机械设计基础
课程设计任务书
<f>akT,W 80;n|nNB 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
( 9C<K< 4kl Ao$ 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
R_N:#K.M _#C()Ro*P 目 录
+L%IG wtH~-xSB| 一 课程设计书 2
lAi2,bz" 3BQ!qO17^d 二 设计要求 2
_}gtcyx )uheV,ZnY 三 设计步骤 2
d@ J a}` N#ioJ^}n: 1. 传动装置总体设计方案 3
c#cx>wq9 2. 电动机的选择 4
'V&Y[7Aeq 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
M;.Z M<Ga 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
L'Q<>{;Ig 5. 设计V带和带轮 6
=L ]Q2V} 6. 齿轮的设计 8
GJA`l8`SQ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
-e]7n*}H$ 8. 键联接设计 26
'0Q , 9. 箱体结构的设计 27
iG<Som 10.润滑密封设计 30
ytA WOt}` 11.联轴器设计 30
~E5z"o6$ hdma=KqZ( 四 设计小结 31
]!
*[Q\ 五 参考资料 32
@)6jE !LC #&
?g %' 一. 课程设计书
'{b1!nC; 设计课题:
=E*G b[r_7 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
|j~lkzPnV 表一:
5&!c7$K0 题号
j \&pej I]`-|Q E 参数 1
.qv'6G 运输带工作拉力（kN） 1.5
r@G#[.*A> 运输带工作速度（m/s） 1.1
[1yq{n= 卷筒直径（mm） 200
Ea $aUORm c1XX~8 二. 设计要求
a;AzY'R 1.减速器装配图一张(A1)。
&qM[g 9 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
>SbK.Q@ei 3.设计说明书一份。
X[yNFW}S2W w3T ]H _V 三. 设计步骤
aHzHvl 1. 传动装置总体设计方案
c3TKl/ 2. 电动机的选择
!ZXU PH 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
r(A.<`\ 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 4=8QZf0\ 5. “V”带轮的材料和结构
{FO$yw=> 6. 齿轮的设计
V ~{fB~ 7. 滚动轴承和传动轴的设计
K4ZolWbU 8、校核轴的疲劳强度
qoMfSz "( 9. 键联接设计
gb|Q%LS9R 10. 箱体结构设计
f .
}c7 11. 润滑密封设计
C~%
1w%nn 12. 联轴器设计
nw: -J1kWR iA
}vKQ 1.传动装置总体设计方案:
t+uE -V.d?A4" 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
$.%rAa_H 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，
E0n6$5Uc? 要求轴有较大的刚度。
O[@ q%&_ 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
]b?9zeT*'l 其传动方案如下：
bC !`@/ B=f,QU 图一:(传动装置总体设计图)
),:c+~@@kT R\3VB NX.g 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
"_UdB G 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
aW_oD[l 传动装置的总效率
x3+oAb@o/ η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
pmvT$;7I 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
.wA+S8} S η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
72uz<i!&$ 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
Fh|#u:n w'4AJ Q|; 2.电动机的选择
@D ^^ _1~ ZFm` UXS 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，
+ avMX&% 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，
?4H#G)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。
f_ ^1J `>(W"^ 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，
eDI= nSo e> rRTN 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
EI~"L$? ` $LWmm# 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
Rgy- O A BAj-akc f ( lm&*tKm 方案 电动机型号 额定功率
/'2O.d0}. P
^jB8Q kw 电动机转速
Psur a$: 电动机重量
DhLqhME53 N 参考价格
6d[_G$'nk 元 传动装置的传动比
f"u *D,/sS 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
s'aip5P 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
#t8{R~y"gv #eZ6)i< 中心高
Z7rJ }VP 外型尺寸
mMx ;yZ L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
8M*PML4r 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
d6{Gt" O`Gs S{$sS 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
_mvxs G n6d 9 \ （1） 总传动比
MTER(L 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
0kQPJWF （2） 分配传动装置传动比
c
!Z M ＝×
5RH2"*8T 式中分别为带传动和减速器的传动比。
zJDSbsc$% 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}*2$1 4.计算传动装置的运动和动力参数
GDhE[of （1） 各轴转速
`i) 2nNJ" ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
LH 3}d<{ ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
HjqB^ |z （2） 各轴输入功率
u?Tpi[
# ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
OJN2z ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
mME 4 l 则各轴的输出功率：
v[@c*wo ＝×0.98=2.989kW
N..j{FE ＝×0.98=2.929kW
Md6]R-l@ 各轴输入转矩
M2x[" =×× N·m
<^~FLjsfg 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
X{n- N5 * 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
ECdvX0*a ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
