机械设计基础
课程设计任务书
-)3+/4Q( Kg2Du'WQ^ 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
GKSF(Tnj &}7R\co3 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
0GeL">v,:= VBF:MAA 目 录
?A_+G 5 vNuws_ 一 课程设计书 2
!>80p~L OdY9g2y#m 二 设计要求 2
!G0Mg; , aX6}:"R2C 三 设计步骤 2
K[0z$T\
?wCX:? g 1. 传动装置总体设计方案 3
#\n* Qg4p 2. 电动机的选择 4
T4"D&~3
3q 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
U` HY
eJ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
L?N-uocT 5. 设计V带和带轮 6
i20y\V
os? 6. 齿轮的设计 8
C4.GtY8,d 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
Y)1J8kq_ 8. 键联接设计 26
JS%LJ _J 9. 箱体结构的设计 27
HiU) q 10.润滑密封设计 30
uL1lB@G@ 11.联轴器设计 30
Zl3e=sg= CM++:Y vJ 四 设计小结 31
|pWu|M _' 五 参考资料 32
ryh"/lu[B kh2TD xa& 一. 课程设计书
) 5$?e 设计课题:
oQu>Qr{Zp 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
Tq? Ai_
表一:
REK):(i7P 题号
$ B&Zn Z? r~ f;g9I 参数 1
jG;J qT 运输带工作拉力（kN） 1.5
Dv/7 w[F 运输带工作速度（m/s） 1.1
Ry]9n.y 卷筒直径（mm） 200
0:u:#))1 V,d\Wk k/ 二. 设计要求
{j]cL !Od 1.减速器装配图一张(A1)。
JW^ ${4 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
JJ_ Z{ 3.设计说明书一份。
w?|qKO 6Z J-oT!. 三. 设计步骤
M."/"hV`- 1. 传动装置总体设计方案
d4\JM 65 2. 电动机的选择
)?(Ux1:w) 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
. <z7$lz\ 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 1v`|mU}i, 5. “V”带轮的材料和结构
2z;3NUL$n 6. 齿轮的设计
U), HrI>; 7. 滚动轴承和传动轴的设计
5o>`7(t` 8、校核轴的疲劳强度
qAH^BrJ 9. 键联接设计
W&|?8%"l] 10. 箱体结构设计
C12 V_)~2 11. 润滑密封设计
fK+E5~vQ 12. 联轴器设计
#!UJY%c ~ tm= ,x~ 1.传动装置总体设计方案:
eUB!sR% ( Q%
@] 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
h`N2M, 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
pY
)x&uM! 要求轴有较大的刚度。
md'wre3 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
n~|?)EL 其传动方案如下：
3Q=\W<Wu wyB]!4yy, 图一:(传动装置总体设计图)
.Hqq!& g1[BrT, 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
,;w ~ VZ4 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
Nr2,m" R{ 传动装置的总效率
(ub(0 h0j η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
&Y=~j?~Xm 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
uE9,N$\L_ η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
^?""'1iuQx 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
'ZMh <M[ [j '!+)>_ 2.电动机的选择
S 4
17.n <%uEWb) 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，
k@|px#kq 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，
$RY GAh 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
b:Zh|- ]3I a>i 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
qQ3Q4R\ \l /}` w 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
FauASu,A Fd<Ouyxqe 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
+)q ,4+K%} w$f_z*/ 6X h7Bx1 方案 电动机型号 额定功率
?|W3R K ; P
,s 3| kw 电动机转速
PL$XXj>|: 电动机重量
/K&9c
!]$C N 参考价格
u]Vt>Y wu 元 传动装置的传动比
)?#K0 o[< 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
0:[A4S`X 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
_^GBfM. /Ls|'2J<$ 中心高
Bj \
x 外型尺寸
d> ) =| 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
v {HF}L 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
er3~gm IL.bwt pQD 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
,%IP27bPW `Ze$Bd\ （1） 总传动比
G2I%^.s 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
^z)De+,!4 （2） 分配传动装置传动比
`
wEX; ＝×
| wuTw| 式中分别为带传动和减速器的传动比。
ma*#* 4 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
h ]& 4.计算传动装置的运动和动力参数
(! {*@?S （1） 各轴转速
i&6U5Va,G ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
TM#L.xPMf ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
|Ol29C$@| （2） 各轴输入功率
