机械设计基础
课程设计任务书
APy a& TG XUWza=BR" 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
;(A'XA4
6N EP
@=i 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
+%^D) X |as1Y$O+ 目 录
5UqCRz<,R Qw ED>G| 一 课程设计书 2
G[<iVt$y 99x]DY 二 设计要求 2
8u4]@tJH r B\UNXy 三 设计步骤 2
\ y=,=;yv ;J<kG@ 1. 传动装置总体设计方案 3
ax$0J|}7 2. 电动机的选择 4
iJAW| dw} 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
U i;o/Z3 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
DvGtO)5._ 5. 设计V带和带轮 6
,}<v: ! 6. 齿轮的设计 8
=+u$ZZ0+]o 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
6YN4] 8. 键联接设计 26
CU oMB r 9. 箱体结构的设计 27
w% M 0Mu 10.润滑密封设计 30
^#% [ 11.联轴器设计 30
)pJzw-m" SU:Cm: $ 四 设计小结 31
|h;MA,qva 五 参考资料 32
F4@h} T5) umj7-fh 一. 课程设计书
-?ip ?[Z 设计课题:
$`i&\O2* 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
b'G4K NW 表一:
BZE19! 题号
}b44^iL$9y " C>KK s } 参数 1
St?vd+(> 运输带工作拉力（kN） 1.5
6oC( 09 运输带工作速度（m/s） 1.1
sUA)I%Q! 卷筒直径（mm） 200
, 30&VW## \K?3LtJ 二. 设计要求
*l|CrUa 1.减速器装配图一张(A1)。
~-,<`VY 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
`X Tu$+ 3.设计说明书一份。
_3`{wzM A h><; TAp 三. 设计步骤
\KG{
11 1. 传动装置总体设计方案
Qf"gH <vT 2. 电动机的选择
HYtkSsXLN 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
@ wB$qd;v 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 Hkpn/,D5 5. “V”带轮的材料和结构
%H:!/'45 6. 齿轮的设计
X)Kd'6zg 7. 滚动轴承和传动轴的设计
' e-FJ')| 8、校核轴的疲劳强度
>Z/,DIn,I 9. 键联接设计
KktQA*G 10. 箱体结构设计
" # JRw 11. 润滑密封设计
DS^PHk39 12. 联轴器设计
*@/! h2 h:l\kr|9 1.传动装置总体设计方案:
norWNm(n -O{Af 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
J)66\h= 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
($]y*| Obn 要求轴有较大的刚度。
T*z >A 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。
TfMuQ i'> 其传动方案如下：
1Ocy rn bA1u h]oB 图一:(传动装置总体设计图)
%3Y&D] %U'Y OE6 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
C^.: { 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
]XU? Wg 传动装置的总效率
53#7Yy η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
Uq7 y4zJ 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
POdG1;) η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
8hGp?Ihu 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
{3'z} q -k= 02?0p+ 2.电动机的选择
kp cIU7|e dtr 8u 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，
4$@)y Z 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，
pGh2 4E 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。
/`3< @{D J)6f "{} & 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，
3S ,D~L^ g*TAaUs|n 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
Av]<[ F/ L+bU~N,+A 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
pl%3RVpoc 1W;q(#q # KK>D? .: 方案 电动机型号 额定功率
=.f]OWehu. P
(pNA8i%= G kw 电动机转速
ng^`s}?o 电动机重量
Rcfh *"k N 参考价格
Ns?y)
G>: 元 传动装置的传动比
~bhesWk8! 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
d\+smED 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
Q47Rriw s `U.h^V 中心高
aPWlV= oG 外型尺寸
cK"b0K/M?B 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
L]I)E` s 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
xQ=[0!p+ s8Xort& 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
0ZlF#PJA y".uu+hL` （1） 总传动比
:D`ghXj 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
17
Hdj （2） 分配传动装置传动比
J L=MlZ ＝×
c%n[v3] 式中分别为带传动和减速器的传动比。
: $lx] 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
9X/c%:)\= 4.计算传动装置的运动和动力参数
< {$zOF} （1） 各轴转速
Xkk m~sM6 ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
$fR[zBxA ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
S;[9
hI+ （2） 各轴输入功率
R-+k>_96| ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
+q[puFfl ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
<E[X-S%& 则各轴的输出功率：
*"2TT}) ＝×0.98=2.989kW
sg RY`U.C ＝×0.98=2.929kW
yS% IE>? 各轴输入转矩
-SnP+X! =×× N·m
n$i}r\
so 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
(sSMH6iCif 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
