机械设计基础
课程设计任务书
AT3HH QD /`aPV"$M 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
L1 Yj9i h]z 8.k2n 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
"10\y{`v^ s % Ph 目 录
)t-P o'RW >Sk%78={R 一 课程设计书 2
4,X C bcC f]?&R c2C 二 设计要求 2
nC??exc $qg 2@X. 三 设计步骤 2
z%+rI BSd.7W;cS= 1. 传动装置总体设计方案 3
$kmY[FWu? 2. 电动机的选择 4
`uusUw-Gf 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
5-({z%:P 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
hDUU_.q)D 5. 设计V带和带轮 6
j^U"GprA 6. 齿轮的设计 8
-:45Q{u / 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
3&M0@/ 8. 键联接设计 26
Gkfzb>_V] 9. 箱体结构的设计 27
L5KcI 10.润滑密封设计 30
'4~I %Z7L 11.联轴器设计 30
M($GZ~ b%A ?g@X+!RB 四 设计小结 31
/.A"HGAk 五 参考资料 32
&%/T4$'+Y+ e F}KOOfC 一. 课程设计书
DXO'MZon3 设计课题:
3syA$0TZt 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
FBouXu # 表一:
\{a5]G(4s 题号
-Ks)1w>l DOkuT/+ 参数 1
KZ AF9 运输带工作拉力（kN） 1.5
zO $r 运输带工作速度（m/s） 1.1
).e}.Z6[i` 卷筒直径（mm） 200
^AOJ^@H^>
4sH?85=j 二. 设计要求
e8(Qx3T?b 1.减速器装配图一张(A1)。
D88IU9V&n 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
i=P}i8,^ = 3.设计说明书一份。
7z/O#Fbs y
)<+?@sP 三. 设计步骤
^x^(Rk}| 1. 传动装置总体设计方案
_; S~nn 2. 电动机的选择
fN<Y3^i" 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
[4dX[ 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 6^BT32,' 5. “V”带轮的材料和结构
JdWav!PYm 6. 齿轮的设计
=kK%,Mr 7. 滚动轴承和传动轴的设计
.We{W{ 8、校核轴的疲劳强度
]8Xip/uE 9. 键联接设计
10m|? 10. 箱体结构设计
>$r o\ / 11. 润滑密封设计
A
=&`TfXu 12. 联轴器设计
mWn0"1C 1B~Z1w 1.传动装置总体设计方案:
%CgV:.,K d1
kE)R 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
{L.uLr_?e 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，
"i*gJFW| 要求轴有较大的刚度。
EUV8H}d5 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。
K,U 8 vc 其传动方案如下：
|}<Gz+E> p_EM/jI, 图一:(传动装置总体设计图)
=WZ@ {z9J GWWaH+F[h 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
]-SJ";aU 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
X2:23j< 传动装置的总效率
42}8es.aa
η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
Ra
H1aS( 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
[U"/A1p η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
0plX"NU 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
tL< .B t B(~:"|8 2.电动机的选择
ga S}>?qk _.BT% 4 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，
KU]o=\ak% 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，
Unb3
Gv#O 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。
"Y- WY,H *8)va 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，
M#m;jJqON )1 HWD]>4 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
'lu3BQvfh O(D2F$VlL 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
E7aG&K O.xtY @'" I:UDEoQo 方案 电动机型号 额定功率
iy]?j$B$ P
hv\Dz*XTs0 kw 电动机转速
&%t&[Se_~ 电动机重量
wQ@:0GJH N 参考价格
|')PQ 元 传动装置的传动比
e6jA4 X+a 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
@>V;guJC% 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
y=EVpd Z|ZB6gP>h1 中心高
S'hUh'P Z 外型尺寸
zEukE A^9` 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
MOnTp8 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
>s0![c oz qc\D=3 #Yp 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
G'(rjH>q n&?)gKL0g （1） 总传动比
d h& > E 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
VYO1qj （2） 分配传动装置传动比
oVP r`] ＝×
NuD|%Ebs 式中分别为带传动和减速器的传动比。
ecQ,DOX|b 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
[ K'gv Lt1 4.计算传动装置的运动和动力参数
`+>K)5hrR （1） 各轴转速
n 9`]}bnX ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
V'MY+# ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
>V)"TZH （2） 各轴输入功率
mw;4/
/R ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
T&b_*)=S ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
K :~tZ 则各轴的输出功率：
=adHP|S ＝×0.98=2.989kW
ftl?x'P% ＝×0.98=2.929kW
rPGj+wL5- 各轴输入转矩
R*6B@<p,i =×× N·m
~dp f1fP 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
