机械设计基础
课程设计任务书
ji9 (!G >$Sc}a 3 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
6aRPm% TrD2:N}dI 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
Myaj81 &3 ~l Za;D 目 录
Oh)s" f\N :Yeo*v9 一 课程设计书 2
mCah{~ > U . 二 设计要求 2
2^RWGCEv >ka*-8? 三 设计步骤 2
4IfOvAN% `< _A#@ 1. 传动装置总体设计方案 3
J'{69<`Dl 2. 电动机的选择 4
!D#wSeJ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
5yBaxw` 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
~xfoZiIA} 5. 设计V带和带轮 6
RI.6.f1dy 6. 齿轮的设计 8
+c'b=n9j 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
(OS -v~{r@ 8. 键联接设计 26
nz_=]PH O& 9. 箱体结构的设计 27
0oR'"Vo 10.润滑密封设计 30
#x|xL7 11.联轴器设计 30
o\<m99Ub 2yB)2n#ut 四 设计小结 31
v|~&I%S7 五 参考资料 32
/L |$*
Xj ' b?' u 一. 课程设计书
DNTkv_S 设计课题:
p>x[:* 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
gbf2ty 表一:
j:k }6]p} 题号
-o:
if F| tFj[>_d7 参数 1
MX*T.TG8 运输带工作拉力（kN） 1.5
JdYmUM|K/c 运输带工作速度（m/s） 1.1
.0ov>4,R 卷筒直径（mm） 200
,^Ug[pGG- 4S9hz 二. 设计要求
o4Ny9s 1.减速器装配图一张(A1)。
&ZyZmB 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
AlPk o($E* 3.设计说明书一份。
Dqxtc|vo I 7=g8/JD 三. 设计步骤
q!fdiv` 1. 传动装置总体设计方案
_.}1 Y,Q 2. 电动机的选择
BeR7LV 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
F R57F(31 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 mHj3ItXUu 5. “V”带轮的材料和结构
0;J#". (KQ 6. 齿轮的设计
:6h$1
+6 7. 滚动轴承和传动轴的设计
x JcM1>cT> 8、校核轴的疲劳强度
` @PHV 9. 键联接设计
1& 7~.S;km 10. 箱体结构设计
O4c[,Uq8~ 11. 润滑密封设计
H8lh.K 12. 联轴器设计
H0dHW;U<1 |M;tAG$,"y 1.传动装置总体设计方案:
o x|K 2A S`w_q=-^ 8 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
aB $xQ |~ 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
J`I^F:y* 要求轴有较大的刚度。
EdC^L`:: 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
7NQ@q--3s 其传动方案如下：
JkfVsmc<{h n7A %y2 图一:(传动装置总体设计图)
9e aqq 2bnF#-( 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
?^X
e^1( 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
E \_Wpk 传动装置的总效率
O>vbAIu η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
M= ]]kJ:I 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
7>@g)%", η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
0`H)c)
pP 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
>du _/*8: iHYvH
2.电动机的选择
Id(wY$C&> vG2&qjY1 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，
4tGP-
L 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，
0b3z(x!O 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。
3Yb2p !o R3dt -v 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，
I
k[{,p s/+k[9l2 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
9im<J' <+r<3ZBA 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
c UDo}Yu o$XJS z|6 s*3p*z f 方案 电动机型号 额定功率
#"PRsMUw P
{>]7xTpwZ kw 电动机转速
x$gVEh*k 电动机重量
wOg?.6<Kxa N 参考价格
)=9EShz! 元 传动装置的传动比
%~{ G*%: 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
OS{j 5o 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
" Vw;y+F} 4Y x\U 中心高
cs\/6gSCo 外型尺寸
iC`mj 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
naaww 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
p]^?4 W]aX}>0 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
m1\+~*i i,R+C.6{ （1） 总传动比
sfUKH;xC 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
Osj/={7g （2） 分配传动装置传动比
2<X.kM?N{B ＝×
? 3'O 式中分别为带传动和减速器的传动比。
EW Z?q$ 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
C%LXGM t 4.计算传动装置的运动和动力参数
wVMR&R <t （1） 各轴转速
>vny 9^_ ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
E4; @P']` ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
MEled:i （2） 各轴输入功率
0^G5 zQlj ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
O)EA2`)E ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
8~6 H\.0Q 则各轴的输出功率：
(;(P3 h ＝×0.98=2.989kW
