机械设计基础
课程设计任务书
3W#E$^G_v ev+H{5W8 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
l. l)w e 6 >j
gy 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
QV\a f Df *<3G 目 录
c VO- iPK ^u"WWLZ 一 课程设计书 2
{TJBB/B1 83'+q((< 二 设计要求 2
,1~zMzw ^ `T7TWv"M 三 设计步骤 2
W _ Hoa *~ 1x\k:2 U 1. 传动装置总体设计方案 3
hDZyFRg 2. 电动机的选择 4
1MnC5[Q 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
=Bm|9A1 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
\*b
.f 5. 设计V带和带轮 6
9b,0_I MHH 6. 齿轮的设计 8
>g~IP> 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
~$j;@ 4 8. 键联接设计 26
l`:u5\ rM 9. 箱体结构的设计 27
$G }9iV7 10.润滑密封设计 30
Y{#*;p*I 11.联轴器设计 30
R)*l)bpZ# M3F1O6=4j 四 设计小结 31
dw5"}-D 五 参考资料 32
"_dg$j`Y&& t?Q bi)T=z 一. 课程设计书
]SPuNBsy) 设计课题:
wqV"fZA\] 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
+Ig%h[1a 表一:
z#P`m,~t0 题号
{[Y7h}7 S+- $Ih`[ 参数 1
9^?muP<A 运输带工作拉力（kN） 1.5
}gt)cOaY 运输带工作速度（m/s） 1.1
.oTS7rYw 卷筒直径（mm） 200
xVX:kDX B)L0h i 二. 设计要求
S&Xl Mu 1.减速器装配图一张(A1)。
-{9mctt/gE 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
=>evkaj 3.设计说明书一份。
RjO0*$>h )s, t BU+N 三. 设计步骤
]o0]i<: 1. 传动装置总体设计方案
zb"4_L@m2 2. 电动机的选择
h*!oHS~ /l 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
^?sP[;8S! 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 Gr/ }&+S 5. “V”带轮的材料和结构
`zw % 6. 齿轮的设计
ZnzO] 7. 滚动轴承和传动轴的设计
g)TZ/,NQ{ 8、校核轴的疲劳强度
K{`R`SXD 9. 键联接设计
_`^AgRE 10. 箱体结构设计
'kY/=*=Q 11. 润滑密封设计
yE,qLiH 12. 联轴器设计
w3sU& |N c?. i;4yh 1.传动装置总体设计方案:
+/RR!vG, EU|IzUjFj| 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
n=F
r v*"Z 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，
IpSWg 要求轴有较大的刚度。
:b %2qBv 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。
|mHf 7gCX 其传动方案如下：
8Q)|8xpYS @n.n[zb\| 图一:(传动装置总体设计图)
/J/V1dC}]D }
S]!W\a 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
$cJ fdE 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
Z}>F
V~4 传动装置的总效率
dW!El^w} η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
4Otq3s34FT 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
4'*.3f'bp η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
D& o\q68 W 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
MMpId
Uhr p}pd&ut1 2.电动机的选择
_E'}8.#{ Y*\h?p[, 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min，
#Y=b7|l 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，
6jgP/~hP>N 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
"!AtS !u 8IZpf 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
9*K-d' m AH/o-$C& 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
r6 3l( TlkhI 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
/!?Tv8TPp js Z"T aQ\SV0 PI 方案 电动机型号 额定功率
:Rv+Bm P
M /9[P*
VE kw 电动机转速
g}R Cjl4 电动机重量
T$R#d&t N 参考价格
'kC#GTZi 元 传动装置的传动比
fKr_u<| 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
|gu@b~8 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
ZX`x9/0& D86F5HT}} 中心高
3%GsTq 2o 外型尺寸
oA~0"}eS L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
quaRVD>s + 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
MaY _*[ E# 8|h( 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
DeNWh 2 z;?jKE p （1） 总传动比
X@tA+ 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
s[h;9
I1w （2） 分配传动装置传动比
<X4f2z{T{@ ＝×
xZ`v cS( 式中分别为带传动和减速器的传动比。
ip}%Y6Wj 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
&-Wt!X 3 4.计算传动装置的运动和动力参数
3gVU#T [[ （1） 各轴转速
j?]+~ ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
0n`Temb/ ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
Q$]1juqg （2） 各轴输入功率
<D)@;A ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
.|07IH/Di{ ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
