机械设计基础
课程设计任务书
,-5|qko= d`J~w/]
`\ 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
N9BfjT}
N| 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
t'bhA2 0Z\ '>#8
F. 目 录
OCbwV7q: ") eY{ C 一 课程设计书 2
#b$qtp!, I*l y
7z 二 设计要求 2
RfzYoB N 1R7w
三 设计步骤 2
D Ax 1 D[p`1$E-1v 1. 传动装置总体设计方案 3
7Nlk:f)*- 2. 电动机的选择 4
L }pj+xB 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
{Z^q?~zC[ 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
({ WV<T& 5. 设计V带和带轮 6
w'a3=_nW 6. 齿轮的设计 8
t`E e/L% 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
v8
pOA<s 8. 键联接设计 26
Eanwk` Rx 9. 箱体结构的设计 27
EEj.Kch}4 10.润滑密封设计 30
@ 3,:G$, 11.联轴器设计 30
Nh"U~zlh oR'u&\mB 四 设计小结 31
C,Vvb B 五 参考资料 32
P$*9Z@ ygYy [IZ 一. 课程设计书
O*ER3 设计课题:
-Rbv#Y 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
Gm-V/[29R 表一:
EM,= R 题号
A/ 88WC$v tYCVVs`? 参数 1
CRPE:7,D 运输带工作拉力（kN） 1.5
WGHf?G/s 运输带工作速度（m/s） 1.1
_[$,WuG1 卷筒直径（mm） 200
c[ a^fu! r>B|JPm 二. 设计要求
5Tq*]Z E 1.减速器装配图一张(A1)。
K#xL- 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
0?O$->t 3.设计说明书一份。
5+a5p C /o9
0O& 三. 设计步骤
nfksi``Vq 1. 传动装置总体设计方案
)8;At'q} 2. 电动机的选择
x%T.0@!8 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
1G )I|v9R 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 5K w?# 5. “V”带轮的材料和结构
|G/W S0 6. 齿轮的设计
-9(pOwN
|m 7. 滚动轴承和传动轴的设计
y'(a:.%I 8、校核轴的疲劳强度
hRZYvZ3 9. 键联接设计
"D'"uMS`H 10. 箱体结构设计
zJo?,c 11. 润滑密封设计
%a']T X 12. 联轴器设计
Y-lTPR<Eq -quJX;~ 1.传动装置总体设计方案:
8 ^sh@j2L z! :0%qu 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
Ako]34Rl, 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，
wl gR = l 要求轴有较大的刚度。
F ESl#.} 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。
U7HfDDh 其传动方案如下：
nWA>u J5 ~I;|ipK4m 图一:(传动装置总体设计图)
"r1
!hfIYf \}W ! 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
wV-9T*QrM 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
tXcZl!3x 传动装置的总效率
[:+f Y[4== η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
>R5A@0@d5 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
t1wzSG η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
oRZe?h^r# 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
HvmE' O8 Z<,Hz+ 2.电动机的选择
$gZ iW 8 i|m8#*Hd 电动机所需工作功率为： P＝P/η＝2300×1.1/0.835＝3.03kW, 执行机构的曲柄转速为n＝=105r/min，
z_Hkw3? 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，
y?U@F/^}N 则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（6~24）×105＝630~2520r/min。
nw(R=C F)4I70vG 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
%+ /Dv f3S 8~! 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
=J|jCK[r .5);W;`X 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
70 Ph^e) 4U~'Oa @p QAAuFZs 方案 电动机型号 额定功率
;hF}"shJN P
A1r%cs kw 电动机转速
T}/|nOu
5 电动机重量
q" EW*k+
) N 参考价格
bg|dV 元 传动装置的传动比
41P0)o 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
Z_fwvcZ?05 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
B):ZX# 6TTu[*0NT 中心高
Y=?{TX=6<[ 外型尺寸
<v/aquLN L×（AC/2+AD）×HD 底脚安装尺寸A×B 地脚螺栓孔直径K 轴伸尺寸D×E 装键部位尺寸F×GD
g/}d> 6 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
hQ(^;QcSu K1o>>388G 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
%a|Qw(4\ <B>hvuCoH （1） 总传动比
rIb~@cR) 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/105＝13.7
2vU -9p { （2） 分配传动装置传动比
P&=YLL<W ＝×
HDTA`h?t; 式中分别为带传动和减速器的传动比。
3 Gr"YG{, 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝13.7/2.3＝5.96
E 0/>E 4.计算传动装置的运动和动力参数
BMI`YGjY1 （1） 各轴转速
<$K=3&:s8q ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
)B+R|PZ, ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
m.!LL]] （2） 各轴输入功率
5* +DN
U@ ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
7VG*Wu ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
M$B b,s 则各轴的输出功率：
yf!7
Q>_G^ ＝×0.98=2.989kW
]uF7HX7F ＝×0.98=2.929kW
?i V}U 各轴输入转矩
$STGH =×× N·m
{&XTa`C 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
{to(?`Y 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
60] VOQku ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
Lq
; ~ 6 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
7 )[2Ud8 ＝×0.98=242.86N·m
OI*ltba? 运动和动力参数结果如下表
S7WHOr9XMV 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
!.^x^OK%y 输入 输出 输入 输出
bcjh3WP 电动机轴 3.03 20.23 1440
r]&sXKDc 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
65JG#^)KaX 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
