机械设计基础
课程设计任务书
+-|""`I 1I <9fXf * 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
H ;nzo3x :wIA.1bK} 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
h76j|1gI .-rz30xT 目 录
%MHL@Nn>e La1:WYt 一 课程设计书 2
L!Y|`P#Yr LvG$J* 二 设计要求 2
;
D<k 2v ~8fr4 三 设计步骤 2
3? FY?Q[ }}TPu8Rl 1. 传动装置总体设计方案 3
<p b 2. 电动机的选择 4
2PS ExK57 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
GCN-T1HvA2 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
fL 2P6N@ 5. 设计V带和带轮 6
1i z =i^} 6. 齿轮的设计 8
M{24 MF 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
?`?Tg&W 8. 键联接设计 26
]gPx%c 9. 箱体结构的设计 27
Hu<]*(lK% 10.润滑密封设计 30
j13- ?fQ& 11.联轴器设计 30
@
,X/W f lF(v<drkB 四 设计小结 31
:.g/=Q(T~ 五 参考资料 32
a8T9=KY^ _)5E= 一. 课程设计书
<Y"RsW9 设计课题:
Zt9G[[] 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
K@1gK<,a 表一:
|"LHo
H 题号
=_k -M=BD-_.h 参数 1
akbB=:M,x 运输带工作拉力（kN） 1.5
Fc`IRPW< 运输带工作速度（m/s） 1.1
p4z4[=-: 卷筒直径（mm） 200
tP|/Q 5s X:Z3R0 二. 设计要求
:} =lE"2 1.减速器装配图一张(A1)。
QO;Dyef7b 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
/a3 2QuS 3.设计说明书一份。
M%ecWr!tj Cty{ 三. 设计步骤
H1U$ApD 1. 传动装置总体设计方案
F*U(Wl= 2. 电动机的选择
kfas4mkc 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
s*g qKQ; 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 B`eK_ '7t 5. “V”带轮的材料和结构
,4"N 7_!7 6. 齿轮的设计
2EM6k|l5 7. 滚动轴承和传动轴的设计
}'wZ)N@ 8、校核轴的疲劳强度
A-4;$
QSm 9. 键联接设计
m@kLZimD 10. 箱体结构设计
vcQl0+& 11. 润滑密封设计
~`Bk CTT 12. 联轴器设计
O1o>eDE5A iqB5h|
` 1.传动装置总体设计方案:
i=<;$+tW _( J#RH 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
MUl7o@{' 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
>U* p[ FGW 要求轴有较大的刚度。
| I:@ : 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
_s@PL59, 其传动方案如下：
npzp/mcIe) 1#3|PA#> 图一:(传动装置总体设计图)
')q4d0B`" \ejHM}w3, 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
3\}u#/V b 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
A^).i_&# 传动装置的总效率
_(g 0$vRP~ η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
v *Gd=\88 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
F&!vtlV) η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
cy@R i# 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
sTP\ } t! 3s@ 2.电动机的选择
&=)O:Jfa l9uocP:D 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，
pqO0M]} 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，
QBGm)h?= 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。
Z4Q]By:/L R / " f 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，
AH n!>w, ,*W~M&n"m 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
a6 vej G?@W; o) 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
AR( gI]1 C[%Qg=< d@ 8M_
O | 方案 电动机型号 额定功率
QB X EM= P
D*2*FDGI kw 电动机转速
M>5OC)E 电动机重量
XcT!4xG0 N 参考价格
t[+bZUS$~ 元 传动装置的传动比
'd B e,@ 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
rkji#\_-FV 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
;SI (5rS? Nzgi)xX0HX 中心高
<vWP_yy 外型尺寸
@4UX~=:686 L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
\{ | GK 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
#pPOQv:~ "{vWdY|" 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
I1m[M? W7 A!QS （1） 总传动比
U9T}iI 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
k %gj （2） 分配传动装置传动比
OW rQKd ＝×
k^ |z.$+ 式中分别为带传动和减速器的传动比。
!H U$V9C 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
Htr]_<@ 4.计算传动装置的运动和动力参数
{.k IC@^O （1） 各轴转速
[err $ ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
gmH`XKi\ ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
v@Eb[7Kq/1 （2） 各轴输入功率
\:Tq0|]Px ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
4vi?9MPz ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
v`QDms,{ 则各轴的输出功率：
# *pB"L ＝×0.98=2.989kW
*cM=>3ws/ ＝×0.98=2.929kW
hd'fWFW N 各轴输入转矩
@k;65'"Q =×× N·m
7"2BZ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
2?%4|@*H? 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
%T>@Ldt ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
