机械设计基础
课程设计任务书
riW9l6s' v]EMJm6d| 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
j|KDgI<0 oJA_" xp 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
F\eQV< rl}<&a PH 目 录
jSjC43lh 9J/[7TzSZ 一 课程设计书 2
h *R@ d SJ]6_4=y* 二 设计要求 2
&g;!n&d zP |R.yuSL)( 三 设计步骤 2
[q|W*[B:@ v~ SM"ky# 1. 传动装置总体设计方案 3
e@P(+.Ke 2. 电动机的选择 4
+,,(8=5 g 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
lp(2"$nQ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
rt^~
I \V 5. 设计V带和带轮 6
_eGYwBm 6. 齿轮的设计 8
r R6} 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
3CD#OCz7& 8. 键联接设计 26
'8]p]#l 9. 箱体结构的设计 27
CHGa_ 10.润滑密封设计 30
z)M#9oAM 11.联轴器设计 30
t`B@01;8A *v%y;^{k[/ 四 设计小结 31
~61b^L}$ 五 参考资料 32
X,G<D} 4x6n ,:; 一. 课程设计书
P")I)> Q6 设计课题:
vv.E6D^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
sT;wHtU 表一:
G QYR`;> 题号
M{nc Wq*_j =803rNe 参数 1
x*H#?.E 运输带工作拉力（kN） 1.5
m[eqTh4* 运输带工作速度（m/s） 1.1
9s<4`oa 卷筒直径（mm） 200
1 !_p
H$Kc~# = 二. 设计要求
1_t+lJI9j 1.减速器装配图一张(A1)。
P!]uJ8bi 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
P o58@g 3.设计说明书一份。
MsXw
8D joI) 6c 三. 设计步骤
>Lo\?X ~ 1. 传动装置总体设计方案
VgVDTWs7 2. 电动机的选择
~ vA{I%z5~ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
%rrA]\C' 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 'S3<' X 5. “V”带轮的材料和结构
LW CFCkx% 6. 齿轮的设计
:EOa i%i 7. 滚动轴承和传动轴的设计
TR3U<: 8、校核轴的疲劳强度
t8-P'3,Q$ 9. 键联接设计
6C
VH)=% 10. 箱体结构设计
?JZ$M 11. 润滑密封设计
;j%I1k%A 12. 联轴器设计
2]vTedSOl 9:p-F+ 1.传动装置总体设计方案:
P7F"#R 0QB }@q/.Ct! x 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
}`gOfj)?i 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，
cCZp6^/<x 要求轴有较大的刚度。
rnZ $Qk-H 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
Os<E7l zqO 其传动方案如下：
k QmkS^R e ymv/ 图一:(传动装置总体设计图)
FGi7 KV=N ,jRAVt +{N 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
5hmf dj6 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
XHU$&t`7>g 传动装置的总效率
se x\ dg< η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
{V/>5pz4e 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
SO6)FiPy!n η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
XSC=qg$
为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
@?<[ //1 kL1<H%1' 2.电动机的选择
^Oi L&p;r >g<Y H'U{ 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，
|B FzTz,o 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，
/ :F^*] 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。
R1H^CJ=v0 d9$RmCHe} 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
pA*C|g
K #+?oFo: 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
5Rl\& G\ _nqnO8^IG4 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
Ip'tB4Mq ??"_o3 B`mJT *B[ 方案 电动机型号 额定功率
KZjh<sjX| P
*U^Y@""a kw 电动机转速
d AcSG 电动机重量
r+ bGZ N 参考价格
{[2o 元 传动装置的传动比
]QaKXg)3q 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
> S I'Q7k 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
gNEcE9y 2 :rL%,o" 中心高
7Jlkn=9e: 外型尺寸
Z wDL L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
Q7uJ9 Y{X 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
OPNR BMD uHI(-!O 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
w1G(s$;C 2Xl+}M.:Y （1） 总传动比
$Er=i }` 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
=#u4^%i) （2） 分配传动装置传动比
!ekByD ＝×
[8 Pt$5]^ 式中分别为带传动和减速器的传动比。
* Y(59J2 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
b11I $b
# 4.计算传动装置的运动和动力参数
FC1rwXL( （1） 各轴转速
]u5TvI,C ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
Em(_W5
