机械设计基础
课程设计任务书
~[Ct s CiQ % 1+\N 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
#0hX'8];( U~mv1V^. 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
4RH'GnLa WG{mg/\2(C 目 录
q]\bJV^/U G*;}6 bj|? 一 课程设计书 2
f|*vWHSM u7e g:0Y 二 设计要求 2
A -GRuC 4)BPrWea1 三 设计步骤 2
R7L:U+*V" 6!,Am^uXM 1. 传动装置总体设计方案 3
Q/%(&4>'y 2. 电动机的选择 4
,=9e]pQ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
n: ~y] 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
{ZS-]|Kx 5. 设计V带和带轮 6
7 H-,:8 6. 齿轮的设计 8
yW$ja|^ E 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
2> .2H 8. 键联接设计 26
m}) q8b!S 9. 箱体结构的设计 27
~ E) [!y 10.润滑密封设计 30
fw ojFS .K 11.联轴器设计 30
;
)Vro 5pBQ~m3 四 设计小结 31
rpgr5> 五 参考资料 32
0.}Um ,_ XDCu @ 一. 课程设计书
iI[Z|"a 21 设计课题:
H:X= v+W 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
wo>srZs 表一:
wp!< u
% 题号
3gW4\2|T |k wkikGQS 参数 1
i>9/vwe 运输带工作拉力（kN） 1.5
y@;4F n/ 运输带工作速度（m/s） 1.1
8 oHyN o 卷筒直径（mm） 200
}LH>0v_<Y c3gy{:lb 二. 设计要求
Lc|5&<8ZG1 1.减速器装配图一张(A1)。
A2o ;YyF 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
t5z6{` 3.设计说明书一份。
7-M$c7S ~-,P1 u! 三. 设计步骤
:\@WY 1. 传动装置总体设计方案
lD! o4ZAo 2. 电动机的选择
v^aARIg 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
J?XEF@?'G 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 AW8" @ 5. “V”带轮的材料和结构
.,:700n+^ 6. 齿轮的设计
A# W%ud4 7. 滚动轴承和传动轴的设计
@L%9NqE`O 8、校核轴的疲劳强度
_C v({m&N 9. 键联接设计
//G5lW/* 10. 箱体结构设计
?-,v0# 11. 润滑密封设计
P-L<D!25 12. 联轴器设计
bA-=au?o5 6&=xu|M<x= 1.传动装置总体设计方案:
:\Z;FA@g(g X6mY#T'fQ 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
l1~>{:mq 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，
1\7 SiQ- 要求轴有较大的刚度。
W:uIG-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。
9n!<M)E 其传动方案如下：
29g("(}TK qoBm!|q 图一:(传动装置总体设计图)
E[J7FgU)<S ,TD@s$2x 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
D"F5-s7 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
f/ 9]o 传动装置的总效率
da 3]#%i0 η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
Y%$57,Bu n 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
vJ$# m_aa η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
OGNjn9av 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
1Y410-.3w{ fmH$ 1C< 2.电动机的选择
\GeUX <Fl dL>0"UN}- 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，
c"%XE#D 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，
w%cd $"EH 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
x~ xaE*r -^8gZk/(W 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
n{pS+u z "A^9WhUpJ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
U]dz_%CRP mq~7v1kw 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
WO*YBH@ \LRno3 p"/1Kwqx 方案 电动机型号 额定功率
;$(a+? P
3|RfX kw 电动机转速
i /*&; 电动机重量
&|xN=U/ N 参考价格
+Ij>\;vM" 元 传动装置的传动比
bF:vD&Sf 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
aYe,5dK> 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
0X# tt`;
YMnG-'^Z 中心高
m.-l&@I2/< 外型尺寸
N\DEY] 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
=35^k-V S 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
}4Lv-9s, nJ.p PzH2g 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
[#n ~ L6 \uQB%yMoz （1） 总传动比
D M{ 7x77 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
<iiu% （2） 分配传动装置传动比
]7v-qd ＝×
`N}<lg(0# 式中分别为带传动和减速器的传动比。
.Xh ^L 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
^V v7u@y 4.计算传动装置的运动和动力参数
qX`?4"4 （1） 各轴转速
0U ?1Yh7
m ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
(L8H.|. ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
u&".kk （2） 各轴输入功率
=w0Rq~ ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
k}l5v)m ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
{<ymL} 则各轴的输出功率：
Jg3}U j2By ＝×0.98=2.989kW
Nqp%Z7G ＝×0.98=2.929kW
Fkj\U^G 各轴输入转矩
\dCoY0Z ; =×× N·m
/K<Xr[z~y 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
m C_v!nL. 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
5 |{0|mP ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
=El.uBz{ 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
q
.n sGbl ＝×0.98=242.86N·m
A1Mr 运动和动力参数结果如下表
V :)k@W?P 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
w<&N n`V 输入 输出 输入 输出
SQWwxFJ 电动机轴 3.03 20.23 1440
dgE|*1/0 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
)-#% 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
,d<wEB?\` .