)7o? }"I 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
@h!Z0}d X( ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
Qr 4 D 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
&) ;P|v`8 ＝×0.98=242.86N·m
NVsa V;u 运动和动力参数结果如下表
u'>94Gm} 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
5r~jo7 输入 输出 输入 输出
!jSgpIp 电动机轴 3.03 20.23 1440
6pbCQ
q 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
@DY"~c cH 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
1
ptyiy [(5. ? 5、“V”带轮的材料和结构
0< vJ *z|_ 确定V带的截型
A1,q 3<<D% 工况系数 由表6-4 KA=1.2
DZnqCu"J 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
xy"'8uRi V带截型 由图6-13 B型
X:;x5'| x-X~'p'f 确定V带轮的直径
jlU6keZh` 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
GQ7uxdqWBQ 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
%!(C?k!\ 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
ljOY;WV3 m;MJ {"@A' 确定中心距及V带基准长度
18QqZ,t 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
CE c(2q+%i 360<a<1030
] S[?tn 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
:/$ WeAg {tY1$} R 初定V带基准长度
Dm5 Uy^F} Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
8(L2w|+B< R]&Csr#~ V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
=&$z
Nc4h 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
@*Ry` )T 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
Y I,t{Wy ?{ ^_z_, 确定V带的根数
rz
k;Q @1 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
F=1 #qo<? 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
'g ,h 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
;<m`mb4x[ 带长修正系数 由表6-2 KL=1
d!0rq4v7 %
_ E?3 V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
\WE&5
9G B\)Te9k' 取Z=2
$m2#oI 'D V带齿轮各设计参数附表
d9;&Y?fp c:7F
2+p 各传动比
Y'i yfn k 6{1=3.CL V带 齿轮
O=RS</01! 2.3 5.96
D^ U S2B 9 $$uk'}w! 2. 各轴转速n
f?)7MR= (r/min) (r/min)
Fw\Z[nh 626.09 105.05
cVL|kYVWT QDQ"Sc06 3. 各轴输入功率 P
Q a )+Tv （kw） （kw）
Hf]:m hH 2.93 2.71
3rH }/`d4 j0; ~2W#G* 4. 各轴输入转矩 T
` HXv_9 (kN·m) (kN·m)
%N<5ST>( 43.77 242.86
goIv m:? BL16?&RK 5. 带轮主要参数
ya8p
4N{_ 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
',0:/jSz 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
e,e(t7c?d 带的根数z
rtJER?A 160 368 708 2232 B 2
dnoF)(d&Cm ?I[8rzBWU 6.齿轮的设计
WT<}3(S'? BKg8p]`+ （一）齿轮传动的设计计算
xyk%\&"7 W4^z KnH 齿轮材料，
热处理及
精度 hFi gY\$m 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
2MRd （1） 齿轮材料及热处理
b},2A'X 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
9efey? z 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
jL\j$'KC ② 齿轮精度
Qq`S=:}~x 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
<}{<FXk[ $kTm"I ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
7 mCf*| 按齿面接触强度设计
/ GO - :$b` n 确定各参数的值:
@c]KHWI ①试选=1.6
k;+TN9 选取区域系数 Z=2.433
72OqXa* A,<5W } 则
r{R<J?Y ②计算应力值环数
e+lun
- N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
1]Xx {j< =1.4425×10h
>fXtu:C-!J N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
GLtWo+g0 ③查得：K=0.93 K=0.96
TUnAsE/J& ④齿轮的疲劳强度极限
U 3a2wK 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
SPb +H19; []==0.93×550=511.5
W:RjWn @< F;ttqL []==0.96×450=432
+s}&'V^ 许用接触应力
940:NOgm 2@ ZVEN ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
*0>`XK$mWo =1
/Y y)=~t{ T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
(a_bU5) =4.47×10N.m
-4Hb]#*2 3.设计计算
?4R%z([X7 ①小齿轮的分度圆直径d
Fa>f'VXx 'Eur[~k =46.42
) 1AAL0F\B ②计算圆周速度
#!F>cez 1.52
v@%4i ~N ③计算齿宽b和模数
ck{S 计算齿宽b
v-z%3x.f b==46.42mm
EN2t}rua 计算摸数m
Pj s=n7 初选螺旋角=14
N=\ zx^w, =
D-BT`@~ l ④计算齿宽与高之比
6U ! P8q 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
^_ch%3}Im =46.42/4.5 =10.32
Wm6qy6HR ⑤计算纵向重合度
J]TqH`MA =0.318=1.903
^ 0YQlT98 ⑥计算载荷系数K
M)oKtiav* 使用系数=1
ts,r,{ 根据,7级精度, 查课本得
e El)wZ,A 动载系数K=1.07,
(U & 查课本K的计算公式:
5bt>MoKxv K= +0.23×10×b
~wDXjn"U& =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
**h4M2'C 查课本得: K=1.35
Qa _V 查课本得: K==1.2