g UAx8=h ＝×0.98=2.929kW
~ MZEAY9 各轴输入转矩
#ts;s \! =×× N·m
P- 2 5]- 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
fa:V8 xa
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
7#G8qh< ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
K4`)srd 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
li j >u ＝×0.98=242.86N·m
[ ]#>r
k~ 运动和动力参数结果如下表
?ZS /`P0}[ 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
M7x*LiKc2 输入 输出 输入 输出
jVxX! V 电动机轴 3.03 20.23 1440
%+F%C=GqI 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
%c`P`~sp 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
m&&Y=2 W81 dLeTZg 5、“V”带轮的材料和结构
$bd ti D 确定V带的截型
NB @TyU 工况系数 由表6-4 KA=1.2
[i 7^a/ e 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
K>_~zW nc V带截型 由图6-13 B型
AJWV#J%nB "$6 . L^9W 确定V带轮的直径
6upCL:A~r 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
)u67=0s2i+ 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
TTQ(\l4 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
/j B 0 C A 8N 确定中心距及V带基准长度
K'tckJ#% 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
^{+,j}V_H 360<a<1030
-z6{! 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
873'=m&
|vVcO 初定V带基准长度
R&P}\cf8T Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
x4 .Y&Wq# yG~7Xo5 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
>M-ZjT > 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
~V`F5B 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
|w)S
&+ |(Q !$ 确定V带的根数
%<? U`o@* 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
c'Mi9,q 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
'v?"TZ 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
z!>
H^v 带长修正系数 由表6-2 KL=1
JrA\ V=K }g]O_fN7~ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
vO nhJN L2P#5 B!S 取Z=2
y%NZ(Y,v V带齿轮各设计参数附表
\-eDNwJ:#@ *$/!.e 各传动比
oD?c]}3 _1EWmHZ? V带 齿轮
P ko 2fJt1 2.3 5.96
_a[)hu8q. hO H
DXc" 2. 各轴转速n
R.rxpJ+kU (r/min) (r/min)
@b2J R^ 626.09 105.05
^`<
%Pk =, WW#tD 3. 各轴输入功率 P
!^m,v19Ds< （kw） （kw）
l2 [{T^ 2.93 2.71
blHJhB&8 %hO/2u 4. 各轴输入转矩 T
tJgo% P1 (kN·m) (kN·m)
25m6/Y 43.77 242.86
\&Bvh4Q ~SD8#; v2 5. 带轮主要参数
Vub ($ 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
= Ti[Q5SZ 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
*!p#1fE 带的根数z
o n+:{ad 160 368 708 2232 B 2
,- FC q\q8xF~[p 6.齿轮的设计
cZd{K[fuK $u-yw1FT （一）齿轮传动的设计计算
f.X<Mo yL.Z{wd 齿轮材料，
热处理及
精度 ),53(=/hl 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
+D&aE$ < （1） 齿轮材料及热处理
-Uu65m~:{k 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
Qe,aIh 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
W2 p&LP ② 齿轮精度
yWkg4 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
Cg 4l*"_ "PhP1;A9, ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
^;[|,:8f7L 按齿面接触强度设计
F9\T < O>)Fl42IeD 确定各参数的值:
1NI%J B ①试选=1.6
GR ^d/ 选取区域系数 Z=2.433
jXCSD@?]K pjVF^gv,* 则
5q Y+^jO]o ②计算应力值环数
F -SD4a N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
&]xOjv/? =1.4425×10h
:K]&rGi, N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
/6@iRswa ③查得：K=0.93 K=0.96
;5TQH_g ④齿轮的疲劳强度极限
?9I=XTR 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
h:qt?$]J []==0.93×550=511.5
!da [#zK x;;
= +)Gg []==0.96×450=432
ZQV,gIFys 许用接触应力
rm"C|T4:V <[ W41{ ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
+T|M U =1
qzbpLV| T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
@_
Q =4.47×10N.m
~0 5p+F) 3.设计计算
aUVJ\ ;V ①小齿轮的分度圆直径d
zUNWcv!& " \4qw LM?E^ =46.42
5&QDZnsl ②计算圆周速度
oMNgyAp^ 1.52
dd{p F\a ③计算齿宽b和模数
Hvj1R.I/ 计算齿宽b
_${//`ia= b==46.42mm
#x^dR-@ 计算摸数m
`Fn6*_ n 初选螺旋角=14
G{C27k>wa =
czH`a=mjH ④计算齿宽与高之比