ND{ ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
<gwRE{6U （2） 各轴输入功率
2?~nA2+vm ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
8@rYT5e3c ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
4 "2%mx: 则各轴的输出功率：
<2)AbI+3 ＝×0.98=2.989kW
<'4 Wne.z! ＝×0.98=2.929kW
@l CG)Ix< 各轴输入转矩
*5PQ>d
G =×× N·m
y[XD=j 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
WPRk>j 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
sa8O<Ab ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
Leb
Kzqe 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
]Uwp\2Bc ＝×0.98=242.86N·m
%f'pAc|# 运动和动力参数结果如下表
B!Wp=9)G 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
tKt} ]KHV 输入 输出 输入 输出
ytY\ &m 电动机轴 3.03 20.23 1440
^^v3iCT 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
L"'=[O~ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
BHY-fb@R]H :=hL}(~ ] 5、“V”带轮的材料和结构
fDs T@W,K 确定V带的截型
h-PJ C /> 工况系数 由表6-4 KA=1.2
b;VIR,2 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
J920A^)j! V带截型 由图6-13 B型
nDvfb * \ <Z-Pc?F&(k 确定V带轮的直径
{O>Td9
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
yc*cT%?g 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
tCrEcjT- 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
wK2$hsque x~5,v5R^] 确定中心距及V带基准长度
c6F?#@? 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
eA1g}ipm 360<a<1030
,&,%B|gT] 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
K RxJ2 .8 QhJHwd 初定V带基准长度
W%+0 2_/) Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
m^oG9&" ; 'yCVB&`b V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
.h
<=C&Yg 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
V30w`\1A 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
O + aK#eF Tp-W/YC 确定V带的根数
#MY oy7= 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
1?QVt fwY 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
Oey
Ph9^V 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
Ct `)R 带长修正系数 由表6-2 KL=1
C1{Q 4(K% h.?<( I V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
YQD `4ND <p<6!tdO 取Z=2
lai@,_<GV V带齿轮各设计参数附表
U)'YR$2< y" H5> 各传动比
J ?{sTj"KB iY`[dsT V带 齿轮
\'=svJ
2.3 5.96
5: 38}p9` $z OV*O2 2. 各轴转速n
jk`U7 G* (r/min) (r/min)
<q'?[aKvR 626.09 105.05
Wg % ] _L)LyQD]T 3. 各轴输入功率 P
z>+CMH5L) （kw） （kw）
]iTP5~8U 2.93 2.71
hD# Mhy5h c*#$sZ@YA 4. 各轴输入转矩 T
i+S%e ,U* (kN·m) (kN·m)
6DHZ,gWq 43.77 242.86
J,v 024TM v 3[ZPc;; 5. 带轮主要参数
4%}iKoT
小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
?4%#myO3a 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
R[j'< gd. 带的根数z
W/RB |TMT 160 368 708 2232 B 2
kK6t|Yn& ,^CG\); 6.齿轮的设计
!}|'1HIC NfQ QJ@* （一）齿轮传动的设计计算
vZQraY nJ -^_^ByJe 齿轮材料，
热处理及
精度 -c8h!.Q$ 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
M.SF }U （1） 齿轮材料及热处理
_$A ? ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
S9 *68l 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
0 {d)f1 ② 齿轮精度
Y A+R!t:F{ 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
DQObHB8L xGOmvn^lQ ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
DQ$m@_/4w 按齿面接触强度设计
~2[kCuu ??Urm[Y.Z 确定各参数的值:
\Dr( /n ①试选=1.6
v\(6uej^ 选取区域系数 Z=2.433
Q-iBK *-w c;KMox/ 则
Wt5pK[JV ②计算应力值环数
gr!!pp; N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
9h+T O_T@F =1.4425×10h
1e9~):C~W N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
(3K,f4S@ ③查得：K=0.93 K=0.96
~mHrgxQ- ④齿轮的疲劳强度极限
q(46v`u 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
wk ?i\vm []==0.93×550=511.5