_!o8s%9be 故载荷系数:
5=C?,1F$A K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
9s"st\u
4 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
)K{ s^]Jp d=d=50.64
5c]:/9& ⑧计算模数
cK1^jH<| =
:+/8n+@# 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
cRf F!EV 由弯曲强度的设计公式
C Imp,k0 ≥
%FYhq:j g}0K@z3 ⑴ 确定公式内各计算数值
Br9j)1; ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
=T9h7c R 确定齿数z
#s c!H4 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
P_5aHeiJ 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
E to"B" Δi＝0.032％5％，允许
G~1 ;_' ② 计算当量齿数
)oCL![^pXe z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
l4 8$8Mgrr z＝z/cos＝144/ cos14＝158
h]s6)tI I ③ 初选齿宽系数
gw"c Xny 按对称布置，由表查得＝1
OY{fxB b ④ 初选螺旋角
nz?[ 初定螺旋角 ＝14
,RR{Y- ⑤ 载荷系数K
/iO"4%v K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
u*@R`,Y
⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
k";dK*hD, 查得:
/#Pm'i>B 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
4u i q'- 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
IRQtA
Z V$ "v:k5a( ⑦ 重合度系数Y
Nx.9)MjI 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
h7+"*fN ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
[`GSc 6j ＝14.07609
`$ f`55e 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
}oZ8esZU2 ⑧ 螺旋角系数Y
anW['!T9{s 轴向重合度 ＝1.675,
J-<P~9m~I Y＝1－＝0.82
+zMhA p 8~O#@hB~3 ⑨ 计算大小齿轮的
Trs~KcsD 安全系数由表查得S＝1.25
i[K Xkjr 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
G K~A,Miqk 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
v>LK+|U 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
S} UYkns* 查课本得到弯曲疲劳强度极限
@;eH~3P 小齿轮 大齿轮
?Vg~7Eu0 c( => 5 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
[UXVL}t k K=0.86 K=0.93
#-YbZ 6ZI Pe~` 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
Hj K8y@j []=
d\ #yWY []=
ouCh2Y/_ `
1+*-g^r W\Pd:t 大齿轮的数值大.选用.
#Q =73~
YA@?L!F ⑵ 设计计算
0\!Bh^++1 计算模数
}K 'A/]' 5 b rM.. `>\
~y1 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:
=iW hK~S ^*l
dsc z==24.57 取z=25
\ 9,lMK[b !X7z y9 那么z=5.96×25=149
=* 'yGB[x) 4 Vi*Qa_,y ② 几何尺寸计算
\{<ml n 计算中心距 a===147.2
&5K3AL 将中心距圆整为110
]7 <$1ta ?H8w;Csq- 按圆整后的中心距修正螺旋角
?x ",VA 5)f 'wVe =arccos
(+v':KH3_ :a Cf@:'] 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
&c-V
QP ( Po=:-Of: 计算大.小齿轮的分度圆直径
{s@!N -}TP)/ !,* d==42.4
P4"BX*x 'KmM %tN d==252.5
Lf x a^0 3q/"4D 计算齿轮宽度
O=U,x-Wl ]u|FcwWc3 B=
sB: e:PK D A=LR 圆整的
pqs!kSJ V :@ &e~QP( 大齿轮如上图：
^4WZ%J#g ~uY5~Qs9G &O+ S [~ /b{ @'] 7.传动轴承和传动轴的设计
'`}D+IQ(j G :+D1J] 1. 传动轴承的设计
_Rj bm'kC evEdFY ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
85"Szc-# P1=2.93KW n1=626.9r/min
&:d `Pik6 T1=43.77kn．m
n=rmf*, ? ⑵. 求作用在齿轮上的力
um PN=0u6 已知小齿轮的分度圆直径为
^&F.T-( A d1=42.4
/!&eP3^ 而 F=
-;Mh|!yg F= F
0p3) t M| }?5NS
F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
D'g@B.fXd
*W | S5m.oHJI* ^,'KmZm= ⑶. 初步确定轴的最小直径
p&(z'd 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
%j0c |u I& 8!V)r) I7XM2 xM KxmB$x5-=8 从动轴的设计
3 P\4K <!W9E M 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
Rwj
3o P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
\ Ho VS ⑵. 求作用在齿轮上的力
%> YRNW@% 已知大齿轮的分度圆直径为
FzsW^u+ d2=252.5
"5,Cy3 而 F=
$\o e}`#o F= F
>0N$R|B& vO zUAi F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
ODCN~7-@ NCkrf]*F- nm|"9|/
slA~k;K:_ ⑶. 初步确定轴的最小直径
3gCP ?%R 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
FGMYpapc~ @MH/e fW. 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
pkIJbI{aS 查表,选取
O[} 2 ew Yk> 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
B`% %,SLJ 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
A{eh$Ot% K]U8y$^ ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
\$8p8MP<&D 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 。
(j)>npOd9 "aGpC{ 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.