pI K:$eN!/ ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
?o +%ckH ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
COHBju fmR 则各轴的输出功率：
A8mc+ Bf( ＝×0.98=2.989kW
]m 3c m ＝×0.98=2.929kW
de W1>yh^_ 各轴输入转矩
u,8)M' UU =×× N·m
;AOLbmb)H4 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
(n B[aM 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
SceHdx(] ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
y-.{){uaD 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
(y!bvp[" m ＝×0.98=242.86N·m
s;oe Qa}TB 运动和动力参数结果如下表
w" [T 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
Sq,>^|v4&e 输入 输出 输入 输出
s1cu5eCt 电动机轴 3.03 20.23 1440
t6+W 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
xP_%d, 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
y'^U4 # ( rMIX{K)'f 5、“V”带轮的材料和结构
l @GJcCufE 确定V带的截型
W3UxFs]$ 工况系数 由表6-4 KA=1.2
3)W_^6>bM 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
V^Z5i]zT V带截型 由图6-13 B型
!~?/D Q+Q"J U 确定V带轮的直径
*\'t$se+ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
z~`X4Segw 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
M-h+'G 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
m0^ "fMV J7",fb 确定中心距及V带基准长度
%eofG ]VM< 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
%D#&RS 360<a<1030
Ow> u!P! 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
6:%lx G H:hM(m0?q 初定V带基准长度
2C:u)}R7D Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
B`R@%U S !Q~>)$Cf^ V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
E]n]_{BN] 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
z 0+ JMZ/ 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
|LC"1 k y{3+Un 确定V带的根数
:atd_6 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
1- ^D2B[- 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
K!9K^ h 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
(Ox&B+\v+v 带长修正系数 由表6-2 KL=1
Pi5MF w'v ly34aD/p~, V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
.F@Lx45 Heh&;c 取Z=2
E-Xz V带齿轮各设计参数附表
@ a]c I !4+Die X 各传动比
"Ua-7Q&A xa'U_]m V带 齿轮
vzfMME17 2.3 5.96
g)Hs d0 N`IXSE 2. 各轴转速n
\H>T[ (r/min) (r/min)
d m"R0> 626.09 105.05
\,/ozfJ7dT yc]_ ?S>9 3. 各轴输入功率 P
`_)9e GQ （kw） （kw）
Ih5Y7<8b~ 2.93 2.71
ejR$N!LL T2]8w1l&K 4. 各轴输入转矩 T
w{T$3F`@9 (kN·m) (kN·m)
J&'*N :d 43.77 242.86
w)S 4X i= ~28{ BY 5. 带轮主要参数
SbX^DAlB1 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
Xlug{ Uh 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
8iD7K@ 带的根数z
5s^vC2$) 160 368 708 2232 B 2
$H3C/| GjW(&p$& 6.齿轮的设计
Y9f7~w^s }03?eWk/y （一）齿轮传动的设计计算
CZ] Dm4 8d '/w}GV 齿轮材料，
热处理及
精度 UGM:'xa<T 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
3v3cK1K@oE （1） 齿轮材料及热处理
Y {e,I-"{ 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
kb~
s, @p 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
YY tVp_) ② 齿轮精度
bt1 bTo 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
Em Ut/] E%E`\mFD ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
#
{k$Fk 按齿面接触强度设计
vxPr)"Vvz rr`_\ut 确定各参数的值:
}vB{6E+h/w ①试选=1.6
"dndhoMq 选取区域系数 Z=2.433
w_`;Mn%p r`FTiPD. C 则
n3V$Xtxw ②计算应力值环数
dMjQ V& N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
={o4lFe3v( =1.4425×10h
/-lW$.+{? N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
n@kJ1ee' ③查得：K=0.93 K=0.96
-u~:Gd*l0 ④齿轮的疲劳强度极限
W=S^t_ F 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
GfP' []==0.93×550=511.5
| uFb(kL[U ?T%"Jgy8 []==0.96×450=432
(]mBAQ #hw 许用接触应力
SLkgIb~'X {be|G^.c ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
b?Q$UMAbH =1
