机械设计基础
课程设计任务书
/ h H ):6 8%, 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
r v^@, 8vq Fg5kX 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
.B]MpmpK vkx7paY_ 目 录
$=8
NED5 Vl /+;6_ 一 课程设计书 2
]7F=u!/`<C ~hnQUS`A 二 设计要求 2
JPc+rfF k"T} 2 7 三 设计步骤 2
0K cyLAJ + mmSfuO&\ 1. 传动装置总体设计方案 3
V6&!9b 2. 电动机的选择 4
L_uVL#To 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
l|~A#kq 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
\K{ 0L 5. 设计V带和带轮 6
tqvN 0vY5 6. 齿轮的设计 8
"$Z= %.3Q 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
7$vYo
_ 8. 键联接设计 26
Pw7]r<Q 9. 箱体结构的设计 27
<ro7vPKNa 10.润滑密封设计 30
LqoB 10Kc\ 11.联轴器设计 30
[#<-ZC#T* U0
Yll4E 四 设计小结 31
b9KP( _ 五 参考资料 32
3s,g* xd q?/^E 一. 课程设计书
/7 nb,!~~l 设计课题:
av}k)ZT_ 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
@; zl 表一:
q #Z@+(^ 题号
!N\ @'F! 7 S#J>* 参数 1
#zv3b[@ 运输带工作拉力（kN） 1.5
2\A $6N ;_ 运输带工作速度（m/s） 1.1
JgKO|VO 卷筒直径（mm） 200
-LoZs
ru RE 7?KR> 二. 设计要求
uB]7G0g: 1.减速器装配图一张(A1)。
| C;=-| 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
25nt14Y 0u 3.设计说明书一份。
{3>$[bT Yh@ JXJ> 三. 设计步骤
P_dCR 1. 传动装置总体设计方案
VuhGx :Xl 2. 电动机的选择
knu,"< 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
~NrG`
D} 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 -j# 2}[J7 5. “V”带轮的材料和结构
1y4|{ 7bb 6. 齿轮的设计
)0. kv2o. 7. 滚动轴承和传动轴的设计
ajbA\/\G; 8、校核轴的疲劳强度
acajHs 9. 键联接设计
="1Ind@w!
10. 箱体结构设计
%B2 '~|g 11. 润滑密封设计
*)$Uvw E 12. 联轴器设计
.;y.]Z/; h0*!;Z7 1.传动装置总体设计方案:
^b4 9 e8 >}) 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
-]N
x,{ 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
Maha$n* 要求轴有较大的刚度。
oA7tE u 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。
[`#CXq' 其传动方案如下：
z\ \[S@>pt LiC*@W 图一:(传动装置总体设计图)
2.`\ \#2Z)Kz 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
m4[ ;(1 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
vONasD9At 传动装置的总效率
@N>\|!1CC η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
uanhr)Ys 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
L4@K~8j7 η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
a=|K%ii+Y 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
L\6M^r
> -V*R\,> 2.电动机的选择
x 77*c._3v :(E@Gf 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，
]g#: KAqz 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，
JinUV6cr 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。
2jA {SY- 8 ` v-<J 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，
h/QXPdV $g^@AdE% 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
on!,c>nNa w1F cB$ 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
=P yj%4Rs w49t9~ Yj<a"
Gr4[ 方案 电动机型号 额定功率
lne|5{h P
6g U96Z kw 电动机转速
Ij7p' a 电动机重量
*[Imn\hu N 参考价格
7zl5yK N 元 传动装置的传动比
pN, u `[ 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
77 Q5d"sIi 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
mtpeRVcF ^L ,K& Jd 中心高
K6)Gc%:` 外型尺寸
(=FRmdeYl1 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
d UD[e, ? 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
h,(26 y/s 3 #n_?- 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
x f'V{9* ]E{NNHK%2N （1） 总传动比
m=1N>cq
' 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
nd`1m[7MNu （2） 分配传动装置传动比
a) !o @ ＝×
OMk y $d# 式中分别为带传动和减速器的传动比。
x[| }.Ew 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
f'F?MINJP 4.计算传动装置的运动和动力参数
+Z,;,5'5G （1） 各轴转速
pj8=wc h ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
NYhB'C2 ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
9v #CE! （2） 各轴输入功率
H[T?\Lq ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
M.JA.I@X C ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
Q1lyj7c#x 则各轴的输出功率：
J T~4mT ＝×0.98=2.989kW
X hR4ru` ＝×0.98=2.929kW
TbMW|0 #w 各轴输入转矩
a1+oj7 =×× N·m
B 5L2< 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
BqEI(c 6 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
_OYasJUMG ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
D2 #ZpFp"h 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
6dHOf,zjm ＝×0.98=242.86N·m
g%o(+d 运动和动力参数结果如下表
Xa[.3=bV? 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
R-
X5K- 输入 输出 输入 输出
XMZ,Y7 电动机轴 3.03 20.23 1440
9p85Pv [M= 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
53_Hl]#qZ 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
zg>zUe
bA JhYe6y[q 5、“V”带轮的材料和结构
`Uq#W+r, 确定V带的截型
`&qL(66 工况系数 由表6-4 KA=1.2
DmK57V4L^ 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
U JUEYG V带截型 由图6-13 B型
, };& tR ]U?^hZ_ 确定V带轮的直径
0m p/Le5 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
$L `d&$Vh 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
yHYsZ,GE 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
50 h!