Uf+y$n - 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
,w6?Ap ＝×0.98=242.86N·m
_4)
t 运动和动力参数结果如下表
Epp>L.?r 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
($`IHKF1.l 输入 输出 输入 输出
l HM}
E$5 电动机轴 3.03 20.23 1440
QyL]-zNg 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
7.VP7;jys 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
8K 9HFT@yV k M4z
% 5、“V”带轮的材料和结构
'Up75eT 确定V带的截型
]T/%Bau 工况系数 由表6-4 KA=1.2
{M:/HQo 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
n:4 0T1: q V带截型 由图6-13 B型
N[O .p]8 PTe$dPB 确定V带轮的直径
p/_W* 0/i 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
H +I,c1sF 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
ZiY2N*,VO 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
XGR63 hXND l
opl 确定中心距及V带基准长度
:_i1gY) 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
}2 S!;swg+ 360<a<1030
-"ZNkC = 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
=%I [o=6 yx`@f8Kr 初定V带基准长度
!-T#dU Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
32+N?[9
* /Z*$k{qIR& V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
=>PX~/o 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
"24d:vf\ 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
*-]k([wV 5YP Iv- 确定V带的根数
P\WHM( 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
4N= , 9 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
4J,6cOuW4 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
`2U,#nZ 4 带长修正系数 由表6-2 KL=1
wH@< 0lw`< b?0WA.[{ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
K e@Bf
NM9Vi Ym>P 取Z=2
" Vc|D (g V带齿轮各设计参数附表
M.5F| 7 E l .eK9L 各传动比
@Z$fEG)9 p=[dt V带 齿轮
H h](n<Bs 2.3 5.96
3@eI? (N P[H`]q| 2. 各轴转速n
W!8$:Ih_Z (r/min) (r/min)
*]q`:~u2 626.09 105.05
; QuxTmWp^ 0|va}m`<3G 3. 各轴输入功率 P
(.oDxs()I （kw） （kw）
5r8
[ " 2.93 2.71
D.AiqO<z P
>0S ZP 4. 各轴输入转矩 T
$(J)F-DB i (kN·m) (kN·m)
i)@vHh82 43.77 242.86
jc6~V$3 | 'i ?o 5. 带轮主要参数
FhH*lO& 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
UBM 8l 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
"[A&S! 带的根数z
T2W^4) 160 368 708 2232 B 2
3S^Qo9S ZKI` ; 6.齿轮的设计
vA*NJ%&` 3s: ) CXO （一）齿轮传动的设计计算
`,GFiTPd
v/KTEM 齿轮材料，
热处理及
精度 /%?bO- 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
ZMyd+C_P2 （1） 齿轮材料及热处理
aM[fag$c 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
k 3OnvnJb 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
Tig6<t+Q ② 齿轮精度
=|- xj h 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
}?{. 'Hv0 3_VWtGQ ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
*=E4|> Ul, 按齿面接触强度设计
5hCf i YRl4?}r2 确定各参数的值:
JLyFk V/
①试选=1.6
8r\xQr'8h 选取区域系数 Z=2.433
Eh_[8:dK #@5 jOi 则
~ C_2D? ②计算应力值环数
Git2Cet N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
GEb)nHQq =1.4425×10h
^n]?!BdU N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
QQ,w:OjA0 ③查得：K=0.93 K=0.96
<* PjG}Z. ④齿轮的疲劳强度极限
t^9q>[/d` 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
ER$~kFE2yP []==0.93×550=511.5
1 g RR v#IZSBvuQK []==0.96×450=432
T5U(B3j_ 许用接触应力
]}0+7Q }Ty_ } 6a5 ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
.Qj`_q6= =1
] @1ncn7N T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
|om3* ]7 =4.47×10N.m
LyXABQ] 3.设计计算
bL7mlh ①小齿轮的分度圆直径d
=W P}RZ{S }fxH>79g =46.42
U(qM( E ②计算圆周速度
0$49 X 1.52
a-DE-V Uls ③计算齿宽b和模数
8%U )EU 计算齿宽b
`wG&Cy]v b==46.42mm
9zd)[4%= 计算摸数m
` }Hnj* 初选螺旋角=14
}mJ)gK5b 6 =
AB#hh i# ④计算齿宽与高之比
7,LT4wYH 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
)Zm E " =46.42/4.5 =10.32
.g&BA15<F6 ⑤计算纵向重合度
+~/zCJ;F =0.318=1.903
2W~2Hk=0+% ⑥计算载荷系数K
'XQv> J 使用系数=1
khu,P[3> 根据,7级精度, 查课本得
,|c_l) 动载系数K=1.07,
z?YGE iR/} 查课本K的计算公式:
cRfX K= +0.23×10×b
>"nk}@ =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
y.oJzU[p% 查课本得: K=1.35
Y2D ) $ 查课本得: K==1.2
uc"u@ _M 故载荷系数:
`RzM)ILl K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
=O _[9kuJ ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
Hm^p^,}_x d=d=50.64
V+K.'
