机械设计基础
课程设计任务书
:pqUUZ6x& |h\7Q1,1~2 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
+nDy b tNi>TkC}` 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
>CqzC8JF 'p&,'+x 目 录
MYW kEv7 }aVZ\PDg 一 课程设计书 2
,_ Z(!|
rW lD/9:@q\V 二 设计要求 2
s{Z)<n03 ' rcqy1-& 三 设计步骤 2
Fz%;_%j D0r viO 1. 传动装置总体设计方案 3
y>P+"Z.K%} 2. 电动机的选择 4
I+8n;I)]X 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
50^ux:Uv+N 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
* j %x 5. 设计V带和带轮 6
>X*tMhcb 6. 齿轮的设计 8
>.iF,[.[F< 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
6Yj{%
G 8. 键联接设计 26
? nd:
:O 9. 箱体结构的设计 27
J?QS7#!% 10.润滑密封设计 30
l#'V
SFm& 11.联轴器设计 30
4I$Y(E} L=r*bq 四 设计小结 31
E#B-JLMGl 五 参考资料 32
Y^eN}@]? & % =^/^[ D 一. 课程设计书
J7`mEL>? 设计课题:
HC%Hbc~S_Q 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
7z b^Z] 表一:
xh;V4zK@` 题号
g'(bk@<BP ;o_ F<68QP 参数 1
)/T[Cnx.Nc 运输带工作拉力（kN） 1.5
:
uncOd. 运输带工作速度（m/s） 1.1
k{}> *pCU 卷筒直径（mm） 200
oJ74Mra qb>41j9_t 二. 设计要求
j x: IK 1.减速器装配图一张(A1)。
j[G`p^u l 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
fZG Y'o&5 3.设计说明书一份。
bn(N8MFCV )U@9 dV7u 三. 设计步骤
N~v6K}`} 1. 传动装置总体设计方案
B>,e HXW 2. 电动机的选择
4 ax{Chn 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
^3;B4tj[ 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 #De>EQ% 5. “V”带轮的材料和结构
z5E%*] 6. 齿轮的设计
5R7x%3@L 7. 滚动轴承和传动轴的设计
yqT !A 8、校核轴的疲劳强度
V(MYReaPC] 9. 键联接设计
,i 2- 10. 箱体结构设计
[jMN *p? 11. 润滑密封设计
ar 3L|MN 12. 联轴器设计
XUqorE (bsx |8[ 1.传动装置总体设计方案:
m=dNJF QJ|@Y(KV0 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
Pe`(9&iT. 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，
;qshd'?* 要求轴有较大的刚度。
9L Dv?kYr 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。
d54iZ ` 其传动方案如下：
Ep7MU&O0iK rq+_ [ ! 图一:(传动装置总体设计图)
8Zr; n`~ &@0~]\,D7 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
"r9Rr_,
> 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
"H-s_Y# 传动装置的总效率
I652Fcj η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
F-_u/C] 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
2|nm> 4 η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
,"v&r ( 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
` 2lS@ F Y1iY/\Cn 2.电动机的选择
9]4Q@% l A ^1} 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，
] ; w 2YR 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，
{)[o*+9 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。
uYh!04u nV' 1 $L# 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
acd[rjeT osW"wh_ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
3:J> -MO "#Rh\DQ 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
'p@f5[t ^_2c\mw_I I2Xd "RHN 方案 电动机型号 额定功率
0=Z[6Q@ : P
z0z@LA4k6@ kw 电动机转速
H I g2y 电动机重量
lx)^wAO4 N 参考价格
Iy<>-e"| 元 传动装置的传动比
UP~28%>X 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
/bo}I-<2 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
>)>f~ > &f*o rM: 中心高
[Vd$FDki 外型尺寸
{,>G 1>Yv 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
D I C*{aBf 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
ZpTDM1ro (b&g4$!x&5 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
odv2 (\ U3(+8}Q （1） 总传动比
8z=#
0+0 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
m,.Y:2?*V （2） 分配传动装置传动比
|[\;.gT K ＝×
o) )` "^ 式中分别为带传动和减速器的传动比。
wKJG 31I^ 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
(s};MdXIz 4.计算传动装置的运动和动力参数
1`cH
E Aa （1） 各轴转速
9*q wXU_aV ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
`#""JTA" ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
9` in
r.: （2） 各轴输入功率
56V|=MzX ] ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
