机械设计基础
课程设计任务书
FY'f{gD^ w$p v 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
6|zA,-= "m!Cl-+u 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
c 9Cp!.#*E PKP( :3| 目 录
@A:Xct "G< ^@v9 一 课程设计书 2
g;-CAd5 {9z EnVfg 二 设计要求 2
(*|hlD~ hE>Mo$Q( 三 设计步骤 2
n04Zji(F@ K\uR=L 7 1. 传动装置总体设计方案 3
lOVsp# 2. 电动机的选择 4
IkD\YPL; 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
]]Wa. P~]O 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
y0 Ag px 5. 设计V带和带轮 6
|S/nq_g] 6. 齿轮的设计 8
t/HE@xPxI5 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
n]| [|Rf1 8. 键联接设计 26
t;
"o,T 9. 箱体结构的设计 27
xK
/NzVt 10.润滑密封设计 30
oM J5; 11.联轴器设计 30
?L'ijzP lE /" 四 设计小结 31
p VLfZ?78 五 参考资料 32
[}.OlR3) k{uc%6s 一. 课程设计书
_Nlx)Y R 设计课题:
^ygN/a>rr 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
{,,w5/k^ 表一:
j`(o\Fd ) 题号
aabnlOVw 8
"|')f# 参数 1
ji:JLvf]% 运输带工作拉力（kN） 1.5
ob-y {x,R 运输带工作速度（m/s） 1.1
6* Rz}RQ 卷筒直径（mm） 200
B usxg?= (eFHMRMv~ 二. 设计要求
LsoP >vJG 1.减速器装配图一张(A1)。
M {Wla 7 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
nz~3o 3.设计说明书一份。
[*Wq 6n }qRYXjS 三. 设计步骤
5e6 f)[} 1. 传动装置总体设计方案
gM '_1zs
U 2. 电动机的选择
">j}!n
8J 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
= ;4cDmZ h 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 h:}oUr8 5. “V”带轮的材料和结构
(0bvd 6. 齿轮的设计
Dqs{ n?@n 7. 滚动轴承和传动轴的设计
g/)m bL>= 8、校核轴的疲劳强度
M| :wC 9. 键联接设计
KC[ql}JP 10. 箱体结构设计
kFg@|#0v9 11. 润滑密封设计
:<r.n
" 12. 联轴器设计
!?,7Cu.5#6 &!SdO<agZ 1.传动装置总体设计方案:
)v
!GiZ" 7 wM9HZraB< 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
P-o /ax 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，
G>& Ta p> 要求轴有较大的刚度。
O~? H\2S 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。
_bRd2k, 其传动方案如下：
:m #[V7
hLK5s1#K 图一:(传动装置总体设计图)
aDce Ohfx va 7I_J 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
Aq nDsr! 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
awxzP*6 传动装置的总效率
-5B>2K F η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
gT8Q:8f: 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
R!{ ^qHb η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
@`t#Bi9 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
p)2
!_0 r{2V`h1/| 2.电动机的选择
iXLOD uI {;mT. [ 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，
bvn %E
H 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，
q 9+ `pj 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。
]+4Qso FNt 8.JFQ/) 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，
5\!t!FL_ .kwz$b+h 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
b- !+Q) ;|yd}q=p 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
j}s<Pn% 4 /Uxp5 b h JJC Y M 方案 电动机型号 额定功率
@~p;.=1]F P
Df hu kw 电动机转速
Cj/J&PDQ 电动机重量
5z/*/F=X N 参考价格
Y9<N#h# 元 传动装置的传动比
yj$a0Rgkv 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
I N^dJ^1+ 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
#!. 26RM:P b;;mhu[D 中心高
} R&5Ye 外型尺寸
L.ML0H- 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
Z:( Zy 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
f[ 'uka.U C}'Tmi 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
rbt/b0ET w|,BT M:e （1） 总传动比
Z>l%:;H 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
0PP5qeqN2n （2） 分配传动装置传动比
" L9yG: ＝×
0Z4o3r[ 式中分别为带传动和减速器的传动比。
TC* 78;r 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
(O!Q[WLS 4.计算传动装置的运动和动力参数
rYI7V? （1） 各轴转速
q)f-z\ ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
Ze.\<^-t ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
=O
o4O CF2 （2） 各轴输入功率
umuE5MKY< ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
HU1ZQkf ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
eEmuE H@X 则各轴的输出功率：
^q}cy1"j" ＝×0.98=2.989kW
elDt!9Pu ＝×0.98=2.929kW
oYmLJzCf 各轴输入转矩
eqQ=HT 7J =×× N·m
G ~X93 J 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
g4 f:K=5: 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
2A(?9
R9&h ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
7 (kC|q\4M 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