J
^@ ⑧计算模数
yq,5M1 vR =
_bz,G"w+: 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
?x/ L"h&Kp 由弯曲强度的设计公式
Q Y fS- ≥
%E!0,y, : p]g/iLDZ ⑴ 确定公式内各计算数值
bU,& |K/ ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
'}Y8a$(;V 确定齿数z
|O+binq 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
&boB u^,94 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
UX9o Δi＝0.032％5％，允许
6%xl}z]o ② 计算当量齿数
Z,&ywMm /G z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
bcE DjLXq z＝z/cos＝144/ cos14＝158
wIiT
:o ③ 初选齿宽系数
_0` O } 按对称布置，由表查得＝1
\^:f4Z T ④ 初选螺旋角
: R&tO3_F 初定螺旋角 ＝14
8UZE C-K ⑤ 载荷系数K
*Ee # x!O K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
ixkg, ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
% ~[F^ 查得:
/ L8=8 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
0nuFWV 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
[6tQv<}^ Aws
TDM ⑦ 重合度系数Y
O#|E7; 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
m1 hf[cg ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
8| /YxF< ＝14.07609
5f5`7uVJF 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
#75;%a8 ⑧ 螺旋角系数Y
3 3 4*nQ 轴向重合度 ＝1.675,
h 2zCX Y＝1－＝0.82
WQ]pg
" 3QVng^"B) ⑨ 计算大小齿轮的
6bn-NY:i 安全系数由表查得S＝1.25
HTG;'$H^ 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
NlMx!f>b%/ 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
hU{%x#8}lK 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
b 6(yyYdF 查课本得到弯曲疲劳强度极限
Lsz`nD5 小齿轮 大齿轮
:[&X*bw[ td~3 N,S 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
wtKh8^:YD K=0.86 K=0.93
D. e*IP1R `xr%LsNn 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
o5R\7}]GE []=
G!IQ<FuY []=
)Fw)&5B! G Xl?Zg Id0F2 [ 大齿轮的数值大.选用.
wMoAvA_o S *GhRU5 ⑵ 设计计算
%ab79RS]C 计算模数
[C6?:'}FA ihVQ,Ct h aBnbu
vp 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:
DvCt^ O* ^xwFjQXx z==24.57 取z=25
:6 +~"7T 7w*&Yg] 那么z=5.96×25=149
1^3#3duV 2cg z
n@ ② 几何尺寸计算
nz\fN?q 计算中心距 a===147.2
ap~Iz 将中心距圆整为110
EiUV?Gvz %-Z~f~ <? 按圆整后的中心距修正螺旋角
\t@`]QzG: (% P=#vZ =arccos
|_ *$+ 4/?Zp4g 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
08a|]l i s_LSs yqo 计算大.小齿轮的分度圆直径
3XtGi<u val<N293L> d==42.4
]r6bJ 2 ErC[Zh"'' d==252.5
cG:`Z j~4 v_0!uT5~NE 计算齿轮宽度
~@a
R5Q>us P} `1#$ B=
*
U4:K@ y }o- P 圆整的
,be?GAq 3~ZVAg[c 大齿轮如上图：
W)cLMGet S+Yg!RrNqj 2\de |' AtDrQ<>y ' 7.传动轴承和传动轴的设计
bobkT|s^s ]s@8I2_ 1. 传动轴承的设计
a7G2C oM8 XD }_ 9p ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
rbbu SI P1=2.93KW n1=626.9r/min
>iN %Uz T1=43.77kn．m
sEyl\GL ⑵. 求作用在齿轮上的力
-d'|X`^nE 已知小齿轮的分度圆直径为
{W<-f? d1=42.4
Ai 18]QD- 而 F=
6~W E #z_ F= F
wf%Ep#^6} -<]_:Kf{;& F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
%)Dd{|c Guv F 79g>7<vp Po. BcytM ⑶. 初步确定轴的最小直径
:OaQq@V 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
Ky$G$H ]_8I_V cQ [_b='/8 '/g+;^_cB 从动轴的设计
-U[`pUY?f 5O
;^Mk| 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
}tO<_f)) P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
ya g ⑵. 求作用在齿轮上的力
>[4|6k|\x 已知大齿轮的分度圆直径为
_C= [bI@ d2=252.5
iGVb.=) 而 F=
bCUh^#]x F= F
$ywh%OEH ^) ^|;C\` F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
O \8G~V
5" y7EX& yc=#Jn?S BV?N_/DXp ⑶. 初步确定轴的最小直径
sNmC#, 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
l(\8c><m 00a<(sS; 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
.+ L_!A 查表,选取
:k(t/*Nl3 9~%]|_ ( 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
^i)Q
CDU7 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
!nBm}E7d xh^ZI6L< ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
}.V0SM6 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
| O+># bK$D lB Z 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.