X9 `6;?9NI 确定中心距及V带基准长度
3l]lwV 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
D'>_ I. 360<a<1030
uuEV_ "X 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
5"V TK #&+{mCjs 初定V带基准长度
je\Ph5 " Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
j{ ]I]\=? ]Ee?6]bN V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
m~BAyk^jo3 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
_ >?\DgjH 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
_{ue8kGt Mc
lkEfn 确定V带的根数
(le9q5Qr. 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
BkAm/R 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
F~ty!( c 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
qw301]y 带长修正系数 由表6-2 KL=1
=>S]q71 >d XGee>'M V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
Q>qUk@ (M|Dx\_ 取Z=2
AF{ \6<m V带齿轮各设计参数附表
y8y5*e~A-) 'yc JMYP8 各传动比
b)#hSjWO# ';Ea?ID V带 齿轮
W.jGGt\<\ 2.3 5.96
QpH'PYy },?kk1vIT{ 2. 各轴转速n
<\ y @*fg+ (r/min) (r/min)
*t FHM &a 626.09 105.05
?5__oT T wB}l 3. 各轴输入功率 P
Eh`7X=Z 7E （kw） （kw）
2>9C-VL2 2.93 2.71
)CYGQMK o#)C^xlQ 4. 各轴输入转矩 T
jwe *(k]z (kN·m) (kN·m)
}v;V=%N+v 43.77 242.86
"9uKtQS0o B4/>H| 5. 带轮主要参数
Mexk~ z A^ 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
bRDYGuC 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
T"Y+m-<% 带的根数z
g'f@H-KCD 160 368 708 2232 B 2
@u+]aI!`- < {p4V|: 6.齿轮的设计
pQ" >UL* ]#<4vl\ （一）齿轮传动的设计计算
PQt") [ uC vj! 齿轮材料，
热处理及
精度 GKqm&/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
KkyVSoD\ （1） 齿轮材料及热处理
tFn)aa~L 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
(# c*M?g3 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
&E F!OBR ② 齿轮精度
F;EwQjTF 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
,,.QfUj/& ;+_:, _ ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
5~U/ 按齿面接触强度设计
Kn{4;Xk\ u#fM_>ML 确定各参数的值:
MKCsv+ ①试选=1.6
Ny 7 S 选取区域系数 Z=2.433
/HEw-M9z UgRiIQMq. 则
<nf@U>wlw ②计算应力值环数
Paq 4 N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
M?49TOQA =1.4425×10h
.LZ?S"z$ w N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
r6Dz;uz ③查得：K=0.93 K=0.96
bs&43Ae ④齿轮的疲劳强度极限
sdrfsrNvB- 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
'BxX0 []==0.93×550=511.5
]q[D >6_ =*.~BG []==0.96×450=432
]A `n (
"% 许用接触应力
@bLy,Xr& }#+^{P3 ; ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
r<EY]f^`u =1
59L\|OR T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
rXq.DvQ =4.47×10N.m
Fx Y}m 3.设计计算
:Ov6_x]* ①小齿轮的分度圆直径d
(E 3b\lST zI uJ-8T" =46.42
"{xrL4BtC ②计算圆周速度
RBd7YWo\|j 1.52
n&/
` ③计算齿宽b和模数
V GN5<?PrN 计算齿宽b
Ee#q9Cx^J b==46.42mm
W*:.Gxv] 计算摸数m
Z\rwO>3 初选螺旋角=14
Vp\,CuQ =
I
34>X`[o ④计算齿宽与高之比
gVuFHHeUz 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
+=h:Vb8 =46.42/4.5 =10.32
#X$\&,Yn" ⑤计算纵向重合度
T763:v =0.318=1.903
?$pCsBDo ⑥计算载荷系数K
ATyEf5Id_ 使用系数=1
~8+ Zs 根据,7级精度, 查课本得
y.k~Y0 动载系数K=1.07,
4_lrg|X1 查课本K的计算公式:
wHLLu~m\ K= +0.23×10×b
TX/Xt7#R: =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
3}1u\(Mf 查课本得: K=1.35
r5/0u(\LB 查课本得: K==1.2
:-Z2:/ P 故载荷系数:
gJ{)-\ K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
?^{Ah}x ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
% 1L,Y d=d=50.64
@mBQ?; qlK ⑧计算模数
0+ '&`Q!u =
!qg`/y9 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
vr l-$ii 由弯曲强度的设计公式
7]bGc
\ ≥
^ytrK
Q +sA2WK] ⑴ 确定公式内各计算数值
q`-N7 ,$T ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
U)gH}0n& 确定齿数z
=nS3p6>rZ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
*&W"bOMH* 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
HC8e>kP9b Δi＝0.032％5％，允许
WH} y"W ② 计算当量齿数
"S]TP$O D z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