c( 8>|^M ＝×0.98=242.86N·m
P*:9u > 运动和动力参数结果如下表
5H79-QLd 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
J ?^R 1 输入 输出 输入 输出
lN~V1(1B 电动机轴 3.03 20.23 1440
\'hZm%S 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
PC)aVr?@@ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
UlQS]f~ :lE_hY 5、“V”带轮的材料和结构
sLze/D_M* 确定V带的截型
U#6<80Ke 工况系数 由表6-4 KA=1.2
^-2|T__ 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
%DhM }f V带截型 由图6-13 B型
_ K Ix7 vh d +A 确定V带轮的直径
7'zXf)! 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
L 0 X/ 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
D^ )?*( 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
T)o>U &KNP ;ZoEqMv 确定中心距及V带基准长度
"I,=L;p 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
TD-o-*mO 360<a<1030
952l1c! 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
zVvL! vHXCT?FuG 初定V带基准长度
;~-M$a
}4 Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
G\(cnqHk n?:%>O s$ V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
.]YTS 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
UvF5u(o 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
fM`.v+ }D[j6+E 确定V带的根数
Z=dM7 Lj* 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
"A]#KTP 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
bm poptfL 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
+~$pkxD" 带长修正系数 由表6-2 KL=1
T^icoX=c4 w:+&i|H >
V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
NXX/JJ+w N6HeZB" : 取Z=2
8d7 NESYl V带齿轮各设计参数附表
G|YNShK4=9 H[R X~Xk2E 各传动比
[@_W -rA
]0XlI;ah V带 齿轮
F :og :[ 2.3 5.96
AsI\# wL) ;0lY_ii 2. 各轴转速n
l5#SOo\ (r/min) (r/min)
GOOm] ]I 626.09 105.05
dNf:I,<DCf On|b- 3. 各轴输入功率 P
7,zE?KG / （kw） （kw）
'<s54 Cb 2.93 2.71
OA^6 l# &->ngzg 4. 各轴输入转矩 T
|nfMoUI (kN·m) (kN·m)
E \ls- (, 43.77 242.86
CeeAw_*@ BOW BD@y 5. 带轮主要参数
IdM~'
Q>\ 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
jweX"G54R 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
wh)F&@6 R! 带的根数z
C57m{R H 160 368 708 2232 B 2
B$n 1 k 45 CW2)1%1iz 6.齿轮的设计
D *j^f7ab ITg<u?z_ （一）齿轮传动的设计计算
I _ gE`N 5 5m\, UG7 齿轮材料，
热处理及
精度 L ^r & .N\ 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
~>HzAo9e （1） 齿轮材料及热处理
Rw|'LaW 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
8NiR3*1 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
h[&"KA ② 齿轮精度
PfZS "yk 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
[F'|KcE3 ZPyzx\6\ ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
L7d1)mV 按齿面接触强度设计
6JDaZh" =K *ziR &Fr! 确定各参数的值:
&w#! ①试选=1.6
T N1pg 选取区域系数 Z=2.433
DU0/if9. D}q"^"#T 则
,zltNbu\.( ②计算应力值环数
ZZ7qSyB s? N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
P R Wb6 =1.4425×10h
t* =[ RS* N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
@p
L9a1PJv ③查得：K=0.93 K=0.96
} !AS? ④齿轮的疲劳强度极限
3iIy_n WC 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
Aeb(b+= []==0.93×550=511.5
p,goY F?? >m>F {v []==0.96×450=432
$[ A\i<# 许用接触应力
) ](ls@* !: ^q_q4 ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
.VCY|KZ =1
jY FJk&c T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
l! F$V;R =4.47×10N.m
0RT 8N=B83 3.设计计算
=/!lK& ①小齿轮的分度圆直径d
O\Z C$XF gvA}s/ =46.42
-GA F> ②计算圆周速度
TI4Hu,rc 1.52
Lwr's'ao. ③计算齿宽b和模数
WVdV :vJ - 计算齿宽b
N/bOl~!y b==46.42mm
_&uJE&xl} 计算摸数m
r3l1 I} 初选螺旋角=14
R}ki% i5| =
Y~WdN<g ④计算齿宽与高之比
P:"R;YCvE 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
>fH0>W+! =46.42/4.5 =10.32
2.D2
o ⑤计算纵向重合度
fF(2bVKP: =0.318=1.903
2R[v*i^S ⑥计算载荷系数K
+e>SK!kB7 使用系数=1
UK
':%LeL 根据,7级精度, 查课本得
2n:<F9^" 动载系数K=1.07,
BJj'91B[d 查课本K的计算公式:
E^1yU K= +0.23×10×b
P`biHs8O =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
IT| h;NUG 查课本得: K=1.35
2~kx3` Q 查课本得: K==1.2
/)ZjI
W"| 故载荷系数:
jHFjd' K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
OS(`H5D ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
x MJ -= d=d=50.64
.xT?%xSi/ ⑧计算模数
5 pCicwea# =
uY]';Ot G 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
4uXGp sL 由弯曲强度的设计公式
>w3C
Ku< ≥