|d\1xTBLp A]%*ye"NT []==0.96×450=432
`)8S Ix 许用接触应力
s{c|J#s mxH63$R ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
Rc93Fb-Zp =1
#xR=U" T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
mDt!b6N/ =4.47×10N.m
=^zGn+@z 3.设计计算
$qpW?<>,0 ①小齿轮的分度圆直径d
hBz>E 4mEv W3 ('1 =46.42
Bs '=YK$ ②计算圆周速度
J}-e 9vK-# 1.52
o=zl{tZV ③计算齿宽b和模数
4j,6 t|T 计算齿宽b
$PlMyLu7jc b==46.42mm
~4#D
G^5 计算摸数m
%"#y dOy 初选螺旋角=14
r 0 OP !u =
); S8`V ④计算齿宽与高之比
',D%,N}J 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
2#qc YU =46.42/4.5 =10.32
RP 6<#tq, ⑤计算纵向重合度
y(a>Y! dgU =0.318=1.903
klc$n07 ⑥计算载荷系数K
%LqT>HXJ 使用系数=1
sA+K?_ 根据,7级精度, 查课本得
O#{`Fj` 动载系数K=1.07,
5)rN#_BKj 查课本K的计算公式:
/,< s9
: K= +0.23×10×b
SgN?[r ) =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
A*|\E:fo 查课本得: K=1.35
^P.U_2& 查课本得: K==1.2
Z BH^0 故载荷系数:
m.gv? K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
5+b73R3r ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
0a!|*Z d=d=50.64
FLG{1dS ⑧计算模数
N]ebKe =
GUJ?6; 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
UsCaO<A 由弯曲强度的设计公式
hoiC
J}us ≥
zTq"kxn' 3_&s'sG5 ⑴ 确定公式内各计算数值
^@Qc!(P ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
(_N(K`4#W 确定齿数z
{g4w[F!77 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
#Hl?R5 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
3/c%4b.Z Δi＝0.032％5％，允许
k|jr+hmn": ② 计算当量齿数
m3(p7Z^Bq z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
O sy _C<O z＝z/cos＝144/ cos14＝158
(b1e!gJpy ③ 初选齿宽系数
SoFl]^l 按对称布置，由表查得＝1
CL uQ=-[| ④ 初选螺旋角
OeZ "WO 初定螺旋角 ＝14
Z;;A#h'%e ⑤ 载荷系数K
U{@2kg- K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
Zx: h)I ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
#oR @!? 查得:
.rX,*|1x 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
Bq-}BN?pz 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
>oi?aD% :+?r nb)N ⑦ 重合度系数Y
/* "pylm 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
{=U*!`D ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
fMM%,/b{ ＝14.07609
PH^Gjm 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
}Q6o#oZ ⑧ 螺旋角系数Y
: Hu {MN\ 轴向重合度 ＝1.675,
#D ]C uSi Y＝1－＝0.82
)tS;g n Ef@Et(f_mQ ⑨ 计算大小齿轮的
>4+KEK 安全系数由表查得S＝1.25
o?IrDQ2gmh 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
)4 , U 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
I_R 6
M1 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
5-&"nn2*}1 查课本得到弯曲疲劳强度极限
# #alzC 小齿轮 大齿轮
Cm"S=gV Qf 'g2
\ 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
`z7,HJ.0c K=0.86 K=0.93
i;juwc^n} Pl2eDv-y 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
a #9pN?~ []=
y(^\]-fE []=
cHOC>| pEW~zl hR.vJ2oa 大齿轮的数值大.选用.
|goK@ < LPca+o|f ⑵ 设计计算
mwI 7[I2q 计算模数
vF [ 4kDHk C\dk} A cz| ?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:
{ 9^p3Q+:P ; &O *KhLH z==24.57 取z=25
|WOc0 M[U =([4pG 那么z=5.96×25=149
aEVy20wd +m/n~- 6q ② 几何尺寸计算
VC% .u.< F 计算中心距 a===147.2
Tb8r+~HK 将中心距圆整为110
8yH)9#>
]M'~ uTf 按圆整后的中心距修正螺旋角
4x#tUzb; cR WB`& =arccos
"7j E&I %hdjQI H 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
AD@ {7 $TK= :8HY 计算大.小齿轮的分度圆直径
/{ W6]6^ %}XyzGq{ d==42.4
aeAx0yE[p wkV'']= Xg d==252.5
@g]EY& Uzl y O* 计算齿轮宽度
9QL%q;
# GS}Jy U B=
-~X[j2 fc[_ ~I' 圆整的
1uB$@a\ (XY`1|])` 大齿轮如上图：
x($Djx ED>a'y$ f Gzg3{fXl NSH4 @x 7.传动轴承和传动轴的设计
* -{|m1P Nd{U|k3pL 1. 传动轴承的设计
X>P|-n# gU NWM^n ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
,|.}6\zl*{ P1=2.93KW n1=626.9r/min
NK(_ &.F
T1=43.77kn．m
='m%Iq7X ⑵. 求作用在齿轮上的力
-|>T?