u <q :$ 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
;@,Q&B2eM ＝×0.98=242.86N·m
\;-fi.Hrf$ 运动和动力参数结果如下表
QVF]Ci_= 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
g*)K/Z0pJ$ 输入 输出 输入 输出
I$NhXZ)KT 电动机轴 3.03 20.23 1440
k%wn0Erd 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
oRKEJ Nps 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
.@-9'<K? ~ Nw& !}#m 5、“V”带轮的材料和结构
Mypc3 确定V带的截型
@D- AO_ 工况系数 由表6-4 KA=1.2
s cuH mY0 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
Iz6y{E V带截型 由图6-13 B型
Qu=LnGo~P G$'jEa<:u 确定V带轮的直径
,:~0F^z 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
9!9Z~ /*m 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
g-`~eG28D5 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
2)#K+O3c E3@QI?n^^ 确定中心距及V带基准长度
\Gm-Mp W 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
^JI o? R 360<a<1030
kt[:@Nd a9 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
xvzr:p P Uie? 9&3 初定V带基准长度
%N;!+
;F_g Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
*`j-i =NbI% V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
p~ C.IG 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
4`Q3v4fOF 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
YY?a>j."a ;!o]wHmA 确定V带的根数
2f U$J>Y 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
Ngr/QL]Q 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
)!g{Sbl 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
|/g W _;( 带长修正系数 由表6-2 KL=1
IchCACK U. AjYez V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
| K ?#$~ WwC 5!kZ 取Z=2
UA[,2MBp V带齿轮各设计参数附表
L,d
LE-L 2&+#Vsm`V 各传动比
V ` a dWXu $^&ig V带 齿轮
yCJ Fo 2.3 5.96
as=m`DqOh
k OvDl!^ 2. 各轴转速n
Lokl2o ` (r/min) (r/min)
/8VP[i)u 626.09 105.05
c}3W:}lW )CX4kPj 3. 各轴输入功率 P
|F.)zC5{ （kw） （kw）
Q'k\8'x 2.93 2.71
`/Nm
2K
;> m"x 4. 各轴输入转矩 T
L< zD<M (kN·m) (kN·m)
1 !pa;$L 43.77 242.86
9%* wb`& F}"] 9 2 5. 带轮主要参数
^ kS T
小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
/-6S{hl9Ne 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
j CTAKa q 带的根数z
=A Vg Iv 160 368 708 2232 B 2
lpH=2l$>? P}.7Mehf 6.齿轮的设计
'0$?h9" )2,eFNB#n （一）齿轮传动的设计计算
nhG
J IVr 2y8K 齿轮材料，
热处理及
精度 A:<;M@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
+UJuB （1） 齿轮材料及热处理
fYE(n8W3 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
_(m't n>
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
! _2 n ② 齿轮精度
B2Xn?i3 l 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
syip; ; Ll MpS<2NO ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
[ofqGwpDG 按齿面接触强度设计
9w9 jp e# (M
=Y&M'f 确定各参数的值:
UD~p'^.m_ ①试选=1.6
TpA\9N#$ 选取区域系数 Z=2.433
T32BnmB{ [FUjn I 则
EQqx+J &! ②计算应力值环数
<8U YhGK N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
jL)WPq!m+ =1.4425×10h
VF&Z%O3n N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
q o)?8kx>l ③查得：K=0.93 K=0.96
R:p62c;Tv0 ④齿轮的疲劳强度极限
@|a>&~xX 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
"U. ^lkN []==0.93×550=511.5
&D%(~|' 7u\*_mrv []==0.96×450=432
~) ? 许用接触应力
LJX-AO.4 `si#aU ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
*&AfR8x_z =1
yl Kmj]A T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
/v095H@ =4.47×10N.m
c:8 3L Z 3.设计计算
-/ ]W+[ ①小齿轮的分度圆直径d
nN$Y(2ZN XW Jw J =46.42
( 6(x'ByT ②计算圆周速度
@DW[Z`X 1.52
?=GXqbS" ③计算齿宽b和模数
5 ,0d 计算齿宽b
+.RKi ! b==46.42mm
@`FCiH M 计算摸数m
3R m#-T s 初选螺旋角=14
9;F bnp' =
b]E|* ④计算齿宽与高之比
+7Kyyu)y@ 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
Hn,:`mj4-6 =46.42/4.5 =10.32
)pw&c_x ⑤计算纵向重合度
0'&X
T^" =0.318=1.903
LtT\z<bAI ⑥计算载荷系数K
,(a5 @H$f 使用系数=1
y80ykGPT\& 根据,7级精度, 查课本得
7j5f ;O^+ 动载系数K=1.07,
FZB~|3eq{ 查课本K的计算公式:
SPj><5Ro K= +0.23×10×b
\U%#nU{ =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
_wb0'xoK" 查课本得: K=1.35
MH| ] \ 查课本得: K==1.2
z}SND9-" 故载荷系数:
SM[Bv9|0 K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
j?b\ +rr ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
3M5#4n\v$ d=d=50.64
,?