Y c] 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
.>A`FqV$~+ =46.42/4.5 =10.32
k_$9cVA ⑤计算纵向重合度
]u\K}n6[q =0.318=1.903
1>wQ&{ ⑥计算载荷系数K
gs?=yNL 使用系数=1
iJH;OV;P 根据,7级精度, 查课本得
ZBX,4kxK7 动载系数K=1.07,
sb^%eUU]) 查课本K的计算公式:
BEfp3|Stb K= +0.23×10×b
W{6%Hh p =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
0w24lVR. 查课本得: K=1.35
Gs7#W :e7 查课本得: K==1.2
{TV6eV 故载荷系数:
?oKY"C8/ K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
[
S_8;j ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
p l.D
h d=d=50.64
n@"h^- ⑧计算模数
g Xzp$# =
: % o3 2 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
!~Am1\02 由弯曲强度的设计公式
2S`D7R#6s ≥
Ln2dD> {2 O
F|3y~z ⑴ 确定公式内各计算数值
bF#1'W& ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
dDe ImSeV 确定齿数z
WOg PhJ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
1`;,_>8 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
vxmz3ht,Q Δi＝0.032％5％，允许
l[)ZEEP ② 计算当量齿数
'=^$ ;3Z z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
K}( 0 H [P z＝z/cos＝144/ cos14＝158
pMfP3G7V ③ 初选齿宽系数
|i-d#x8 按对称布置，由表查得＝1
[l9iWs'M ④ 初选螺旋角
G"~% [k 初定螺旋角 ＝14
nKP[U=ac ⑤ 载荷系数K
9sR?aW^$,/ K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
N8s2v W ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
T9,T'y>BD 查得:
Sjogv 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
|D
?}6z 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
n%"0%A BRu/py xG ⑦ 重合度系数Y
n
qR8uL> 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
y&$mN ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
/<\B8^y Q ＝14.07609
in/I Ty- 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
,2I8,MOg ⑧ 螺旋角系数Y
1 3X0LN 轴向重合度 ＝1.675,
Ki"o0u Y＝1－＝0.82
q')MKR* .%iJin" ⑨ 计算大小齿轮的
rps2sXGr 安全系数由表查得S＝1.25
0d%p<c 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
+Je(]b @ 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
&$!'Cw`, 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
-X)KY_Xn@/ 查课本得到弯曲疲劳强度极限
U6 R"eQUTV 小齿轮 大齿轮
bkZ~O=uv$- FK8G BkQ! 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
b.<>CG ' K=0.86 K=0.93
JMnk~8O c|s*(WljY 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
#DL( %=: []=
##6_kcL:6G []=
le*1L8n$' <}^W9 >u< \; b)qB 大齿轮的数值大.选用.
-]uN16\ F 2rr}5i)r| ⑵ 设计计算
{u1Rc/Lw 计算模数
$SP *hkU %/86}DCfE? N <xf=a+j 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:
k]vrqjn Q sw(dd01a
7 z==24.57 取z=25
LOD'iiH6 x}w "2[fL 那么z=5.96×25=149
D~;hI t* Pmj]"7Vd[ ② 几何尺寸计算
tPT\uD #t 计算中心距 a===147.2
@Gs*y1 将中心距圆整为110
X>n\@rTo =-ky%3:`@ 按圆整后的中心距修正螺旋角
T@n-^B !Xq Qo4+=^( =arccos
p8>.Q/4
Al^n&Aa+\ 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
pP4i0mO{Dv @aG1PG{ 计算大.小齿轮的分度圆直径
/ry# q% ? h48JpZ" d==42.4
^8mF0K& $GzTDq
Y9@ d==252.5
4{:W5eT! / 5$r`e+Nf' 计算齿轮宽度
-XVC,.Ly AnbY<&OC1 B=
B%v2)+?@ 3~e"CKD> 圆整的
<p48?+K9 T K )K q 大齿轮如上图：
\iQD\=o OHqc,@a;+ ' L*nC
T; nt ,tM/ 7.传动轴承和传动轴的设计
TzX ivE@mm KzQ\A!qG 1. 传动轴承的设计
[69[Ct sOSol7n ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
gI&& LwT4 P1=2.93KW n1=626.9r/min
>IW0YIQy, T1=43.77kn．m
Gs*FbrY ⑵. 求作用在齿轮上的力
zMfr`&%e 已知小齿轮的分度圆直径为
UFxQ-GV4 d1=42.4
P@Wi^svj 而 F=
x%ZgLvdp, F= F
U!:Q|':=h 8& 6h() F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
\*}JdEHB v;S 7i>\ kL.JrbM" SRl:+!@. ⑶. 初步确定轴的最小直径
i|X ; n 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
oYN P,8r^ 0`=#1u8
N[ %^0T$ fF208A7U
I 从动轴的设计
NymS8hxR [>P@3t(/ 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
`A@{})+ P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
nXD U8|" ⑵. 求作用在齿轮上的力
FbB>
Md; 已知大齿轮的分度圆直径为
4@PH5z d2=252.5
rn
l~i 而 F=
>]q{vKCAP F= F
5;+OpB N" 2Ire F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
'>AOJ aA t\nYUL-H .jRp.U /dpEL9K ⑶. 初步确定轴的最小直径
