机械设计基础
课程设计任务书
&hI!0DixX v!DK.PZbi 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
#@w/S:KbJt qhG2j; 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
(pM& eow} =`>ei 目 录
b@=H$" z79oj\&[ 一 课程设计书 2
tUZfQ pO fw *lD 二 设计要求 2
P.Cn[64a+@ ,4XOe,WQ 三 设计步骤 2
N"RPCd_ rx;;|eb, 1. 传动装置总体设计方案 3
7JuHa /Mv 2. 电动机的选择 4
ZybfqBTD&c 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
=aQlT*n%3 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
:6%ivS 5. 设计V带和带轮 6
<h +@;/v: 6. 齿轮的设计 8
|"KdW#.x 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
LkK&<z 8. 键联接设计 26
FIAmAZH}_ 9. 箱体结构的设计 27
u+z 10.润滑密封设计 30
^*UtF9~%n 11.联轴器设计 30
(Rr C<5" K0o${%'@7 四 设计小结 31
m+7% ]$ 五 参考资料 32
)+Z.J]$O- p/u 一. 课程设计书
ME!P{ _/ 设计课题:
FYu30 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
DnhbMxh8o 表一:
x[)]u8^A 题号
P.k>6T<U> sU R5Q/Q 参数 1
ZQir?1= 运输带工作拉力（kN） 1.5
w8 N1-D42 运输带工作速度（m/s） 1.1
2*cc26o 卷筒直径（mm） 200
7I]?:%8 h g2^{+,/^K 二. 设计要求
2h]CZD4 1.减速器装配图一张(A1)。
-vc$I=b ; 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
+>2.O2)%q 3.设计说明书一份。
LH @B\ mS m :~y:. 三. 设计步骤
7F ]Hq 1. 传动装置总体设计方案
ZdY$NpR, 2. 电动机的选择
,Csjb1 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
Jy "\_Vv l 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 u0)9IZxc 5. “V”带轮的材料和结构
vF~q ".imC 6. 齿轮的设计
q(R|3l^6T 7. 滚动轴承和传动轴的设计
O8v 9tGZoh 8、校核轴的疲劳强度
<"3${'$k` 9. 键联接设计
kD1Nq~h2 10. 箱体结构设计
y0?HZ Xq 11. 润滑密封设计
Z!fbc#L6
12. 联轴器设计
ca r|&b 'L9h M .+ 1.传动装置总体设计方案:
U H+#Nel+! eLgq
) 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
(~5]1S}F 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
0Y0`$
要求轴有较大的刚度。
nUX3a'R 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。
MF*4E9Ue. 其传动方案如下：
d ( ru5*p 9H:J&'Xi7 图一:(传动装置总体设计图)
"H@I~X=
#uC}IX2n 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
* uccY_ 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
2>9.. c 传动装置的总效率
9jx>&MnWs η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
7i02M~*uS 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
L*4= b
(3 η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
)"{}L.gC6 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
d 1t_o2 q&NXF ( 2.电动机的选择
* } Z Y$)y:.2# 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min，
QGGBI Ku
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，
dNqj | Vu 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
63$`KG3 i& %dwqp 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，
QR~4F e cG@W o8+ 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
"W XUz %Q.M& U 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
-{z[.v.p $3ZQ|X[|+ HB*BL+S06 方案 电动机型号 额定功率
'dzbeTJ D5 P
y zL9Ic kw 电动机转速
z.2UZ%: 电动机重量
4 CiRh N 参考价格
CO@ kLI 元 传动装置的传动比
d>#X+;-k 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
u% 1JdEWZd 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
OS>%pgv 4"iI3y~Gw 中心高
H+gB| 外型尺寸
V,[[# a)y 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
R6z *!W{ 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
Pd
`~#! ! mwMSkkq 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
~-%z:Re'_ ~]<VEji （1） 总传动比
hM="9] i. 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
yw7bIcs|#b （2） 分配传动装置传动比
:iQJ9Hdz ＝×
TC=>De2; 式中分别为带传动和减速器的传动比。
#KHj.Vg 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
V;)+v#4{ 4.计算传动装置的运动和动力参数
L/GV Qjb （1） 各轴转速
P-yVc2YH ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
R]>0A3P ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
tF<&R& = （2） 各轴输入功率
dPV<:uO ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
0Am\02R.C, ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
zNn 则各轴的输出功率：
+~
Y.m8 ＝×0.98=2.989kW
Zk|PQfi+ ＝×0.98=2.929kW
Y q|OX<i`K 各轴输入转矩
Wi g TNg4 =×× N·m
u'T>Y1I 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
'*&V7: 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
