机械设计基础
课程设计任务书
dRaO Gm) 2SG$LIV 9Y 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
42+#<U7T |+}G|hx@9 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
rs-,0'z,7 I#G0, &Gv 目 录
fU+Pn@' [L(h G a 一 课程设计书 2
nxo+?:**
t ls60h 二 设计要求 2
[[+ pMI A''pS 三 设计步骤 2
eQDX:b EW j gI_- 1. 传动装置总体设计方案 3
09 h.1/ 2. 电动机的选择 4
W?Ww2Lo%Y 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
=,V|OfW 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
w$ fJ4+ 5. 设计V带和带轮 6
se9>.}zZN 6. 齿轮的设计 8
z#6?8y2- 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
QLKK.] 8. 键联接设计 26
9`B$V##-L 9. 箱体结构的设计 27
YY5!_k 10.润滑密封设计 30
@n+=vC.xO 11.联轴器设计 30
_NZ@4+aW 3n;K!L%zMT 四 设计小结 31
=^;P#kX 五 参考资料 32
h2Bz F }}
ZY 一. 课程设计书
19UN*g3( 设计课题:
c&nh>oN 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
|>
enp> 表一:
g(4bBa9y 题号
7'lZg<z{~j `3_lI~=eH 参数 1
aSutM 运输带工作拉力（kN） 1.5
&[[K"aM1 运输带工作速度（m/s） 1.1
SPkn 3D6 卷筒直径（mm） 200
z@ 35NZn (5Nv8H8| 二. 设计要求
Vu8,(A7D%O 1.减速器装配图一张(A1)。
#q\x$ 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
%;xOB^H^ 3.设计说明书一份。
5Wx~ZQZ r' Z3
三. 设计步骤
+-?/e-z") 1. 传动装置总体设计方案
.ic:` 1 2. 电动机的选择
|a^ U] 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
w n|]{Ww35 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 @OpNHQat9 5. “V”带轮的材料和结构
{Qu"%h.Al 6. 齿轮的设计
x2Lq=zwJ 7. 滚动轴承和传动轴的设计
KKe8
ly, 8、校核轴的疲劳强度
Xd
`vDgD 9. 键联接设计
C#0Qd% 10. 箱体结构设计
s#9Ui#[=h 11. 润滑密封设计
#'baPqdO 12. 联轴器设计
5s{j = .O (qM j-l 1.传动装置总体设计方案:
!D^c3d
Fg]?zEa 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
b \7iY&.C| 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，
pKG<Nvgz& 要求轴有较大的刚度。
;E^K.6 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。
6 A
R2htN^ 其传动方案如下：
cZ 8.TsI~ /# NYi,<{X 图一:(传动装置总体设计图)
nk"NmIf OWq'[ T4 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
2 S[-$9 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
$g9**b@ 传动装置的总效率
] y{WD=T η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
qy1F* kY 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
+0wT!DZW\= η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
&
WOi ik 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
am1[9g8L Y*oDO$6 2.电动机的选择
DE $q+j0P n{0Ld - zH 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，
CK+d! Eg 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，
B;6]NCx D 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。
$lA
V 6I. p/Sbt/R 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
Cs3^9m6;d ]va>ex$d 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
/wShUR{ .R* !aK 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
pW0dB_ ./vZe_o)j$ xiF7}]d+ 方案 电动机型号 额定功率
( lm&*tKm P
/'2O.d0}. kw 电动机转速
^jB8Q 电动机重量
Psur a$: N 参考价格
DhLqhME53 元 传动装置的传动比
6d[_G$'nk 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
620 %Z* 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
~[o 4a ' _ZB\L^j) 中心高
\`V$
'B{. 外型尺寸
Di_2Plo)4 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
-ezY= 0Q& 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
/
O/`< -{XRA 6 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
thi1kJ`L |'ln?D:& （1） 总传动比
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
mP38T{ （2） 分配传动装置传动比
jxa D&4Fs8 ＝×
yq-=],h 式中分别为带传动和减速器的传动比。
%=AxJp!a 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
Pz#7h*;cw. 4.计算传动装置的运动和动力参数
=\#%j|9N9 （1） 各轴转速
.MW @; ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
V-I(WzR9y ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
'3]p29v{ （2） 各轴输入功率
iB0WEj[? ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
3nZ9m ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
/iNa'W5\ 则各轴的输出功率：
Qp"y?S ＝×0.98=2.989kW
f %lD08Sl ＝×0.98=2.929kW
1(zsOeX 各轴输入转矩
/){KOCBl; =×× N·m
iqQUtE]E_ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
m=AqV:%| 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
l.\re" Q ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
)D'^3) FF 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
UX3BeUi.) ＝×0.98=242.86N·m
.x`M<L#M( 运动和动力参数结果如下表
l+V,DCE 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
CM )Q& : 输入 输出 输入 输出
$WYbm}j 电动机轴 3.03 20.23 1440
