机械设计基础
课程设计任务书
Zk.LG Yz YLfZ;W|6u 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
LOkNDmj b6k'` vLA 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
fem>WPvG oKJj?%dHK9 目 录
^BruR gc+ U_UX * 一 课程设计书 2
!PzlrH)M=p B0KZdBRx} 二 设计要求 2
<R.5 Ma coxMsDs 三 设计步骤 2
54 Baz o!3 -=<^ 1. 传动装置总体设计方案 3
C>qKKLZ 2. 电动机的选择 4
Bk~lE]Q3c7 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
T`;>Kq:s 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
">G|\_ZF 5. 设计V带和带轮 6
<[H1S@{W 6. 齿轮的设计 8
<Cvlz^K[ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
w6fVZY4 8. 键联接设计 26
>HUU`= SC 9. 箱体结构的设计 27
GB(o)I#h 10.润滑密封设计 30
62&(+'$n 11.联轴器设计 30
DFz,>DM; 0wLu*K5$4E 四 设计小结 31
(= H%VXQH 五 参考资料 32
aIv>X@U} }' mBqn 一. 课程设计书
&sp7YkaW 设计课题:
XF{ g~M 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
;R E|9GR 表一:
9 ZL3p! 题号
g3%Xh0007{ cp0@wC#d 参数 1
LFCcV<~ 运输带工作拉力（kN） 1.5
M%dXy^e 运输带工作速度（m/s） 1.1
5' /Ney9N 卷筒直径（mm） 200
^G+1nY4? J %&+j(?9 二. 设计要求
#ra~Yb-F 1.减速器装配图一张(A1)。
2Y)3Ue 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
ISI\< qx 3.设计说明书一份。
8I)66 a
W`q 三. 设计步骤
uo YG@L 2 1. 传动装置总体设计方案
%X Jv ;| 2. 电动机的选择
] ZGP 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
1 nb ]~{l 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 gRS}Y8 5. “V”带轮的材料和结构
TK pka]nJ 6. 齿轮的设计
}&)X4= 7. 滚动轴承和传动轴的设计
)\C: | 8、校核轴的疲劳强度
ugEh}3 9. 键联接设计
$9D V } 10. 箱体结构设计
LMf_wsp 11. 润滑密封设计
\`\& G-\ 12. 联轴器设计
`Nn=6[] a b!,) ^ 1.传动装置总体设计方案:
G[1: <Vg8 nc# }-}`5 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
Amf
gc>eJ 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
WG8}}`F| 要求轴有较大的刚度。
%|$h<~ 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。
~ztsR;iL 其传动方案如下：
m$ZPQ0X f"zXiUV 图一:(传动装置总体设计图)
C fKv C bI
3o| 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
6]yYiz2Xn 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
FUic7> 传动装置的总效率
ufE;rcYE η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
.5*h']iFr1 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
*HFRG)[V η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
`9BZ))Pg 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
-&JUg
o= K,{P
b? 2.电动机的选择
+G';no\h U}ei2q\ 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min，
duC xYhh| 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，
#~l(t_m{ 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
u}UL b F \ s^a4l 2 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
'thWo wE P(Bj XMd 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
Gf'qPLK0 hh/C{ l 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
SJb+ :L> H`#{zt); pvdM3+6 方案 电动机型号 额定功率
EkotVzR5 P
#@s[!4)_I kw 电动机转速
n1+1/ 电动机重量
-`nQa$N- N 参考价格
{"T$j V:GB 元 传动装置的传动比
-FRMal4Pg0 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
HBH Du;u 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
*->2$ uWP ZbVo<p5* ] 中心高
04ZP \ 外型尺寸
{;u Oc{~+ 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
G`H4#@] 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
qxKW% {6o coa+@g,w7# 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
lrq u%:q 84g$V}mp （1） 总传动比
a"7zz]XO2 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
4&b*|"Iw （2） 分配传动装置传动比
a;a^- n|D ＝×
/Kcp9Qx 式中分别为带传动和减速器的传动比。
E,u/^V9x 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
cAFYEx/( 4.计算传动装置的运动和动力参数
zh8\
_> + （1） 各轴转速
\4$V ;C/n, ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
]fxYS m ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
[]^fb,5a （2） 各轴输入功率
}7?n\I+ n" ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
=PU! hZj"L ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
@ sLb=vb 则各轴的输出功率：
z~8`xn, ＝×0.98=2.989kW
-rg >y!L ＝×0.98=2.929kW
u={A4A# 各轴输入转矩
90g=&O5@O =×× N·m
>\f'Q Q 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
}eKY%WU>O 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
