机械设计基础
课程设计任务书
Z8@]e}n u j@<_|7 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
g=(+oK? R;yAqr29 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
7 AiCQW f9 pSP_cYa#(# 目 录
bi[l , Ed-gYL^< 一 课程设计书 2
ZL>V9UWN .R'i=D`Pz 二 设计要求 2
^&.?kJM *J=ol 三 设计步骤 2
m [g}vwS ""d>f4,S 1. 传动装置总体设计方案 3
Y P c< 2. 电动机的选择 4
EHHxCq? 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
"=(;l3-o 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
,Ai i>D] 5. 设计V带和带轮 6
U!5*V9T~ J 6. 齿轮的设计 8
m5pVt 4 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
-Tx tX8v 8. 键联接设计 26
= 1VH5pVr} 9. 箱体结构的设计 27
*
2%e.d3"M 10.润滑密封设计 30
u2< h<}Y 11.联轴器设计 30
yh:,[<q { 1%Zy Y 四 设计小结 31
uH[0kh 五 参考资料 32
^j %UZ Yn>zR I 一. 课程设计书
'qJ-eQ7e 设计课题:
-#6*T,f0P( 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
l,FoK76G 表一:
Jf$wBPg 题号
DcA'{21 g-FZel
参数 1
>G2-kL_ 运输带工作拉力（kN） 1.5
P{eRDQ= 运输带工作速度（m/s） 1.1
EC'bgFe 卷筒直径（mm） 200
8 36m5/kH[ [{F7Pc 二. 设计要求
SZ{cno1` 1.减速器装配图一张(A1)。
17)M.(qmuP 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
lg >AWTW[ 3.设计说明书一份。
)uvFta<( QtQ^"d65 三. 设计步骤
=bWq 3aP)P 1. 传动装置总体设计方案
QJWES%m` 2. 电动机的选择
|:+pPh!- 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
dY<#a,eS 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 ~iZF~PQ1_ 5. “V”带轮的材料和结构
rVy\,#| 6. 齿轮的设计
;/ KF3
% 7. 滚动轴承和传动轴的设计
vXyo 8、校核轴的疲劳强度
p,\bez
9. 键联接设计
Q+(:n)G_6E 10. 箱体结构设计
tq[",& K 11. 润滑密封设计
i%PHYSJ. 12. 联轴器设计
T zYgH *u'`XRJU/ 1.传动装置总体设计方案:
Xl6ZV,1=n7 Os 2YZ<t 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
>5O y^u6Ly 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，
"!6~*!]c 要求轴有较大的刚度。
NoZ4['NI\ 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。
E)wT+\ 其传动方案如下：
14 'x-w^~k 9 ~'Ip7X,! 图一:(传动装置总体设计图)
5qQ( V)ah Q
EGanpz 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
9c}]:3#XO 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
b[o"Uq@8? 传动装置的总效率
/{ MH' η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
JS?l?~ 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
< VR&= YJ η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
h;UdwmT 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
x ETVt q ^% $W S, 2.电动机的选择
2mU-LQ1 WN =tRe3o0( 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min，
T>Rf?%o 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，
ajW$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。
FJ,\?ooGf S%s|P=u 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，
7K]U | K# |DPpp/ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
X:-bAu}D }:l%,D Bw 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
+6)kX4 nB Iv{ x*"pDI0k) 方案 电动机型号 额定功率
\v
P2B P
|XA aKZA kw 电动机转速
ID).*@(I" 电动机重量
X.AWs=:- N 参考价格
}%ZG> LG5J 元 传动装置的传动比
b:5%} 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
<_{4-Q>S3# 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
,iv%^C",) Ysc|kxLb 中心高
M3;v3
}z<- 外型尺寸
l)rvh#D 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
q,,>:]f# 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
- Zoo) Hs`#{W{. 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
) )6 9a nh&J3b}B! （1） 总传动比
`_g?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
>-|90CSdSJ （2） 分配传动装置传动比
$h]Y<&('G ＝×
g*r{!:,t 式中分别为带传动和减速器的传动比。
Q ~Sv2 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
Rw
ao5l=x 4.计算传动装置的运动和动力参数
N"
Jtg@w （1） 各轴转速
"G-0i KW; ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
s8yTK2v2\ ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
Wh'_ slDH+ （2） 各轴输入功率
A]O5+" mc ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
<.7I8B7 ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
gQpD]p%k 则各轴的输出功率：
<& Y}j&( ＝×0.98=2.989kW
e<O;pM: ＝×0.98=2.929kW
oB{ }-[G 各轴输入转矩
X?v ^>mA =×× N·m
hKzBq*cV 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
ZG \ I1 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