heb{i5el ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
U Q)^`Zj 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
_ KyhX| ＝×0.98=242.86N·m
r9D
68*H 运动和动力参数结果如下表
0dD.xuor 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
q8R,#\T* 输入 输出 输入 输出
+OSSgY $ 电动机轴 3.03 20.23 1440
pk;S"cnk 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
G o]y{9+(7 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
l6MBnvi .~^A!t 5、“V”带轮的材料和结构
1NrNTBI@ 确定V带的截型
u,`V%J?vW 工况系数 由表6-4 KA=1.2
4Y
G\<Zf 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
6aWnj*dF V带截型 由图6-13 B型
0/%RrE 9c0 确定V带轮的直径
&,,:pL[ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
fX1Ib$v 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
-y$<fu9
e 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
4T){z^"
X N3'k[ 确定中心距及V带基准长度
XF@34b5( 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
[8acan+
2l 360<a<1030
s4=EyBI
要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
gS|6,A9 "b)E H/ s 初定V带基准长度
RH$YM
`cZ Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
3_{rXtT)' YWk+}y}^d V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
6J -=6t| 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
ScT{Tb]9bt 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
&$~ir I G6\`Iy68/v 确定V带的根数
oGt 2n: 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
F "'
(i 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
B_3N:K Y
9 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
]x'd0GH"] 带长修正系数 由表6-2 KL=1
DTd qwe6pi <e@4;Z(h04 V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
.rl Lt 5b% Z:,`hW*A6 取Z=2
(7 ??5gjh V带齿轮各设计参数附表
R|*Eg,1g - q1rD>n&d 各传动比
B,ao%3t %w/vKB"nO V带 齿轮
v++&% 2.3 5.96
# 3FsK 4 *.
O% 2. 各轴转速n
]K UeSg| (r/min) (r/min)
2LCOB&-Ww 626.09 105.05
}YU \}T-P J)H*tz g 3. 各轴输入功率 P
1>bNw-kz7 （kw） （kw）
@F|pKf:M+ 2.93 2.71
F84<=' K 7oCY@>(f 4. 各轴输入转矩 T
q{L-(!uz7_ (kN·m) (kN·m)
;):E 8;B) 43.77 242.86
? lU (FK !2.eJ)G 5. 带轮主要参数
~bw=;xF{3 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
/.t 1Ow 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
zXId up@ 带的根数z
v&sl_w/tn 160 368 708 2232 B 2
7GJcg7s*T 4(`U]dNcs 6.齿轮的设计
jq_ i&~S 2r@ 9|}La （一）齿轮传动的设计计算
+iN p8 dleCh+ny? 齿轮材料，
热处理及
精度 fY|[YPGO^ 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
(543`dqAmC （1） 齿轮材料及热处理
34J*<B[Njo 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
FA%V>&; ` 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
P!XO8X 1F ② 齿轮精度
MIqH%W.r u 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
KppYe9? 5? f!hB|6 ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
9&Z+K'$= 按齿面接触强度设计
z0|-OCmL " z -tL 确定各参数的值:
s#X fu\CP ①试选=1.6
_]L]_Bh 选取区域系数 Z=2.433
D"IxQ2}k u F[ ~YJ> 则
ffsF], _J ②计算应力值环数
'#jZ` N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
f @Vd'k< =1.4425×10h
mA^3?y j N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
I]WvcDJ}C ③查得：K=0.93 K=0.96
y qP=6 ④齿轮的疲劳强度极限
G\~?.s|^ 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
? [)V []==0.93×550=511.5
p!\ GJ a", .Y^pDR12 []==0.96×450=432
;
FHnu| 许用接触应力
p ^9o*k`u Yaz/L)Y;R ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
3jHE,5m =1
uXb} o UC T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
#oN}DP =4.47×10N.m
qI<c47d;q 3.设计计算
bEmzigN[ ①小齿轮的分度圆直径d
.0MY$ 0s #8y"1I=i& =46.42
C 1)+^{7ef ②计算圆周速度
E
H|L1g 1.52
?6h~P:n. ③计算齿宽b和模数
5tEkQ(Ei8 计算齿宽b
LZQG. b==46.42mm
t[MM=6|Wb 计算摸数m
B;2#Sa. 初选螺旋角=14
? ?("0U =
Z/ L%?zH ④计算齿宽与高之比
{Q @?CT 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
p$ ` ^A =46.42/4.5 =10.32
=)a %,H ⑤计算纵向重合度
$ 'yWg_( =0.318=1.903
3ug~m-_ ⑥计算载荷系数K
;j+*}|! 使用系数=1
tTh4L8fO 根据,7级精度, 查课本得
AtxC(g m 1 动载系数K=1.07,
PH'n`D # 查课本K的计算公式:
+RnWeBXAT K= +0.23×10×b
6P)D M =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
*^CN2tm 查课本得: K=1.35
q Ll4t/p 查课本得: K==1.2
