机械设计基础
课程设计任务书
:fVMM7 /j/%w T2m 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
I 47GQho f$|v0Xs 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
,HkhK bQ o=#
[^Zv 目 录
Z:J.FI@ dKQV4dc> 一 课程设计书 2
$jh>zf ^ [[ b$ h$ 二 设计要求 2
r{R7" 9PqgBq 三 设计步骤 2
9Pp|d"6]y ,1;8DfVZ V 1. 传动装置总体设计方案 3
M .` 2. 电动机的选择 4
sVdK^| j 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
H!.D2J 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
LA`V qJ 5. 设计V带和带轮 6
X5| /s::u 6. 齿轮的设计 8
6Su@a%=j 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
<ii1nz 8. 键联接设计 26
0s9z @>2 9. 箱体结构的设计 27
* m&:
Yje 10.润滑密封设计 30
Cm;qDvj+u 11.联轴器设计 30
ZHF(q6T _<*GU@ 四 设计小结 31
RL
Zf{Q> 五 参考资料 32
?wf+{x-dPP J1p75c% 一. 课程设计书
jc.JX_/ 设计课题:
Wmjz KCl 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
_RL-6jw#o 表一:
a950M7 题号
) Ct*G=
N -?B9>6 h " 参数 1
4 2>m,fb2[ 运输带工作拉力（kN） 1.5
soq".+Q 运输带工作速度（m/s） 1.1
99Yo1 Q 0 卷筒直径（mm） 200
%FyygT b;S G(0y|Eq 二. 设计要求
ff}a <w 1.减速器装配图一张(A1)。
U\Ar*b) /T 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
loUl$X.u 3.设计说明书一份。
[)SR $/A 7IT l3> 三. 设计步骤
d$_ q=ywc 1. 传动装置总体设计方案
x]R(twi 2. 电动机的选择
?S&w0}R 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
U7"BlT!V\ 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 N~$Zeq= 5. “V”带轮的材料和结构
>GznG[Ku 6. 齿轮的设计
(HaKF7Jsi 7. 滚动轴承和传动轴的设计
+|?|8"Qg 8、校核轴的疲劳强度
r[v-?W' 9. 键联接设计
S q-3-w,R~ 10. 箱体结构设计
Ybt_?Q9#] 11. 润滑密封设计
pH\^1xj
= 12. 联轴器设计
Q-`{PJ(p M[K0t>ih 1.传动装置总体设计方案:
t*a*v;iz XW?ybH6 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
:G`L3E&1s 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
^'7C0ps+A 要求轴有较大的刚度。
MxgLzt Y 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
nQ642i%RQ 其传动方案如下：
dm2CA0 W ~Jzqp9g 图一:(传动装置总体设计图)
9 8A(jsj EDHg'q 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
`.>k)=F& 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
M 20Bc, VI 传动装置的总效率
`8Jq~u6_Z η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
e?!L}^f6X 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
SH
vaV[C η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
om} /f` 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
7?MB8tJ5r4 ` c' 2.电动机的选择
%GX uuE}mX g8 I!E$ 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，
DikdC5>O>m 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，
\TbsoW X 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。
}Kj Ju; . kc"E 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，
P{S\pWZkk _~;&)cn,0 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
AfRW=&xdT SE^j= 1 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
zLsb`)! V06CCy8n :xFu_%7 方案 电动机型号 额定功率
yuH Z& e P
J3e:Y! kw 电动机转速
6 Wpxp\ 电动机重量
GIm
" )}W N 参考价格
(#6AKr9 K 元 传动装置的传动比
MzQ\rg_B7 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
22`oFXb' 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
oZvA~]x9\ >ZT& `E 中心高
VEj$^bpp5s 外型尺寸
?;|@T ty% 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
;} l T 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
|h&<_9 ~:>AR` 9G 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
7tSJniB S!;L F4VA （1） 总传动比
Y?yo\(Cdx 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
mn]-rTr （2） 分配传动装置传动比
Y[ Q @WdE9 ＝×
9>by~4An? 式中分别为带传动和减速器的传动比。
[o2w1R\H+x 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
^rv"o:lF 4.计算传动装置的运动和动力参数
} q% jO （1） 各轴转速
0 "EoC ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
J yj0Gco ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
9!9 >
?Z （2） 各轴输入功率