wJp<ZL ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
?cU,%<r 则各轴的输出功率：
WAu>p3
＝×0.98=2.989kW
c -w #` ＝×0.98=2.929kW
t7=D$ua 各轴输入转矩
a4Q@sn;] =×× N·m
?ZF):}r vZ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
fG0 ?"x@> 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
DiFLat]X ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
sf*4|P} 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
%rwvY`\ ＝×0.98=242.86N·m
!KHgHKEW^ 运动和动力参数结果如下表
lY%I("2= 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
# QNN;&L]R 输入 输出 输入 输出
#2tmi1
ya 电动机轴 3.03 20.23 1440
dGKo!;7{ 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
ztp|FUi 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
H 0l1=y !~#zd]0x; 5、“V”带轮的材料和结构
U>S 确定V带的截型
"@V yc6 L 工况系数 由表6-4 KA=1.2
q BEp |V 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
(r|m&/ V带截型 由图6-13 B型
T#!>mL|9| t G_4>-Y#w 确定V带轮的直径
t"=5MaQk- 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
b:==:d:0s 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
5`h$^l/ 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
`Ba]i) ! r T2Njy1 确定中心距及V带基准长度
qC`}vr|Z 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
FnvpnU", 360<a<1030
"\|P 6H 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
rc_m{.b >kXscbRL7 初定V带基准长度
Ss[ [V(- Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
z8\YMr 6o nFnM9
pdMK V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
(Pc>D' ;{S 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
+x]/W|5 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
g~hMOI?KK^ c'oiW)8;A 确定V带的根数
O<S.f r, 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
dq 93P%X24 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
UtQ j<18< 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
vJ WBr:`L 带长修正系数 由表6-2 KL=1
nCQtn%j't )Q 2I YCj{ V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
"i0>>@NR' F0$w 9p 取Z=2
Q-7?'\h V带齿轮各设计参数附表
*5)UIRd 8(1*,CJQg 各传动比
AC Ru DY n`,
<g V带 齿轮
{ 4 J. 2.3 5.96
~[;r)
g\ $|K:
9 2. 各轴转速n
BA@E (r/min) (r/min)
u/=hueR<^ 626.09 105.05
D$l!lRu8+L eF+F"|1h 3. 各轴输入功率 P
$DHE%IN` （kw） （kw）
JduO^Fit 2.93 2.71
9c @M(U@Yh u)@:V)z 4. 各轴输入转矩 T
,rMf; /[ (kN·m) (kN·m)
A@V$~&JCL5 43.77 242.86
|
0 2!#g\"
5. 带轮主要参数
Xm#W}Y' 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
ZJDV'mC} 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
v>8.TE~2 带的根数z
Pe<VPf9+ 160 368 708 2232 B 2
r=Xo; d*TE x,gk]C f 6.齿轮的设计
O#)1 zD} ~1O |4mssS （一）齿轮传动的设计计算
QAkK5,`vV. 5,Fq:j)MxW 齿轮材料，
热处理及
精度 o rjtwF>^ 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
O AXA< （1） 齿轮材料及热处理
nM[yBA 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
'{
<RX 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
"xlR>M6e ② 齿轮精度
Ul8HWk[6Iw 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
$_S-R
3L\ ;@Zuet ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
505c(+ 按齿面接触强度设计
:E9 pdx+ J
8
KiL 确定各参数的值:
B $u/n ①试选=1.6
}m+Q(2 选取区域系数 Z=2.433
,
>7PG2
a %9cT#9!7 则
,C,nNaW ②计算应力值环数
Ta\F~$ M N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
DO~
D?/ia =1.4425×10h
&~*](Ma N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
j|KDgI<0 ③查得：K=0.93 K=0.96
oJA_" xp ④齿轮的疲劳强度极限
>6S7#)0T 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
<t vLKx []==0.93×550=511.5
w"{DLN[Qw L6h<B
:l []==0.96×450=432
qSP &Fi 许用接触应力
D$>!vD' ei-\t
qY_ ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
.Y6v#VI =1
lie ,A T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
C>|.0:[% =4.47×10N.m
s4fO4.bn m 3.设计计算
~cc }yDe ①小齿轮的分度圆直径d
/4T6Z[=s '~Y@HRVL@| =46.42