wp]7Lx?F ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
k"^t?\Q%vI 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
\`Ph=lJO ＝×0.98=242.86N·m
Rqb{)L
X* 运动和动力参数结果如下表
b6WC @j`*T 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
x+*L5$;h 输入 输出 输入 输出
"U5Ln2X{J 电动机轴 3.03 20.23 1440
n"<GJ. { 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
.t^UK#@#4 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
v1X&p\[d M8",t{7 5、“V”带轮的材料和结构
^ ;CR0.4 确定V带的截型
!8" $d_=h 工况系数 由表6-4 KA=1.2
X@h^T> [" 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
il>x!)?o V带截型 由图6-13 B型
rPo\Dz x(3
I?# kE 确定V带轮的直径
1y )$[e
小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
'[=yfh 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
gM;) 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
msqxPC^I ;oY(I7 确定中心距及V带基准长度
\S q"3_m4T 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
e1 {t0f 360<a<1030
7k`*u) Q 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
-M>K4*%K CNpe8M=/3 初定V带基准长度
uku}Mr"p Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
=_ ? pOq
ENYF0wW V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
%g]$ Vfpy 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
"3Xv%U9@ 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
S-M)MCL x8pbO[_| 确定V带的根数
1|l)gfcP 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
$xUzFLh=` 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
dY4k9p8 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
d Ik8TJ 带长修正系数 由表6-2 KL=1
dxkRk#m f: j2 o1 " V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
A'~ % _} Hn#GS9d_? 取Z=2
cz7 CrK~5 V带齿轮各设计参数附表
Uaus>Frx.T dK J@{d 各传动比
x:A-p..e Uxk[O V带 齿轮
&sZ9$s:(^ 2.3 5.96
OD?y .0Iun+nUD 2. 各轴转速n
,TKs/-_? (r/min) (r/min)
AK@`'$ 626.09 105.05
RVgPH<1X@e &*G5J7%w 3. 各轴输入功率 P
#K :-Bys5v （kw） （kw）
`?zg3GD_ 2.93 2.71
c%AFo]H q3AJwELXw 4. 各轴输入转矩 T
MG7 ?N # (kN·m) (kN·m)
Q )LXL.0h 43.77 242.86
,?xLT2>J_ Ci7P%]9 5. 带轮主要参数
O6m.t%* 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
{)
:%Wn M9 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
%]a
@A8o0 带的根数z
X$ 7Oo^1; 160 368 708 2232 B 2
JQKC ;p /~3N@J 6.齿轮的设计
b 0LGH.
z4 &v5G92 （一）齿轮传动的设计计算
]6$,IKE7 j4~7a k G 齿轮材料，
热处理及
精度 8)^B32 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
w(7 6H^e （1） 齿轮材料及热处理
Q00R<hu@F ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
YG0Px Zmi 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
..t,LU@| ② 齿轮精度
n S_Ta 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
_BZ1Vnv &8[ZN$Xe" ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
G(U 9rJ9 按齿面接触强度设计
{]wIM^$6+ ?z2jk 确定各参数的值:
?M *7@t@ ①试选=1.6
o! aLZ3#X 选取区域系数 Z=2.433
C`\9c ej 9R9__w; 则
{>8Pl2J ②计算应力值环数
Q~Ay8L+ N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
,:D=gQ@` =1.4425×10h
A /q2g7My N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
9T(L"9r-e ③查得：K=0.93 K=0.96
96(R'^kNX ④齿轮的疲劳强度极限
K)\(wxv 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
e]lJqC []==0.93×550=511.5
|u@+`4o >_XO c []==0.96×450=432
"(s6aqO$ 许用接触应力
1HMUHZT >T<6fpXuk2 ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
' .?^uM =1
f}^I=pS& T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
`
^DjE dUN =4.47×10N.m
Q,{^S,s< 3.设计计算
$}t=RW ①小齿轮的分度圆直径d
3J k[/ .h k`Nyi )AGe =46.42
Vy__b=ti? ②计算圆周速度
9 B
/s 1.52
q u_)`wB ③计算齿宽b和模数
geksjVwPH 计算齿宽b
93j{.0]X b==46.42mm
5sCFzo<=vh 计算摸数m
+a%xyD:.? 初选螺旋角=14
zj<ahg%z =
2
P=[ ④计算齿宽与高之比
pz{'1\_+9 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
bmu6@jT =46.42/4.5 =10.32
L>dkrr)e ⑤计算纵向重合度
yL6^\ x =0.318=1.903
`ncNEHh7K ⑥计算载荷系数K
6^)rv-L~5y 使用系数=1
)l&D]3$6K 根据,7级精度, 查课本得
t8QRi! \= 动载系数K=1.07,
;j{7!GeKa 查课本K的计算公式:
H+ l X-, K= +0.23×10×b
T-'~? [v =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
&)n_]R#) 查课本得: K=1.35