/ ! U{uWk3I_b D B 轴承代号
G:C6`uiy` 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
}6,bq`MN 45 85 19 60.5 70.2 7209B
A6 y~_dt 50 80 16 59.2 70.9 7010C
! v VjZ 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
(i0"hi ^
R^N`V [piF MxZP Yn]y d1 @ TPgA(5NR 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
SOQ-D4q 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,
`e'o~ oSu 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.
Sb9=$0%\ m<,G:?RM ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
akc"}+-oX ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
5QFXj)hR+4 高速齿轮轮毂长L=50,则
A.C278^O8 \g:qQ*. L=16+16+16+8+8=64
m#'rI=}! 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
4OZ5hH
h hB$Y4~T % 5. 求轴上的载荷
~muIi #4 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,
(6# yw` \ 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.
U[ e 8 K vV\F^ &Bz7fKCo &J /4J ctUF/[_w; KkL:p?@n K g TGxCH eo *u(@ .m ]=JC5' ~UJ u
@M 1s}NQ 3 传动轴总体设计结构图:
azDC'.3{p JGO$4DK-1 R4~zL!7; !ga (L 3vf (主动轴)
[' OCw {< @U
/3iDB\ Bpm5dT; 从动轴的载荷分析图:
F`BgKH! ]D) ' I` 6. 校核轴的强度
K)Xs L 根据
Oz#EGjz ==
KIAe36.~ 前已选轴材料为45钢，调质处理。
e9Ul A 查表15-1得[]=60MP
SC
$` 〈 [] 此轴合理安全
[#>$k
6F* oLqb R? 8、校核轴的疲劳强度.
oF@x]bmU ⑴. 判断危险截面
|1QbO`f/F 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.
Y7: Y{7E7 ⑵. 截面Ⅶ左侧。
+{C9uY)$vf 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
C>:/(O 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
}rY?=I 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
eb.cq"C 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
g",w kO| 截面上的弯曲应力
:<t{ =0G Vh#Mp! 截面上的扭转应力
pg?i F1 ==
te\h?H 轴的材料为45钢。调质处理。
L'\/)!cEd 由课本得：
hM36Q Odm jI{~s]Q 因
<nb3~z1 经插入后得
hLyTUt~\L 2.0 =1.31
M)`HK
. 轴性系数为
aucZJjH =0.85
Xb<DpBrk K=1+=1.82
W<rTq0~$? K=1+（-1）=1.26
?}=-eJ(7e 所以
Tbi ]oB# >St. &# c 综合系数为： K=2.8
MS st K=1.62
jo C hML_ 碳钢的特性系数 取0.1
tIyuzc~U 取0.05
TDAW I_83- 安全系数
y Nri nYw S=25.13
Vedyy\TU S13.71
dq
YDz ≥S=1.5 所以它是安全的
(@KoqwVWc 截面Ⅳ右侧
%_b^!FR 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
$>'" )7z +
%MO7vL 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
<DeKs ?v QM[A;WBr7 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
]3O
4\o IP30y>\ 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
2ec$x ms 截面上的弯曲应力
wo vmy{K 截面上的扭转应力
Cdp]Nv 6 ==K=
^s^ JzFw K=
@cu D8<\i 所以
49+ >f 综合系数为：
E\]OySC%C$ K=2.8 K=1.62
2SDh0F 碳钢的特性系数
6o=qJ`m[? 取0.1 取0.05
N+CXOI=6x 安全系数
HY jMNj0 S=25.13
)%iRZ \`f S13.71
0 W T#6D ≥S=1.5 所以它是安全的
0$eyT-: d -ajM5S=d* 9.键的设计和计算
0PnD|]9: ~lzdbX ①选择键联接的类型和尺寸
10C 2= 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.