BL&AZv/T ②计算圆周速度
C:J frg` 1.52
].Yz
=: ③计算齿宽b和模数
) ,yar9C 计算齿宽b
{&+M.Xn b==46.42mm
.2& L. 计算摸数m
X P)^81i| 初选螺旋角=14
8&U
Mmbgy =
?z>J7 }w*= ④计算齿宽与高之比
lJ;Wi 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
sJZ2e6?n =46.42/4.5 =10.32
rfk{$g ⑤计算纵向重合度
x3i}IC =0.318=1.903
]E Kg) E ⑥计算载荷系数K
glLVT
i 使用系数=1
V8/4:Va7 s 根据,7级精度, 查课本得
M{nc Wq*_j 动载系数K=1.07,
=803rNe 查课本K的计算公式:
x*H#?.E K= +0.23×10×b
m[eqTh4* =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
9s<4`oa 查课本得: K=1.35
1 !_p
查课本得: K==1.2
H$Kc~# = 故载荷系数:
'i% r K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
WkXgz6 P ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
x|m9?[
!_ d=d=50.64
HQ@ g6 ⑧计算模数
:.5l =
Wxj_DTi[1" 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
= p_*lC%N 由弯曲强度的设计公式
l WYp ≥
%rrA]\C' ,!_6X9N-h ⑴ 确定公式内各计算数值
Go{,<
gm ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
|RL#BKC` 确定齿数z
b*Y Wd3 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
G:1d6[Q5{ 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
$w*L'
< Δi＝0.032％5％，允许
P ] *x6c^n ② 计算当量齿数
f|,Kh1{e z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
]mMJ6n z＝z/cos＝144/ cos14＝158
JwbZ`Z*w ③ 初选齿宽系数
wj6u,+ 按对称布置，由表查得＝1
KAnV%j ④ 初选螺旋角
s $Vv 初定螺旋角 ＝14
+51heuu[o ⑤ 载荷系数K
cTGd< K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
d%|l)JF*5 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
b=r 3WkB6 查得:
p=:Vpg<! 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
N`Q.u-' 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
r>(,)rs(l {3x>kRaKci ⑦ 重合度系数Y
DURWE,W> 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
@e<( o
UE ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
<-k ! ＝14.07609
I]C
Y>' 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
AY5iTbL1 ⑧ 螺旋角系数Y
u79- B-YW^ 轴向重合度 ＝1.675,
e4` L8 Y＝1－＝0.82
3'.@aMA@ J-
S.m( ⑨ 计算大小齿轮的
}T4|Kyu? 安全系数由表查得S＝1.25
i*=~m O8E 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
^( $'l)I 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
~uc7R/3ss 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
/ -p!|T}w 查课本得到弯曲疲劳强度极限
FL{?W (M 小齿轮 大齿轮
+7b8 ye (|BY<Ac3 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
_ 94
W@dW K=0.86 K=0.93
eMRH*MyD i3,.E]/wX@ 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
@F 5Af/ []=
W+&5G(z~ []=
QP%_2m>yhl '|4+< # P)K $+oo 大齿轮的数值大.选用.
U=bx30brh% 7,SQz6] ⑵ 设计计算
e>z"{ u(F0 计算模数
^0.8- RT N;
}$!sNIm 3Cj) upc 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:
elR'e6Q _4N.]jr5 z==24.57 取z=25
bKpy?5&> ~`AB-0t.u 那么z=5.96×25=149
P{9:XSa% ?CAU+/ ② 几何尺寸计算
hty'L61\z 计算中心距 a===147.2
w!"L\QT 将中心距圆整为110
` 0NU
c)` ~^obf(N` 按圆整后的中心距修正螺旋角
_<c"/B 1 w=.vj<d8 =arccos
Jb"FY:/Qv+ A5Hx $.Z 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
RU ~na/3 {<ShUN 计算大.小齿轮的分度圆直径
NTt4sWP!I ;NA5G:eQ d==42.4
G^Gs/-
f .u)KP*_ d==252.5
|3FI\F;^q `Xos]L'w 计算齿轮宽度
T! H(Y4A YcA. Bn|as B=
^i 8,9T'= G0 EXgq8 圆整的
~5HT _B U= s^zlBvr|. 大齿轮如上图：
Gt&yz"?D %!\=$ s}g *W8n8qG%T +S{m!j%B 7.传动轴承和传动轴的设计
E,m|E]WP ~
=u8H 1. 传动轴承的设计
aLg,-@ xq;>||B ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
g!~SHW)l P1=2.93KW n1=626.9r/min
vNw(hT5750 T1=43.77kn．m
9Vm
aB ⑵. 求作用在齿轮上的力
nDvfb * \ 已知小齿轮的分度圆直径为
<Z-Pc?F&(k d1=42.4
/
<(|4e 而 F=
=wX;OK|U(^ F= F
f4p*!e 'Kj H|u F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
:Hq%y/ c6F?#@? eA1g}ipm ,&,%B|gT] ⑶. 初步确定轴的最小直径
K RxJ2 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
.8 QhJHwd W%+0 2_/) m^oG9&" ; 'yCVB&`b 从动轴的设计
.h
<=C&Yg vT#R>0@m i 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
d9JAt-6z2 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