aTvyz r1 JtFq/&{i ⑴ 确定公式内各计算数值
QVT0.GzR ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
qs]W2{-4~ 确定齿数z
Z",0 $Gxu 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
8W&1 "h` 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
1)z'-dQ-5$ Δi＝0.032％5％，允许
bpY*;o$~ ② 计算当量齿数
Ne
u$SP z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
mI&3y9; ( z＝z/cos＝144/ cos14＝158
@K"$M>n$Z ③ 初选齿宽系数
$<-a>~^Tp 按对称布置，由表查得＝1
*d8
%FQ ④ 初选螺旋角
o zOc6 初定螺旋角 ＝14
J _)F/S!T ⑤ 载荷系数K
C6>_ wl] K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
@WazSL;N ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
[r2 V+b.C 查得:
qjRbsD> 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
#?Ix6 {R 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
Yup#aeXY/ Y$OE[nGi%X ⑦ 重合度系数Y
}oD^tU IK 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
gYt=_+- ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
nzbVI ＝14.07609
2z;nPup, 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
>FeCa
h Fn ⑧ 螺旋角系数Y
l(1.Ll
轴向重合度 ＝1.675,
Lum=5zDo Y＝1－＝0.82
U>n [R/~] s58dHnj5 + ⑨ 计算大小齿轮的
+184|nJ<2 安全系数由表查得S＝1.25
?jmL4V2-f 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
jct=Nee| 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
GN(,` y 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
rrC\4#H[?? 查课本得到弯曲疲劳强度极限
;QVTb3Th 小齿轮 大齿轮
6# bTlmcg MHp:".1 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
Eg&5tAyM K=0.86 K=0.93
# a4OtRiI }S*]#jr& 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
|J@
&lBlq []=
%4R1rUrgt| []=
IT#Li 07=I& Pum }x#e.}hf& 大齿轮的数值大.选用.
O=LW[h! 3;jx Io$, ⑵ 设计计算
;wJe%Nw? 计算模数
W NeB thq6 HP7~Zn)c .p Mwa 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由:
E >/~: P
B-x_D z==24.57 取z=25
cBbumf 9C tZx}/&m- 那么z=5.96×25=149
3_9CRE ZCl TC2%n\GH* ② 几何尺寸计算
RnC+]J+?4 计算中心距 a===147.2
V60"j( 将中心距圆整为110
= [: E F jizPg/|! 按圆整后的中心距修正螺旋角
30SQ&j[N] MSBrI3MqQ =arccos
!?).4yr G{,DoCM5WL 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
1R yE8DdP 0Ntvd7" `} 计算大.小齿轮的分度圆直径
p{v*/<.; T.')XKP)1N d==42.4
+e.w]\} .v}| Tp&k d==252.5
EbX!;z H2Z
e\c 计算齿轮宽度
k'
Fu& r ;/pI@C k B=
L<iRqayn Ahba1\,N$ 圆整的
D@ .qdRc3 /d! 大齿轮如上图：
6ce-92n 1 tI=Dw x @TXLg2 E^ c *x^ 7.传动轴承和传动轴的设计
wD$UShnm9- ;PMh>ZE` 1. 传动轴承的设计
h~CLJoK< X' s<+hK& ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
rev*G: P1=2.93KW n1=626.9r/min
v@M^ukk'} T1=43.77kn．m
53a ^9 ⑵. 求作用在齿轮上的力
y5O &9Ckw 已知小齿轮的分度圆直径为
,p(&G_ d1=42.4
dVHbIx 而 F=
k 9z9{ F= F
<;~u@^> Fz t?M F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
-MT Ytw ( mb 1c9 1 ^= QIX 6'@ {
*
u ⑶. 初步确定轴的最小直径
[ >\|QS| 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
> l0H)W +Y~5197V CAs:>s
'8 = EA:f q 从动轴的设计
: |n iFK4 P cU~1m1 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
?8GS* I P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
h"0)spF"d ⑵. 求作用在齿轮上的力
C}Kl! 已知大齿轮的分度圆直径为
F r d2=252.5
25{ _x3t^ 而 F=
bDtb6hL F= F
<"P-7/j3j }58MDpOF1 F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
9CeR^/i je2_ .^ 1nskf*Z [p`5$\e ⑶. 初步确定轴的最小直径
T+$H [ &j 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
IY#:v%U oR=i5lA U 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
! +^'Ej)z 查表,选取
TxP +? 1t 0zq' Nf?#3 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
!#O [R S 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
U"p</Q Z}dK6h5+' ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
9 =;mY 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
y-1e (:GF !ou#g5Q@z 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
+C{ -s L 4g%o9G D B 轴承代号
IFX$\+- 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
EaO@I. [ 45 85 19 60.5 70.2 7209B
!`Rh2g*o9 50 80 16 59.2 70.9 7010C
;X,u 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
x [FLV8`b| `)n4I:)2 YNU}R/u6^ EX`P (=zD PX
8 UVA 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
St-uE |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,
xLz=)k['' 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.