gpB 3\ ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
nSdta'6 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
PBc.}TSGj ＝×0.98=242.86N·m
zZE
2%fqM 运动和动力参数结果如下表
l$=Y(Xk 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
R] L|&{ 输入 输出 输入 输出
A8Tq2]"* S 电动机轴 3.03 20.23 1440
Z6#}6Y{ 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
z'GYU= 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
)>abB?RZ ZbD_AP 5、“V”带轮的材料和结构
^dj
avJ 确定V带的截型
K"B2
SsC 工况系数 由表6-4 KA=1.2
=QXLr+
y@ 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
D^V0kC p!F V带截型 由图6-13 B型
PZmg7N Y).5(t7zaR 确定V带轮的直径
?4vf 2n@ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
J-yj&2 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
[9| 8p$ 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
$Kw )BnV :I*G tq
确定中心距及V带基准长度
%QH "x`; 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
Yz4)Q1 360<a<1030
uH 1%diL^ 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
#Ux*": !.9pV.~ 初定V带基准长度
w],+l N; Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
X+2 aP'D Qvo(2( V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
szW_cjS 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
F=)9z+l# 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
j}}:&>; )* 5R /oy, 确定V带的根数
Q[?O+ 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
?\[2Po]n 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
U"\$k& 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
X-,scm 带长修正系数 由表6-2 KL=1
+iKs)s _~ <,/k"Y= V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
jzCSxuZ7O I{#&!h>]U 取Z=2
r,F~Vwa} V带齿轮各设计参数附表
c 4Q{ a![x^@nF 各传动比
(3P kTQlE "f/91gIzm' V带 齿轮
oj\ av~cI 2.3 5.96
)Lt|]|1B{ sDNV_}
h 2. 各轴转速n
IRy!8A=X (r/min) (r/min)
L,G{ t^j 626.09 105.05
\z 'A6@ 44;ZX$HL 3. 各轴输入功率 P
N0A PX4j （kw） （kw）
2E]SKpJ 2.93 2.71
&%3$zgvR / O@'XWW 4. 各轴输入转矩 T
W[B%,Km%] (kN·m) (kN·m)
fu3~W 43.77 242.86
\GA6;6%Oo Mle @.IIT 5. 带轮主要参数
kT|{5Kn&s 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
S-)mv'Al'F 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
q:2V w`g' 带的根数z
`U:W (\L 160 368 708 2232 B 2
v,6 Bqo8G-> 6.齿轮的设计
9[.vtk\iyH %{GYTc \'X （一）齿轮传动的设计计算
g -B~" tp % H" A% 齿轮材料，
热处理及
精度 !YUMAp/ 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
b'i-/l$ （1） 齿轮材料及热处理
YbS$D 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
="%nW3e@ 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
3a#X:? ② 齿轮精度
F3k]*pk8w 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
%4X#|22n )Rhy^<xH ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
` LD#fg* 按齿面接触强度设计
&=bWXNU. fAx7_}k/ m 确定各参数的值:
8NY $Iw ①试选=1.6
;Y:_}kN8_ 选取区域系数 Z=2.433
Co e
q< ,SEC~ )L 则
LR :Qb]|" ②计算应力值环数
H8^U!"~E N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
n<Vq@=9A E =1.4425×10h
'2`MT- N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
K(*QhKX ③查得：K=0.93 K=0.96
["F C ④齿轮的疲劳强度极限
& V. ps1 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
@S#>:o| []==0.93×550=511.5
w h4WII
5p9zl=mT []==0.96×450=432
f<!3vAh 许用接触应力
I%dFVt@ V*an0@ ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
8u+FWbOl] =1
HS1Gy/6' T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
NZUQ
R`5 =4.47×10N.m
6U{& `8C 3.设计计算
X^L)5n+$X ①小齿轮的分度圆直径d
vj? v7 -b1VY4m- =46.42
>3R %GNw ②计算圆周速度
k_A. aYe 1.52
"2cJ'n/L ③计算齿宽b和模数
Fi8'3/q-^ 计算齿宽b
Z1V%pg>]* b==46.42mm
FcR(uv< 计算摸数m
-8- BVU 初选螺旋角=14
KEfn$\ =
jI`1>>N&1 ④计算齿宽与高之比
L2v
j)( 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
h/9{E:ML =46.42/4.5 =10.32
W'2a1E ⑤计算纵向重合度
*0 y|0J+ 0 =0.318=1.903
{? -@`FR- ⑥计算载荷系数K
]
i;xeo, 使用系数=1
J{98x zb 根据,7级精度, 查课本得
JaC
=\\B 动载系数K=1.07,
7C7eX J9q 查课本K的计算公式:
O0?.$f9 s K= +0.23×10×b
8"2
Y$*)( =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
& w{""' 查课本得: K=1.35
zE" ME*ou 查课本得: K==1.2
zu6Y*{$>g 故载荷系数:
'BE &l W K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
3EGQ $ ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
yGN@Hd:9 d=d=50.64
j(j o8 ⑧计算模数
2FHWOy
/N@ =
5<-_"/_ 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
+J` EBoIo 由弯曲强度的设计公式
W}6(; tI ≥
} t4?*:\ "tu BfA+f ⑴ 确定公式内各计算数值
2t h\% ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
!f~ =p 确定齿数z
chjXsq#Q^ 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
%vPs38Fks 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
YmP`Gg#> p Δi＝0.032％5％，允许
E}U[VtaC ② 计算当量齿数
Ax[!7~s z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
} {Y)[w#R z＝z/cos＝144/ cos14＝158
d/>owCwQ ③ 初选齿宽系数
cnm&o C 6 按对称布置，由表查得＝1
r3a$n$Qw ④ 初选螺旋角
#V4kT*2P) 初定螺旋角 ＝14
R/)cEvB-0 ⑤ 载荷系数K
: `D[0 K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
z@E-pYV ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
Rpit> 查得:
r &AX 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
3e UTV<! 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
{ 3=\x 6< x0e;> ⑦ 重合度系数Y
7. 4Q 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
]"SH
pq ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
s jOyg!e ＝14.07609
19od#
d3+ 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
neW_mu;~Z ⑧ 螺旋角系数Y
e(/~;"r{ 轴向重合度 ＝1.675,
G #.(% , Y＝1－＝0.82
Uf^zA/33 !a&@y#x ⑨ 计算大小齿轮的
Kp")
%p# 安全系数由表查得S＝1.25
s^KUe%am0 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
m=&j2~<i 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
0RY{y n3 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
i3I'n* 查课本得到弯曲疲劳强度极限
O!+LM{>
F 小齿轮 大齿轮
BXgAohg! yYmV^7G 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
[u[`!L= K=0.86 K=0.93
+W+O7SK\ y @-dM'R6C 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
/ 1- []=
f(.@ ]eu
X []=
\-k X -Tq `+17 x<N n`"; ctQT 大齿轮的数值大.选用.
SX)giQLU Vx_ lI
#3 ⑵ 设计计算
JpN]j` 计算模数
@
mm*S:Gt# <b!ieK?\F3 K
@3 yS8F 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:
2 g"_ *[ }5gAxR, z==24.57 取z=25
8[LwG& Z5juyzj 那么z=5.96×25=149
,)mqd2)+" P 3uAS ② 几何尺寸计算
=jvM$ 计算中心距 a===147.2
) |`eCzCB 将中心距圆整为110
CC 1\0$ / fr S1<+ 按圆整后的中心距修正螺旋角
IVD1 mk 6zs&DOB =arccos
Q g=k@ kYBTmz} z 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
'Im7^!-d zmkqqiDp_ 计算大.小齿轮的分度圆直径
g|*2O}< `Z]Tp1U d==42.4
7|3Qcn7P)@ q+XL,E d==252.5
,j
wU\xo`C {<~0nLyJS 计算齿轮宽度
"sF&WuW| h: :'s&| B=
U#G[#sd> K f !t2a// 圆整的
V%k[S|f3 M fUG@ 大齿轮如上图：
LXj2gsURu% ,>CFw-Nxu 8[(eV. ]k Ls2? \ 7.传动轴承和传动轴的设计
";B.^pBv@; NL&(/72V 1. 传动轴承的设计
#M*h)/d[A 7k{Oae\ $ ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
Z"# ysC P1=2.93KW n1=626.9r/min
,p\^n`A32 T1=43.77kn．m
@K36?d]e ⑵. 求作用在齿轮上的力
8r / ]Q 已知小齿轮的分度圆直径为
X5U. 8qI3 d1=42.4
" |RP_v2 而 F=
5%kt;ODS F= F
\~: Kp
Kq jPYed@[+ F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
uRG0} >]|U (:E_m|00; e:{v.C0ez \1D~4Gz6} ⑶. 初步确定轴的最小直径
x|*v(,7b]! 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
E&V"z^qs_ 2D` @$)KL SQ5SvYH @PuJre4!;L 从动轴的设计
RL |.y~ )0`; leli 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
6NJ"ty9Bp P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
!> b>"\b ⑵. 求作用在齿轮上的力
q a#Fa)g* 已知大齿轮的分度圆直径为
6PT ,m d2=252.5
K"Vv= 而 F=
c#nFm&}dm F= F
`;WiTE)&) >i~W$; t F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
/S1EQ%_ * #e%3N05_ Da1BxbDeI 9 Am&G ⑶. 初步确定轴的最小直径
7CYu" +Ea 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
R'qB-v. %1SA!1>j 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
1i#uKKwE 查表,选取
;YNN)P%" 0!veLXeK! 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
G/_#zIN`8M 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
2<>n8 K m9ts &b+TE ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
,kuJWaUC@ 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 。
tY !fO>Fn~ @=`Dw/13 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.