0#yH<h$ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
*R4=4e2#S =4.47×10N.m
ScInOPb'K 3.设计计算
2HE<WI^#h ①小齿轮的分度圆直径d
L*Ffic #+" D? =46.42
g] I PNW^n ②计算圆周速度
)knK 'H ( 1.52
WQw11uMt@q ③计算齿宽b和模数
yoq-H+< 计算齿宽b
eUa:@cA b==46.42mm
8EiS\$O- 计算摸数m
\mb@-kM) 初选螺旋角=14
56C'<# =
s &W E' ④计算齿宽与高之比
x` wUi*G 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
FDBNKQV =46.42/4.5 =10.32
lnMU5[g{ ⑤计算纵向重合度
A #pH$s =0.318=1.903
g:c?%J ⑥计算载荷系数K
[ot+ EA 使用系数=1
_ ,Q -)\ 根据,7级精度, 查课本得
)99^58my 动载系数K=1.07,
<dS I"C< 查课本K的计算公式:
)!zg= }V K= +0.23×10×b
?g K|R =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
-yIx:*KI 查课本得: K=1.35
;L],i<F 查课本得: K==1.2
n*AN/LBp 故载荷系数:
HsG3s? * K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
) TN G0[ ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
b\NY! )B d=d=50.64
b83m'`vRM ⑧计算模数
rP(;^8l" =
JGhK8E
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
vvG*DGL)qL 由弯曲强度的设计公式
Fkqw #s(T ≥
,4,./wIq L`w_Q2{sv ⑴ 确定公式内各计算数值
l~1l~Gx_&n ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
@%MGLR{pH 确定齿数z
L[+4/a!HQ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
+OI nf_O 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
-Y"2c,~pH Δi＝0.032％5％，允许
/GNm>NSK ② 计算当量齿数
dZd]p8 z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
k1D|Cpnp z＝z/cos＝144/ cos14＝158
` apCu ③ 初选齿宽系数
)DQcf]I 按对称布置，由表查得＝1
PMj!T \B| ④ 初选螺旋角
\%W"KLP 初定螺旋角 ＝14
_4lKd` ⑤ 载荷系数K
/dR:\ffz2 K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
(x[z=_I%` ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
``h* A 查得:
2tp95E`(O 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
@zsqjm 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
y&F&Z3t %:-2P ⑦ 重合度系数Y
uH} }z ! 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
0bQ"s*K ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
99Nm? $ g ＝14.07609
I^ ``x+a 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
r;zG
⑧ 螺旋角系数Y
7*Gg#XQ>( 轴向重合度 ＝1.675,
T' ) l Y＝1－＝0.82
FbD9G6h5 phcY QqR ⑨ 计算大小齿轮的
N/B-u)?\: 安全系数由表查得S＝1.25
EHq?yj; 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
2B=BRVtSs 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
#/>OW2Ny 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
{k<mN
Y 查课本得到弯曲疲劳强度极限
$)j f 小齿轮 大齿轮
q+ 9c81b $r (9'm}W 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
7}fT7tsN K=0.86 K=0.93
S1 *xM u5P2* 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
mx0EEU* []=
c38EN f []=
Vfr .Yoy 8SO(pw9 tNDv[IF 大齿轮的数值大.选用.
Sh U1RQk `+T"^{
Z ⑵ 设计计算
";w"dfC^ 计算模数
CGZ3-OW@E |#O>DdKHT Cfst)[j 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由:
? wZ`U
Oi =D^R,Q z==24.57 取z=25
v6'k`HnK *)qxrBc0 那么z=5.96×25=149
k4~2hD<| 5}'W8gV? ② 几何尺寸计算
z7]GZ F 计算中心距 a===147.2
~|8-Mo1ce 将中心距圆整为110
Ibu 5 p) m0\ 按圆整后的中心距修正螺旋角
/qPhpt V 7^]KQ2fF
8 =arccos
YyD0g9{ %2`.*]L 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
T5+9# /9@ VnM 计算大.小齿轮的分度圆直径
-h,?_d> 3|1v )E d==42.4
%1kI aYZ 2$yNryd d==252.5
l[b`4 Dq9*il;' 计算齿轮宽度
Kr@6m80E5 7) Qq B=
:$& v4IW t/(rB} 圆整的
wp>L}! Z3z"c
B 大齿轮如上图：
)cB O_
d&t, ^Hj RfzYoB N %@Nu{?I 7.传动轴承和传动轴的设计
zEs:OOM k[5:]5lp+ 1. 传动轴承的设计
o6)U\z Ew*SA ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
`z<I< P1=2.93KW n1=626.9r/min
BKd?%V8:Q T1=43.77kn．m
`]wk)50BVp ⑵. 求作用在齿轮上的力
UKp^TW1^ 已知小齿轮的分度圆直径为
x^)W}p" d1=42.4
>|g(/@IO 而 F=
x5eSPF1 F= F
v] hu5t wg]VG, F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
#7p !xf^ -s9()K(vZG Ex@o&j\93 s- JS[ ⑶. 初步确定轴的最小直径
yUEvva 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