+4T.3Njjn 则各轴的输出功率：
&K9 RV 4M5 ＝×0.98=2.989kW
kv2o.q ＝×0.98=2.929kW
!]A/ID0K 各轴输入转矩
I{U | 'a =×× N·m
g4Dck4^! 4 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
qk3 ~]</ 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
BxlhCu ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
\_R<Q?D+ 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
zZRLFfz<9 ＝×0.98=242.86N·m
o~9*J)X5i 运动和动力参数结果如下表
AI{0;0 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
2~g-k 3 输入 输出 输入 输出
:R:@V#Y 电动机轴 3.03 20.23 1440
w%)RX<h dI 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
}93FWo. 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
ELMz~vp Z+);}>-5 5、“V”带轮的材料和结构
|P| 2E~[r 确定V带的截型
[qkW/qS 工况系数 由表6-4 KA=1.2
<_eEpG}9 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
0k? ]~ f V带截型 由图6-13 B型
XfMUodV-OZ e<`?$tZ3
确定V带轮的直径
m
zoH$@ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
:]Om4Q\-# 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
rOEBL|P0 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
) y:))\> 7^! zT 确定中心距及V带基准长度
^*$!9~ 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
fiSX( 9 360<a<1030
N!dBF t" 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
E2cZk6~m{ $[MAm)c:]{ 初定V带基准长度
mA,{E-T Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
CA&VnO{r `H *mQERb V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
@RuMo"j s 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
3%o}3.P,:@ 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
knV*,
Ic!x y 确定V带的根数
\?8q&o1=] 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
t Iod=a) 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
^
. A 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
oPbzi B8 带长修正系数 由表6-2 KL=1
7MJ\*+T|03 AFYdBK] V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
a"g\f{v0AR v6uRzFw
取Z=2
=<aFkBX - V带齿轮各设计参数附表
ZXiJ5BZ Q\xDAOEL 各传动比
;Q/1l=Bn \fI05GZ V带 齿轮
j8^ #698X 2.3 5.96
f qWme:x k_?OEkgUh 2. 各轴转速n
e!w2 _6?3 (r/min) (r/min)
I|;zGmg#k 626.09 105.05
4JO 16 *u,&?fCl 3. 各轴输入功率 P
?GLCd7TP （kw） （kw）
T4ugG?B* 2.93 2.71
>nvK{6xR: ).e}.Z6[i` 4. 各轴输入转矩 T
^AOJ^@H^> (kN·m) (kN·m)
4sH?85=j 43.77 242.86
e8(Qx3T?b D88IU9V&n 5. 带轮主要参数
i=P}i8,^ = 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
rqm":N8@ 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
3tkC mB 带的根数z
f;,*P,K 160 368 708 2232 B 2
L@Qvj-5e {36N=A 6.齿轮的设计
Q4]O d{[ fF9hL3h?) （一）齿轮传动的设计计算
-3b_}by m&(qr5>b 齿轮材料，
热处理及
精度 U^)`_\/;? 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
;AL:V U （1） 齿轮材料及热处理
T;PLUjp} ① 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=24
Pl`Nni y 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
.XkVdaX ② 齿轮精度
#67 7,dn 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
9GTp};Kg hK{<&T ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
jPx} -_jM 按齿面接触强度设计
,i ;#e yO7#n0q 确定各参数的值:
4)'U!jSb ①试选=1.6
R)isWw4 选取区域系数 Z=2.433
'W("s Y Zt d IG 则
|*-<G3@ ②计算应力值环数
`}bvbvmA N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
in K;n =1.4425×10h
*_}0vd N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
#<u ;. 'R ③查得：K=0.93 K=0.96
C 'Y2kb ④齿轮的疲劳强度极限
!<~ cjgdx 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
/J &DYxl": []==0.93×550=511.5
b8vZ^8tBV fl2XI=[v4 []==0.96×450=432
E2>+V{TF 许用接触应力
/Ah&d@b N&Ho$,2s ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
0O*kC43E_ =1
@A*>lUo T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
QH,(iX6RY =4.47×10N.m
` QW=<Le ? 3.设计计算
P4/~_$e ①小齿轮的分度圆直径d
%so{'rQl A&WC})H5 =46.42
E7aG&K ②计算圆周速度
Jo~fri([%Q 1.52
ev_' .t' ③计算齿宽b和模数
S)4p'cUwq 计算齿宽b
_z 5W*..
