计算模数
>Q159qZ =
ZM:!LkK 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
tS1(.CRk 由弯曲强度的设计公式
B]):$#{Rxl ≥
-ti
nL(?3 nYf Z[Q>v ⑴ 确定公式内各计算数值
#0yU
K5J ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
x3dP`<
确定齿数z
Q?e]N I^ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
Iu<RwB[#Q 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
%<4 ZU!2 L Δi＝0.032％5％，允许
37j-FLbW ② 计算当量齿数
#;l~Y}7' z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
>5,nB < z＝z/cos＝144/ cos14＝158
:i;iSrKy ③ 初选齿宽系数
q-3,p . 按对称布置，由表查得＝1
^Q)&lxlxpx ④ 初选螺旋角
^
+e5 M1U= 初定螺旋角 ＝14
$j ZU(<4, ⑤ 载荷系数K
5~AK+6Za K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
kZ8+ ev= ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
[N$#&4{Je 查得:
W{z7h[?5, 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
lwY2zX&%)/ 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
^ o`;C\ I- =H;6w7 ⑦ 重合度系数Y
"YUh4uZ~P 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
. fZ*N/ ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
=3~u.iq$ ＝14.07609
#!a}ZhIt 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
VR/*h% ⑧ 螺旋角系数Y
}ioH SkCD 轴向重合度 ＝1.675,
zn NJ ? Y＝1－＝0.82
]!v :xjzT t%xD epFQ ⑨ 计算大小齿轮的
rD7L==Ld 安全系数由表查得S＝1.25
ynWF Y<VX 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
H< hFA(M 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
WH@CH4WM 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
(T0%oina 查课本得到弯曲疲劳强度极限
9Z KB, 小齿轮 大齿轮
s]tBd !~ -F l;;jeX 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
n"p|tEK K=0.86 K=0.93
p2(U'x
c . BaU}-5 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
,};UD
W []=
aGUKpYF []=
% Ls5:Z= D^R= 2YU-iipdOq 大齿轮的数值大.选用.
nDt1oM
H YPq4VX, ⑵ 设计计算
9KqN . 计算模数
3bCb_Y
m1](f[$ {C% #r@6 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由:
=th(Hdk17 J\WUBt-M z==24.57 取z=25
Nb[zm|. 6}Iu~| 5 那么z=5.96×25=149
I U Mt^z c^4^z"Mo` ② 几何尺寸计算
r)9&'m .: 计算中心距 a===147.2
+{ qX, 将中心距圆整为110
,3m]jp' __F?iRrCM 按圆整后的中心距修正螺旋角
1$Jria5n X^2Txm d =arccos
`oDs]90 /b$0).fj@, 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
iyj,0 T qIO<\Y l 计算大.小齿轮的分度圆直径
'aq9]D_k CY"iP,nHl d==42.4
U}6F B = 6m=FWw3y d==252.5
dBB;dN |=dm xfj@ 计算齿轮宽度
"0,d)L0," x_C#ALq9 B=
u{H'evv0O m|7l Dfpb 圆整的
\Mi] !b|8 I3{koI 大齿轮如上图：
pPC_ub Z#2AK63/T POnI&y] lbRm( W( 7.传动轴承和传动轴的设计
C4#E N} Fj0a+r,h! 1. 传动轴承的设计
e)(m0m\ gwf *M3( ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
fn!(cE|`E P1=2.93KW n1=626.9r/min
nE~HcxE/ T1=43.77kn．m
m]Sv>| ⑵. 求作用在齿轮上的力
6I)1[tU 已知小齿轮的分度圆直径为
))pp{X2m d1=42.4
Z5oX "Yx 而 F=
sRM3G]nUr F= F
oAMB}a; !<ae~#]3 P F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
K2W$I H:. !hBzT7CO .g|D oX2J2O ⑶. 初步确定轴的最小直径
}G:5P3f 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
75O-%9lFF |o:[*2- _$W< /8 < 3\=iB&Gf| 从动轴的设计
]<V,5'xh nDdF(|Qt 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
%(EUZu2 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
:HJ @/ s!J ⑵. 求作用在齿轮上的力
5M.KF;P 已知大齿轮的分度圆直径为
| bHId !d d2=252.5
cY}Nr#%s@U 而 F=
:6, qp?/ F= F
208 dr*6U 7 \BGeI F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
]^= 'aQ ~-"<)XPe F$Cf\#{3 @Ju!|G9z/p ⑶. 初步确定轴的最小直径
-n C
5 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
x J;DkPh 12NV 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
-rEg(@S % 查表,选取
2n9E:t c +O@v|}9"w3 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