- K%,^6 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
]eQV ,Vt 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
=~Yn z7 /x pL1Q7&&c0 5、“V”带轮的材料和结构
n?\ nn3 确定V带的截型
!Fw?H3X!"q 工况系数 由表6-4 KA=1.2
n,eJ$2! J 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
(>6*#9#p V带截型 由图6-13 B型
>-_ d CNZ '}g*!jL 确定V带轮的直径
F-D]TRG/*] 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
Q$obOEr2( 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
d_n7k g+ 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
A7! g
rhpPCt 确定中心距及V带基准长度
g~ 7Ri-" 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
n9 pN6,o+ 360<a<1030
*19ax&|*S 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
E ca\fkj m S#zraJn5 初定V带基准长度
B QcE9~H Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
ZT02"3F )eUW5
tS V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
[s9O0i"
Y 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
+,o0-L1D 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
Y +4o B {X2`&<i6 确定V带的根数
uj%skOD6Z 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
) xbO6V 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
{ T"0DSV 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
*Ype>x{ 带长修正系数 由表6-2 KL=1
fgNU03jp^x d!KsNkk V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
, +qVu, *N yev]8 取Z=2
7'wS\/e4a V带齿轮各设计参数附表
w;Q;[:y wU#F_De)R: 各传动比
< <D$+@wxm ZcuA6#3B V带 齿轮
th6+2&B6 2.3 5.96
?u4 INZ0W 7nbB^2 2. 各轴转速n
9Rek4<5 (r/min) (r/min)
7 &KT0a* 626.09 105.05
/h v4x9 h2 5G/` 3. 各轴输入功率 P
aNyvNEV3C （kw） （kw）
kc/{ [ME 2.93 2.71
\%sVHt`c @f u M)B1" 4. 各轴输入转矩 T
:K\mN/ x (kN·m) (kN·m)
o!:8nXw 43.77 242.86
p8s:g~ W [^8n0{JiN 5. 带轮主要参数
vP7K9K x 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
tO_H!kP 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
Y(\T-
bI 带的根数z
!* 2%"H* 160 368 708 2232 B 2
LZ@|9!KDw b': |uu*/ 6.齿轮的设计
=A Vg Iv lpH=2l$>? （一）齿轮传动的设计计算
P}.7Mehf *9)SmS s 齿轮材料，
热处理及
精度 )2,eFNB#n 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
nhG
J （1） 齿轮材料及热处理
IVr 2y8K 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
A:<;M@q ! 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
rF\ "w0J_ ② 齿轮精度
$A3<G-4O 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
_(m't n>
! _2 n ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
B2Xn?i3 l 按齿面接触强度设计
syip; ; Ll MpS<2NO 确定各参数的值:
[ofqGwpDG ①试选=1.6
9w9 jp e# 选取区域系数 Z=2.433
(M
=Y&M'f UD~p'^.m_ 则
TpA\9N#$ ②计算应力值环数
T32BnmB{ N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
[FUjn I =1.4425×10h
l"n{.aL N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
kt4d; 4n ③查得：K=0.93 K=0.96
S osj$9E ④齿轮的疲劳强度极限
!ZDzEP* 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
EBt Lzbj []==0.93×550=511.5
\ D>$aLO*? 50dGBF []==0.96×450=432
^I KO2Ft 许用接触应力
&D%(~|' 7u\*_mrv ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
~) ? =1
LJX-AO.4 T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
`si#aU =4.47×10N.m
*&AfR8x_z 3.设计计算
yl Kmj]A ①小齿轮的分度圆直径d
/v095H@ c:8 3L Z =46.42
-/ ]W+[ ②计算圆周速度
nN$Y(2ZN 1.52
XW Jw J ③计算齿宽b和模数
( 6(x'ByT 计算齿宽b
@DW[Z`X b==46.42mm
?=GXqbS" 计算摸数m
5 ,0d 初选螺旋角=14
+.RKi ! =
@`FCiH M ④计算齿宽与高之比
3R m#-T s 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
9;F bnp' =46.42/4.5 =10.32
b]E|* ⑤计算纵向重合度
+7Kyyu)y@ =0.318=1.903
Hn,:`mj4-6 ⑥计算载荷系数K
Z -%(~ 使用系数=1
bbxLBD' 根据,7级精度, 查课本得
PiFD^w 动载系数K=1.07,
E^w:KC2 @ 查课本K的计算公式:
y80ykGPT\& K= +0.23×10×b
R]; Ox e =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
1e xl0]- 查课本得: K=1.35
Bh&Ew
查课本得: K==1.2
\yr isp#` 故载荷系数:
X\p,%hk \ K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
5 =(c % ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
7\o!HMfK d=d=50.64
3 p?KU- ⑧计算模数
79zJ\ B_ =
K}[>T(0E 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
&Bx
J 由弯曲强度的设计公式
i`
A ≥
\3Oij^l 0 L.6WiVP) ⑴ 确定公式内各计算数值
># +IaKL7 ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
4Z[V uQng 确定齿数z
-ZW0k@5g 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
T5wjU*=IL 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
r!}al5~ & Δi＝0.032％5％，允许
DjMf,wX-{ ② 计算当量齿数
S\y%4}j z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
]IJRnVp% z＝z/cos＝144/ cos14＝158
x0a.!