Q}kfM^i ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
/+V Iw`E ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
' .B.V?7 则各轴的输出功率：
egm)a
＝×0.98=2.989kW
AL$W +') ＝×0.98=2.929kW
y N*:.a l 各轴输入转矩
|G(1[RNu =×× N·m
=/FF1jQ 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
lT.zNhz:d9 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
&lAQ & ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
UVB/vqGg 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
,c>N}*6h=W ＝×0.98=242.86N·m
4j> fI)FUW 运动和动力参数结果如下表
) k YOHS 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
3{"byfO#% 输入 输出 输入 输出
g \Wj+el} 电动机轴 3.03 20.23 1440
W wuZ(>| 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
9)`amhf> 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
ncv7t|ZN -G9|n#zCU 5、“V”带轮的材料和结构
5[C ~wvO 确定V带的截型
TyF{tuF 工况系数 由表6-4 KA=1.2
n~tqO!q 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
79ck Ld9 V带截型 由图6-13 B型
= SAV| B'-I{~'/ 确定V带轮的直径
$I@GUtzjp 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
#'@i lk/ . 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
1,,|MW 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
#^ 6^ X7a Ypt; 确定中心距及V带基准长度
Vtb1[cnna 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
y4@gGC= 360<a<1030
{.st `n|xz 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
=m7H)z)i*J B5ea(j 初定V带基准长度
DAdYg0efex Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
-DP*q 3 ?}}qu'N:N V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
GIT # <+" 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
!Xj #@e 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
Qzqc .T >" v9iT 确定V带的根数
S]^`woD 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
~6`iY @) 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
-/ +#5.`1 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
0,_b) 带长修正系数 由表6-2 KL=1
h}Rx_d A%u_&a}
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
kA4@` YCl rn8cdM N 取Z=2
;HNq>/{ V带齿轮各设计参数附表
~ `qEWvPn ? }yfKU` 各传动比
yb2}_k.JG
6)qp*P$L V带 齿轮
Ipe n 2.3 5.96
}4&/VvN tIc 7:th 2. 各轴转速n
{u"8[@@./ (r/min) (r/min)
UMU2^$\iS 626.09 105.05
X|} 2_B N\NyXh$ 3. 各轴输入功率 P
_c`K+o"3 （kw） （kw）
}rq9I"/L 2.93 2.71
:z&7W< ;f1q LI 4. 各轴输入转矩 T
zF`3 gl. (kN·m) (kN·m)
r^0F"9eOL 43.77 242.86
Ag9?C* > Lft9e 5. 带轮主要参数
s?2$ue&-f 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
V`kMCE;?l 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
t~``md4 带的根数z
IgIYguQ 160 368 708 2232 B 2
XJ1=m cA)[XpQ:+W 6.齿轮的设计
v+G=E2Lhv ) ;FS7R
（一）齿轮传动的设计计算
o`n$b(VZ t)f-mQz) 齿轮材料，
热处理及
精度 15U (={ 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
-0Cnp/Yj@ （1） 齿轮材料及热处理
mh.+. "<)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
b[I8iS kfi 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
ea'&xs#GK ② 齿轮精度
x 79Ha, 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
`R"~v/x U75Jp%bL ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
-' g*^ 按齿面接触强度设计
*.#oxcll ?t](a:IX 确定各参数的值:
UC
HZ2& ①试选=1.6
asHxL! 选取区域系数 Z=2.433
as*4UT3 s{0aBeq 则
IQZ#-)[T" ②计算应力值环数
,<-G<${ N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
3"N)xO- =1.4425×10h
_ :Ag?2 N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
<-'$~G j ③查得：K=0.93 K=0.96
U;N:j8 ④齿轮的疲劳强度极限
!|ak^GE:(% 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
SAY LG []==0.93×550=511.5
MN ^Aw9U J(DN ! []==0.96×450=432
YNwp/Y 许用接触应力
ryB}b1`D ':{>a28= ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
/!h;c$ =1
N IdZ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
WOzf]3Xcj =4.47×10N.m