SXRdNPXFO 根据 d=55 d=65
AVXX\n\_ 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
NX zU0 b=20 h=12 =50
?xtt7*'D a'@-"qk ②校和键联接的强度
G1kaF/`O 查表6-2得 []=110MP
(;;J,*NP 工作长度 36-16=20
8{R_6BS 50-20=30
*0%4 l_i ③键与轮毂键槽的接触高度
c I*KRC U K=0.5 h=5
2.[_t/T K=0.5 h=6
p= !#],[ 由式（6-1）得：
% &^Q(f ＜[]
Vh"MKJ'R^ ＜[]
KxO /] 两者都合适
OSp?okV 取键标记为：
cCM
j\H@ 键2：16×36 A GB/T1096-1979
u5Qp/ag?N 键3：20×50 A GB/T1096-1979
f>.4-a? 10、箱体结构的设计
+"]oc{W! 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%0pQEl 大端盖分机体采用配合.
\ , >_c c {1V. 1. 机体有足够的刚度
>|wKXz 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
8@E8!w&~ `5 ~7IPl3 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
4\p$4Hs} 6fh{lx> 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
/&CUspb 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
>@^<S_KVh G49Ng|qn 3. 机体结构有良好的工艺性.
D9ANm"# 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
9160L qY <5dH *K 4. 对附件设计
_ 1sP.0 t A 视孔盖和窥视孔
|5W8 Q|>% 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于
机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
F[5S(7M
7 B 油螺塞：
l;Q
>b]DZ 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
~eDI$IO C 油标：
j5kA^MTG 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
Vl< `|C> 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
{={^6@ 9o EpPL5 D 通气孔：
aC`Li^ 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.
= M/qV E 盖螺钉：
gW kjUz ) 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
ji }#MBac 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
z; J F 位销：
\I;cZ>{u"} 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.
lqF>=15 G 吊钩：
im=5{PbJ^ 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.
XJUEwX g^jJ8k,7( 减速器机体结构尺寸如下：
, s0
9B qmEoqU 名称 符号 计算公式 结果
W+8^P(
K 箱座壁厚 10
%*6RzJO6 箱盖壁厚 9
m=H _?W; 箱盖凸缘厚度 12
kfXS_\@iW1 箱座凸缘厚度 15
6z Ay)~ 箱座底凸缘厚度 25
QO2Ut!Y 地脚螺钉直径 M24
T8U[xu.> 地脚螺钉数目 查手册 6
V7:\q^$ 轴承旁联接螺栓直径 M12
zO%w_7 w 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
6J\q`q(W( 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
\*uugw,\y 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
hcyn
定位销直径 =（0.7~0.8） 8
PB+\jj ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
AP0|z 22
? ~,JY 18
u#FXW_-TK ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
&3 I$8v|!? 16
/_q# a h 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
;u,rtEMy; 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
I0iY+@^5 齿轮端面与内机壁距离 > 10
,ijW(95 {k 机盖，机座肋厚 9 8.5
Qwv '< 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
3w6&&R9 150（3轴）
jn^fgH ? 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
uJY. 5w 150（3轴）
dMJ!>l>2 -KiRj!v| 11. 润滑密封设计
kbhX?; <` M6_-f ;. 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
&$F[/ [Ds+ 油的深度为H+
6 Uw;C84! H=30 =34
Aq"PG}Ic 所以H+=30+34=64
!lhFKb;
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
D^u\l Y%g "Y 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
cz#_<8'N 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
+*C^:^jA 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
y@A6$[%(E| 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
%}h`+L c ;wA 12.联轴器设计
|'<vrn p![&8i@ym 1.类型选择.
i=L8=8B` 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
3u_o Rs 2.载荷计算.
Vv7PCaq 公称转矩：T=95509550333.5
vTd- x>n 查课本,选取
dF
e4K" 所以转矩
,eXFN?CB 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
C2G |?= 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
4%7s259% +9zA^0 四、设计小结
TV=c,*TV 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。
p ds*2 p)2 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。
eu9w|g 五、参考资料目录
6e# wR/ [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；
r?^"6 5 = [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；
y9!:^ kDI [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；
?E7=:h(@t [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；
9|=nV|R'6 [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
{y6C0A* [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；
U:n*<l-k} [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。