8G3.bi'q 故载荷系数:
qxYCT$1 K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
SL
+ \{V2 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
} g: 'K d=d=50.64
9D;ono3 ⑧计算模数
Qh* }v!3Jo =
5xU}} [|~- 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
?~cO\(TY[" 由弯曲强度的设计公式
J/PK #< ≥
XinKG< 3! vFeR)Ox's ⑴ 确定公式内各计算数值
ft0tRv(s: ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
jc@=
b:r= 确定齿数z
nP|ah~
q 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
1[- `*Ph 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
f"^t~q[VS Δi＝0.032％5％，允许
j HObWUX ② 计算当量齿数
@X=sfyg k z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
w7 \vrS>& z＝z/cos＝144/ cos14＝158
Mgu9m8
`J ③ 初选齿宽系数
u LNOhgSUf 按对称布置，由表查得＝1
k0TQFx.A ④ 初选螺旋角
&3)6WD?:U 初定螺旋角 ＝14
=l6W O* ⑤ 载荷系数K
1`l(H4 K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
/q/^B> ] ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
rA @|nL{ 查得:
qoW$Iw*q)B 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
?}EWfsA 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
P]L%$!g -^8OjGat ⑦ 重合度系数Y
^ x_.3E3Q 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
-w'g0/fD ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
R@`xS<`L/ ＝14.07609
OT"j V 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
}g[Hi` ⑧ 螺旋角系数Y
?DnQU"_$ 轴向重合度 ＝1.675,
)]Sf|@K] Y＝1－＝0.82
T~4HeEG>uH j
J54<.D ⑨ 计算大小齿轮的
n Fro#qx 安全系数由表查得S＝1.25
{7v|\6@e3 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
Z+4Mo*# 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
FRQkD%k 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
D>`{f4Y 查课本得到弯曲疲劳强度极限
%f(4jQ0I 小齿轮 大齿轮
1k"i"kRM [~;wC W,1 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
W!TT fj K=0.86 K=0.93
]eTp?q%0 Cn.dv - 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
Ad -_=a% []=
H D,6 []=
b0tbS[j 715J1~aRNr 'z+Pa^)v 大齿轮的数值大.选用.
LOgB_$9_3 9N|JI3*41 ⑵ 设计计算
f,BJb+0 计算模数
NVDIuh =Hj3o_g- EAF\ 7J* 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:
t=[/L]! 4&6cDig7*2 z==24.57 取z=25
% 5BSXAc U)z1RHP|z 那么z=5.96×25=149
5Iv" ADMeOdgca ② 几何尺寸计算
%H}M[_f 计算中心距 a===147.2
w}29#F\]R 将中心距圆整为110
bf\ Uq<&IJ 9g$fFO 按圆整后的中心距修正螺旋角
U:$`M,762Z :rvBx" =arccos
T8j<\0WW +ERuZc$3, 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
f1d<xGx QKoJxjR=^ 计算大.小齿轮的分度圆直径
m^^#3*qa q"LT 8nD\ d==42.4
,yi@?lc sr:hR Q27 d==252.5
uLN.b339 {|e7^_ ke 计算齿轮宽度
?1 X7jn`,+ HaOSFltf# B=
WkoYkkuzj ^;Yjs.bI`F 圆整的
*mN8Qd 4&~*;an7 大齿轮如上图：
86o'3G9@ 8JO(P0aT rE\&FVx i2\CDYP 7.传动轴承和传动轴的设计
li~=85 J `oE .$~' 1. 传动轴承的设计
'RR,b*Ql #Vm)wH3 ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
]oC7{OoX P1=2.93KW n1=626.9r/min
w/7vXz< T1=43.77kn．m
W#9LK
J j ⑵. 求作用在齿轮上的力
y<y9'tx 已知小齿轮的分度圆直径为
Btc[ d1=42.4
;ZZmX]kz,M 而 F=
@9MrTP F= F
}oii|=,#^ C,{ Ekb g F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
d p:5iuS xf{=~j/L
5)M#hx%]# e4 cWi ⑶. 初步确定轴的最小直径
hrbeTtqi 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
]Vf2Mn=]" 5eas^Rm qp]s VY P;e@ <O 从动轴的设计
j,N,WtE x}N1Wl=8g 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
c5{3 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
&|Vzo@D(! ⑵. 求作用在齿轮上的力
kgRgHkAH~ 已知大齿轮的分度圆直径为
v1E(K09h2 d2=252.5
IPnx5#eB
而 F=
"o<&3c4 F= F
SS-7y:6y> 5O C3:%g F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
X""}]@B 9z E%)3{# .z `mKK1x |C\XU5} ⑶. 初步确定轴的最小直径
pKk{Q0Rt 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
NW?h~2 p,#**g: 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
5U(ry6fI= 查表,选取
Z a1VJ5- _ud !:q 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
l' a<k " 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
w Y r M2X@ %XZdz =B ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
.BZ3>]F3< 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 。
~g;lVj,N' ,wk %) ^ 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.