qPal'c 0 ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
g$X4ZRSel 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
Z`jc*jgy ＝×0.98=242.86N·m
d\eTyN'rA 运动和动力参数结果如下表
M N-j$-y} 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
9 5cIdF 6m 输入 输出 输入 输出
eKpWFP 0 电动机轴 3.03 20.23 1440
d WKjVf 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
# bIUO2yVo 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
{"rYlN7, eMT}"u8$A 5、“V”带轮的材料和结构
Gl am( V1 确定V带的截型
K/T4T\ 工况系数 由表6-4 KA=1.2
J WB3;,S 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
-_`dA^ V带截型 由图6-13 B型
oGIh:n7 q+ tJ 3Hg8; 确定V带轮的直径
Al93x 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
mFk6a{+YX 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
b=87k 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
G~. bi<(v i!yu%>:M 确定中心距及V带基准长度
BYuoeN ! 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
2)-V\:;js 360<a<1030
6'S q|@VOi 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
^ "D E]MyP=g$ 初定V带基准长度
!3*:6 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
0&21'K)pW \I-bZ|^ V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
"a T "o 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
S+*%u/;l 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
l|jb}9(J 6}/m~m 确定V带的根数
;NoD4* 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
!C6[m1F 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
}57d3s 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
I d } @ 带长修正系数 由表6-2 KL=1
6s<w} O y+aL5$x6 V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
_~}n(?> iJaA&z5sr 取Z=2
M[:},?ah0 V带齿轮各设计参数附表
)O:T\{7+ h 0c&}kM 各传动比
`VL<pqPP TBU.%3dEyI V带 齿轮
QnMN8 Q9 2.3 5.96
mo*ClU7 p E56CM 2. 各轴转速n
IpYw<2' (r/min) (r/min)
hsJS(qEh.' 626.09 105.05
8|2I/#F}] (X|`|Y 3. 各轴输入功率 P
XEpwk,8 *g （kw） （kw）
\L]T|]}( 2.93 2.71
x6iT"\MO _ry7 [/) 4. 各轴输入转矩 T
R64 /m9 (kN·m) (kN·m)
D//uwom 43.77 242.86
egHvI&w"o iS#m{1m$$ 5. 带轮主要参数
Kc#42 C;t/ 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
y&(R1Y75 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
6v(;dolBIw 带的根数z
) mG 160 368 708 2232 B 2
:yS Q[AJ" N1l&$#Fr!s 6.齿轮的设计
/OsTZ"*.2/ no
UXRQ （一）齿轮传动的设计计算
A1kqWhg\ -MTO=#5z 齿轮材料，
热处理及
精度 ;Y@ "! \t} 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
y^t p^ （1） 齿轮材料及热处理
(cpaMn@)g ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
Q"D%xY 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
^hIKDc!.m ② 齿轮精度
yq,% ey8 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
O ]Stf7]%; K4|{[YpPB ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
j87IxB?o 按齿面接触强度设计
n%% u0a % vkg."G:= 确定各参数的值:
maINp "# ①试选=1.6
<CM}g4Y 选取区域系数 Z=2.433
YThFskR oO EVE<LF? 则
n q3B( ②计算应力值环数
+`$[h2Z=: N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
I]B[H6 =1.4425×10h
A_}%YHb N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
c:f ++|| ③查得：K=0.93 K=0.96
QU%'z/dip ④齿轮的疲劳强度极限
u4,b%h. 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
N \Wd 0b []==0.93×550=511.5
j[q$;uSD !t r
/$ []==0.96×450=432
)9mU E* [ 许用接触应力
iT}L9\ O,A}p:Pgs ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
}y P98N5o =1
sXmo.{Ayb T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
GK.U_` 4? =4.47×10N.m
AXOR<Ns` 3.设计计算
j6.'7f5M<H ①小齿轮的分度圆直径d
B$kp\yL 'RjMwJ y{ =46.42
5q>u]n9] ②计算圆周速度
GP,xGZZ 1.52
AG==A&d>$ ③计算齿宽b和模数
kFi^P~3D[ 计算齿宽b
;th]/ G b==46.42mm
0-{l4;o 计算摸数m
SjRR8p<
初选螺旋角=14
q7'[II; =
zMI0W &P M ④计算齿宽与高之比
!s:v UY58 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
. 7EZB =46.42/4.5 =10.32
^68BxYUoD\ ⑤计算纵向重合度
6opu bI< =0.318=1.903
b Al0z)p ⑥计算载荷系数K
3ZKaqwK 使用系数=1
6 8v59)0U 根据,7级精度, 查课本得
1>1i i 动载系数K=1.07,
wcI4Y 0+J 查课本K的计算公式:
\p&a c&] K= +0.23×10×b
bk#t+tuk =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
8;r7ksE~ 查课本得: K=1.35