|y7TYjg6 ⑵. 求作用在齿轮上的力
dlo`](5m 已知大齿轮的分度圆直径为
"=Z=SJ1 D d2=252.5
l0G{{R 0Y 而 F=
yr+QV:oVA F= F
)s>|;K{ 6|p8_[e` F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
YQD `4ND <p<6!tdO 0i }.l\ n}Z%-w$K# ⑶. 初步确定轴的最小直径
uB+#<F/c 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
^JxVs
7 fP<== DK 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
RK@K>)"f 查表,选取
P>q~ocq< 9% kO%j,3 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
tfHr'Qy BC 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
qf K
gNZ NCg("n ,jx ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
y3( ~8n 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
p*W{*wZ_^ )Jvo%Y 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
AM?Zh M 8cfsl lI D B 轴承代号
S'RRe84 C 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
Z<|x6% 45 85 19 60.5 70.2 7209B
@8\0@[] 50 80 16 59.2 70.9 7010C
+9LzDH 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
!]R>D{"" '\QJ{/JV [.l,#-vp YP!}Bf GF@` ~im 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
,M HK|8! 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
?ZTA3mV?+ ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
4NRj>y iaMl>ua ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
(Qw >P42J ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
!*DY dqQ/ 高速齿轮轮毂长L=50,则
w:I!{iX x TG5VBv L=16+16+16+8+8=64
%a 8e _ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
,V! Wo4M *B4OvHi)' 5. 求轴上的载荷
kb$Yc)+R4 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,
9[~.{{Y 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.
hH$9GL{H vx$DKQK@l\ bOYM-\
{y 0f_` ;{ EFU)0IAL[ @@3 NSKA [fwk[qFa `}ZtK574 4<<eqxI$| qz)KCEs uQ
]ZMc 传动轴总体设计结构图:
Y x66Xy k g(}%Ih <2O# !bX1 h w `pi6
(主动轴)
,ZYPffu<* Lf.Ia *R: 1 "t9x . 从动轴的载荷分析图:
HOPl0fY$L $<VH~Q< 6. 校核轴的强度
[g @Uc 根据
`p)U6J ==
1LSD,t| 前已选轴材料为45钢，调质处理。
1uyd+*/(xP 查表15-1得[]=60MP
4K ~> 〈 [] 此轴合理安全
|A|K); 1#|lt\T 8、校核轴的疲劳强度.
wKpD++k ⑴. 判断危险截面
h8k\~/iJ 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.
7^!iGhI]r ⑵. 截面Ⅶ左侧。
qs8^qn0A 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
$WRRCB/A6 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
/A>nsN?:] 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
[\ 0>@j}Z 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
[Tvdchl OC 截面上的弯曲应力
71IM`eL=ED Om ;` "5 截面上的扭转应力
Wj)v,v2& ==
_9=cxw i<w 轴的材料为45钢。调质处理。
aU.!+e%_ 由课本得：
k8+U0J_ {' vwAhNw2- 因
U.Z5;E0: 经插入后得
tr A ^JY 2.0 =1.31
D2Q0p(#% 轴性系数为
-`X`Ff =0.85
Ai:, cY5% K=1+=1.82
]R^xO;g' K=1+（-1）=1.26
EIpz-"S 所以
8X? EB6=c ;eW)&qzK 综合系数为： K=2.8
t,A=B(W K=1.62
4 B[uF/[ 碳钢的特性系数 取0.1
Gy6x.GX 取0.05
4qd( a)NdY 安全系数
LF{8hC[ S=25.13
3:c6x kaw S13.71
8wkt9: ≥S=1.5 所以它是安全的
zlkW-rRk R 截面Ⅳ右侧
R9K~b^` 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
}dU!PZ9N) {g4w[F!77 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
#Hl?R5 eT2Tg5Etc 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
&:}WfY!hX Q M~~b=P,\ 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
fCX8s(|F 截面上的弯曲应力
"d0D8B7HI@ 截面上的扭转应力
o>]z~^c ==K=
`0+-:sXZ6 K=
r0pwK RE~t 所以
F0kAQgUv 综合系数为：
_0ZBG( K=2.8 K=1.62
YKOj 碳钢的特性系数
"F
Etl( 取0.1 取0.05
l?xd3Z@7[ 安全系数
y M-k]_ S=25.13
0q]0+o*% S13.71
@ W, <8 ≥S=1.5 所以它是安全的
\0e`sOS` L
%z~kHL 9.键的设计和计算
:N _DJ51 ^q|W@uG-( ①选择键联接的类型和尺寸
=<K6gC27 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
3 m & 根据 d=55 d=65
#\K"FE0PGz 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
N&$ ,uhmO b=20 h=12 =50
nuA
0%K *l%&/\ ②校和键联接的强度
r{*BJi.b 查表6-2得 []=110MP
E},zB*5TH 工作长度 36-16=20
p3T:Y_ 50-20=30
Pj!f^MN ③键与轮毂键槽的接触高度
R.