7h %4] 查课本得: K==1.2
K UKACUL 故载荷系数:
OO n X` K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
#uSK#>H_! ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
8-m
3e d=d=50.64
AEY$@!8
⑧计算模数
[#Y' dFQ =
VPt9 QL( 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
%Tv^GP{} 由弯曲强度的设计公式
.[?BlIlm ≥
8TE>IPjm .h4\{| ⑴ 确定公式内各计算数值
Bq@zaMv ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
`9Yn0B. 确定齿数z
+L0w;w T 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
F30
]
传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
$IVw A Δi＝0.032％5％，允许
qj!eLA-aD ② 计算当量齿数
c
pk^!@c z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
|S&5es-yW z＝z/cos＝144/ cos14＝158
]N^*tO ③ 初选齿宽系数
:P$#M C 按对称布置，由表查得＝1
P`S@n /} ④ 初选螺旋角
2C$R4:Ssw) 初定螺旋角 ＝14
Ts9ktPlm ⑤ 载荷系数K
x&Cp> +i K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
N2ied^* 0 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
nPN?kO=] 查得:
<P_ea/5:| 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
x({H{'9? 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
WA6!+Gy #]E(N~ ⑦ 重合度系数Y
"; x+1R.d 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
v .=/Y(J ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
uL Q ＝14.07609
C3XmK}h 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
I7n3x N&4" ⑧ 螺旋角系数Y
@?kM'*mrZM 轴向重合度 ＝1.675,
sbj";h= E Y＝1－＝0.82
rY0u|8.5Q ^ B/9{0n' ⑨ 计算大小齿轮的
hePPxKQ- 安全系数由表查得S＝1.25
Wht(O~F 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
g5Z#xszj+ 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
1[ ;;sSp 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
~Rpm-^ 查课本得到弯曲疲劳强度极限
B=Ym x2A9] 小齿轮 大齿轮
a|4~NL X^@ I]. 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
(;_FIUz0 K=0.86 K=0.93
+Qxu$# 5D Y\:AF 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
#]]Su91BA []=
'?QuJFk i []=
h3 *
x[W yX!HZu;j :hRs`=d"r 大齿轮的数值大.选用.
O bG|o1b e@#kRklV& ⑵ 设计计算
r?/A?DMe 计算模数
S4CbyXW B, WTHU[AV N587(wZ 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:
_>m-AI4^ C? 4JXW z==24.57 取z=25
MJ`3ta \x{;U#B[3> 那么z=5.96×25=149
)B#
, errH>D~ ② 几何尺寸计算
Pmg)v!" 计算中心距 a===147.2
sP@X g;] 将中心距圆整为110
G oM
ip8'u fvq,,@23 按圆整后的中心距修正螺旋角
P>ceeoYQuA Q/ms]Du =arccos
qa`-* 4m Yc r3HLJy 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
(-77[+2 #H?t!DU 计算大.小齿轮的分度圆直径
# ]?bLm<! }@1q@xU d==42.4
/iC;%r1L ^ KK_qC d==252.5
&,\=3 ' }R[#?ty; ] 计算齿轮宽度
dy__e ^qi f/,>%j=Ms B=
o X@ya3!Pz )4>2IQ 圆整的
K,' *Dz &3F}6W6A 大齿轮如上图：
^9OUzTF 1n5( S<T DZ7
gcC C?ib_K* 7.传动轴承和传动轴的设计
=<r8fXWZ ~\)qi= 1. 传动轴承的设计
:A
%^^F% 3A:q7#m ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
W7"{r)7 P1=2.93KW n1=626.9r/min
*[ #;j$m T1=43.77kn．m
vu!d)Fy ⑵. 求作用在齿轮上的力
p.I.iAk%G^ 已知小齿轮的分度圆直径为
n\Fp[9+Z\ d1=42.4
D4eTTfQ 而 F=
)"zvwgaW F= F
UYk>'\%H0 p4IZ
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
7 n]65].t 4'$g(+z mk7&<M [7(-T?_ ⑶. 初步确定轴的最小直径
k#[F` 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
*k"|i*{ lis/`B\x H&r,FmI@ 3lV^B[$ 从动轴的设计
f\'{3I29 EbeI{ -'aF 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
DG4 d"Jy P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
e%8|<g+n6 ⑵. 求作用在齿轮上的力
M"%Q&o/I 已知大齿轮的分度圆直径为
Y( cN}44 d2=252.5
Kp+CH7I* 而 F=
DAo ~8H F= F
b:qY gg #r
PP* F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
m<L; D\<y)kh l3N I$Z u 1ygpp0 IGJ ⑶. 初步确定轴的最小直径
zlR?,h-[3 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
omWJJ|b ~ VMoSLFp^R 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
\!]Ua.e< 查表,选取
%| G"-%_E \{Q?^E 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
, =?{("+ 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
_ gKe%J& XeBP`\>Ve ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
OL_{_K(w 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
olLfko4$*V XZw6Xtn 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.