=*u:@T=d5 查课本得: K==1.2
->S6S_H/+& 故载荷系数:
]CI ZF, K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
(KDv>@ 5 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
LpJ_HU7@lk d=d=50.64
-S(_ZbeN ⑧计算模数
h c9? z} =
P!JRIw 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
`*1059 由弯曲强度的设计公式
+J~q:b. ≥
! "Q8KV [Bz'c1 ⑴ 确定公式内各计算数值
u+RdC;_ ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
H#j oc0?P 确定齿数z
=k(~PB^> 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
1jhGshhp 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
x _3Zd Δi＝0.032％5％，允许
X[cSmkp7 ② 计算当量齿数
vG<JOx P z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
GAl AFsB z＝z/cos＝144/ cos14＝158
5 ^\f[} ③ 初选齿宽系数
rl,6r u 按对称布置，由表查得＝1
')ErXLP_ ④ 初选螺旋角
EPz$`#Sh" 初定螺旋角 ＝14
Czs4jHTa` ⑤ 载荷系数K
lj1wTiaI( K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
PG1#Z?_ ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
|x AwiF_ 查得:
oR=^ NEJv 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
?6bk&"T? 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
@lau?@$ja FJN,er~T[ ⑦ 重合度系数Y
='7n 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
<h/\)bPB ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
RPvOup ＝14.07609
KJwkkCE/= 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
$rySz7NI ⑧ 螺旋角系数Y
vYD>m~Qc^ 轴向重合度 ＝1.675,
s68EzFS Y＝1－＝0.82
$FgpFxz;
U=C8gVb{Hq ⑨ 计算大小齿轮的
V;Zp3Qo! 安全系数由表查得S＝1.25
@5%c P 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
j${:Y$VmE 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
\kiCczW_ 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
>a]4} 查课本得到弯曲疲劳强度极限
{Y9m;b,X 小齿轮 大齿轮
gev7eGH< b &g9A{t 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
N
b(f K=0.86 K=0.93
bp6 La`+ %<e\s6|P: 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
eB:obz
[]=
-#b-@sD []=
Y.?|[x0Wh yKO84cSl ,>%AEN6 N2 大齿轮的数值大.选用.
O \L(I079 s
&v<5W2P ⑵ 设计计算
xXK7i\ny 计算模数
kRgyvA,*; `5`Pv'` :&dY1.<N+ 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:
[?BmW {*u. i\B >J?Q\ z==24.57 取z=25
*?gn@4Ly %2<chq 那么z=5.96×25=149
sHe:h XG' HPAg1bV:- ② 几何尺寸计算
)\uy 0+b 计算中心距 a===147.2
yov :JnWo 将中心距圆整为110
p]: ~z|.Ba >ofS'mp 按圆整后的中心距修正螺旋角
!+ IxPn gtz!T2% =arccos
Y ,? 0-g,C=L 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
SGH "m/ e V0L^pDLOV 计算大.小齿轮的分度圆直径
C9Fc (Y?_ u *z $ I d==42.4
q o.~5
Tm_vo- d==252.5
*ZGQ`#1.X6 9L?EhDcDV 计算齿轮宽度
'E0{ zk ]xf {.z B=
7% 8,*T QA.B.U7! 圆整的
(H+'sf^h AUoi$DF(@ 大齿轮如上图：
e?L$RY,7 h=4m2m 3Du&KZ X!,Ngmw. 7.传动轴承和传动轴的设计
D2>EG~xWq g@nk0lQewj 1. 传动轴承的设计
[fR<#1Z X\$|oiR ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
SNff P1=2.93KW n1=626.9r/min
.6$ST K sr T1=43.77kn．m
zv#i\8h^p ⑵. 求作用在齿轮上的力
u
bP2ws 已知小齿轮的分度圆直径为
x`%;Q@G d1=42.4
fylW)W4C 而 F=
,i*^fpF`F" F= F
Z#>k:v \s<iM2]Kl F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
`R; ct4- C ]#R7G ;[6u79;I $GYy[- .` ⑶. 初步确定轴的最小直径
7lh%\ 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
\V&ly/\
) |d Soq~Vz 7tyn?t0 n E2\)>YF{ P 从动轴的设计
."h;H^5 eDy}_By^ 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
*M8 4Dry`y P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
fCTjTlh ⑵. 求作用在齿轮上的力
a1Gy I 已知大齿轮的分度圆直径为
8HWY]:| oh d2=252.5
ah}aL7dgO 而 F=
d$>1 2>> F= F
9t)t-t#P; 7&+Gv6E F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
Xe*
L^8+ , X|oCD N-5lILuJJ %u!#f<"[ ⑶. 初步确定轴的最小直径
D@0eYX4s 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
i/WYj o v_Jp 9 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
]5}
=r 查表,选取
|_2O:7qe [y'jz~9c 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
9m8`4%y= 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
*WOA",gZ o fN|%g / ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
AR)&W/S)7, 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 。
R*QL6t r{Xh]U&>k 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.