Llo"MO*sr z＝z/cos＝144/ cos14＝158
xC T ML!H ③ 初选齿宽系数
BU_nh+dF 按对称布置，由表查得＝1
d0ks G$ ④ 初选螺旋角
59A}}.@?m 初定螺旋角 ＝14
cT,sh~-x, ⑤ 载荷系数K
2zb"MEOS5 K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
Il 'fL'3 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
~
7s!VR 查得:
SnfYT)Ph 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
W!(zT6# 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
\b x$i* niyV8v ⑦ 重合度系数Y
u#.2w)!D 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
oc`H}Wvn ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
Otuf] B^s ＝14.07609
D@.6>:;il 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
?a5! H*, ⑧ 螺旋角系数Y
##*3bDf$-5 轴向重合度 ＝1.675,
T8g$uFo Y＝1－＝0.82
@9s$4DS D,feF 9 ⑨ 计算大小齿轮的
7:1Lol-V 安全系数由表查得S＝1.25
*] X'( /b_ 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
8 Z~EwY* 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
} K gy
大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
ga +dt 查课本得到弯曲疲劳强度极限
VPo".BvG6 小齿轮 大齿轮
C6PdDRf N6:`/f+A>T 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
(<9u-HF# K=0.86 K=0.93
fHFE){ ]a`$LW} 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
Zy/_
E@C}u []=
;Y, y 4{H3 []=
* EH~_F fJg+ Ryo 2+XA X: YD 大齿轮的数值大.选用.
ygcm|PrS ]f_p 8?j" ⑵ 设计计算
2>%=U~5 计算模数
y9ZvV0 W=?<<dVYD a7opC mL 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:
g_bLl)g< i
ct]) z==24.57 取z=25
_[BP 0\dPW
J&_n9$ 那么z=5.96×25=149
PJ#,2=n~ ,P0) 6> ② 几何尺寸计算
wCBplaojJ 计算中心距 a===147.2
TWTb?HP 将中心距圆整为110
[a(#1 ~}
~4 按圆整后的中心距修正螺旋角
!ohN!P7& (ZlU^Gw#UB =arccos
sI2^Qp@O1 c:('W16 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
2=}FBA, 2 .}+}8[p4l 计算大.小齿轮的分度圆直径
8ao _i =&x !4!~L k= d==42.4
{!`6zBsP x+]" d==252.5
|7~<Is~ * Fr-SvsNFB 计算齿轮宽度
['D]>Ot68 '"s@enD0 y B=
j~MI<I+l[ 7_t'( /yu 圆整的
DmcZ ta8n] 6]wIG $j 大齿轮如上图：
a+QpM*n7Lq !)$Zp\Sg eO1lnO| q^nVN# 7.传动轴承和传动轴的设计
Hn:Crl y# ]M3 yLYK/P 1. 传动轴承的设计
%so ]L+r2! %iB ,IEw ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
mE[y SrV P1=2.93KW n1=626.9r/min
rC5O")I< T1=43.77kn．m
eS! /(#T ⑵. 求作用在齿轮上的力
;* J 已知小齿轮的分度圆直径为
: D p0? &_ d1=42.4
Bbc^FHip 而 F=
AQ Ojit6p F= F
uAk.@nfiEv $cg cX F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
i30!}}N8 |j|rS5 D_Mm W '%;m?t% q ⑶. 初步确定轴的最小直径
05R@7[GWq 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
(<l hn @)}L~lb[) 1;iUWU1@ q\ %I#1 从动轴的设计
TqQ[_RKg2 /{2, zW 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
\. S/| P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
\U0'P;em ⑵. 求作用在齿轮上的力
n"8Yv~v*2j 已知大齿轮的分度圆直径为
iow"n$/ d2=252.5
9 H~n _ 而 F=
"
1tH F= F
IGgL7^MF 9M ]_nP Y F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
+|f@^- iDD$pd,e\
b2*TgnRq
.Y|!:t| ⑶. 初步确定轴的最小直径
+,l-Nz 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
3U}%2ARo_ xx $cnG 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
{ h4E8.E 查表,选取
fsXy"#mOkD b MBLXk 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
1H9!5=Ff 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
_dU\JD 4z)]@:`}z ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
0}9h]X' 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
sRfcF`7 <naz+QK' 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
yQrD9*t&g (% 9$! v{3 D B 轴承代号
,u m| 1dh 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
Ca-j?bb! 45 85 19 60.5 70.2 7209B
[Qr"cR^ 50 80 16 59.2 70.9 7010C
[ hs ds \ 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
#E]59_
W 3RT{\ z%kULTL 92{\B-
l JtZ7ti 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
S>{~nOYt-` 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,
X?Au / 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.