t'K 已知小齿轮的分度圆直径为
#N'9
w . d1=42.4
%O<8H7e)V 而 F=
?,8+1"|$A] F= F
U~;tk@ ^H{YLO F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
9 %i\) 3JkdP h k}NM]9EAE Hrph>v ⑶. 初步确定轴的最小直径
N-Z=p)] 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
$ ]#WC\Hv 4RYH^9;>K `(=Kp=b BMu Ef a^ 从动轴的设计
cD E5/! ^N R f 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
22U`1AD3U P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
XoL DqN! ⑵. 求作用在齿轮上的力
P d(_ 已知大齿轮的分度圆直径为
FF! PmfF' d2=252.5
5b*knN> 而 F=
<JU3sXl F= F
J%M [8 SgehO u F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
|D%mWQng ~1[n@{*: ( '[%#70* 7v)p\#- ⑶. 初步确定轴的最小直径
Jww#zEK 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
79exZ 7| 1EEcNtpub] 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
OE9,D:t v 查表,选取
FO:L+&hr?> &} `a"tYr 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
2A[hMbL 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
LdN[N^n[H lv'WRS'} ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
<r$h =hM 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
v^8sL` F V
K 7 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
@z{SDM ]a4+] vLK D B 轴承代号
jy?*` q1 ] 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
V|$PO
Qa3 45 85 19 60.5 70.2 7209B
\AKP ea= 50 80 16 59.2 70.9 7010C
\y]K]iv 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
%xOxMK@ G[yzi 4n7Kz_!SVf Zr2!}jD9a 1BZ##xV*:G 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
s(3HZ>qx; 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,
fs&$?mHL){ ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
QOSMV#Nw% h\w;SDwOk ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
RO,TNS~ ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
H>%AK'' 高速齿轮轮毂长L=50,则
>19s: + W />a 1 L=16+16+16+8+8=64
\GxqE8 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
o
/[7Vo ;M4[Liw~O 5. 求轴上的载荷
x]x 3iFD 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
/}8Au$nA 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.
Sq ]gU >Rk aFcq m{ !$_z8: m1Y a w|s2f`! x L"J?Gy Pg(Y}Tu $jE<n/8 H /x0'
h]ae^ M 0't)-Pj+, 传动轴总体设计结构图:
8VMA~7^ }%/mPbd# f/UU{vX( 7cGOJA5& (主动轴)
!~~KM?g s_IFl5D] &|GH @^) @ 从动轴的载荷分析图:
y
2>
93m
r*vh3.Agl 6. 校核轴的强度
c-XO}\? 根据
*pa hZiO ==
BN CM{}e 前已选轴材料为45钢，调质处理。
xOj#%; 查表15-1得[]=60MP
lt6wmCe 〈 [] 此轴合理安全
;P)oKx 8$ _{R !x 8、校核轴的疲劳强度.
|nx3x ⑴. 判断危险截面
2[+.* Ef 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.
~
O#\$u ⑵. 截面Ⅶ左侧。
Cy$~H 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
49=pB,H;H 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
X1.-C@o 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
uD=Kar 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
*P=3Pl?j 截面上的弯曲应力
P ljPhAce ";rXCH. 截面上的扭转应力
qr%N /7 ==
|JIlp"[ 轴的材料为45钢。调质处理。
m_/U t 由课本得：
Tty'ysH q *&H 因
$J4\jIipL 经插入后得
/'jX_
V_$| 2.0 =1.31
' fU #v`i 轴性系数为
k37?NoT =0.85
_D {A ` z K=1+=1.82
_`? cBu` K=1+（-1）=1.26
#17 &rizl 所以
#wIWh^^ Zy LP#wE~K "b 综合系数为： K=2.8
jSE)& K4nI K=1.62
h6D4CT 碳钢的特性系数 取0.1
ZDmL?mC 取0.05
$ uTrM8 安全系数
QNx]8r S=25.13
UV D D) S13.71
_S
ng 55s ≥S=1.5 所以它是安全的
qG;tD>jy 截面Ⅳ右侧
Wf3BmkZzz 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
Y `j$7!j H^n@9U;[K 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
h^=;\ng1l {FvFah 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
Hj{ .{V
aO<7a
6 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
b=lJ`| 截面上的弯曲应力
.|[{$&B 截面上的扭转应力
]? =87w ==K=
rq3f/_#L!O K=
I+ kAy;2 所以
$f3 IO#N 综合系数为：
3XQa%|N( K=2.8 K=1.62
V>QyiB 碳钢的特性系数
?P0b/g 取0.1 取0.05
~_EDJp1J 安全系数
}X{rE|@ S=25.13
Q ")Xg: S13.71
,K,st+s| ≥S=1.5 所以它是安全的
pL{oVk#, !2!Zhw2u 9.键的设计和计算
I^k&v V _|M8xI ①选择键联接的类型和尺寸
<h:xZ tz 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.