sc EE$: t-hN4WKH_A D B 轴承代号
ra\2BS)X 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
@ao Hz8K 45 85 19 60.5 70.2 7209B
"OKsl2 e 50 80 16 59.2 70.9 7010C
%X\rP , 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
{uO2m*JrI 9TE-'R@ WB|SXto%4D pd R&2 fp ld23 ^r 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
?37Kc,o 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
_i&awm/U ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
S|v-lJ/I WX E{uGc ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
T EqCoeR ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
[hXU$Y>"0 高速齿轮轮毂长L=50,则
.S Sj=q4 ? !*|`-woE L=16+16+16+8+8=64
@MGc_"b 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
wkZ}o,{*: LMte,zs> 5. 求轴上的载荷
@k2nID^> 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,
-Z%B9ql' 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.
5eSmyj-W =C2,?6! A&QO]8 GCPSe A~cx oBTRO0.s+ 6 tmn1 : i( XqoR-x
liq9P,( . B9rG~ as6YjE.Yy p2~MJ
LK4 传动轴总体设计结构图:
"8Y4;lbN.q JB= L\E} :X;' 37o#q ,.<l^sj5 (主动轴)
LHz-/0 [ GoNX\^A QGnBNsA h 从动轴的载荷分析图:
!'^gqaF+ }-R|f_2Hp 6. 校核轴的强度
H-o>| C 根据
1Lb+
& ==
aJ1<X8 前已选轴材料为45钢，调质处理。
N&t+*kF_ 查表15-1得[]=60MP
dRXF5Ox5K} 〈 [] 此轴合理安全
3Vl?;~ :5 SXA_P{j&a 8、校核轴的疲劳强度.
e " f/ ⑴. 判断危险截面
Q}M%
\v 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.
|Tp>,\:5 ⑵. 截面Ⅶ左侧。
G-]ndrTn 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
.* xaI+: 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
iIoeG_^*Y 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
'e;]\<
0z 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
&i,xod6$ 截面上的弯曲应力
/=}w%-;/; aoh"<I%]>4 截面上的扭转应力
~P85Or ==
7 Ld5 轴的材料为45钢。调质处理。
gSP]& _9j 由课本得：
kw>W5tNpf: {re<S<j& 因
tN=B9bm3j 经插入后得
? -PRS.=% 2.0 =1.31
l#_(suo64 轴性系数为
$]eITyC`P =0.85
B6&;nU>; K=1+=1.82
)V<ML7_? K=1+（-1）=1.26
lU0'5!3R, 所以
]E\o<"#t/ ~5[#c27E9 综合系数为： K=2.8
mX9amS&B$ K=1.62
RjY(MSc 碳钢的特性系数 取0.1
qcSlY&6+ 取0.05
0yhC_mI 安全系数
o. ntzN S=25.13
g?.ls{H S13.71
\YE(E04w57 ≥S=1.5 所以它是安全的
}j^a suf~c 截面Ⅳ右侧
KErQCBeJ 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
WleE$ , *UVo>; 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
r5kKNyJ a7+w)]r 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
X!, 2/WT $[L~X
M 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
gJE m 截面上的弯曲应力
_yi`relcq- 截面上的扭转应力
SW!l SIk ==K=
E-Nc|A K=
6; WfsG5 所以
1 PL2[_2: 综合系数为：
\wR $_X& K=2.8 K=1.62
ZS*PY, 碳钢的特性系数
X}@^$'W 取0.1 取0.05
WC6yQSnY& 安全系数
&M p??{g S=25.13
hXBAs*4DV8 S13.71
jlvh'y` ≥S=1.5 所以它是安全的
V2As 5 k1l\Rywp 9.键的设计和计算
eD4D<\* 'MLp*3djF, ①选择键联接的类型和尺寸
r u c gav 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.