EA !I&
mBq &0euNHH;sL D B 轴承代号
xA"7a 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
ixo?o]Xb` 45 85 19 60.5 70.2 7209B
I~7eu&QZ 50 80 16 59.2 70.9 7010C
k+Ay^i}s. 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
@jH8x!5u: dn= g!= }9(:W </} LgoUD*MbQ l":Z. J 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
FtxmCIVIV~ 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,
9vz "rH V 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.
0p ZX _L' ;=?KQ q f 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.
[d,")Ng 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,
rfc;
高速齿轮轮毂长L=50,则
4w0Y(y 8{J{)gF L=16+16+16+8+8=64
o_ SR 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
(]p,Z <f !l1ycQM 5. 求轴上的载荷
}\)O1 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,
[|\BuUT' 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.
TZ%u ;tBH: iK uSk~ bcZ s+FOPd Ue)8g# ` SO"F, xk8P4`;d$ R} aHo0r X3;|h93.a 7tr;adjs <xQHb^: o w<.Dh 传动轴总体设计结构图:
QC *>
q o 6@@J>S> rN%aP-sa< L|[ 0&u! (主动轴)
F82_#|kpS d*xKq"+
&E |0$wRl+kN 从动轴的载荷分析图:
AHre#$`97 !mLY W 6. 校核轴的强度
Lg[_9 `\ 根据
-h<Rby ==
+iYy^oXxw 前已选轴材料为45钢，调质处理。
P I0[ 查表15-1得[]=60MP
_A %8oY S 〈 [] 此轴合理安全
F&om^ G'U lIj2 w;$v 8、校核轴的疲劳强度.
[E E Tx- ⑴. 判断危险截面
w Lf=a^c# 截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可.
`:XrpD ⑵. 截面Ⅶ左侧。
jI(}CT`g 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
;8
D31O T 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
`_{^&W
WS 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
b{o%`B* 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
K2glkGK 截面上的弯曲应力
.?YLD+\A kU5chltGF 截面上的扭转应力
HJ2r~KIw ==
7VdG6`TDR 轴的材料为45钢。调质处理。
i|5 K4Puu 由课本得：
420cJ{;A W c"f 因
Ol9'ZB|R 经插入后得
*hp3w 2.0 =1.31
E}V8+f54S 轴性系数为
@,RrAL }| =0.85
p9[J 9D3~ K=1+=1.82
OJUH".o K=1+（-1）=1.26
9oL/oL-J/ 所以
W^Jh'^E :b&O{>M]Y 综合系数为： K=2.8
gZ*8F| sg K=1.62
T
_O|gU 碳钢的特性系数 取0.1
W`KRaL0^ 取0.05
XO*62 >Ed 安全系数
n
4:Yc@, S=25.13
h9,u i^#d$ S13.71
U!L< v!$ ≥S=1.5 所以它是安全的
3rEBG0cf] 截面Ⅳ右侧
xA-O?s"CY 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
]C =+ $~<);dYu0 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
BK>uJv-qU z
(,%<oX 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
'G!w0y F _
FcfNF 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
6Hz45 截面上的弯曲应力
0i2ZgOJ 截面上的扭转应力
777N0,o( ==K=
6_a42# K=
F fnW 所以
e 'I13)
综合系数为：
opK =Z K=2.8 K=1.62
+ j._NRXRH 碳钢的特性系数
< 6=kwV6 取0.1 取0.05
s mLX NO 安全系数
L=u>}?!,Fj S=25.13
*%^Vq S13.71
SbmakNWJ} ≥S=1.5 所以它是安全的
E"e < 9 IiG~l+V~ 9.键的设计和计算
fdIk{o 8}FZ1h2
4 ①选择键联接的类型和尺寸
=IH z@CU 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.