vVl+ K=0.5 h=5
xm=$D6O: K=0.5 h=6
f'M([gn^_ 由式（6-1）得：
8NJT:6Q7l ＜[]
Zdfh*MHMg ＜[]
"-rqL 两者都合适
kN#3HI]8 取键标记为：
(I+e@UUiL 键2：16×36 A GB/T1096-1979
cVr+Wp7K#| 键3：20×50 A GB/T1096-1979
:s-9@Yl| 10、箱体结构的设计
zW)Wt.svP 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，
O*W<za; 大端盖分机体采用配合.
>
+00[T @tJic|)x 1. 机体有足够的刚度
6V#EEb 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
(I35i!F+tY {:Kr't<XzF 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
(S ?DKPnR P^ <to(| 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
2n-kJl`: 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
?a1pO#{Dg Imq- 5To# 3. 机体结构有良好的工艺性.
1<*U:W
$g 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
\F""G,AWq{ 8yH)9#>
4. 对附件设计
| :i d/ A 视孔盖和窥视孔
,g,Hb\_R) 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
$2-_j) + B 油螺塞：
_c5*9')-) 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
,@Kn@%?$ C 油标：
qL[ SwEc 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
XGjFb4Tw7 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
h r hj4 >vO+k^'Y D 通气孔：
#l7v|)9v 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.
S_ ;r!. E 盖螺钉：
<$ WS~tTz 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
y O* 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
< $otBC/% F 位销：
I`i"*z 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.
M.:JT31>1 G 吊钩：
SQ/HZ 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.
)OVa7[-T ~l*<LXp8 减速器机体结构尺寸如下：
brlbJFZ19 =q`T|9v 名称 符号 计算公式 结果
mm.%Dcn 箱座壁厚 10
5K)_w:U
X 箱盖壁厚 9
L'
bY,D(J> 箱盖凸缘厚度 12
f*9 O39&| 箱座凸缘厚度 15
x;Slv(|M 箱座底凸缘厚度 25
YhqMTOw 地脚螺钉直径 M24
BBv+*jj 地脚螺钉数目 查手册 6
Chx+p&! 轴承旁联接螺栓直径 M12
2% OAQ( 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
8F@Sy ,D 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
i"
)_Xb_1 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
W8;!rFW 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
Kpa$1x ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
X8N9*v y 22
5sN6&'[ 18
l BAu @M
，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
=9,^Tu| 16
Mw)6,O` 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
#.$y 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
%\n|2*r 齿轮端面与内机壁距离 > 10
GG +T- 机盖，机座肋厚 9 8.5
N;6o=^ic 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
X)+6>\ 150（3轴）
Jmi,;Af'/ 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
!\9 ^|Ef? 150（3轴）
I0z 7bx S6 a\KtVa 11. 润滑密封设计
I~@8SSO,vH tMp! MQ
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.
ela^L_N hF 油的深度为H+
Zj'%c2U_ H=30 =34
slUi)@ b 所以H+=30+34=64
6)P.wW 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
)|^8`f K7K/P{@9[9 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
w>=N~0@t 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
0 yq 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^$C\bCbh 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
`[ U.BVP' isQOt *
i 12.联轴器设计
"42/P4: #jW=K&; 1.类型选择.
n-yUt72 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
s&-MJ05y 2.载荷计算.
q CYu@H o 公称转矩：T=95509550333.5
0<NS1y 查课本,选取
p'1/J:EnV 所以转矩
v^8sL` F 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
O=(F4 6 M 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
c@3 5\!9 %Uz\P|6PO 四、设计小结
VJ&<6 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
?_Z -} f 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
}^ ,D~b-nB 五、参考资料目录
E5M/XW \E6 [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
/#H P;>!n [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
Rqp#-04 *W [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
)H{1 Xjh - [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
t^FE]$, [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
MJ1qU}+] [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；
3Z=yCec] [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。