3 7 OU 根据 d=55 d=65
5G$N 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
vGe] ; b=20 h=12 =50
l yY\P6
X 77KB-l2 ②校和键联接的强度
2a=3->D& 查表6-2得 []=110MP
00jW s@K 工作长度 36-16=20
GtR!a 50-20=30
k! ?sHUAj ③键与轮毂键槽的接触高度
7+_TdDBYs K=0.5 h=5
#0HZ"n K=0.5 h=6
BC: d @
由式（6-1）得：
" Y%fk/v8 ＜[]
Blw AD ＜[]
L qNt.d @ 两者都合适
2/Xro rV 取键标记为：
,z4)A&F[c; 键2：16×36 A GB/T1096-1979
'q3<R%^Q 键3：20×50 A GB/T1096-1979
;Gc,-BDFw 10、箱体结构的设计
pco:]3BF6 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，
?3[Gh9g` 大端盖分机体采用配合.
b suGZ !wbO:py[8> 1. 机体有足够的刚度
2VpKG*!\ 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
eILdq* )R Ux 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
zR@4Z>6
]A? (OA 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
Nxm^jPM 0 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
={' 3j Z
" mqH 3. 机体结构有良好的工艺性.
u-s*3Lg& 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
/penB[ 1i 0r_3 :#Nn 4. 对附件设计
$ jkzm8{W A 视孔盖和窥视孔
# %9t- 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
PJfADB7Y B 油螺塞：
> J.q3 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。
u0Q 6 +U C 油标：
uSsP'qd 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
HNUpg Ni 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
"?*B2*|}` h5)4Z^n D 通气孔：
rF^H\U:w 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.
&0b\E73 E 盖螺钉：
FOyANN' 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
;No i H& 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
"g5<j p F 位销：
&gLXS1O 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.
`w8Ejm?n G 吊钩：
w,T -vf 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.
`uwSxt m$.7 ) 24 减速器机体结构尺寸如下：
>rhqhmh;W" lRA NXM 名称 符号 计算公式 结果
!U7}?i& H 箱座壁厚 10
9GX'+$R] 箱盖壁厚 9
`_iK`^(- 箱盖凸缘厚度 12
h
wi!C} 箱座凸缘厚度 15
BCmK zv 箱座底凸缘厚度 25
o$p]
p9 地脚螺钉直径 M24
r9Vt}]$a G 地脚螺钉数目 查手册 6
.: Zw6 轴承旁联接螺栓直径 M12
5_\1 f|, 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
|jI|} ,I 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
)%JjV(: 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
L9]y ~[R: 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
V8O-|7H$ v ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
a9 uMgx} 22
^\oMsU5( 18
**CGkL ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
A I v 16
/[qLf:rGI 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
TV Zf@U 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
\"a~~Koe 齿轮端面与内机壁距离 > 10
/pC60y}O0 机盖，机座肋厚 9 8.5
HPY;U N 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
Xf;_r+ ; 150（3轴）
6/.kL;AI 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
Ub{7 Xk
n 150（3轴）
b{CS1P @rv)J[7Y& 11. 润滑密封设计
cte
Wl/v uovSe4q5q 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.
nKmf# 油的深度为H+
{t *CSI H=30 =34
FMtg7+Q|> 所以H+=30+34=64
U]&/F{3
im 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
pwv mb \ u f1s}/M 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
q8)w Al 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
;v!Ef"E|cV 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
?jU 3%" 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
gSHN,8.
` 6s t^-L 12.联轴器设计
R_=fH\c; ?^ R"a## 1.类型选择.
w5vzj%6i 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
_&M^}||UH 2.载荷计算.
R"{P#U,HNO 公称转矩：T=95509550333.5
y\n# `*5k 查课本,选取
,b<m],p 所以转矩
:<H4hYt2 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
,va2:V
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
y J>Bc wn.UjxX. 四、设计小结
Z6nQW53- 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。
ba)hWtenH 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。
,uD}1
G<u 五、参考资料目录
It]GlxMX [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；
tlYB'8bJY [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；
RJ-J/NhWyI [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；
iGBHlw;A [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；
";up u [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
lm*C:e)4A [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；
Z?qc4Cg [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。