Nj
N g=q 根据 d=55 d=65
#\kYGr-G) 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
,
4Vr,?"EO b=20 h=12 =50
?d)I!x,;; d7+YCi?
②校和键联接的强度
V#:`:-$$+ 查表6-2得 []=110MP
Y]ML-smN 工作长度 36-16=20
LEoL6 ga 50-20=30
s)dN.'5/ ③键与轮毂键槽的接触高度
Y4]USU!PA K=0.5 h=5
d^"<T z! K=0.5 h=6
x
j6-~< 由式（6-1）得：
,}i`1E 1= ＜[]
X OQj?Q7)U ＜[]
&BnK[Q8X 两者都合适
{O-,JCq / 取键标记为：
kK2x';21 键2：16×36 A GB/T1096-1979
)J& 1uMp{ 键3：20×50 A GB/T1096-1979
oR'8|~U@B 10、箱体结构的设计
-7:J#T/\ 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，
L Of0_g/ 大端盖分机体采用配合.
iV5x-G` \hpD 1. 机体有足够的刚度
nml Q-V- 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
RI_:~^nO{r HE911 l c: 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
g bOd(ugH R9X* R3nB 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
ViqcJD 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
&K@2kq, LFHV~>d 3. 机体结构有良好的工艺性.
Wb:jZ 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
;h> s=D,r ?[>+'6 4. 对附件设计
KD9Y A 视孔盖和窥视孔
V:*QK, 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
RX.n7Tb B 油螺塞：
2 fp\s5%J} 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。
y#HDJ=2 C 油标：
MsMNP[-l 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
,>X
+tEgR 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
g6:S"Em b&s "/Y89 D 通气孔：
{7!WtH;- 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.
Gp.+&\vi E 盖螺钉：
:hYV\8 $ 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
FBpf_=(_1 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
vz VXRX F 位销：
S Xn\k;F< 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.
F;l*@y Tq G 吊钩：
k
9 Xi|Yj 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.
J1kG'cH05 |I L..C 减速器机体结构尺寸如下：
ey K=F:GO JiL%1y9| 名称 符号 计算公式 结果
&UtsI@Mu 箱座壁厚 10
tPh ``o 箱盖壁厚 9
O p^r }7 箱盖凸缘厚度 12
ZW\}4q;[A 箱座凸缘厚度 15
4%/iu )nx 箱座底凸缘厚度 25
B.nq3;Y 地脚螺钉直径 M24
QEIu}e6b 地脚螺钉数目 查手册 6
||TKo967] 轴承旁联接螺栓直径 M12
FZTBvdUYp 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
dLQV>oF 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
_Wn5*
Pi%Z 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
{ U?UM 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
Gmo Y~}cg~ ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
N< V,5 22
Yhu
6QyRV 18
4$D:<8B ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
J0@
^h 16
_&s 37A&\ 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
aKdi 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
V $O{s~@ti 齿轮端面与内机壁距离 > 10
Tdvw7I- q 机盖，机座肋厚 9 8.5
G%N3 h'zDi 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
X2PQL" ` 150（3轴）
iT#)i3 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
#?h#R5:0 150（3轴）
/L,VZ?CmtK }lzUl mRTe 11. 润滑密封设计
Dg]( ?^ n J H+P!AC 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
s UX%{|T_ 油的深度为H+
G&FA~c H=30 =34
\yeo-uN8 所以H+=30+34=64
.<8kDyi m 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
>% a^;gk( #SiOx/ 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
^b-o 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
67zCil 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
}Xv 2I$J 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
Z 6G>j X .V6v4 12.联轴器设计
Aa^%_5 C^vB&3ghi 1.类型选择.
4?GW]'d 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
78't"2> 2.载荷计算.
;Js-27_0 公称转矩：T=95509550333.5
Y> }[c
查课本,选取
C^>txui8 所以转矩
UR;F W` 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
^F @z +q 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
AN ;SRl v6B}ov[Y2 四、设计小结
0zR4Kj7EE 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。
e)I-|Q4^% 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。
-z"=d<@ 五、参考资料目录
f>d aK9$( [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；
1^<R2x [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；
O=c^Ak [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；
vvEr}G [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 1`y_
Aj [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
Hk)IV"[R [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；
|FK ##8 [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。