E&V _5 ⑧计算模数
Li 2Zndp =
M(| 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
w",?
Bef
由弯曲强度的设计公式
TG
n-7 88 ≥
'2 hbJk }awzO# ⑴ 确定公式内各计算数值
!gwjN_ZJ^ ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
0;,IKXK6X 确定齿数z
dQy>Nm fy 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
66snC{g U 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
s!/TU{8J Δi＝0.032％5％，允许
7iu Q9q^& ② 计算当量齿数
T~s TBG cv z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
P`U<7xF~ z＝z/cos＝144/ cos14＝158
ryO$6L ③ 初选齿宽系数
C@o%J.9"# 按对称布置，由表查得＝1
4VN aq<8 ④ 初选螺旋角
3`9{T> 初定螺旋角 ＝14
Do?P<x o ⑤ 载荷系数K
xChI ,~i K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
Qb Yc[8-[ ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
F{k+7Ft c 查得:
h%d^Gq~ 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
i 5h D# 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
^SEdA =! jdeva t,&u ⑦ 重合度系数Y
K|W^l\L t 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
;??ohA"{5 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
OLq
0V3m ＝14.07609
7J >Gd 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
rl:KJ\*D ⑧ 螺旋角系数Y
4yMW^:@ 轴向重合度 ＝1.675,
`=tyN@VC Y＝1－＝0.82
oFg5ae y4 :lcea6iO ⑨ 计算大小齿轮的
^Cz YDq 安全系数由表查得S＝1.25
\ zXlN 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
e^).W3SK] 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
Ft%hh|$5y 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
=4C}{IL 查课本得到弯曲疲劳强度极限
,S[K{y< 小齿轮 大齿轮
uMXc0 fs!$ &!7+Yb(1 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
z xD,E@lF K=0.86 K=0.93
+2 cs#i OVoO6F ] 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
HgJb4Fi []=
!7H6i#g* []=
O^{1RV3:,T V7C oZnz (VHND%7P 大齿轮的数值大.选用.
Uv?'m&_ ?`sy%G ⑵ 设计计算
cErI%v}v0 计算模数
<MD;@_Nz\ ph30'"[Z} XL<
)v_ 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.k6 )jW(6 z==24.57 取z=25
+Al>2 ~
$&-5;4R'0 那么z=5.96×25=149
dK?); *w] u,i]a#K ② 几何尺寸计算
f|0lj 计算中心距 a===147.2
!oSLl.fQd 将中心距圆整为110
-R+zeu(e' ,j;PRJ 按圆整后的中心距修正螺旋角
Rmh*TQu a4GWu ozl =arccos
#0 y <a:}R SPy3~Db-o 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
?#[)C=p]z ki\uTD`mf 计算大.小齿轮的分度圆直径
G\H q/4 MZm'npRf d==42.4
vb =CFV# 5rN _jC*U d==252.5
mVf.sA8 XSD%t8<LO 计算齿轮宽度
> S&U. 2bQ/0?.).- B=
fp !:u /5a;_ 圆整的
)5l u.R% ~
l )t|'6 大齿轮如上图：
xEoip?O?7F A!HK~yk~Q G\rj?% ofCVbn 7.传动轴承和传动轴的设计
]6~k4 OhWC}s 1. 传动轴承的设计
iz
x[ c>MY$-PD ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
)mD \d |7f P1=2.93KW n1=626.9r/min
G.jQX'%4QG T1=43.77kn．m
(KF7zP ⑵. 求作用在齿轮上的力
LD.Ck6@ 已知小齿轮的分度圆直径为
z-Hkz d1=42.4
$[e%&h@JR 而 F=
ya>N.h F= F
JLW$ +62 QWhp:] } F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
A~y VYC6l x70N8TQ_gK ;/A}}B]y RjtC:H&X Z ⑶. 初步确定轴的最小直径
Ru7L>(Njs 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
Uz >Yn&{y6 :uR>UDlPX Yk7"XP[Y -Op@y2+c 从动轴的设计
TNsg pJ?\ $MT}l
求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
!$E~\uT P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
aJQXJ,>Lv ⑵. 求作用在齿轮上的力
Q<'@V@H 已知大齿轮的分度圆直径为
"'a qb~j^ d2=252.5
KZ\dB;W< | 而 F=
S~&\o\"5 F= F
=tq7z =k fv|%Ocm F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
MgP{W=h2 TQ~&Y)". #Y: ~UVV (\uA AW" ⑶. 初步确定轴的最小直径
E 8^sy*f 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
0~.)GG%R>D cUV TRWV 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
"S|(4BUJ( 查表,选取
,*w> z #m TMt;x 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
r&/D~g\"|[ 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
6NSO >/E [wIKK/ O ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
af^@
.$
| 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 。
T:' +6
;$[VX/A`f 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.