Y>ji Xl?&
p ?wI 9GY D B 轴承代号
Z|RY2P>E 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
(KvROV); 45 85 19 60.5 70.2 7209B
[{C )LDN 50 80 16 59.2 70.9 7010C
&3J@BMYp 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
`jS T r>bJ%M} 5NJ4 oD}uOC}FS{ ]Qm]I1P 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
NBb6T
V}j 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,
bQ| V!mrN} 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.
eT2*W$ s+:= I
e 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.
5>AX*]c 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,
fwzb!"!.@ 高速齿轮轮毂长L=50,则
Y.^= ]-n, m7T) m0 L=16+16+16+8+8=64
p }[ zt#v 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
\QU^>2 3 ko5V9Drc 5. 求轴上的载荷
2w)-\/j } 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,
m Z1)wH , 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.
vM_:&j_?`` lsN~*q?~] u.rY#cS,-R <3,<\ub d;n."+=[x _=|vgc 2P c%fuC d\|!Hg, klUQkz |<a A<;SnXm r H ~" 4 传动轴总体设计结构图:
F[ewn/]n %,ngRYxT# -GLMmZJt ]~Y<o (主动轴)
q\ H[am i1 Ri GS epgPT'^ 从动轴的载荷分析图:
3j3N!T9 |F#1C9]P 6. 校核轴的强度
=/\:>+p^.y 根据
-\#0]F:- ==
/r_~: 3F 前已选轴材料为45钢，调质处理。
<id}<H 查表15-1得[]=60MP
T wgrR tj' 〈 [] 此轴合理安全
XkyKBg- "--t e 8、校核轴的疲劳强度.
ul*Qt} ⑴. 判断危险截面
c&L"N!4 z 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.
4V ~? . ⑵. 截面Ⅶ左侧。
N]RZbzK_5G 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
W0}B'VS.I 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
a wz ;z?~ 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
"+unS)M;Y 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
6d+p 7 x 截面上的弯曲应力
t]X w{)T jMpD+Mb 截面上的扭转应力
)aX,% yK ==
j!3 Gz 轴的材料为45钢。调质处理。
SB)5@
nmS 由课本得：
|<O9Sb_ 2YDM9`5xs\ 因
dXnl'pFS 经插入后得
uw2hMt (N 2.0 =1.31
;D$)P7k6 轴性系数为
3N_"rNKD =0.85
@/ k@WhFZ K=1+=1.82
1T[et- K=1+（-1）=1.26
'R_g">B. 所以
~ }< DG1! p ]d] QMu 综合系数为： K=2.8
'e6WDC1Am( K=1.62
+a*tO@HG 碳钢的特性系数 取0.1
E4hLtc^
+ 取0.05
{GJ@psG* 安全系数
l<N}!lG| S=25.13
RZ+`T+zL S13.71
[}&Sxgv ≥S=1.5 所以它是安全的
xNbPsoK 截面Ⅳ右侧
A,4fEmWM 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
v,ju!I0. 2p " WTd 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
:>=\. \ YY!Rz[/ 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
,TFIG^Dvq AF%@VLf 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
t PF.r 截面上的弯曲应力
N ,z6y5Lu 截面上的扭转应力
8w.YYo8` ==K=
rEF0oJ. K=
4]E3c AJ 所以
cb}[S:&| 综合系数为：
_F`lq_C K=2.8 K=1.62
rvw)-=qR[ 碳钢的特性系数
Gh}*q|Lz 取0.1 取0.05
9 yfJVg 安全系数
87YyDWTn S=25.13
Bs?^2T~%{ S13.71
4F{70"a ≥S=1.5 所以它是安全的
^ (F dXGs[ 15sp|$&` 9.键的设计和计算
VTH>
o>g y~\oTJb ①选择键联接的类型和尺寸
LSRk7'0 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.