Y@2yV(m)o E$USam f} w_]l#[G M&` b\la 从动轴的设计
5odXT *n !:M+7kmr7t 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
V$3`y=8 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
`zsooA
Gt ⑵. 求作用在齿轮上的力
|Ju d*z 已知大齿轮的分度圆直径为
c[ a^fu! d2=252.5
Yp EH(tq 而 F=
~ ;ObT= F= F
8QQh1q2 2$ FH+wuW F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
@IV,sz e J7 +[+Y - | 4 Oq W}@IUCRs ⑶. 初步确定轴的最小直径
3 >mAZZL5[ 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
'+7"dHLC;
> Ft)v 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
h}4yz96WD 查表,选取
4OFv#$[ }Dx.;0*: 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
V E?Aa 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
d:=Z<Y?d/ bL/DjsZ@ ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
;2[),k 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
OxN[w|2\4 Ty} Y/jW 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
`\J,%J 4))N(m%3F D B 轴承代号
ZP '0= 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
-quJX;~ 45 85 19 60.5 70.2 7209B
t8M\ 50 80 16 59.2 70.9 7010C
17-B'Gl!<% 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
B_
bZa 5&qBG@Hw] -^q;e ]+J a9NIK/9 K
#} t \ 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
/[E2+g 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
934@Z(aUH ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
w@pJ 49 |G_, 1$ 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.
D7=Irz!O\7 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,
VxtX% McK 高速齿轮轮毂长L=50,则
hDXaCift [,(+r7aB L=16+16+16+8+8=64
~ BMUea( 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
[}yPy))A 8Oz9 Uc G 5. 求轴上的载荷
\,'4eV 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,
hbEqb{#}@ 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.
{vdY( u;+8Jg+xH/ 8:[ l1d86 \>|| y?U@F/^}N ae" o|Q 2 9cx( L7R!, sDA P'& -f p/3 - z/fSs tN 传动轴总体设计结构图:
0s7 9rJ ~'F.t B QAAuFZs ;hF}"shJN (主动轴)
A1r%cs T}/|nOu
5 U ({N'y= 从动轴的载荷分析图:
N3N~z1x0h 5h |aX 6. 校核轴的强度
s\<UD W 根据
UA4c4~$S ==
W =;,ls 前已选轴材料为45钢，调质处理。
"U+c`V=w 查表15-1得[]=60MP
eK5~ YM:o 〈 [] 此轴合理安全
:s \zk^h? =CO) Q2 8、校核轴的疲劳强度.
Bh'!aip k ⑴. 判断危险截面
HB`'S7Q 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
`Ns Q&G ⑵. 截面Ⅶ左侧。
]_ |'N7J 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
) _\ ;l%& 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
}zxf~4 1 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
m (o`; 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
-%|
]
d ; 截面上的弯曲应力
& n6L;y- #-PMREgO 截面上的扭转应力
`e fiX^ ==
WrcmC$ff 轴的材料为45钢。调质处理。
U k*(C( 由课本得：
bI|{TKKN&P T+aNX/c|> 因
` &bF@$(( 经插入后得
d3
i(UN] 2.0 =1.31
yf!7
Q>_G^ 轴性系数为
l0;u$ =0.85
?@Q0;L G K=1+=1.82
SP/b 4 K=1+（-1）=1.26
>F:1a\c 所以
lJN#_V0qW k=mLc P 综合系数为： K=2.8
<Np Mv!g K=1.62
$MGKG Wx@E 碳钢的特性系数 取0.1
^#C+l 取0.05
Lq
; ~ 6 安全系数
;Z`a[\i': S=25.13
SjpCf8Z( S13.71
VcXr!4 M ≥S=1.5 所以它是安全的
xf/K+ 截面Ⅳ右侧
-G@uB_C s 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
DU8\1( ]kx<aQ^ 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
@ *~ yVV!5 :\'1x 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
'jMs& . >}I/+ n 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
Er|&4-9 截面上的弯曲应力
}!k?.(hpE 截面上的扭转应力
EC0B6!C&7 ==K=
`?.6}*4@_A K=
5._QI/d)'J 所以
X@}7 # Vt 综合系数为：
QI U%!9Y K=2.8 K=1.62
,/GFD[SQ 碳钢的特性系数
h.]^ o*DJ 取0.1 取0.05
gY [G>D= 安全系数
2bLc57j{`9 S=25.13
J k`Jv; S13.71
<9"@<[[, ≥S=1.5 所以它是安全的
@BjB
Mi, V`LE 'E 9.键的设计和计算
O g1\6Q u/wX7s ①选择键联接的类型和尺寸
a@&qdp 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.