*|CLO|B) e
mC\ i D B 轴承代号
{V=vn L-- 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
X%3 5XC.n 45 85 19 60.5 70.2 7209B
&}O8w77 50 80 16 59.2 70.9 7010C
M3PVixl i3 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
B*BHF95! LNbx3W
oC {;;eOxOP| <EOg,"F l [x%I 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
>pa\n9=Q^ 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,
y8}"DfU. 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.
l#|J
rU! V 3%Krn1' 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.
;7)OSGR 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,
UzN8G$92qF 高速齿轮轮毂长L=50,则
=^ gvZ| ] J;7s/YH^ L=16+16+16+8+8=64
mn Qal>0~ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
?<g|.HY / EqYz,%I% 5. 求轴上的载荷
|#!eMJ&0 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,
$kM ' 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
XZ!cW=bqS |\rSa^:5 5=Zp%[ # HI7]%<L o<~-k,{5P 6{lG1\o 0LZ=`tI JIB?dIN
1 \;'_|bu3 . Cd$dn HVh PV?1g|tYv 传动轴总体设计结构图:
Hs.6;|0% KC #kss cYE./1D a 70d] d+M| (主动轴)
xNocGtS 7=; D0SS 7j4ej|Fjo 从动轴的载荷分析图:
qZ `n Zi J~M H_N 6. 校核轴的强度
U#OWUZ 根据
#_JA5W+E ==
wE-Ji<1HJ 前已选轴材料为45钢，调质处理。
EKV+?jj$ 查表15-1得[]=60MP
"
&_$V@S 〈 [] 此轴合理安全
(R9Q BZP5 Ty g$`\# 8、校核轴的疲劳强度.
3w[<cq.! ⑴. 判断危险截面
TXZ(mj? 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.
^ =aml ⑵. 截面Ⅶ左侧。
>_|Z{:z]d. 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
|)
x' 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
h[Ndtq>3{ 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
OHx,*}N 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
%AzPAWcN 截面上的弯曲应力
*#ob5TBq[ H5 p}Le 截面上的扭转应力
BnKP7e ==
7F>gj 轴的材料为45钢。调质处理。
94Kuy@0:+ 由课本得：
.5jnKU8NF OpWC2t) 因
g&oc =f` 经插入后得
[
t>}SE 2.0 =1.31
^KaqvG$ed 轴性系数为
CVyx lc> =0.85
Zj%B7s1A K=1+=1.82
t~+{Hr) #y K=1+（-1）=1.26
f.U0E6-(3N 所以
XhHel|!g : xI.Orpw 综合系数为： K=2.8
Xvf cPI6 K=1.62
,v$2'm)V 碳钢的特性系数 取0.1
qK 9L+i 取0.05
#;qFPj- v 安全系数
>o0&:h|>$' S=25.13
.(P@Bl]XJ S13.71
F]URf&U ≥S=1.5 所以它是安全的
w~cq % % 截面Ⅳ右侧
b @{%qh ,C 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
-z>Z0viA k"3Z@Px: 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
UY }9 _G-b L; 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
K4h-4Qbn FOlA* U4U 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
;*<{*6;=? 截面上的弯曲应力
pQ[o3p!&9 截面上的扭转应力
Et @=Ic^E ==K=
h=i A;B^> K=
+7U
A%q 所以
2m)kyQ 综合系数为：
[t "_}t =w K=2.8 K=1.62
Q*mMF@ -: 碳钢的特性系数
xy-$v 取0.1 取0.05
{LMS~nx 安全系数
*tbpF k4/ S=25.13
N >cp>&jV S13.71
<manv8*6 ≥S=1.5 所以它是安全的
FJn~
=h A v
,G-k2$Qe 9.键的设计和计算
Q)%8NVs +_-)0[+p ①选择键联接的类型和尺寸
@>
+^< 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.