6AG`&'" 3.设计计算
ApBWuXp|u ①小齿轮的分度圆直径d
^=>Tk$ _2 gzoEUp =s =46.42
# Cpd9| ②计算圆周速度
G uz"wY 1.52
Gmwf4>" ③计算齿宽b和模数
Ym% xx!9 计算齿宽b
L:XC b==46.42mm
'3zc|eJt& 计算摸数m
#(An6itl 初选螺旋角=14
svxw^ 0~a =
_XCOSomL` ④计算齿宽与高之比
.X# `k 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
hn#1%p6t =46.42/4.5 =10.32
y; _% W ⑤计算纵向重合度
n]E?3UGD@W =0.318=1.903
MxT-1&XL ⑥计算载荷系数K
p
w8 s 8? 使用系数=1
]a5 f2l E 根据,7级精度, 查课本得
C74a(Bk}H 动载系数K=1.07,
Z#rB} 查课本K的计算公式:
0 $ ,SF3K K= +0.23×10×b
uj :%#u =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
?@E!u|]K 查课本得: K=1.35
'7XIhN9 查课本得: K==1.2
,^uEYT}j 故载荷系数:
Djg,Lvhm K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
Q~Hy%M%R3 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
T }8Y6N<\m d=d=50.64
z11O F ⑧计算模数
Hy^N!rBxfO =
17`1SGZ 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
ZIQ
[bE7 由弯曲强度的设计公式
D8$G `~hD ≥
!QvZ<5( Uu `9 "
⑴ 确定公式内各计算数值
V,%=AR5 ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
,^C--tgZJg 确定齿数z
cXKjrL[b 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
>r !|sC 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
g*_cP U0~m Δi＝0.032％5％，允许
Q\ 0cv mU ② 计算当量齿数
[n :<8ho z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
NuQdSj_> z＝z/cos＝144/ cos14＝158
>Wv;R2| ③ 初选齿宽系数
T\D}kQM 按对称布置，由表查得＝1
"vOwd.(?N ④ 初选螺旋角
,%M$0poKM 初定螺旋角 ＝14
tNbN7y I ⑤ 载荷系数K
v_De dVhe K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
2+e}*&iQpp ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
ee^{hQi 查得:
8|\8O@ 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
Sy0$z3 9 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
K1M%!JKh)x 0 eDHu ⑦ 重合度系数Y
,^\2P$rT 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
0"f\@8r( ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
L6| oyf ＝14.07609
rR(X9i 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
$xPaYf ⑧ 螺旋角系数Y
o Y H^_ V 轴向重合度 ＝1.675,
}khV'6"'| Y＝1－＝0.82
5Ou`z5S\k %5"9</a&G ⑨ 计算大小齿轮的
DK: o]~n 安全系数由表查得S＝1.25
Na]:_K5Dp 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
) Q U 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
k Y-N>E: 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
]1#e#M]# 查课本得到弯曲疲劳强度极限
D$I5z. a 小齿轮 大齿轮
JehrDC 2N rWR}Stc@] 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
3 cK I K=0.86 K=0.93
d ,B:kE0Y pL/DZ|S3 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
#_^Lb]jk M []=
Ac2n []=
2y;Skp YUtC.TR1 '!!CeDy 大齿轮的数值大.选用.
.$+#1- "& G/T ?4 ⑵ 设计计算
/<|%yE&KhJ 计算模数
*zb Nd: i9 Whm ,F^ $5aV:Z3P 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由:
4.[^\N l5!|I:/*; z==24.57 取z=25
N frw0b Vc\MV0 lr 那么z=5.96×25=149
6x TuNE1 X86O lP)eX ② 几何尺寸计算
sBvzAVBL 计算中心距 a===147.2
' YmIKIw 将中心距圆整为110
p6>Svcc `T@i. 'X 按圆整后的中心距修正螺旋角
/Kql>$I m
Bu =arccos
tk eoNuAM %[Wh [zZy 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
C kOz M ?Y;a5{ 计算大.小齿轮的分度圆直径
'3 /4?wi @\0ez<.p} d==42.4
4&<oFW\r yp e$ c d==252.5
U)fc*s <\r T%f}3^ 计算齿轮宽度
xHv ZV<# 5Dm.K?l; B=
@ym v< Mo p& y<I6a, 圆整的
LG{,c.Qj* tqE6>"jD 大齿轮如上图：
`i3NG1
v0 ^ Edfv5 N)uSG&S: x
nsLf?>] 7.传动轴承和传动轴的设计
sBj(Qd }7|1 1. 传动轴承的设计
)B"jF>9)[ oK 6tTK ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
eenH0Ovv P1=2.93KW n1=626.9r/min
|mxDjgq T1=43.77kn．m
SoW9p^H J ⑵. 求作用在齿轮上的力
V\ZG d+? 已知小齿轮的分度圆直径为
?PuBa`zDE d1=42.4
ZCMw3]* 而 F=
h5* JkRm F= F
!"?#6-, Xn q6McG H T F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
`uv2H$ b[r8 e + nrb ShV %a>&5V ⑶. 初步确定轴的最小直径
u@W|gLT1 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
d [@ X% E:UW#S%A