b==46.42mm
T5.^
w 计算摸数m
)E^4U 9v), 初选螺旋角=14
n5IQKYr g =
've[Mx ④计算齿宽与高之比
#reW)P> 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
?N!kYTR%} =46.42/4.5 =10.32
LG X+_ " ⑤计算纵向重合度
OIjSH~a. =0.318=1.903
zZ<* ⑥计算载荷系数K
(hQi { 使用系数=1
4udj"-V 根据,7级精度, 查课本得
rzLW @k 动载系数K=1.07,
j|!t3}(( 查课本K的计算公式:
kOq8zYU| K= +0.23×10×b
#Q*V9kvU/H =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
?A*!rW:l; 查课本得: K=1.35
3T4HX|rC 查课本得: K==1.2
9
Qa_3+. B 故载荷系数:
hCd? Kti K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
A=p'`]Yld ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
PB8g4-?p6 d=d=50.64
}N$f=:iI ⑧计算模数
c/v|e &q =
*)6\ V}` 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
X;l/D},. 由弯曲强度的设计公式
s;*
UP ≥
Fkq^2o
] }^p<Y5{b ⑴ 确定公式内各计算数值
Q> rr?L` ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
a
}*i [ 确定齿数z
p3{Ff5FZ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
R*6B@<p,i 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
h0g?=hJq Δi＝0.032％5％，允许
rKyulgP ② 计算当量齿数
c:>&YGmhu z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
p :W ] z＝z/cos＝144/ cos14＝158
h& }i H ③ 初选齿宽系数
TO"Md["GI 按对称布置，由表查得＝1
y) CvlI ④ 初选螺旋角
_*Z3,*~"X 初定螺旋角 ＝14
TB+k[UxB ⑤ 载荷系数K
`8RKpZv& K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
()O&O+R|) ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
,u PcQ 查得:
nw%`CnzT 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
[0]A-#J 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
`& OX|mL^w !Hl] & ⑦ 重合度系数Y
[w|Klq5 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
_ezRE"F5 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
$/;K<*O$ ＝14.07609
'@ Rk#=85Z 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
BI %XF
9{ ⑧ 螺旋角系数Y
vB{i w}Hi! 轴向重合度 ＝1.675,
~?HK,` 0h> Y＝1－＝0.82
{B4qeG5 "`4ky ] ⑨ 计算大小齿轮的
( tg9"C 安全系数由表查得S＝1.25
1PUZB`"3 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
F@f4-NR> 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
6kdbbGO- 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
s- PS]l@ 查课本得到弯曲疲劳强度极限
'Kbrz 小齿轮 大齿轮
L/C~l3 Mb 4"bDBsl 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
CW?Z\ K=0.86 K=0.93
K.Y`/< W&%,XwkQ 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
/:(A9b-B []=
Q!V:=d []=
Mh5>
hD :=ek~s.UV rz
k;Q @1 大齿轮的数值大.选用.
F=1 #qo<?
;(Ug]U%3_ ⑵ 设计计算
;<m`mb4x[ 计算模数
d!0rq4v7 %
_ E?3 \WE&5
9G 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:
B\)Te9k' 3c3;8h$k z==24.57 取z=25
n{sk 4Zwbu 那么z=5.96×25=149
e7xBi!I)~ |`#fX (= ② 几何尺寸计算
$KGMAg/H 计算中心距 a===147.2
j _N<aX 将中心距圆整为110
I@/
G#3Zr pQ:^ ziwa3 按圆整后的中心距修正螺旋角
.G!xc Q`? 0ck3II =arccos
*0!p_Hco 3rH }/`d4 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
:1j8!R5 Jp]?tlT 计算大.小齿轮的分度圆直径
`M6"=)twu P7XZ|Td4* d==42.4
ra T9 y T@Aj;X0v d==252.5
JpC=ACF d ,98W=7 计算齿轮宽度
cE
'LE1DK b3E1S+\=~ B=
. F 6US<] N knS:r&2 圆整的
(is' ,4^b -|#{V.G3' 大齿轮如上图：
CE`]X;#y nXLz <wE V RQ`-# xj>P5\mW# 7.传动轴承和传动轴的设计
[8sY E h r Au% bF 1. 传动轴承的设计
8O'bCBhv jL\j$'KC ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
Qq`S=:}~x P1=2.93KW n1=626.9r/min
<}{<FXk[ T1=43.77kn．m
iv~R4;;) ⑵. 求作用在齿轮上的力
j*?8w(! 已知小齿轮的分度圆直径为
T:@6(_Z d1=42.4
>^jBE'' 而 F=
1Z< ^8 L< F= F
lfHN_fE>Mq \DQu!l@1U F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
{fA CfSW6 2j%=o?me^p o{,I O! q hi!A9T3%}M ⑶. 初步确定轴的最小直径
z1Ieva] 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
6~% ><C 1DB{"8ov l!x+K& w<`0D)mQ 从动轴的设计