Y_Z
&p#Q! 根据 d=55 d=65
UL@5*uiX 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
W=;( t b=20 h=12 =50
" OS]\- "I}'C^gP ②校和键联接的强度
=@ L5 查表6-2得 []=110MP
yv8dfl 工作长度 36-16=20
Qn'r+X5t 50-20=30
a\[fC=]r : ③键与轮毂键槽的接触高度
n{qw ]/ K=0.5 h=5
a?U%l 9F K=0.5 h=6
NBbY## w0 由式（6-1）得：
@6I[{{>X ＜[]
'w T./&Z ＜[]
7Y @=x# 两者都合适
J7
*G/F 取键标记为：
1Hk<_no5 键2：16×36 A GB/T1096-1979
3' :[i2[ 键3：20×50 A GB/T1096-1979
:+gCO!9Y 10、箱体结构的设计
0=(-8vwd 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，
<=y5 8O]x 大端盖分机体采用配合.
v &CO#vK5. ,mE]?X yO 1. 机体有足够的刚度
ru6H nLhL 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
NkjQy MF |V~(mS747: 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
zOdasEd8! )*$ 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
qS/71Kv' 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)&36 Q'Jpsmwu 3. 机体结构有良好的工艺性.
9 (FcA5Y 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
ezq
q@t9 )l!&i?h% 4. 对附件设计
xUYN\Pc- A 视孔盖和窥视孔
M'!! EQo 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
y
4,T B 油螺塞：
b09#+CH? 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。
1rm$@L C 油标：
enD C# 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
UgP=k ){ 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
BS<>gA
R;/ aY1#K6(y D 通气孔：
-"JE-n 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
Vo9)KxR E 盖螺钉：
XGrxzO|{ 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
;x kf ?| 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
"d^lS@~ F 位销：
hwol7B> 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
|#k hwH G 吊钩：
t"74HZO > 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
;Wrd=)Ka HjF'~n 减速器机体结构尺寸如下：
aid)q&AcQ ]I*#R9 名称 符号 计算公式 结果
Y @ ,e 箱座壁厚 10
v'Py[[R 箱盖壁厚 9
:-'ri Ry 箱盖凸缘厚度 12
cB])A57< 箱座凸缘厚度 15
\?mU$,v oI 箱座底凸缘厚度 25
7QL) }b.H 地脚螺钉直径 M24
$MVeMgPa 地脚螺钉数目 查手册 6
T.Y4L 轴承旁联接螺栓直径 M12
H&K)q5~ 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
&WWO13\qd 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
6`$z*C2{ 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
M+&eh*:z: 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
" e};?|y ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
c$Nl-?W 22
_ q!ck0_ 18
ojs/yjv x ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
d5W[A#} 16
/)<7 $ 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
<HX-qNA? 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
K]azUK7 齿轮端面与内机壁距离 > 10
E rymx$@P 机盖，机座肋厚 9 8.5
WAXrA$:3J 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
/SM#hwFxJ& 150（3轴）
)UU6\2^ 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
K0!#l Br 150（3轴）
E ^>7jf09, gRd1(S 11. 润滑密封设计
)t 7HioQ Cr\/<zy1-e 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.
gmH0-W)= 油的深度为H+
sBG (CpQ H=30 =34
nLLHggNAV 所以H+=30+34=64
k`zK 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
(HgdmN% 4'eVFu+62 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
' `VO@a 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
s5|)4Z ac 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
9Yne=R/] 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
=:}DD0o* \}&w/.T 12.联轴器设计
BHBR_7 o~N-x* 1.类型选择.
X~VZ61vNu 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
R_&V.\e_ 2.载荷计算.
p+1B6 j 公称转矩：T=95509550333.5
?fwr:aP~ 查课本,选取
\nt'I;f 所以转矩
gM]/Y6 *$b 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
xo3)ds X 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
9K_HcLO%y Xst}tz62F 四、设计小结
T[K?A+ l 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。
,tc]E45 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。
ol>=tk 8} 五、参考资料目录
4p g(QeR [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；
h.%Qn vL [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；
lw lW.C [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；
-2XIF}.Hu [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；
z@LP9+?dE [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
1Ee>p bd [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；
_ e^V\O> [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。