f orzZ{87 CpUk Cgg 从动轴的设计
? &o2st $ Xv* , Bq 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
sXL q*b? P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
B nFwlw ⑵. 求作用在齿轮上的力
F&4rO\aC"/ 已知大齿轮的分度圆直径为
?ZV /U! y d2=252.5
=Gpylj7?~ 而 F=
jD$,.A Vvz F= F
RuL i,'u R/~p>ap g8 F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
f(>p=%=O [<lHCQXJ/ ;5]Lf$tZ NO*u9YH? ⑶. 初步确定轴的最小直径
B~1 _ 28\ 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
[+r fAW>p} 7x"R3 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
z Xg3[orF 查表,选取
\r/rBa\ 3@etRd;]Kr 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
#{\J
Nb+w% 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
2,DXc30I Mo| ;'+ ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
[T8WT hs 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 。
u(z$fG: g j@n)kPo,1 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
kYzIp `!ob GMTQ< D B 轴承代号
>~''&vdsk\ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
&Qf/> @ l} 45 85 19 60.5 70.2 7209B
QmQ=q7 50 80 16 59.2 70.9 7010C
A!od9W6 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
ui< N[ 8H%;W U9- p)KheLiZ D#_3^Kiawj D>`xzt '.6 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
y*4=c _Z 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
u x=w!y;} ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
!S$:*5=& NxkG OAOE 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.
bg!/%[ {M 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,
ahJ`T*)HY 高速齿轮轮毂长L=50,则
L ^r#o-H< aZH:#lUlj L=16+16+16+8+8=64
(of#(I[m7 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
]Z>}6! TJ2=m 9Z 5. 求轴上的载荷
w^\52 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,
|tKsgj 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.
bHY=x} Hv W/=.@JjI _( '=b / T.])diuvj- T(#J_ Y PIJr{6B/PA %41m~Wh2 zG }@0 .UQzPnK <ykU6=
1 XrO~W\= 传动轴总体设计结构图:
Df}A^G >X S-a]j;U DF &(8NoX~ ny] ?I (主动轴)
x !?u^ $POu\TO WltQ63u 从动轴的载荷分析图:
j5(Z_dm' Q3XpHnufu+ 6. 校核轴的强度
7 !$ Q;A 根据
>1.X*gi?- ==
Q{ O+ 前已选轴材料为45钢，调质处理。
5-FQMXgThc 查表15-1得[]=60MP
)\1QJ$-M& 〈 [] 此轴合理安全
1gE [v zUt' QH7E. 8、校核轴的疲劳强度.
y;4OY ⑴. 判断危险截面
6, ^>mNm 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.
WEw6He; ⑵. 截面Ⅶ左侧。
^+*N%yr 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
$| zX| 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
jrCfWa}z 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
jSJqE _ 1 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
^\h G"5# 截面上的弯曲应力
m~w[~flgZ b10cuy|a/X 截面上的扭转应力
MOQ6 : ==
n"h `5p5' 轴的材料为45钢。调质处理。
6gkV*|U,e 由课本得：
1m'k|Ka a Fl;BhM 因
-$t{>gO#Y 经插入后得
C>]0YO
k2 2.0 =1.31
t^UxR@l<K| 轴性系数为
~Sdb _EZ =0.85
:W"~
{~#? K=1+=1.82
aKJwofD K=1+（-1）=1.26
V"[ g.%%Y 所以
bc7/V#W <h!_>:2L 综合系数为： K=2.8
_Ym]Mj' ln K=1.62
9G9t" { 碳钢的特性系数 取0.1
'HO$C, 1] 取0.05
@Y?#Sl* 安全系数
, xw#NG6 S=25.13
2\R'@L*
S13.71
#"} JdBn ≥S=1.5 所以它是安全的
a`wc\T^ 截面Ⅳ右侧
<NHH^M\N 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
@hl.lq #F:p-nOq 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
Oylf<&knF\ Cw~q4A6' 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
a y4 % W4 t ;{b 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
?#Ge.D~u 截面上的弯曲应力
w3N[9w?1 截面上的扭转应力
W= ig.- ==K=
y3vdUauOn K=
K>
%Tq 所以
adlV!k7RG 综合系数为：
<3L5"77G 6 K=2.8 K=1.62
'Oxy$U
碳钢的特性系数
O6@j &*jS 取0.1 取0.05
&`h{i K7 安全系数
)"qa k T S=25.13
n #mA/H;wV S13.71
X
enE^e+9 ≥S=1.5 所以它是安全的
.Q<>-3\K u+dLaVlLJ 9.键的设计和计算
2v :]tj 3W V"U ①选择键联接的类型和尺寸
OwuE~K7b{ 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.