]^]wP]R_ IA(5?7x`< 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.
>3 b CTE 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.Mry`9- 高速齿轮轮毂长L=50,则
%)n=x
ne 8>V5d Ebx' L=16+16+16+8+8=64
05[SC}MCA 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
11lsf/IP v,t:+
!8 5. 求轴上的载荷
v0y(58Rz. 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,
j.YA 2mr 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.
n tY]SK%Z KlqY@Xt OJxl<Q=z 9FX-1,Jx ~XIb\m9 H D,6:EV"sa /O9EQ Pm( @XVTU
3CJwj e# bn# ZB{Em B0W 传动轴总体设计结构图:
~5g ~;f[4 H>C=zo,oiC ])!*_ 8_F1AU? u (主动轴)
Q.[0c t Z ]ON h NO3/rJ6- 从动轴的载荷分析图:
*`U~?q} rs.) CMk53 6. 校核轴的强度
'Vbi VLWD 根据
h$*!8=M ==
[gB+C84%% 前已选轴材料为45钢，调质处理。
=#\:}@J5I 查表15-1得[]=60MP
8- i#8'/x 〈 [] 此轴合理安全
l^qI, M )*[3Vq 8、校核轴的疲劳强度.
@.C2LI b ⑴. 判断危险截面
{8OCXus3m 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.
]?*wbxU0 ⑵. 截面Ⅶ左侧。
z:;CX@)* 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
"}!G!k: 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
7L ??ae 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
c|%6e(g"L 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
m2o0y++TjW 截面上的弯曲应力
hQ i2U $?Wb}DU7_L 截面上的扭转应力
l\mPHA23 ==
`]X>V, 轴的材料为45钢。调质处理。
&vJH$R 由课本得：
]!
dTG w eQ_*<5% 因
"8RSvT<W^5 经插入后得
] @'!lh Li 2.0 =1.31
@VBcJ{e, 轴性系数为
Zh,71Umz =0.85
P%6~&woF K=1+=1.82
]A"h&`Cvt K=1+（-1）=1.26
TO_e^A# 所以
yLGRi^d# q@&6#B 综合系数为： K=2.8
H. c7Nle K=1.62
sRW<me; 碳钢的特性系数 取0.1
1,~D4lD | 取0.05
OPi 0~s 安全系数
`gJ( 0#ac S=25.13
Vj-h;rB0z S13.71
P3%5?.S ≥S=1.5 所以它是安全的
nEfK53i_ 截面Ⅳ右侧
GmG 5[?) 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
g\U-VZ6;p JVJMgim)0 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
>Q/Dk7 # ebq4g387X 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
} #J/fa9
! ,b d_: 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
N;d] 14| 截面上的弯曲应力
(mOtU8 e 截面上的扭转应力
~dSr5LUD ==K=
;
KA~Z5x; K=
&L :!VL{I 所以
%C0Dw\A*: 综合系数为：
@ 7u 0v K=2.8 K=1.62
i?/qY&~ 碳钢的特性系数
E@\e$?*X 取0.1 取0.05
>sF)Bo Lc 安全系数
edD)TpmE, S=25.13
7,MR*TO, S13.71
p dMc}=K ≥S=1.5 所以它是安全的
: DNjhZ vIvIfE 9.键的设计和计算
)_:NLo: xoL\us`A ①选择键联接的类型和尺寸
teP<!RKNb 一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.