[+ObF9= 5、“V”带轮的材料和结构
/"tVOv# 确定V带的截型
0 FsGqFt 工况系数 由表6-4 KA=1.2
FVT_%"%C9 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
S%-L!V , V带截型 由图6-13 B型
}3j/%oN.( / _-?NZ 确定V带轮的直径
c^}g J 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
G+ Y` 65 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
9s6, &' 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
yp wVzCUG i*..]!7e 确定中心距及V带基准长度
i ;y<gm" 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
5R?iTB1, 360<a<1030
pr b;q~ 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
X3 ". =B4mi.;@i 初定V带基准长度
LR]P? Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
HviL4iO U%"c@% B0 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
\evK.i*KfA 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
(ScL C 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
&Ph@uZ \ O1Ey{2Q 确定V带的根数
E@ hvO% 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
?%i|].<-' 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
4Wk/^*? 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
)MHvu k:I) 带长修正系数 由表6-2 KL=1
&48wa^d V9I5/~0c V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
2TmQaDu%b {[61LQ6V9 取Z=2
' ]l, V带齿轮各设计参数附表
XWo:~\ WM*[+8h 各传动比
?lnX."eAdB uNxR# S V带 齿轮
]L^X}[SH 2.3 5.96
@ T'!;) -@Mr!!t?N 2. 各轴转速n
fMlxtj+5
(r/min) (r/min)
j5 |PQOK 626.09 105.05
\'&:6\-fw A/lx Xy}D 3. 各轴输入功率 P
{kD|8["Ie' （kw） （kw）
`8\ _ ]w0 2.93 2.71
<QQgOaS`2 ~#h@.yW^JN 4. 各轴输入转矩 T
320Wm)u>: (kN·m) (kN·m)
ow:c$Zq 43.77 242.86
36@ )a5 Z`o}xV 5. 带轮主要参数
,6~c0]/ 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
.wtb7U;7 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
vo-n9Bj 带的根数z
MScjq 160 368 708 2232 B 2
WO/;o0{d\9 If F<8~~E 6.齿轮的设计
-d[9mS L}P<iB （一）齿轮传动的设计计算
Vx;f/CH3! z|=l^u6uS 齿轮材料，
热处理及
精度 e]!C
Aj7uS 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
?9 mFI (r~ （1） 齿轮材料及热处理
%E3|b6k\ ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
8|.( Y 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
u sZmf=p-r ② 齿轮精度
;gc Q9L 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
<8|vj 2d2 QxwZ$?w% ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
1 9$ufod 按齿面接触强度设计
sycN Q%o ]&Hdn 确定各参数的值:
w{#K.dx ①试选=1.6
#*BcO-N 选取区域系数 Z=2.433
W @Y$ !V< {# ; e{v 则
-\b~ R7VQ ②计算应力值环数
?5K. #>{ N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=O?<WJoK =1.4425×10h
-PbGNF N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
/( 8Usu?g. ③查得：K=0.93 K=0.96
'!]ry< ④齿轮的疲劳强度极限
Vl5}m 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
,@ tY D(Z []==0.93×550=511.5
8c`g{
*z k|F<?:C []==0.96×450=432
sw6]Bc 许用接触应力
)}\jbh>RH G#ZU^%$M, ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
3+u11'0=t =1
tj ; <Z. T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
=>-:o:Cu{ =4.47×10N.m
:/c= ."z. 3.设计计算
qXR>Z=K< ①小齿轮的分度圆直径d
9n]z h- AH{ ]tE =46.42
poGF ②计算圆周速度
-^=gQ7f9 1.52
d&&^_0O ③计算齿宽b和模数
dy-m9fc 6% 计算齿宽b
/zMiy? b==46.42mm
tH, }_Bp 计算摸数m
%*>=L$ A 初选螺旋角=14
j!B + Q =
F&<si:}KB ④计算齿宽与高之比
ogbLs)&+a 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
|G&<@8O =46.42/4.5 =10.32
cW4:eh ⑤计算纵向重合度
S75wtz )e =0.318=1.903
fWhw I+ ⑥计算载荷系数K
xgn@1.}G 使用系数=1
kzny4v[y 根据,7级精度, 查课本得
Bwj^9 J/ob 动载系数K=1.07,
U h'3 c" 查课本K的计算公式:
e7T"?s K= +0.23×10×b