VLW<"7I 6\ 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
Z~^)B8 ffK A 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
c>~"Z-VtX 查表,选取
+Zu*9&Cx 7/lXy3B4 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
0
;$[ 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
1 u&}Lq( Hu|;cbK ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
DVxW2 J 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
^)Xl7d|m+ 5v4
,YHD 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
!(PAUW S@ !|{T>yy D B 轴承代号
y^: !]-+ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
Al="s s&2 45 85 19 60.5 70.2 7209B
yTW P1 50 80 16 59.2 70.9 7010C
PSz|I8
c 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
\ Tf845 :R +}[|FV p \66`\\l GGcN aW' 5LU8QHj3 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
F@Qz h 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
FU9q|!2Y ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
s^F6sXhyPi Z-W>WR ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
,)3%@MwO ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
Lu!o! >b 高速齿轮轮毂长L=50,则
jovI8Dw
>
HV@ C@wmg L=16+16+16+8+8=64
8 SII>iL{ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
6qQdTp{i !, Y1FC 5. 求轴上的载荷
H'E(gc)>) 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
?|LR@M!S7 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
3B#qQ# f0+)%gO{ !t/I
j ~o {/SU fXq
1+|s
SoX\S|}%6[ U_ELeW5@ mO G;[CB `R@1 Sc<*| &5:83#*Oj U^iNOMs? 传动轴总体设计结构图:
b_2b g>|; c \cPmj@ 4X tIMa28 %O] ]La (主动轴)
? 7>G\0G P%w)*); ]E/^(T-O 从动轴的载荷分析图:
zvjp]yTx" ,@1rP 55 6. 校核轴的强度
57 (bd0@8 根据
6U|An* ==
\
vf&Ldk 前已选轴材料为45钢，调质处理。
Yxik .S+G 查表15-1得[]=60MP
Aw#@}TGT 〈 [] 此轴合理安全
4e OS+& yOHVL~F 8、校核轴的疲劳强度.
LbCcOkL/@@ ⑴. 判断危险截面
;7,>2VTm 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
8NCu ;s ⑵. 截面Ⅶ左侧。
GHeucG} ? 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
E6+c{4 1B 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
6! `^}4 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
kucH=96 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
?r
P'PUB 截面上的弯曲应力
CshYUr - 5dwC~vn}c 截面上的扭转应力
YU >NGC]}d ==
Cn6<I {`\ 轴的材料为45钢。调质处理。
w) xiiO[ 由课本得：
rjk{9u1a" vH14%&OcN 因
VINb9W}G[ 经插入后得
BF)!VnJ 2.0 =1.31
z{;~$." 轴性系数为
mO#62e4C =0.85
+UvT;" K=1+=1.82
R3 Zg,YM K=1+（-1）=1.26
N{kp^Byim0 所以
o'Rr2,lVi y}aKL(AaU 综合系数为： K=2.8
y}5: CZ K=1.62
P| U9f6^3 碳钢的特性系数 取0.1
/[V} 取0.05
dMw7 UJ 安全系数
g/3t@7*< S=25.13
<PMQ$s>KK S13.71
1s\ ≥S=1.5 所以它是安全的
Q YB66g: 截面Ⅳ右侧
W=-:<3XL 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
cmcR @zv 58]C``u@Y 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
LZ'Y3 * ;*+wg5| 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
%p; 'l f3;.+hJ]) 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
I9VU,8~ 截面上的弯曲应力
q0sdL86 截面上的扭转应力
lEXER^6 ==K=
==! k99`f, K=
[\BLb8 所以
,#V }qSKUS 综合系数为：
]K0G!T R < K=2.8 K=1.62
v?O6|0#x 碳钢的特性系数
59k[A~) ~ 取0.1 取0.05
hBRcI0R 安全系数
IIh \ d.o S=25.13
x?6
\C-i S13.71
8~!9bg6C ≥S=1.5 所以它是安全的
l $:?8 2{ K| w\KX0 9.键的设计和计算
G2 {R5F ! bnzIDsw!Q ①选择键联接的类型和尺寸
A6S|pO1)3 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
EK 8r V 根据 d=55 d=65
Ge_Gx*R 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
"K )ue@? b=20 h=12 =50
2~B9 (| o=)[ "V ②校和键联接的强度
bdYx81 查表6-2得 []=110MP
yM
PZ} 工作长度 36-16=20
EvGK cu 50-20=30
9%iv?/ o*L ③键与轮毂键槽的接触高度
(k$KU P K=0.5 h=5
E``\Jre@ K=0.5 h=6
'7yVvd 由式（6-1）得：
L (@".{T ＜[]
vxZ :l ＜[]
bNh~=[E 两者都合适
U
UY x-x 取键标记为：
fN_Ilg)t?5 键2：16×36 A GB/T1096-1979
6` 4, 键3：20×50 A GB/T1096-1979
?' /#Gt` 10、箱体结构的设计
`gE_ u 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，
Mh@RO|F 大端盖分机体采用配合.