Z~GL5]S 根据 d=55 d=65
<xup'n^7C 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
6d:zb;Iz b=20 h=12 =50
; i4Q| 97Lte5c6r ②校和键联接的强度
j
'FVz& 查表6-2得 []=110MP
G `+T+ 工作长度 36-16=20
MlcR"gl* 50-20=30
?llXd 4 ③键与轮毂键槽的接触高度
85> 05 ? K=0.5 h=5
*F WMn. K=0.5 h=6
}~2LW" 1' 由式（6-1）得：
@ efh{ ＜[]
9y6-/H
, ＜[]
"7U4'Y:E 两者都合适
) g0%{dfJ 取键标记为：
Gw=B:kGk 键2：16×36 A GB/T1096-1979
#akpXdXs 键3：20×50 A GB/T1096-1979
FSP+?(( 10、箱体结构的设计
toLV4BtIG 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，
ph QU D 大端盖分机体采用配合.
7Sf
bx~48 !1rlN8w(qr 1. 机体有足够的刚度
,aOl_o -& 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
a Ve'ry &\#sI9 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
r`=+ L-! f<
ia (d 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
i3dkY evs? 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
vN Vox0V ZLc -RM 3. 机体结构有良好的工艺性.
7X`l&7IXP 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
$:BKzHm g x`U^OLV 4. 对附件设计
H
>j A 视孔盖和窥视孔
bNm#tmSt 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于
机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
8G9s<N}5&u B 油螺塞：
VdPtPq1 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
kd>hhiz| C 油标：
\<.+rqa ! 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
l#m#c6;= 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
1 =r#d-\tR ?TM ,Q D 通气孔：
Jk&3%^P{m 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
UXeN 8 E 盖螺钉：
6 rh5h: 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
k\ wW##=v 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
t!* ? dr F 位销：
t
4PK}>QW 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
3e
#p @sB G 吊钩：
+Um( h-; 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
56}U8X Bs13^^hu 减速器机体结构尺寸如下：
t,Qyf N X]'{(?Ch 名称 符号 计算公式 结果
l u n#^ J 箱座壁厚 10
;t'5} ,(FP 箱盖壁厚 9
.nB0 h 箱盖凸缘厚度 12
Y}x>t* I 箱座凸缘厚度 15
cU
R kP` 箱座底凸缘厚度 25
# G .ulX 地脚螺钉直径 M24
R_(tj kT 地脚螺钉数目 查手册 6
2n3W=dF 轴承旁联接螺栓直径 M12
RdWRWxTn8+ 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
%9w::hav 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
_+p4Wvu~0 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
}e !x5g 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
zxMX Xm; ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
QU4h8}$ 22
QXL'^uO 18
;P;-}u ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
FO=4:
16
%Da8{%{`Pc 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
S-Wz our, 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
b$4"i XSQ 齿轮端面与内机壁距离 > 10
n\QgOSr< 机盖，机座肋厚 9 8.5
Q(@U2a8 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
~s%
Md 150（3轴）
0vFD3}~> 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
L\Aq6q@c 150（3轴）
M}d_I+ `2' #! - 11. 润滑密封设计
j!_;1++q
5Ec6),+& 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
XDsx3Ws 油的深度为H+
2#P* , H=30 =34
5XO;N s 所以H+=30+34=64
l9}3XI.= 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
[.m` + 3_txg>P" 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
GO8GJ;B-U 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
H#@^R( 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
o4j[p3$ 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
?>hPO73{ y603$Cv 12.联轴器设计
@<&5J7fb 3
N.~mR 1.类型选择.
[ad@*KFxy3 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
K!:azP,bZ 2.载荷计算.
O /,aJCe
公称转矩：T=95509550333.5
Inn@2$m~ 查课本,选取
X<i^qo V 所以转矩
w,w{/T+B 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
9bP^`\K[N 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
L0* nm.1X xGu r 四、设计小结
Qc gRAo+u 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。
qm./|#m> 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。
RM K"o? 五、参考资料目录
"^4_@ oo [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；
qC}-_u7s [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；
t0o`-d( [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；
a d.3A{ [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；
>*]Hq.& 8 [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
6qRx0"qB [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；
uv=.2U46 [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。