o^2MfFS 根据 d=55 d=65
jyIIE7.I" 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
0V<kpC,4 b=20 h=12 =50
N[W#wYbH !rRBy3& ②校和键联接的强度
_:9}RT? 查表6-2得 []=110MP
ly`
A,dh 工作长度 36-16=20
;VKWY 50-20=30
[Kc ?<3 W ③键与轮毂键槽的接触高度
M6p\ QKi K=0.5 h=5
s_y8+BJaV K=0.5 h=6
_\\Al v. 由式（6-1）得：
MBt\"b# t ＜[]
As46:< !2 ＜[]
eX#.Zt] 两者都合适
Ext C\(X; 取键标记为：
.hx(9 键2：16×36 A GB/T1096-1979
zF`a:dD$d 键3：20×50 A GB/T1096-1979
P{ A})t7 10、箱体结构的设计
PI*@.kqR- 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
];w}?LF b 大端盖分机体采用配合.
*S*49Hq7c m)L50ot:/ 1. 机体有足够的刚度
ZJ%NZAxy 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2|bt"y-5r *90dkJZ. 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
l[i4\ CT 4\-11!'08 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
`]W9Fj<1j 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
'zm5wqrkAd :^kAFLU 3. 机体结构有良好的工艺性.
Dazm8_x 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
KE,.Evyu= =. 8n K
y 4. 对附件设计
f%EHzm/V A 视孔盖和窥视孔
%@C8EFl% 3 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于
机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
I^A>YJW B 油螺塞：
.Qrpz ^wdt 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
GPLop/6
C 油标：
GU> j8 . 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
01o< eZ, 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
2J t{oh | EY"of[p D 通气孔：
H Y5R 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
CsZm8oL$ E 盖螺钉：
&V*MNi,4Z 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
GwF8ze+cH 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
)dfhy F 位销：
Kuh3.1#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.
ZX&e,X~V G 吊钩：
f@;pN=PS 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.
A<|9</9z dUa>XkPa\2 减速器机体结构尺寸如下：
yJ!26 !$l<'K$ 名称 符号 计算公式 结果
)] q Qgc& 箱座壁厚 10
2?7ID~\ 箱盖壁厚 9
Fb1<Ic# 箱盖凸缘厚度 12
(!fx5&F 箱座凸缘厚度 15
a k5D 箱座底凸缘厚度 25
8F>9CO:&N 地脚螺钉直径 M24
-KC@M 地脚螺钉数目 查手册 6
nZi&`HjQ 轴承旁联接螺栓直径 M12
Z o cuc"j 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
2
)o2d^^ 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
wA $? e} 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
r4P%.YO+X 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
T&[6 ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
L@O>;zp ; 22
;N.dzH2yA 18
H^kOwmSzh ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
VB90 5 % 16
jo&j<3i 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
f 4pIF"U9> 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
s/@uGC0> 齿轮端面与内机壁距离 > 10
~/A2 :}Cp= 机盖，机座肋厚 9 8.5
~.x #ic 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
Pteti 150（3轴）
cr -5t4<jK 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
qn yacI 150（3轴）
W3[>IH"+ lfb+ )s 11. 润滑密封设计
Mhn1-ma: .BJoY
<P* 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.
(L4llZ;q 油的深度为H+
Ju#j%! H=30 =34
wg[
+NWJ 所以H+=30+34=64
r&xIVFPI[ 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
GmNC w5F O9N!SQs80 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
'eBD/w5U 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
\y271}' 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
;B
| 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
LodP,\T }. D18bE( 12.联轴器设计
(t3gNin hwUb(pZ 1.类型选择.
Y>3zpeQ!& 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
+a,#BS t 2.载荷计算.
wM[Z 0*K 公称转矩：T=95509550333.5
Z0H_l/g 查课本,选取
x(sKkm`Q 所以转矩
yz0#0YG7 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
%cDGs^lgA 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
oMAUR
" I-8I/RRkmP 四、设计小结
+cXi|Zf 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。
;yqHt! N 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。
]6^S: K_" 五、参考资料目录
2?LPr [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；
).GM 0-y [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；
Ie!">8." [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；
:55a9d1bL [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；
tc.|mIvw [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
9ec? L [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；
>q?{'#i
/ [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。