>yT:eG ~C[R%%Gu D B 轴承代号
m,8A2;&,8 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
/(v T49(] 45 85 19 60.5 70.2 7209B
XD*$$`+# 50 80 16 59.2 70.9 7010C
,A_itRHH 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
T 0Y=g n sHAzg^n}r EV]e xYWB !dmI}<@&k '"=C^f 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
KJSN)yn\ 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,
0*h\/!e 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.
[7L1y) I( S[* e K
Z 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.
g_.BJ> Uv 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,
_RhCVoeB 高速齿轮轮毂长L=50,则
kv ryDM TB1 1crE L=16+16+16+8+8=64
pH) V:BmJ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
~vG~Z*F q!}&<w~ | 5. 求轴上的载荷
\'j%q \Bl; 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,
YAd.i@^ 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.
-s4qm)\ -`#L rO;n dht1I`i"B 9%iqequ !d%OoRSU' Qz[~{-< 8tLkJOu T3!l{vG
\O fs7JA=?: Ca]vK'( c\"oj&>A 传动轴总体设计结构图:
8[
:FU 980 []&( '2v,!G]^
}Geip@Ot (主动轴)
's!EAqCN ;. /Tv84I^ A0o6-M]'0 从动轴的载荷分析图:
Kl\A &O*{ cfa# a!Y4 6. 校核轴的强度
N] } L*o& 根据
03AYW)"}M ==
Z'PL?;&+R 前已选轴材料为45钢，调质处理。
5H;* Nj@ 查表15-1得[]=60MP
9akCvY#Q 〈 [] 此轴合理安全
l,-smK69
$Y)|&, 8、校核轴的疲劳强度.
qdvGBd F ⑴. 判断危险截面
#li;L 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.
"f3, w ⑵. 截面Ⅶ左侧。
~+V]MT 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
BDD^*Y 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
-GH#nF3G 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
kSoAn J| 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
2m /1: 5 截面上的弯曲应力
%U-KQI0 hRtnO|Z6 截面上的扭转应力
HOtays,#<} ==
VCkhK9(N 轴的材料为45钢。调质处理。
,R 3D 由课本得：
BY32)8SH YdhrFw0`~r 因
2p(K0PtX 经插入后得
w9H%u0V? 2.0 =1.31
;'p X1T 轴性系数为
~KHp ~Xs` =0.85
!@%m3)T8 K=1+=1.82
T1\.~]-msb K=1+（-1）=1.26
Zb<DgJ=3 所以
:X,1KR &&Vz= 6N 综合系数为： K=2.8
OB;AgE@ K=1.62
V)_mo/D!D 碳钢的特性系数 取0.1
`SFI\Y+WDT 取0.05
gV $Lfkz 安全系数
mY
|$=n5X S=25.13
0_,V } S13.71
Cp_"PvTmT ≥S=1.5 所以它是安全的
z*I= 截面Ⅳ右侧
i [T!{< 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
wvBJ?t, C4#'`8E 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
haqL
DVrf \b{=&B[Q$' 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
,.x1+9X W5HC7o\4 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
eiJ $}\qJL 截面上的弯曲应力
Ym2![FC1 截面上的扭转应力
pN1W|Wv2 ==K=
X3<<f`X K=
'<4/Md[ 所以
Jd7+~isu~ 综合系数为：
w)5eD+n\- K=2.8 K=1.62
cRI&cN"o 碳钢的特性系数
|J ?KHI 取0.1 取0.05
ikw_ t? 安全系数
Rm & i" S=25.13
kOs_ ] S13.71
3l-8T R ≥S=1.5 所以它是安全的
o /)]z "tn]s>iAd= 9.键的设计和计算
*/u_RJ hDSt6O4za ①选择键联接的类型和尺寸
|zKFF?7#wE 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
'W@X139zq 根据 d=55 d=65
f)Z$ ,& 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
}} J?, >g b=20 h=12 =50
|'aGj [h
{zT)[ ②校和键联接的强度
p$`71w)'[ 查表6-2得 []=110MP
9i;%(b{ 工作长度 36-16=20
%-/[.DYt 50-20=30
~a^m LnY@ ③键与轮毂键槽的接触高度
f(6`5/C K=0.5 h=5
X3-pj<JLY K=0.5 h=6
' =Nb`n3% 由式（6-1）得：
{P&{+`sov ＜[]
TwH%P2)x ＜[]
?\"GT] 5D 两者都合适
Nj rF":'Y 取键标记为：
?