[7QIpt+FSo 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
\X'{ e e 9Q!X~L|\ S ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
G8JwY\ 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
. PzlhTL7 n g Z kBX 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
[5v[Zqud 2iUdTy$ D B 轴承代号
c'9-SY1'~ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
(Ea)`'/ 45 85 19 60.5 70.2 7209B
QU&b5!;& 50 80 16 59.2 70.9 7010C
Jy,Dcl 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
zH0{S.3 k ]"Do%< 6j ]pJ]F6 V9v80e {n4 Eua\N<!aai 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
qR
W WG& 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
u>G#{ $) ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
. Q#X'j Q%xvS,oI ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
-L9I;]:KY ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
HiBw==vlV 高速齿轮轮毂长L=50,则
4eSV( u)4 fbbk;Rq.'3 L=16+16+16+8+8=64
i;1 EXM 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
%"R|tlG kEM5eY 5. 求轴上的载荷
9d7$Fz# 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
^#H%LLt 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
w$JG:y# s W#} QYd J!Kk7 !^| FW)G5^Tf YN \!I `-l, `7e' E7eOKNVC# QyJ2P{z y<|vcg8x S`LS/) U]!D=+ 传动轴总体设计结构图:
8:j8> K*6 * /S=9n0 c'=p4Fcm l \= M'D (主动轴)
M < 3P g-c\ ; yqpb_h9 从动轴的载荷分析图:
qTA@0fL fP41 B 6. 校核轴的强度
*D: wwJ 根据
qb+vptg@I ==
Nz+Jf57t 前已选轴材料为45钢，调质处理。
I' URPj:t 查表15-1得[]=60MP
7o$4ov;T 〈 [] 此轴合理安全
`>@n6>f \R >!HY 8、校核轴的疲劳强度.
|w(@a:2 kw ⑴. 判断危险截面
]M|Iy~
X 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
NX ?J ⑵. 截面Ⅶ左侧。
_v2 K1 1 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
qMAH~P0u 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
nw3CI&Y` 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
Xa. _ 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
+tz^ &( 截面上的弯曲应力
d P(*IOO. \-mz[ <ep 截面上的扭转应力
G]fl33_}l ==
lY5a=mwHU 轴的材料为45钢。调质处理。
$ctY#:;pV{ 由课本得：
Ku{DdiTg> ~Co7 %e V 因
W q!n8O1 经插入后得
C LhD[/Fo 2.0 =1.31
2}P<}- ?6 轴性系数为
$= 8?@My< =0.85
F=C8U$'S K=1+=1.82
Z9rs,_A K=1+（-1）=1.26
F`9;s@V* 所以
D m': D U @$Kp>X 综合系数为： K=2.8
W`fE@* k0 K=1.62
v4}kmH1 碳钢的特性系数 取0.1
3IqYp K(s 取0.05
ZbJUOa?WF 安全系数
~%9 ofXy S=25.13
<!h&h S13.71
`; L0ax ≥S=1.5 所以它是安全的
<tZPS`c'_ 截面Ⅳ右侧
N{@kgc 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
6g@@ V=mf >= Hcw 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
} SHF /i+8b(x 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
r Iz"_r Qc2_B\K^ 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
^'DrU< o 截面上的弯曲应力
2U6j?MyH2 截面上的扭转应力
dq?q(_9 ==K=
[o )P K=
<o5+*X 所以
i]Or'L0c 综合系数为：
~: ."BA K=2.8 K=1.62
Z3=DM=V;v 碳钢的特性系数
,[IN9W 取0.1 取0.05
5fS89?/? 安全系数
< Tr_,Ya{9 S=25.13
TL(L[ S13.71
jcF/5u5e ≥S=1.5 所以它是安全的
,D-V C{lj fSdv%$;Hc 9.键的设计和计算
ANh5-8y =V:rO;qX+@ ①选择键联接的类型和尺寸
,R$n I*mf_ 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
W`] , 根据 d=55 d=65
%k#Q) zWJ 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
sbOa]
5] b=20 h=12 =50
>G<AyS&z* 6C>x,kU ②校和键联接的强度
;pdW7 查表6-2得 []=110MP
+<Ot@ luE 工作长度 36-16=20
krm&.J 50-20=30
s% `o ③键与轮毂键槽的接触高度
+0; n t K=0.5 h=5
Y[x9c 0 K=0.5 h=6
+ oyW_!( 由式（6-1）得：
NL))!Pi ＜[]
w5|az6wZB! ＜[]
NG@9 }O 两者都合适
+u*WUw! % 取键标记为：
Dm6WSp1|b 键2：16×36 A GB/T1096-1979
X\\WQxj 键3：20×50 A GB/T1096-1979
6 l IFxc 10、箱体结构的设计
]>K%,}PS 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
0mL#8\'" 大端盖分机体采用配合.