UX BWCo;- m etn& 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
f-|?He4O] P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
b_~XTWP$l ⑵. 求作用在齿轮上的力
LRu,_2" 已知大齿轮的分度圆直径为
> k\pSV[ d2=252.5
hAf/&yA@ 而 F=
F}u'A,Hc F= F
Q&]|W
Xv z;1dMQ, # F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
a*5KUj6/TL *ai~!TR u @Ze@N% $vu*# .w ⑶. 初步确定轴的最小直径
q*
R}yt5 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
; R+>}6 T&'Jc 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
<(jk}wa< 查表,选取
Qf( A v-z%3x.f 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
EN2t}rua 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
"KP]3EyPc Nf )Y G! ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
U ~][
ph 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
X=whZ\EZ * |, N/e 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
5K1cPU~o_b X+]>pA D B 轴承代号
} e$ 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
XZKlE
F ? 45 85 19 60.5 70.2 7209B
nnj<k5 50 80 16 59.2 70.9 7010C
S9l,P-X` 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
1GK.:s6.f $$m0mK YYn8!FIe z+yq %O 4tCM 2it% 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
} 8 z :L< 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,
5=C?,1F$A ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
9s"st\u
4 T9V=#+8#" ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
m*]`/:/X [ ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
^ 4< D%\ 高速齿轮轮毂长L=50,则
T>as H :u,. (INB L=16+16+16+8+8=64
s0' haU 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
[bHm-X] *eoH"UFYQ# 5. 求轴上的载荷
Fy{yg]O" 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
R0INpF'; 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
eI: [o 1M&Lb. J6 -kk7y l }/_(* `* vO8v \B4H0f "6'" , @6G)(NGD M
v (Pp tG$O[f@U6 7.Y;nem:( 传动轴总体设计结构图:
%8n<#0v-|4 Z2M(euzfi3 8S#$'2sT UH>~Y
N (主动轴)
MOQ6&C`7q "?zWCH cIw X sx
从动轴的载荷分析图:
D Yf2V6' FXBmatBck 6. 校核轴的强度
} 9\_s* 根据
W$`v^1M2o ==
/= ;,lC 前已选轴材料为45钢，调质处理。
F[}#7}xjA 查表15-1得[]=60MP
s-rc 0:I 〈 [] 此轴合理安全
&5-1Cd E 4JK6<Pk 8、校核轴的疲劳强度.
ZFtR#r(~41 ⑴. 判断危险截面
& pzL}/u 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.
GPHb- ⑵. 截面Ⅶ左侧。
>`0 3EsU 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
t[q2 W"#.
抗扭系数 =0.2=0.2=25000
V|
Fo@ 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
r:V
bjmL 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
l!:bNMd 截面上的弯曲应力
"~ID.G|< _5 SvZ;4 截面上的扭转应力
&$ |~", ==
IQ<G . 轴的材料为45钢。调质处理。
%q|* }l 由课本得：
Nmx\qJUR( m~Pk ]~j 因
,mm97 I 经插入后得
:? B4q#]N 2.0 =1.31
>Y4^<!\v 轴性系数为
$E Y[CA
E =0.85
0\!Bh^++1 K=1+=1.82
}K 'A/]' K=1+（-1）=1.26
p|-> z 所以
P\Qvj7 _ OF<:BaRs/ 综合系数为： K=2.8
Y[L,rc/j K=1.62
CfW#Wk:8J 碳钢的特性系数 取0.1
dsw^$R} 取0.05
=k<b* 8 安全系数
;cf$u}+ S=25.13
=b$g_+ S13.71
D-@6 hWh~ ≥S=1.5 所以它是安全的
uH$hMg 截面Ⅳ右侧
{Yxvb** 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
8US35t:M 5)f 'wVe 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
(+v':KH3_ :a Cf@:'] 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
&c-V
QP ( B D]J/o 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
!KXcg 9e 截面上的弯曲应力
;sA
5&a>! 截面上的扭转应力
L$c 1<7LU ==K=
N_:!uR K=
w;@v#<q6 所以
$ xW9)) 综合系数为：
EUt2 S_2P K=2.8 K=1.62
w@2NXcmw 碳钢的特性系数
<P1n fH 取0.1 取0.05
vrmMEWPV 安全系数
1 sza\pR< S=25.13
+>1Yp"> ? S13.71
)Mq4p'*A[ ≥S=1.5 所以它是安全的
*8qRdI9 axnVAh|}S 9.键的设计和计算
I[Bp}6G R|Bi%q|4P ①选择键联接的类型和尺寸
){/n7*#Th% 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.