* Em,*! 根据 d=55 d=65
*I0 T{~ 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
Ct>GYk$ b=20 h=12 =50
% oo2 /aF <.? jc% ②校和键联接的强度
_D+J!f^ 查表6-2得 []=110MP
;&)-;l7M 工作长度 36-16=20
FIsyiSY<j 50-20=30
Ll4g[8 ③键与轮毂键槽的接触高度
aYSCw 3C< K=0.5 h=5
Dbz3;t K=0.5 h=6
VF y s.= 由式（6-1）得：
$A-J,_:T< ＜[]
MpR2]k#n< ＜[]
J
G{3EWXR 两者都合适
_BP&n 取键标记为：
k-^mIJo} 键2：16×36 A GB/T1096-1979
rQ qW_t% 键3：20×50 A GB/T1096-1979
Ug<#en 10、箱体结构的设计
]'=)2
.} 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，
L}pt)w*V1j 大端盖分机体采用配合.
7 36Jq^T D-._z: _ 1. 机体有足够的刚度
71t* % 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
D1=((`v
' pW J Fz- 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
$[a8$VY^Cm ?BZ PwGMs 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
yb KWOp:O 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
UWo]s. 2|*JSU.I 3. 机体结构有良好的工艺性.
oc >{?.^ 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
yvO{:B8% rr02pM0 4. 对附件设计
8p:e##% A 视孔盖和窥视孔
) u` [6,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
=h5H~G5AT B 油螺塞：
o9dY9o+Z 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。
SS WP~
t C 油标：
0i\M,TNf* 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
waj0"u^# 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
f @|A[>"V 3!|;iJRH D 通气孔：
+Z !)^j 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.
cmU1!2.1E E 盖螺钉：
F7EKo Dt 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
Xx0hc 8qd 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
(Hb:?( F 位销：
j YmR 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.
mQ|v26R G 吊钩：
%1xb,g KO 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.
S ]Mw #O| ,NyY>~+ 减速器机体结构尺寸如下：
TU,s*D&e tne S T . 名称 符号 计算公式 结果
>\P@^ h] 箱座壁厚 10
b)qoh^ 箱盖壁厚 9
K1+)4!}%U 箱盖凸缘厚度 12
i/`m`qdg 箱座凸缘厚度 15
qGB{7-r u 箱座底凸缘厚度 25
?kH8Lw~{5W 地脚螺钉直径 M24
2j}\3Pi 地脚螺钉数目 查手册 6
Rnr(g;2 轴承旁联接螺栓直径 M12
7'W%blg!V 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
`tA"
}1;ka 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
(
+Q&[E"87 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
Uyg5i[&X@ 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
*U,@q4 ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
IYS)7`{] 22
V) ~.~2$ 18
<6 6X Xh . ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
8"2=U6*C 16
t!W(_8j 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
F@'Jbd` 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
.ps-4eXF 齿轮端面与内机壁距离 > 10
e478U$ 机盖，机座肋厚 9 8.5
>,$_| C 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
NV72 150（3轴）
ORHp$Un~) 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
P3x= 8_# 150（3轴）
aW)-?(6> @s ? 11. 润滑密封设计
N~goI #4 ao1(]64X" 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.
}@'$b<!B 油的深度为H+
K /j3a[. H=30 =34
.oYl-.E>& 所以H+=30+34=64
?(D q ?-. 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
-:Da&V Rg\z<wPBG 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
eg\v0Y!rI 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
Ce9|=Jx! 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
&:9c AIe]H 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
4sF"6+%5d SPX$ U5& 12.联轴器设计
Wu c S:8#| H]{v;;'~ 1.类型选择.
dx5#\"KX=, 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
R _W+Ylob 2.载荷计算.
Fq~yL!#! 公称转矩：T=95509550333.5
J%v=yBC2 查课本,选取
p{amC ;cI$ 所以转矩
: UGZ+ 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
`#F{Waww' 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
+Mo9kC "pi=$/RD9 四、设计小结
h)ECf?r< 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
:mh _G 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
C%$edEi 五、参考资料目录
Q('r<v96 [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；
TyD4|| % [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；
QUq_:t+Dv [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；
qON|4+~u% [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；
]i &6c [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
rdl;M>0@ [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；
V)Z}En["1 [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。