③ 初选齿宽系数
r%Rs0)$yj 按对称布置，由表查得＝1
{|9}+
@5Q1 ④ 初选螺旋角
}~Q"s2 初定螺旋角 ＝14
9ykM3 ⑤ 载荷系数K
9^P2I)aD K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
+.[\g|G ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
3*DXE9gA9 查得:
g|P C$p-z+ 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
Y^$HrI(vq 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
P+e KZo % u?HF4S' ⑦ 重合度系数Y
N p)3+!^1" 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
X7UBopm& ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
g . % ＝14.07609
ba@ax 3 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
b M;`s5d ⑧ 螺旋角系数Y
;D ~L| 轴向重合度 ＝1.675,
Z.&\=qiY Y＝1－＝0.82
~E4"}n[3A# T+"f]v ⑨ 计算大小齿轮的
=fc: 6JR 安全系数由表查得S＝1.25
\d.F82 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
yI:#
|w| 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
? y},, 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
V6iL5& 查课本得到弯曲疲劳强度极限
>L((2wfiN 小齿轮 大齿轮
@-.? B mkvvNm3 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
Ex@`O+ K=0.86 K=0.93
y_F}s 9wj @^nu #R 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
@%tXFizh []=
M%Ku5X6:/ []=
WoL9V"] + R$? 2 [2$4| ;7 大齿轮的数值大.选用.
<v]9lw' DrS~lTf=> ⑵ 设计计算
ty1fcdFZM 计算模数
p|6 v~ !MZw#=D` ~HLRfL? 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由:
mAq D jRV1 NlR "$ z==24.57 取z=25
;M
v~yb3v @
"d2.h 那么z=5.96×25=149
Uku5wPS Iur9I >8h ② 几何尺寸计算
5P^ U_ 计算中心距 a===147.2
Wz=OSH7"f 将中心距圆整为110
ft5DU/% }#9( Mul 按圆整后的中心距修正螺旋角
0TE@x qW yM$J52#d# =arccos
I/u9RmbU DMgBcP 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
1 0N,?a go|>o5!g 计算大.小齿轮的分度圆直径
Zy$L r r! D(Ix!G/ d==42.4
?A=b6Um ;"7/@&M\m d==252.5
4_Rdp`x#J ~@c-* 计算齿轮宽度
U ^#?&u IlZu~B9c B=
_'iDF X B I;Lg 圆整的
)q+4k m6 (9.yOc4 大齿轮如上图：
)5l u.R% ~
l )t|'6 4
eh=f!(+ T&}Ye\% 7.传动轴承和传动轴的设计
?vbDB 4 b :\D\X 1. 传动轴承的设计
}""p)Y& 8]*Q79 ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
LD.Ck6@ P1=2.93KW n1=626.9r/min
"@t-Cy:!O T1=43.77kn．m
#
cWHDRLX ⑵. 求作用在齿轮上的力
9+VF<;Xw 已知小齿轮的分度圆直径为
"P dvmur d1=42.4
0/A-#'> 而 F=
& l^n4 F= F
D0%FELG05 {CP o<lz F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
NG-`ag`s 5ZsDgOeY pI^=B- 7 +{vQS FW ⑶. 初步确定轴的最小直径
@,6ST0xT ( 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
Y@:3 B:m# sFx$>:$ lZ a?Y@ +FBi5h 从动轴的设计
sL ~, m+$/DD^-zl 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
R K3.- P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
3;D?|E]1 ⑵. 求作用在齿轮上的力
![H hx u 已知大齿轮的分度圆直径为
Q!) z)-hI d2=252.5
f(.6 |mPp 而 F=
*^6k[3VY F= F
rgT%XhUS6f XPVV+. F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
2VMX:&3 5J [Y oa"K Ns~ g+C9 5=.7\#D ⑶. 初步确定轴的最小直径
%
&+|==- 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
8!6<p[_ g5< ZS3tQ 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
A ?sNXhh 查表,选取
yUj;4vd 6m\*]nOy4 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
|w,^"j2R 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
])68w qD AG= 9b ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
PIpWa$b 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 。
j Q^Yj"6 8tC + lc 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.