ump~)?_B )S)L9('IxT 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.
-Ks>s 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,
C|$q Vh> 高速齿轮轮毂长L=50,则
AC)
M2; %SM;B-/zHt L=16+16+16+8+8=64
RP&bb{Y 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
zN4OrG 0 )|F|\6:ne 5. 求轴上的载荷
|@Tga _0p 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,
86r5!@WN 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.
V)`2 Kw ??rS h Mu C9 n%!()> 'YN aLZ20 'pdTV:]zA <>cS@V5j l90mM'[ "Zu uSi -u2i"I730 g` 7XE ~Iu! B
Y 传动轴总体设计结构图:
{4 O f. nM
)C^$3<t +L(am q;S 3FEJ
9ZyG (主动轴)
-Mt
5< s \oQ]=dDCd% Y?T{>"_W 从动轴的载荷分析图:
GF'wDi} g*| j+ <:7 6. 校核轴的强度
5gszAvOO 根据
]rmBM ==
OW:*qY c;: 前已选轴材料为45钢，调质处理。
CT|+? 查表15-1得[]=60MP
:QCL9QZ' 〈 [] 此轴合理安全
WeI+|V$ !*IMWm > 8、校核轴的疲劳强度.
::L2zVq5V ⑴. 判断危险截面
bQAznd0 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.
+8=$-E= ⑵. 截面Ⅶ左侧。
97}]@xN= 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
g8) ,$:Uw 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
_B4&Fb. 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
DA =U=F 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
3:%k
pnO 截面上的弯曲应力
<O x[![SR #c!:&9oU 截面上的扭转应力
<G"cgN#] ==
CU$kh z" 轴的材料为45钢。调质处理。
3JoY- 由课本得：
r@r%qkh(.@ b ^Hr zn 因
C
\ Cc[v 经插入后得
ffCDO\i({ 2.0 =1.31
vN v?trw 轴性系数为
H/8^ Fvd =0.85
?-??>& z K=1+=1.82
!`ol&QQ# K=1+（-1）=1.26
#GsOE#*>T 所以
wAMg"ImJ T& U}}iWN 综合系数为： K=2.8
UuG%5 ZC K=1.62
5'lVh/ 碳钢的特性系数 取0.1
pj l%Jm 取0.05
&|SWy
2 N 安全系数
f^%3zWp|- S=25.13
M 8^ID # S13.71
Z[vx0[av& ≥S=1.5 所以它是安全的
V A/2$5Wu 截面Ⅳ右侧
~z[`G#dU 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
;qx#]Z0 < >Wg=
Tuef 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
tzI|vVT, 68 %aDs 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
u09Tlqh0 3 +sNS 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
w7)pBsI 截面上的弯曲应力
B5\l&4X 截面上的扭转应力
F)P:lvp<r ==K=
LUbhTc K=
ci,( ]T +! 所以
H`[FC|RYyE 综合系数为：
'CBwE&AL K=2.8 K=1.62
L
K&c~
Uy 碳钢的特性系数
Y;af|?U*6: 取0.1 取0.05
iGW(2.Z 安全系数
2 BY|Cp4R S=25.13
88 Pt"[{1 S13.71
_/[qBe ≥S=1.5 所以它是安全的
L03I:IJ U$:^^Z t`B 9.键的设计和计算
T!