-"YQ o =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
`of 5h* k 查课本得: K=1.35
lCLz!k2di 查课本得: K==1.2
;XNe:g.CR 故载荷系数:
2>p K K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
2~Z P[wr ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
<e-9We." d=d=50.64
0+jR ,5 | ⑧计算模数
+ ObP[F =
.0k ltnB 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
Eo
5p- 由弯曲强度的设计公式
c"Kl@ [1\~ ≥
5+\[x ` #|k;nFJ ⑴ 确定公式内各计算数值
.I$ Q3%s ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
6*8"?S' 确定齿数z
O]>9\ !0{ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
:0|]cHm 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
Tqz{{]%j~$ Δi＝0.032％5％，允许
S 1sNVW ② 计算当量齿数
U\a.'K50F z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
#_0OYL`(mE z＝z/cos＝144/ cos14＝158
B{$4s8 XU ③ 初选齿宽系数
4+e 9:r ] 按对称布置，由表查得＝1
k FE2Vv4. ④ 初选螺旋角
z )s{>^D 初定螺旋角 ＝14
F$<>JEdX ⑤ 载荷系数K
smvIU0:K K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
k ,wr6>'Vt ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
E/2 kX 3} 查得:
S+Z_Qf 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
s kC* 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
/tR@J8pV f1w&D ]|S+ ⑦ 重合度系数Y
Zz}Wg@&
端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
Bd jo3 eX ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
;#$ 67G$ ＝14.07609
>
2_xRn<P 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
KU# w % ⑧ 螺旋角系数Y
&?UIe] 轴向重合度 ＝1.675,
l/0"'o_0v# Y＝1－＝0.82
q}P< Ejq} BwMi@r
= ⑨ 计算大小齿轮的
{`?C 5< r 安全系数由表查得S＝1.25
{U@&hE
- 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
xj`ni G 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
r LQBaT7t# 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
c-3-,pyM_T 查课本得到弯曲疲劳强度极限
%\Dvng6$ 小齿轮 大齿轮
tS#=I.ET k+# 6 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
#^%HJp^ K=0.86 K=0.93
"P.H lZ]x #v 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[&12`!;j []=
]."~ ) []=
Y3@\uM`2# gS{hfDpk,h SNqw 2f5 大齿轮的数值大.选用.
u~SvR~OE c1 aCN ⑵ 设计计算
qQK0s*^W 计算模数
7Nx5n< >%Rb}Ki4 mHCp^g4Q 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:
Mj&`Y
gW5a "< [ 'W( z==24.57 取z=25
tg =ClZ- fLkZ'~e! 那么z=5.96×25=149
JxI\ss?O ^6R
Sbi\ ② 几何尺寸计算
yQ$Q{,S9 计算中心距 a===147.2
[R
V_{F:' 将中心距圆整为110
,liFo.kT8% H'2&3v 按圆整后的中心距修正螺旋角
o[Ojl .r< B=)&43)\ =arccos
{2jetX`@h !J#oN+AR 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
]?KTw8j } i,#j@R@.C7 计算大.小齿轮的分度圆直径
udw>{3> 2"0q9 Jg d==42.4
JF{yhx,+ p +,oEcCi d==252.5
~)J]`el,Q "rxhS;
R1> 计算齿轮宽度
H }v.0 R )v\zaz B=
bEO\oS JH3$G,:zM 圆整的
`N;}G f-' ,Sz`$' ^c 大齿轮如上图：
x <&2`= VN3"$@-POK kH;DAphk t2 bv
nh 7.传动轴承和传动轴的设计
K|n%8hRy f3r\X 1. 传动轴承的设计
%@C(H%obWd 9Yu63s ia ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
y $i^C: N P1=2.93KW n1=626.9r/min
j:|um&`) T1=43.77kn．m
;4(ULJ* ⑵. 求作用在齿轮上的力
Kjw==5)} 已知小齿轮的分度圆直径为
6yn34'yw d1=42.4
hY* ylzr83 而 F=
`.oWmBey\ F= F
>z{*>i,m1 MH wjJ F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
x}^ :Bs+j ?=u/ &3Cw 7(8i~} &# [w* t(A ⑶. 初步确定轴的最小直径
c#)!-5E~H 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
R N, 5>.w 4lM)ZDg X667*L^ E&; [E 从动轴的设计
[A DSGnw ""~b1kEt 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
2OA0 rH"v P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
z (1zth ⑵. 求作用在齿轮上的力
Z--A:D> 已知大齿轮的分度圆直径为
L3N ?^^] d2=252.5
f`;y