CQ< d 根据 d=55 d=65
h$$JXf 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
x 9\ {a b=20 h=12 =50
3BGcDyYE K3h];F! ^ ②校和键联接的强度
M E]7e^ 查表6-2得 []=110MP
3!@& 7@p 工作长度 36-16=20
PPrv VGP
50-20=30
Z L0k ③键与轮毂键槽的接触高度
mt0v ( K=0.5 h=5
%%n&z6w - K=0.5 h=6
8 7 B$ 由式（6-1）得：
*oIIcE4g7 ＜[]
W{!5}Sh ＜[]
+ h/OQ]`/m 两者都合适
p=eSJ* 取键标记为：
#Dgu V 键2：16×36 A GB/T1096-1979
;Ccp1a~+ 键3：20×50 A GB/T1096-1979
g#l!b%$ 10、箱体结构的设计
tC$+;_=+F 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，
6tP!( 大端盖分机体采用配合.
u81F^72U y]obO|AH 1. 机体有足够的刚度
K%BFR,)g 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
G.iQ\'1_h [] N&,2O 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
K iXD1Zpz jt323hHth 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
hUp3$4w 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
"30=!k pX>wMc+ 3. 机体结构有良好的工艺性.
KYKF$@
<G 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
bOrE86v: - V@ST9` 4. 对附件设计
QjJlVlp A 视孔盖和窥视孔
j!Ys/ D 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
Bs`=' w%7 B 油螺塞：
x~8R.Sg 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。
iH]0
YT.E C 油标：
wod{C ! 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
n]5Pfg |a 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
I 6<LKI/ #3?"#),q D 通气孔：
>tL" 8@z9 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:,fXg25J E 盖螺钉：
=yqg ,w&Q 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
9S'\& mR l 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
Cx(HsJ! , F 位销：
E6G;fPd= E 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.
yfFe%8w_vw G 吊钩：
C5Fq%y{ $. 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
6~s{H I! MfLus40;n 减速器机体结构尺寸如下：
R~ TG5^( rvn m*e, 名称 符号 计算公式 结果
> 2mY% 箱座壁厚 10
(lit^v,9 箱盖壁厚 9
r`u 9MJ* 箱盖凸缘厚度 12
uSC I 箱座凸缘厚度 15
pAN$c " 箱座底凸缘厚度 25
#^i+'Z=L 地脚螺钉直径 M24
5=8_Le 地脚螺钉数目 查手册 6
vl%Pg !l 轴承旁联接螺栓直径 M12
OQuTM[W 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
l`JKQ k 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
hE2{m{^A 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
K~5(j{Kb8 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
)5;|mV ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
?PB}2*R 22
\jkDRR[ 18
c1f`?i} . ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
<sGioMr 16
&j{I G`Trl 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
)@.ODW;` 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
,Qe`(vU*s 齿轮端面与内机壁距离 > 10
)=,;-&AR 机盖，机座肋厚 9 8.5
yaX%<KBa\ 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
DshRH>7s8 150（3轴）
?* dfIc 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
*q Ins/@ 150（3轴）
`5~<) m A 3yM# 11. 润滑密封设计
! - gOqo (G"/C7q 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.
n6IN I~, 油的深度为H+
u/?;J1 z: H=30 =34
+ n 8,=} 所以H+=30+34=64
LA837%) 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
90$`A MR 9>5]y}.{ 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
GlXzH1wZ 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
FC8=
ru 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
rk?G[C)2c 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
f6HDfJmE QlxlT $o} 12.联轴器设计
umiD2BRZ |:`gjl_Nf 1.类型选择.
RveMz$Yy 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
jZ69sDhE 2.载荷计算.
9n".Q-V;k 公称转矩：T=95509550333.5
s8kkf5bu 查课本,选取
HR k^KB 所以转矩
+)d7SWO6]! 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
HmEU;UbO- 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
\3z ^ /F~ |fm"{$u 四、设计小结
W;wu2 ' 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
( (_v>{ 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
;0++) :30V 五、参考资料目录
#1f8A5< [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
*W<g%j-a [2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版；
u:4?$%r B [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'Sdz\:4 [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；
JSiLG0 [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
<0)@Ikh x [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；
1hgmlY` [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。