y8D 8Y8B q4zSS #]A D B 轴承代号
Lqq*Nr 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
- YAO3 45 85 19 60.5 70.2 7209B
%N1T{ 50 80 16 59.2 70.9 7010C
Tu'E{Hw 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
W=M<
c@ O{*GW0}55 }o{!}g9 y#nSk% "t" ~|qXt ds$ 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
=X<)5 IS3 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,
k~ZBJ+
94 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.
I(y`)$} [I_BCf ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
{\F 2*P ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
@V7;TJk 高速齿轮轮毂长L=50,则
e ^-3etx :Z ]/Q/$ L=16+16+16+8+8=64
0yKwH\S 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
J1& A,Gb $kM ' 5. 求轴上的载荷
*di& %&f 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
K gL<}=S 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
( PyTq
5:F i<0D
Z_rub ho(5r5SNE ?@yank| 55(J&q ]kzv8# 54;l*}8Hl <[esA9.]t *c!;^Qy p& sf<Q#ieTxY ZKZl>dDuh 传动轴总体设计结构图:
WFQ*s4 R( VM=hQYe 5+J 64_ 0@JilGk1u (主动轴)
Cca~Cq[%*( YLD-SS[/> 5~v(AB(x 从动轴的载荷分析图:
rDK;6H:u{ A!Knp=Gw 6. 校核轴的强度
H^ ]Nmd8Q) 根据
"
&_$V@S ==
(R9Q BZP5 前已选轴材料为45钢，调质处理。
N `y}Gs 查表15-1得[]=60MP
[u,hc/PL 〈 [] 此轴合理安全
K'a#M g pjaiAe!k 8、校核轴的疲劳强度.
nNd`]F^U ⑴. 判断危险截面
-G( 3 Y2 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.
Kx(76_XD ⑵. 截面Ⅶ左侧。
C.b,]7i 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
^D% }V- " 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
+,ZU TG 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
rC* sNy2 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
61ON 截面上的弯曲应力
]}UeuF\ >!:$@!6L 截面上的扭转应力
Z%, \+tRe ==
i}v}K'` 轴的材料为45钢。调质处理。
34/]m/2NZK 由课本得：
+#de8/x aYv' H 因
)*psDjZ7* 经插入后得
= F",D= 2.0 =1.31
l044c,AW( 轴性系数为
mq|A8>g =0.85
&hSn B~hi K=1+=1.82
{<''OwQF~+ K=1+（-1）=1.26
3D 4]yR5 所以
tEpIyC k;"R y8[k 综合系数为： K=2.8
:,xyVb+ K=1.62
7 K;'7 碳钢的特性系数 取0.1
L@g Q L 取0.05
D[>XwL 安全系数
J_y<0zF** S=25.13
P%<aGb4 S13.71
tu?Z@W/ ≥S=1.5 所以它是安全的
+l[Z2mW 截面Ⅳ右侧
l`~a}y "n 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
I>YtWY|ed Z=e [
!c 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
p[af[! >Rl0%! 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
P ],) hB2s$QS 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
pAU fG^v 截面上的弯曲应力
~I/>i& |M1 截面上的扭转应力
kB$,1 J$q ==K=
$~w@ 0Yl K=
:$GL.n-? 所以
~_f
|".T 综合系数为：
ec SdU> K=2.8 K=1.62
Hz!U_? 碳钢的特性系数
)$lSG}WD 取0.1 取0.05
}e/[$!35 安全系数
e@2E0u4
S=25.13
] sm0E@ 1 S13.71
c*M)DO`y;h ≥S=1.5 所以它是安全的
%(d V|,|v m"?' hR2 9.键的设计和计算
Hd=D#u=A4{ 3u"J4%zg|L ①选择键联接的类型和尺寸
fRv
S@ 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.