}G 51 QPy h.9:N ①选择键联接的类型和尺寸
^Ks1[xc* ` 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.
T*p7[ }# 根据 d=55 d=65
[gzaOP`f 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
ff9 m_P b=20 h=12 =50
'O%*:'5k F"Dr(V ②校和键联接的强度
:GvC #2 p 查表6-2得 []=110MP
!&%KJS6p4 工作长度 36-16=20
Yjg$o:M 50-20=30
PvKGB01_ ③键与轮毂键槽的接触高度
VnuG^)S K=0.5 h=5
NK-}[!f K=0.5 h=6
~HY)$Yp; 由式（6-1）得：
#kQ! GMZH ＜[]
$ #^3>u ＜[]
)~M@2;@L 两者都合适
l_yy;e 取键标记为：
W{Qb*{ 9 键2：16×36 A GB/T1096-1979
u`EK^\R 键3：20×50 A GB/T1096-1979
_9oKW;7f7 10、箱体结构的设计
=u0=)\0@r 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，
hGFi|9/-u 大端盖分机体采用配合.
%g*nd#wG \Vv)(/q { 1. 机体有足够的刚度
xpZ@DK; 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
padV|hF3(e 0ytAn+/"x 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
Ob%iZ.D|3< -0uGzd+m* 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
H#F"n"~$ 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
[6@bsXiw QVn2`hr 3. 机体结构有良好的工艺性.
|
{zka.sJ
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
E; yr 46 DmoY],9I+p 4. 对附件设计
w2$ L;q A 视孔盖和窥视孔
\>T1&JT 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
[:,|g;=Y} B 油螺塞：
ldG 8hK 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。
L9[m/(:y C 油标：
qPN 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
;8F6a:\v 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
r?`nc6$0| vr>J$(F D 通气孔：
}zo-%# 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.
hAi'|;g E 盖螺钉：
VQ~eg wJL 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
^ ' )4RU 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F&/ }x15 F 位销：
J( ~xU0gd' 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.
_qit$#wK; G 吊钩：
d76C ]R5L 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
(yu0iXZY IxP$ lx 减速器机体结构尺寸如下：
jaTCRn3|< i;)r|L `V? 名称 符号 计算公式 结果
@[(%b{TE; 箱座壁厚 10
Dx3Sf}G
` 箱盖壁厚 9
iow8H' F 箱盖凸缘厚度 12
)o_$AbPt 箱座凸缘厚度 15
Z=?qf$.} 箱座底凸缘厚度 25
I8hmn@ ce 地脚螺钉直径 M24
%ye4FwkRy 地脚螺钉数目 查手册 6
B gG+ 轴承旁联接螺栓直径 M12
dZbG#4oO 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
)\0c2_w> 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
#`Et{6W S 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
w<4){ .dA 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
! FnH ; ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
"V_PWEi 22
@*LESN>T@t 18
t #g6rh& ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
DU4Prjb' 16
K>$od^f%c 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
k}Vu!+c z 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
M *c`@\ 齿轮端面与内机壁距离 > 10
8eoDE. } 机盖，机座肋厚 9 8.5
7,"1%^tU 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
ex2*oqAdX 150（3轴）
5G =CvGu 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
5k}UXRB? 150（3轴）
pr-! otz p.1|bXY` 11. 润滑密封设计
i_&&7. 'm"H*f 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.
s OW-GWSE< 油的深度为H+
T[eTT]Z{Ia H=30 =34
GRj{*zs 所以H+=30+34=64
6q8qq/ h) 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
XH2g: $ M|`%4vk> 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
,[^P 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
=RUK N 38 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
M ~!*PCd5 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
R m *"SG 4aZsz,= 12.联轴器设计
w>rglm& 2Sb~tTGz79 1.类型选择.
Vo(d)"m? 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
s6). ?oE 2.载荷计算.
DjL(-7'p 公称转矩：T=95509550333.5
88)0Xi|]KP 查课本,选取
)WEyB~'o 所以转矩
"Rs^0iT7> 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
kAbT& Rm" 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
Q:kpaMA1P *Xl&N- 04 四、设计小结
4y21v|(9 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。
**0Y*Ax@ 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。
NRq
jn; ,+ 五、参考资料目录
'n.eCd j [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；
m2<sVTN`^ [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；
~"}-cl, [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；
"W:'cIw [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；
~`mOs1 d [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
;U}lh~e11 [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；
lg A9p
4- [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。