"ba 而 F=
5{z muv: F= F
j\I{ pW- YLX LaC[ F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
>Bw<THx ol[sX=5 * Etj0k}
A 9#;GG3 ⑶. 初步确定轴的最小直径
3p+V~n.+ 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
wo#,c( 61aU~w11a 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
"V= IG{. 查表,选取
5SB!)F] ,H)v+lI 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
R i 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
xmM!SY > 9mmkFaBQ ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
m}-* B1 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
9 HiH6f^5 /VmtQ{KTt+ 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
VYR<x QA '9ki~jt f= D B 轴承代号
i?3~Gog 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
aAbK{=/y_! 45 85 19 60.5 70.2 7209B
7^oO
N+=d 50 80 16 59.2 70.9 7010C
74w Df 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
ShIJ6L Z n%S%a >IQj ,<CFjtelO /!i `K { YAdk3y~pL 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
k4E2OyCFoJ 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
A3 uF 0A ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
u\y$< _'*Vcu`Y 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.
K\trT!I 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,
V+$^ 4Ht 高速齿轮轮毂长L=50,则
^\f1zg9I tH)fu%:p L=16+16+16+8+8=64
\[J\I 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5Ic'6AIz yg^ 4<A 5. 求轴上的载荷
kf:Nub+h t 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
L%`MoTpK q 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
{y%|Io`P %TeH#%[g>\ b|D i U} Q$*JkwPQ } iAr]Ed"9| ~( ;HkT uqsVq0H
Y2TXWl,Jk AX] cM)w 2PC:F9dh\ xE5 VXYU 传动轴总体设计结构图:
M{jJ >S{g :\] qB& B fu/w m ##_U9O (主动轴)
Gspb\HJ^ =x@v{cP 4J{W8jX 从动轴的载荷分析图:
[y&uc @b9qBJfQ 6. 校核轴的强度
]p@q.P 根据
LL_@nvu}M ==
{
V$}qa {P 前已选轴材料为45钢，调质处理。
A
D%9;KQ8 查表15-1得[]=60MP
Ms=N+e$n 〈 [] 此轴合理安全
emMk*l, 4d8}g25C 8、校核轴的疲劳强度.
2[CHiB*>
⑴. 判断危险截面
(5l'?7 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.
98Y1-Z^ . ⑵. 截面Ⅶ左侧。
'[vC C' 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
'x,6t66*"l 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
wCEcMVT 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
T`2a) 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
tRbZX{ 截面上的弯曲应力
y S.)l )
S-Fuq4i4 截面上的扭转应力
L>n^Q:M ==
p:ubj'(U05 轴的材料为45钢。调质处理。
;qs^+ 由课本得：
~IFafAO& ]$!7;P 因
[M2xF<r6t 经插入后得
G6bvV*TRi 2.0 =1.31
}\QXPU{UVd 轴性系数为
XZ"o OE0= =0.85
`0`#Uf_/$ K=1+=1.82
v)aV(Oa K=1+（-1）=1.26
F8&L'@m9> 所以
r2\ }_pIj uMjL>YLq{? 综合系数为： K=2.8
"8
?6;!, K=1.62
E %?>
%h 碳钢的特性系数 取0.1
z+c'-!e/ 取0.05
~xJ ^YkyH 安全系数
_^D -nk? S=25.13
7#j9"* S13.71
ddY-F
}z~ ≥S=1.5 所以它是安全的
g,B@*2U j 截面Ⅳ右侧
*G[` T%g 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
w{riXOjS4 >#y1(\e 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
+I@2 ,T(eG tm.&k6% 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
v}=pxWhm hyY^$p+ 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
"?6R"Vk?: 截面上的弯曲应力
. |`) k 截面上的扭转应力
AD >/#Ul ==K=
p7L6~IN K=
9t7 e~&R 所以
gX(8V*os^ 综合系数为：
]d* O>Pm K=2.8 K=1.62
*f SX3Dk 碳钢的特性系数
212 =+k 取0.1 取0.05
P0rdGf 5T 安全系数
(L!u[e0[# S=25.13
/U> 8vV+C S13.71
UMH~Q`" ≥S=1.5 所以它是安全的
'i;ofJ[.c \}Kad\) 9.键的设计和计算
m|[ cEZxHB r#d]"3tH ①选择键联接的类型和尺寸
5a/3nsup5 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.