P L<q|y R% XbO~{u 1. 机体有足够的刚度
nK Rx_D$d 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
iUqL / XXacWdh \ 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
3/o-\ wWO j2 " j Cv 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40mm
<R}(UK 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
zLue j' lK EdpF< 3. 机体结构有良好的工艺性.
a;m- Vu! 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
z= vfP% <T:u&Ic 4. 对附件设计
+Ck<tx3h& A 视孔盖和窥视孔
GEy^*, d 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
Z2`(UbG} B 油螺塞：
E
N%cjvE 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。
~P|YAaFx C 油标：
71nXROB 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
h9L A&! 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
;id0|x e.n&Os<|< D 通气孔：
21M@z(q* 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.
om$)8'A,l E 盖螺钉：
mYXe0E#6 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
s CSrwsbhv 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
HS]|s ': F 位销：
F)) +a&O 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
Z1u{.^~ ^z G 吊钩：
Q/r9r*>z 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
Rer\=' YmFJlMK 减速器机体结构尺寸如下：
4&~1|B{Z 8a|p` )lT 名称 符号 计算公式 结果
bTE%p0 箱座壁厚 10
cD
Z]r@AQ 箱盖壁厚 9
E"&fT!yi 箱盖凸缘厚度 12
" GkBX 箱座凸缘厚度 15
bNp
RGhlV 箱座底凸缘厚度 25
|/[?] ` 地脚螺钉直径 M24
2# ND( 地脚螺钉数目 查手册 6
dGMBgj 轴承旁联接螺栓直径 M12
3D[IZ^%VtM 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
|Spy |,/ 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
=K~<& l8 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
B<J} YN 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
_a"5[ sG ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
w0 x, ~ 22
E(*RtOC<W 18
y[oc^Zuo ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
/=A^@&:_# 16
F#eZf j~ 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
a,x-akZWf 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
?d0I*bs)7 齿轮端面与内机壁距离 > 10
lNowH0K!D 机盖，机座肋厚 9 8.5
j8W nXp_ 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
cU?A|' 150（3轴）
rR&; 2 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
Z\D!'FX 150（3轴）
<5rp$AzT ?<bByxa 11. 润滑密封设计
Eb{Zm<TP :^j`wd1
h 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
Hly2{hokq 油的深度为H+
='a[(C&Y H=30 =34
yt}Ve6 m 所以H+=30+34=64
L,M=o gdb 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
,<0R'R &eKnLG KD 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
URdCV{@42 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
=<MSM\Rb 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
FM$XMD0= 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
Pp3<K649 WM$}1 :O 12.联轴器设计
Pky/fF7e @{3$H^ 1.类型选择.
b(+M/O>I 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
=7wI/5iN 2.载荷计算.
<]xGd!x$ 公称转矩：T=95509550333.5
5RXZ$/ 查课本,选取
0+%{1JkJq 所以转矩
6^y*A!xY 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
]Qm$S5tU 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
s9+Rq*Qd AP5[}$T T 四、设计小结
GcaLP*%>B 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
#N9^C@ 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
k/o"E 五、参考资料目录
Ndq/n21j [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
L"{qF<@V7& [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
|fqYMhA U [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
kKL'rT6z [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
W6J%x[>Z [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
E7X6S hng [6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；
w#mna b@ [7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。