2qDyb]9 +Ua.\1"6 1. 机体有足够的刚度
\J-}Dp\0b 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
LB\+*P6QM %pUA$o Ut 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
&s~b1Va n eBcS[ 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
=2OLyZDI 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
b{(= C
3
["BD,mB 3. 机体结构有良好的工艺性.
fqm-?vy} 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
X$( YCb 7*C>4Gs 4. 对附件设计
9R3YUW}s A 视孔盖和窥视孔
P; V5f8r? 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
8dlhL8 # B 油螺塞：
r 3FUddF' 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。
bZCNW$C3l C 油标：
Z_ ( P^/ 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
JWV n@)s 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
jpt-5@5O ~v V+)KI D 通气孔：
xz*MFoE 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.
Gq =i-I E 盖螺钉：
ftRzgW); 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
z+{Q(8'b] 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
60X))MyN F 位销：
vC%Hc/&.} 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.
9/dI 6 P7 G 吊钩：
XLj|y#h 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.
4O '%$6KR( 19*D*dkBR 减速器机体结构尺寸如下：
cL^r^kL("
h: Hpz 名称 符号 计算公式 结果
!~-@p?kW/ 箱座壁厚 10
6fV;V:1 { 箱盖壁厚 9
2yPF'Q7u_. 箱盖凸缘厚度 12
^
Q 箱座凸缘厚度 15
NU(Yll PB 箱座底凸缘厚度 25
bq"dKN` 地脚螺钉直径 M24
w'&QNm> 地脚螺钉数目 查手册 6
Fm`c 轴承旁联接螺栓直径 M12
iu'At7 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
;hCU y=m. 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
g;\_MbfP 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
[w?v !8l 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
R:,
|xz ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
3) _(t.$D 22
g n 6 @x 18
0xz S9 ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
~vw$Rnotz 16
AR6hfdDDT 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
O =\`q6l 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
gi
JjE 齿轮端面与内机壁距离 > 10
18AlQ+')?w 机盖，机座肋厚 9 8.5
"4 WwiI9 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
f;]C8/ W 150（3轴）
0<u (!iL 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
.M >g`UW 150（3轴）
0jMS!"k
M:R|hR{=* 11. 润滑密封设计
2A(IsUtqO: &m{vLw 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
IT f4PxF 油的深度为H+
+.IncY8C$ H=30 =34
3\H0Nkubts 所以H+=30+34=64
a4x(lx& 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
;[! W*8.c 7Lx =VX#]q 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
+a74] H" 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
_7N^<'B 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
W ,|JocDq 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
;\rKkH"K8n d5l] .%~ 12.联轴器设计
3AcCa> 1MxO ((k 1.类型选择.
?~WD l j3 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
+~'ap'k m 2.载荷计算.
*7^w}v+. 公称转矩：T=95509550333.5
}J(o!2. 查课本,选取
C0[ Z>$ 所以转矩
vl:V?-sY 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
+|6 u
0&R^ 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
H\<^p",` Ue !~|: 四、设计小结
2F|06E' 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。
zz1]6B*eX 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。
DH'0# 五、参考资料目录
9t_N 9@ [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；
{O (@} [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；
E2yL9]K2 [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；
%617f=(E?! [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；
7(]M`bBH [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
#uCE0}N@ [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；
97M byEE8J [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。