;1k_J~Qei 根据 d=55 d=65
OA7=kH@3c 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
wKJK!P b=20 h=12 =50
]0pI6" qz 29f ②校和键联接的强度
akQb%Wq 查表6-2得 []=110MP
n&8N`!^o 工作长度 36-16=20
xRF_'|e 50-20=30
c70B ③键与轮毂键槽的接触高度
E8o9ufj3 K=0.5 h=5
&A^2hPe} K=0.5 h=6
xG(: O@ 由式（6-1）得：
K,*If Hi6[ ＜[]
x!onan ＜[]
&< hk&B 两者都合适
:0Fwaw9PH" 取键标记为：
)EG-xo@X 键2：16×36 A GB/T1096-1979
i k0w\* 键3：20×50 A GB/T1096-1979
:$QwOz^N* 10、箱体结构的设计
)Y?E$=M +B 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，
b{ W ,wn 大端盖分机体采用配合.
l> >BeZ &jDRRT 3 1. 机体有足够的刚度
,->
P+m5 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
Fh)YNW@ gKb5W094@ 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
=Po Pp RHq r-% 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
bre6SP@ 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
*8 ] H/ub=,Ej* 3. 机体结构有良好的工艺性.
*OZ O} i 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
FRTvo B^1 Io9 4. 对附件设计
F,X JGD * A 视孔盖和窥视孔
g: "Hg-s 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
tWd P5vfp B 油螺塞：
4_S% K & 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。
c {f1_qXN C 油标：
l1RFn,Tzr 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
Jaf=qwZ/` 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
$Vm J[EF1 POQ1K
O D 通气孔：
*Xd_=@L&B 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
ZP%Bu2 xd E 盖螺钉：
F^');8~L 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
"?sLi 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
R7 By=Y!t F 位销：
Ia)^ 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
;:gx;'dm5 G 吊钩：
JGk,u6K7 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
YC Q +9 ]9pcDZB 减速器机体结构尺寸如下：
=j~}];I Th*mm3D6 名称 符号 计算公式 结果
HjN )~<j 箱座壁厚 10
|&%l @X 6 箱盖壁厚 9
?)5M3 lV3k 箱盖凸缘厚度 12
|m7`:~ow 箱座凸缘厚度 15
RwwX;I"o% 箱座底凸缘厚度 25
LvS3c9|Aj 地脚螺钉直径 M24
K#{E87G( 地脚螺钉数目 查手册 6
5 *>3(U 轴承旁联接螺栓直径 M12
x]U (EX`t$ 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
_'oy
C(:} 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
i JE|u 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
[G|2m_ 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
h Tn^:%( ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
}fs;yPl, 22
Dy^4^ J5+ 18
3/ @'tLtN ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
z95V 7E 16
_mL 9G5~r 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
aa1XY&G"! 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
w G Q{ 齿轮端面与内机壁距离 > 10
+=@Z5eu 机盖，机座肋厚 9 8.5
z:R2Wksg 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
&f qmO>M 150（3轴）
_.06 ^5o 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
fhn0^Qc"+ 150（3轴）
o6K BJx 6YU2
!x 11. 润滑密封设计
a^5`fA/L, 9e :E% 2 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.
A?|cJ"N 油的深度为H+
HNuwq\w H=30 =34
2i(|? XJ^ 所以H+=30+34=64
U w`LWG3T 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
P [nW mY IL:"]`f* 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
*Ucyxpu~$ 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
O x$|ZEh 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
#CQ>d8& 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
'\*Rw]bR| qryt1~Dq 12.联轴器设计
BK d( mQs'2Y6Oa 1.类型选择.
fZ g*@RR 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
*E)Y?9u" 2.载荷计算.
^]R0d3?>\ 公称转矩：T=95509550333.5
:M[E-j; 查课本,选取
rw\4KI@ L 所以转矩
}Rux<=cd| 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
<7]
z'
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
}lb.3fqiA V!<#E)-?< 四、设计小结
l*m|b""].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。
t+(CAP|, 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。
3MzY]J
y( 五、参考资料目录
$^0YK|F [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；
:A{-^qd( [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；
? s ewU9* [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；
"D N `@ [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；
_5Ll L#) [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
#EM'=Q%TO [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；
zm .2L [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。