%XTD39 键2：16×36 A GB/T1096-1979
C& BR yo 键3：20×50 A GB/T1096-1979
6! *be|<& 10、箱体结构的设计
ePv3M&\J 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
sEkfmB2J/ 大端盖分机体采用配合.
zo6 |1xq zl^ %x1G 1. 机体有足够的刚度
j )xRzImu 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
`u$
Rd /Jj7 +? 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
.ZQD`SRrI kl%%b"h' 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
Zgy~Y0Di 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
5.! O C5tO ,.DTJ7H+ 3. 机体结构有良好的工艺性.
D+m#_'ocL 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
9^ ;Cz>6s ]8@s+ N 4. 对附件设计
-UY5T@as A 视孔盖和窥视孔
Voy1 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
kZ<0|b B 油螺塞：
I\e/
Bv^ 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。
wN
NXU W C 油标：
# dA9v7 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
zVt1Ta:j 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
_D+pJ{@W 9*~bAgkWI D 通气孔：
o8 _)) 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.
#q LsAw--Q E 盖螺钉：
7N: 3 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
tTEw"DL_- 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
Cv[_N%3[ F 位销：
M$ u.l I 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.
j(~e{HZ G 吊钩：
wqxChTbs 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.
>Nam@,hm
5ENU}0W 减速器机体结构尺寸如下：
N F "|*S `T\_Wje( 名称 符号 计算公式 结果
Mz7qC3Z 箱座壁厚 10
~xLo0EV " 箱盖壁厚 9
DD5cUlOSu 箱盖凸缘厚度 12
#V{!|Y ' 箱座凸缘厚度 15
T mK[^ 箱座底凸缘厚度 25
L35]'Jua 地脚螺钉直径 M24
}}qY,@eeX 地脚螺钉数目 查手册 6
U?%T~! 轴承旁联接螺栓直径 M12
YEa<zhO8 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
7@R^B =pb 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
82)%`$yZw[ 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
wpWZn[j 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
6d`qgEM3 ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
EK.n
$ 22
y@@h )P# 18
n8E3w:A- ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
T[evh]koB 16
2:@,~{`#* 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
bE ,#, 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
j0^ 1BVcj 齿轮端面与内机壁距离 > 10
1#3eY? Nb 机盖，机座肋厚 9 8.5
4p7j "d5 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
8=@f lK 150（3轴）
DS+BX`i%#p 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
t3 3\f<e 150（3轴）
{Mb2X^@7 I s|_ 11. 润滑密封设计
s",G
w]8 R , #szTu 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.
SQ*%d .1 油的深度为H+
i%GiWanG H=30 =34
\T[OF8yhW 所以H+=30+34=64
beBv|kI4 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
V $w bm z M+M ;@3 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
b'C#]DorE 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
\irKM8]LJ 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
xi =0 kO 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
S'`G7ht o^/ fr&,9 12.联轴器设计
KzX)6 |g{" n^rbc ;} 1.类型选择.
MskO Pg 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
1c x%+ - 2.载荷计算.
-]-0]*oAp 公称转矩：T=95509550333.5
m;nH
v 查课本,选取
QCG-CzJ9 l 所以转矩
oGyoU#z# 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
3UF^Ff<wo 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
o Kr= ]p xXnSo0`L F 四、设计小结
BpGyjo J2 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
e A3 NyL 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
t|9vb 五、参考资料目录
ny!80I [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
<;@E
.I\N [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
foBF]7Bz? [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
i+Mg[x$. [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；
nv(6NV [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
+6~zMKp [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；
R&:Qy7" [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。