m9Gyjr'L v 2k/tT $t D B 轴承代号
jVL<7@_* 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
meu\j g 45 85 19 60.5 70.2 7209B
QE84l 50 80 16 59.2 70.9 7010C
*XS@K u 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
-(~Tu>KaH VYTdK"% LW?] ~| W=} l=o!G. QD]Vfj4+ 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
o,9E~Q '`{ 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,
ESiNW&u2 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.
c.6u)"@$ h'^7xDw 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.
XV1#/@H; 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,
f}^}d "&F 高速齿轮轮毂长L=50,则
LdR}v%EH uzG<(Q pu L=16+16+16+8+8=64
bB3Mpaw@ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
l*uNi47| O7ceSz 5. 求轴上的载荷
].]yqD4P 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,
'@2pOq 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.
HKv:)h{ ? tf|/_Y 2 $5r[YdnY< G Bu&2} |!8[Vg^Wh d?WA}VFU c.m ' %4 ]
M "{=z jIK *psaV 6hXL`A&}, 1lfkb 1BM 传动轴总体设计结构图:
af\>+7x93 X /lLM` ?(Dkh ${@ \E9Z
H3; (主动轴)
@cAv 8i K D^=_40 8\ epCU(d*b 从动轴的载荷分析图:
-Vn9YeH+ AnU,2[( 6. 校核轴的强度
V i2 3pDZ5 根据
/tc*jXB ==
F)j-D(c4 前已选轴材料为45钢，调质处理。
15r,_Gp8 查表15-1得[]=60MP
:g2?)Er- 〈 [] 此轴合理安全
(
Z\OqG Bt[`p\p@ 8、校核轴的疲劳强度.
rK)So#' ⑴. 判断危险截面
Ul^/Dh 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.
&fdH
HN ⑵. 截面Ⅶ左侧。
#R"9( Q& 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
O;ZU{V Y 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
C16MzrB}(N 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
l ?NRQTG 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
_Z.lr\ 截面上的弯曲应力
b(_PCVC 699z@>$} 截面上的扭转应力
" _jIqj6C ==
{ r` l 轴的材料为45钢。调质处理。
rhMsZ={M 由课本得：
@R9zLL6#7 6b9D db* 因
'$ ~.x| 经插入后得
D5\$xdlJy 2.0 =1.31
L^KGY<hp4 轴性系数为
mwZesSxB_ =0.85
@SDsd^N{2P K=1+=1.82
q5 I2dNE K=1+（-1）=1.26
Op,C e4A 所以
}+nC}A"BC (BVLlOo?J 综合系数为： K=2.8
&}nU#)IX K=1.62
? 1?^>M 碳钢的特性系数 取0.1
^5qX+!3r{ 取0.05
*SzP7]1 m 安全系数
v/c8P\ S=25.13
V=VL@= S13.71
Z=sy~6m+v ≥S=1.5 所以它是安全的
>>rW- & 截面Ⅳ右侧
H4 Ca+ ; 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
FviLlly6 ;j-@
$j 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
Cmm"K[>Rx X, <&# l 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
+h pXMO%? Dn) =V. 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
Kf76 ./ 截面上的弯曲应力
{q~ Bss{z 截面上的扭转应力
p.n]y=o.) ==K=
r) T^ Td1 K=
ZD6rD (l9 所以
} ,2-\-1 综合系数为：
LG [ 2u K=2.8 K=1.62
Cfyas' 碳钢的特性系数
_U1~^ucV 取0.1 取0.05
6TbDno/!' 安全系数
#] vq
<Y S=25.13
xrA(#\}f$ S13.71
tE]g*]o ≥S=1.5 所以它是安全的
9r
fR }; + ' 9.键的设计和计算
'X_iiR8n@p *#+d j" ①选择键联接的类型和尺寸
_{8f^@I"+ 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.