NRuNKl.v 根据 d=55 d=65
}b}m3i1 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
gr{ DWCK b=20 h=12 =50
ta0|^KAA uO* *E-` ②校和键联接的强度
"~nZ G iK 查表6-2得 []=110MP
Smh,zCc>s 工作长度 36-16=20
rjP/l6
~' 50-20=30
NlqImM=r, ③键与轮毂键槽的接触高度
> !JS:5| K=0.5 h=5
iCoX& "l b K=0.5 h=6
QP x^_jA 由式（6-1）得：
J4'eI[73 ＜[]
h( 4v8ae ＜[]
RFGffA&
两者都合适
l] vm=7: 取键标记为：
)+^+s d 键2：16×36 A GB/T1096-1979
W)/#0*7 键3：20×50 A GB/T1096-1979
YUb_y^B^ 10、箱体结构的设计
@WhHUd4 s 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
Mt$
*a 大端盖分机体采用配合.
X2_=agEP 5-V pJ 1. 机体有足够的刚度
mDWG7 Asp 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
im8 CmQ VTM/h JmwJ 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
=I<R! ZSN ,u vRi)O>a 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
0Gk<l{o?^ 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
baasGa3}s |)&%A%m 3. 机体结构有良好的工艺性.
4*L_)z&4; 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
D9df=lv
mD _!6jR5&r, 4. 对附件设计
J ,hCvm A 视孔盖和窥视孔
' QG?nu 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
`uFdwO'DD B 油螺塞：
pmM9,6P4@ 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。
>z03{=sAN C 油标：
\bF{-" 7. 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
|4JEU3\ $ 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
Q8NX)R
XX @ZQcN D 通气孔：
' %qr.T
% 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.
[GR; ?R5 E 盖螺钉：
EPm/r 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
pRqx`5 } 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
j.Hf/vi`z F 位销：
hM{bavd 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.
w(/S? d
G 吊钩：
eavV?\uV% 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.
zda 3
,U2o 3mgD(,(^ 减速器机体结构尺寸如下：
q'DW~ !>qX n]9$:aLZ 名称 符号 计算公式 结果
/(cPfZZ 箱座壁厚 10
pk zaNY/q 箱盖壁厚 9
zdYj F| 箱盖凸缘厚度 12
?} 0 ,o. 箱座凸缘厚度 15
>j/w@Fj 箱座底凸缘厚度 25
NJ <F >3 地脚螺钉直径 M24
n[z+<VGwC 地脚螺钉数目 查手册 6
*p U x8yB 轴承旁联接螺栓直径 M12
6'/ #+,d' 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
3$ pX 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
XZ7Lk)IR 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
"[J^YKoF 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
UfGkTwoo= ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
tA;}h7/Lc~ 22
WJ#[LF!e 18
W4S,6( ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
Upe%rC( 16
KPF1cJ2N 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
!a `&O-ye 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
T[gv0|+ 齿轮端面与内机壁距离 > 10
(HVGlw'` 机盖，机座肋厚 9 8.5
Ew N}l 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
zfU{Kd 150（3轴）
;I}fBZ 3
轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
K-4PI+qQ\ 150（3轴）
d H! *!r> Y7|EIAU5Y 11. 润滑密封设计
1#x0 q:6 (zk"~ Ud 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.
\hXDO_U 油的深度为H+
d 0D] Q H=30 =34
rp$'L7lrX 所以H+=30+34=64
@dK Tx#gZ 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
)GpK@R]{ m`XHKRp 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
uT"rq:N 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
7! N s m 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
R&&4y 7 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
*wearCPeJ TOt dUO 12.联轴器设计
V0@=^Bls h` q1 1.类型选择.
]gOy(\B 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
aN?zmkPpov 2.载荷计算.
[JiH\+XLPs 公称转矩：T=95509550333.5
a s|<}:V 查课本,选取
4Z*/Ws Cv 所以转矩
sRs>"zAg 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
?}oFg#m-<L 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
t h_oJcS **%37 四、设计小结
T)/eeZ$ 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。
C+$#y2"z#n 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。
vXs" Dst 五、参考资料目录
kP:!/g [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；
N8jIMb'< [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；
(QEG4&9 [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；
[y(MCf19 [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；
[n@]
r2g)3 [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
01]f2.5 [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；
_6Sp QW [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。