H(5ui`' s 根据 d=55 d=65
V!kQuQJ> 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
Yfr TvK X b=20 h=12 =50
1S)0
23 N y ? {PoNI ②校和键联接的强度
w7`@=kVx 查表6-2得 []=110MP
=JySY@?9 工作长度 36-16=20
V5hl G =V 50-20=30
RB$ 8^# ③键与轮毂键槽的接触高度
%DND&0 ` K=0.5 h=5
=xlYQ}-(a K=0.5 h=6
)l[7;ZIw$ 由式（6-1）得：
oRvm*"8B ＜[]
um_M}t{ ＜[]
v @I^:I 两者都合适
=aCIaL&9Y 取键标记为：
*~t$k56 键2：16×36 A GB/T1096-1979
yw3U"/yw 键3：20×50 A GB/T1096-1979
fAY2V%Rft 10、箱体结构的设计
}HA2c e \ 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
[r~rIb%Zj 大端盖分机体采用配合.
v^lm8/ }NO 9q0,K" x) 1. 机体有足够的刚度
WKYA9BaR 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
fXXm@tMx> QF.wtMGF & 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
9>$%F;JP44 ^v'g ~+@o 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
wJ]$'c3 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
A0N ;VYv B"E (Y M 3. 机体结构有良好的工艺性.
Jk6/i;4| 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
>`,#%MH# HNHhMi`w 4. 对附件设计
1rm$@L A 视孔盖和窥视孔
Q&U= jX 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
zk^7gx3x 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。
r<f-v_bxF C 油标：
4S{l>/I 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
hoD[wAC 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
~BYEeUo;%v '$L= sH5 D 通气孔：
.D2ub/er 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.
+[l{C+p E 盖螺钉：
u!EulAl 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
2Nt]Nj` 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
?k7/`g U F 位销：
zKAyfn.A 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.
$m %/veD k G 吊钩：
T?}=k{ C] 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.
$, @ rKRY DkMC!Q\ 减速器机体结构尺寸如下：
V:" \(Y 2Z1(J % 7 名称 符号 计算公式 结果
$;`2^L 箱座壁厚 10
()IgSj?, 箱盖壁厚 9
$MVeMgPa 箱盖凸缘厚度 12
Y<$"] @w 箱座凸缘厚度 15
H&K)q5~ 箱座底凸缘厚度 25
1MzB?[ gx 地脚螺钉直径 M24
v_ F?x! 地脚螺钉数目 查手册 6
;7og 轴承旁联接螺栓直径 M12
&) 'kX 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
w!Lb;4x ? 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
1~ZHC[ ` 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
-){^
Q:u 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
gdn,nL`dP ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
5>k~yaju/ 22
Z.Y8 z#[xg 18
sVl :EVv ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
"kuBjj2 16
1~iBzPU2 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
u^eC 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
). #D:eO[~ 齿轮端面与内机壁距离 > 10
7&U+f:-w 机盖，机座肋厚 9 8.5
KqIe8bi^G 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
Vh-h{ 150（3轴）
#S74C*'8 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
-`<N, 150（3轴）
V \lF:3C v?' k)B 11. 润滑密封设计
C4d1* IQk g<jK^\e W 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.
K1:)J.ca_ 油的深度为H+
'$ nGtB5 H=30 =34
nQ*oOxe|X 所以H+=30+34=64
K?<Odw' k 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
G!lykk] 7.'j~hJL 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
) W7H{# 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
wx7>0[ zE 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
o~N-x* 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
X~VZ61vNu R_&V.\e_ 12.联轴器设计
p+1B6 j ~x#-#nuh" 1.类型选择.
<^$b1 <@ 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
[9H m][|Ph 2.载荷计算.
Zl/ +HU~ 公称转矩：T=95509550333.5
?O]gFn 查课本,选取
9K_HcLO%y 所以转矩
C
5!6k1TcE 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
% ieAY-<" 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
dKG<" "[Lp-4A\ 四、设计小结
fA,!d J 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
4SO{cs t 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
lw lW.C 五、参考资料目录
-2XIF}.Hu [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
z@LP9+?dE [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
R5~ m"bE [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
{_D'\i(Y_ [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
|-?b)yuAz [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
_$x *CP0( [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；
Z.19v>-c [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。