" 6~pTHT 根据 d=55 d=65
= PqQJE} 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
f62z9)`^ b=20 h=12 =50
y%|nE(( !3DWz6u ②校和键联接的强度
UG s
<< 查表6-2得 []=110MP
UIv TC
S 工作长度 36-16=20
0Tp?ED _ 50-20=30
HPC z h ③键与轮毂键槽的接触高度
)?%FU?2jrn K=0.5 h=5
r6Lb0PzMf K=0.5 h=6
X l#vVyO 由式（6-1）得：
aj20, w ＜[]
W VftLIJ ＜[]
Fla[YWS 两者都合适
vPR1
TMi> 取键标记为：
25l6@7q. 键2：16×36 A GB/T1096-1979
&"._%S58V 键3：20×50 A GB/T1096-1979
Gs7mO 10、箱体结构的设计
?6p6O B 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，
.lb2`!'r& 大端盖分机体采用配合.
wHBkaPO! E(4ti]'4 1. 机体有足够的刚度
UY5ia4_D 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
~{n_r KYV F]
+t/ 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
9HLn_|yU YdV5\! 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
R#
8D}5 [& 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
1#^[{XlAx k1L GT& 3. 机体结构有良好的工艺性.
w(J-[t118 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
V(L~t=k$ 8!TbJ VR 4. 对附件设计
BgA\l + A 视孔盖和窥视孔
ba% [! 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
MEI]N 0L3 B 油螺塞：
*-ZD -B*? 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。
hEl)BRJ C 油标：
+LQ 2To 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
N Rcg~Nu 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
]b'K
BAMy Ufq"_^4 D 通气孔：
%pc0a^iB 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.
<.l5>mgkCw E 盖螺钉：
j~\\,fl= 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
BC(f1 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
(*/P~$xIj F 位销：
K >RL 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.
U @|{RP G 吊钩：
1;fs`k0p 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.
C 0 . Xp PP. k>zsx 减速器机体结构尺寸如下：
_(
w4 \] k5w+{iOh 名称 符号 计算公式 结果
-njxc{b 箱座壁厚 10
\tyL`& ) 箱盖壁厚 9
%p/ Qz|W 箱盖凸缘厚度 12
~NpnRIt 箱座凸缘厚度 15
cOOPNa>5_ 箱座底凸缘厚度 25
8ji!FZ f 地脚螺钉直径 M24
D@[$?^H 地脚螺钉数目 查手册 6
PX?tD:,[- 轴承旁联接螺栓直径 M12
*#N%3:@T 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
~SV;"e2N. 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
S^I38gJd 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
5;`([oX|_ 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
klT6?'S ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
\Y>^L{ 22
:7 W 5R 18
bkmX@+Pe ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
q1r\ 60M 16
`gfK# 0x# 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
/J/r 62 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
XwX1i!'54 齿轮端面与内机壁距离 > 10
^nkwT~Bya 机盖，机座肋厚 9 8.5
xdYjl.f 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
aFyNm@a 150（3轴）
Jfo|/JQ 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
V *S|Qy!p 150（3轴）
U=Z@Ipu5T PA`b~Ct 11. 润滑密封设计
-
CM; sXq ( cC5zv*E 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
~`*:E'/5k] 油的深度为H+
4z#Ck T H=30 =34
BzTm[ `(h 所以H+=30+34=64
CrS[FM= +W 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
gJs~kQU #g ~~zwx/N 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
#0!C3it6c 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
t,k9:p 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
um&N|5lHb 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
SkvKzV.R;
; wW6x 12.联轴器设计
p7.@ez ; y"t5%Iv 1.类型选择.
8y|(]5
'r 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
A<>W^ ow 2.载荷计算.
2q2w o&uK 公称转矩：T=95509550333.5
1;? L:A 查课本,选取
SB$~Btr 所以转矩
(9Hc`gd)p 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
s Uj#:X 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
(e F 5?I %}'sFu m` 四、设计小结
v^,A~oe`t 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。
,wR rx& 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。
Y I%S)$ 五、参考资料目录
8 eh C^Cg [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；
HL 88 [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；
T0tG1/O\ [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；
Z>CFH9 [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；
;u ba [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
*}[ @* [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；
zQ)[re) [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。