]gHrqi% 根据 d=55 d=65
'`}D+IQ(j 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
*RJD^hu b=20 h=12 =50
x s6 !NY Se??E+aX ②校和键联接的强度
L7 FFa:# 查表6-2得 []=110MP
Jyd[Sc) 工作长度 36-16=20
d>J
+7ex+ 50-20=30
b6e 2a/x ③键与轮毂键槽的接触高度
uUaDesz~= K=0.5 h=5
;(E]mbV'= K=0.5 h=6
a)Ht (*/B 由式（6-1）得：
}c9RDpjh~ ＜[]
E\4ZUGy 0 ＜[]
CiU^U|~ 'L 两者都合适
8}oe))b 取键标记为：
D@w&[IF 键2：16×36 A GB/T1096-1979
[Ketg 键3：20×50 A GB/T1096-1979
q= cnY+ p> 10、箱体结构的设计
siuDg,uqK5 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，
Rz>@G >b: 大端盖分机体采用配合.
JvT#Fxj k ]$)};8;7W 1. 机体有足够的刚度
\ Ho VS 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2CtCG8o 5#_ GuL% 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
V?MaI .gj 29@m:=-}7 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
A{{rNbCK 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
rIv#YqT 5=<fJXf5y 3. 机体结构有良好的工艺性.
'&AeOn 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
\ 511?ik l0!`>Xx[b 4. 对附件设计
IQ#Kod;) A 视孔盖和窥视孔
}i;!p
Ue$ 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
] C_$zbmi B 油螺塞：
?6[u\V 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
# B$_ily) C 油标：
QSYKYgxC 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
@MH/e fW. 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
#R= 6$ %E":Wv D 通气孔：
ew Yk> 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.
]x_14$rk E 盖螺钉：
BYI13jMH+Y 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
"8[Vb#=*e 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
A{hST~s F 位销：
.GDY
J9vi 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
,-1taS G 吊钩：
"X1{ * 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
<~5$<L4 / vzwokH 减速器机体结构尺寸如下：
n
QOLR? % ~:4 Mf/Ca 名称 符号 计算公式 结果
SP|Dz,o 箱座壁厚 10
Z+;6 70Z 箱盖壁厚 9
OB+I.qlHP 箱盖凸缘厚度 12
0j-;4 >p 箱座凸缘厚度 15
^ @q $c 箱座底凸缘厚度 25
{<^P YN>` 地脚螺钉直径 M24
-QydUr/(o 地脚螺钉数目 查手册 6
TSd;L
u%hr 轴承旁联接螺栓直径 M12
t7 $2 /C 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
L_ YY, 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
' "Dgov$q 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
7G8 M+i3q/ 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
1j^FNg ~ ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
N5GQ2V 22
dzc.s8T(0 18
kKSn^q L* ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
Ll 6|Wh X 16
e0u* \b 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
Kd,7x'h`E 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
%xI,A '# 齿轮端面与内机壁距离 > 10
uJHf6Ye 机盖，机座肋厚 9 8.5
6 t6#<ts 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
-RnQ8Iu o 150（3轴）
}3mIj<I1; 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
d\aU rsPn 150（3轴）
{-Y% wM8<i ,U/ZG|=v 11. 润滑密封设计
e?~6HP^%. /7<l`RSr 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.
+-OqO 3R 油的深度为H+
i5 0^%, H=30 =34
H<YS2Ed 所以H+=30+34=64
9ozUg,+Z|J 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
s4c 2 Rm! Iv&{ 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
e|ngnkf(G 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
qS|t7 * 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
sjV>&eb 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
J$D#)w!$j ,;yiV<AD 12.联轴器设计
E7qk>~Dg cUz7F 1.类型选择.
<ibEo98 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
n +z5;'my 2.载荷计算.
thjCfP 公称转矩：T=95509550333.5
Yl#r9TM 查课本,选取
Y_49Ut JIg 所以转矩
@t6B\ ?4'T 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
^SKuX?f\ 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
=F5(k(Ds BK 8)'9/ 四、设计小结
P*6B+8h"5g 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。
r4h4A w { 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。
EsU-Ckb_2: 五、参考资料目录
0x\bDWZ_ [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}!O<.c [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；
B6iH[dTy_ [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；
q8{) 27f, [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；
A~6:eapp H [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
h$EH|9HAb [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；
|A#pG^ [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。