TB?'< hD: '
`c \Dq 5、“V”带轮的材料和结构
]
Ok &%- 确定V带的截型
(gPB@hAv 工况系数 由表6-4 KA=1.2
;?@Rq"* 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
;dMr2y `6 V带截型 由图6-13 B型
yUD@oOVC0 { 5D%<Te 确定V带轮的直径
-^yc<%U 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
lP)n$?u 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
& wtE"w 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
> yLDU_P) N\&VJc 确定中心距及V带基准长度
lhJY]tQt/ 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
xzOvc<u 360<a<1030
_Dqi#0#40p 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
eY`9J4o ' A^+k A)8 初定V带基准长度
wBg?-ji3< Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
N0}[&rE 8 h lc!}{$%8 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
CQ< d 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
h$$JXf 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
@
U"I b [ ^\{> m7 确定V带的根数
9<y{: {i 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
9 z{}DBA 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
^ Ss << 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
j DEym&- 带长修正系数 由表6-2 KL=1
#K@!jh)y^ bZgo}`o% V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
sx;/xIU| ## vP(M$ 取Z=2
z1,#ma}. V带齿轮各设计参数附表
t4d/%b~{:U !Sy9v 各传动比
tj0 0xYY 9}2/ko V带 齿轮
|x1Ttr, 2.3 5.96
]e5aHpgR= .Jg<H %%f 2. 各轴转速n
W7 ~_XI (r/min) (r/min)
muF&t'k 626.09 105.05
Y>F Lc* h ?P9VdS1- 3. 各轴输入功率 P
^ /Yk*Ny （kw） （kw）
rfQs
7S;G 2.93 2.71
y
c<%f ]Hi1^Y< 4. 各轴输入转矩 T
kO^ (kN·m) (kN·m)
\8a014 43.77 242.86
bOrE86v: %jq
R^F:J 5. 带轮主要参数
j!Ys/ D 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
'cQ `jWZQ 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
=? q&/
cru 带的根数z
Vu~fF@
| 160 368 708 2232 B 2
/i Xl] < 1y U!rEH 6.齿轮的设计
54TWFDmGi F{7
BY~d （一）齿轮传动的设计计算
5HL>2
e[ iK'A m.o+ 齿轮材料，
热处理及
精度 F/A)2 H_ 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
WRAv>s9 （1） 齿轮材料及热处理
^dxy%*Z/ 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
Sqmjf@o$> 高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=i×Z=5.96×24=143.04 取Z=144
[tt_>O ② 齿轮精度
I |>I V 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
7|" G
3ck jl]p e 7- ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
c[OQo~m$ 按齿面接触强度设计
k^k1>F}yx T_)+l) 确定各参数的值:
cY~lDLyB ①试选=1.6
)0;O<G] d 选取区域系数 Z=2.433
FEa%wS{ x 5U; i 则
.&^M
Z8 ②计算应力值环数
p< @+0Uw2 N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
Dn~t _ n =1.4425×10h
T[0CD'|E N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
J(XK%e[8 ③查得：K=0.93 K=0.96
}zeKf/?' ④齿轮的疲劳强度极限
MI8c >5? 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
?PB}2*R []==0.93×550=511.5
\jkDRR[ u8y('\( []==0.96×450=432
a5@lWpQsV 许用接触应力
"bO]AG
_ @|_`5W ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
1&kf 2\S =1
Gn10)Uf8X T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
FW<YN; =4.47×10N.m
2b#> ~ 3.设计计算
1b!5h ①小齿轮的分度圆直径d
(%M:=zm ?nR$>a` =46.42
<lSo7NkR ②计算圆周速度
= &U7:u 1.52
VD=F{| ^ ③计算齿宽b和模数
U:IeMf-; 计算齿宽b
P'Jb')m b==46.42mm
bqR0./V 计算摸数m
OPKmYzf@b 初选螺旋角=14
90$`A MR =
9>5]y}.{ ④计算齿宽与高之比
<,T #* fg 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
:4238J8 =46.42/4.5 =10.32
R&}{_1dj8 ⑤计算纵向重合度
Yg`z4 U'6~ =0.318=1.903
j7Lw( A J ⑥计算载荷系数K
qjvIp- 使用系数=1
:3* 0o3C/ 根据,7级精度, 查课本得
}KrZ6cG9# 动载系数K=1.07,
Wuji'sxTs 查课本K的计算公式:
?DJ,YY9P K= +0.23×10×b
:cTwp K =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
W;wu2 ' 查课本得: K=1.35
"[ ]72PC 查课本得: K==1.2
;0++) :30V 故载荷系数:
}EHmVPe K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
!O8vr4= ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
4,R1}.?BzJ d=d=50.64
YPav5<{ a ⑧计算模数
Ucok&)7- =
b*qC 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
o//PlG~ 由弯曲强度的设计公式
t) ~v5vr ≥
E)l@uPA' 1 dCMW v~> ⑴ 确定公式内各计算数值
qd VExO& ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
~x}=lK N 确定齿数z
}+f@$L
因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
s"]L QM1| 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
Ndx ]5 Δi＝0.032％5％，允许
X'>] z'0W ② 计算当量齿数
<%rG*vz i z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
o %tvwv z＝z/cos＝144/ cos14＝158
<:BhV82l ③ 初选齿宽系数
Lv
, Ls 按对称布置，由表查得＝1
|+i?FY A\ ④ 初选螺旋角
)zVD!eG_9 初定螺旋角 ＝14
f M )R O7 ⑤ 载荷系数K
i'9 K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
l*yJU3PW ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
/CN^">|_ 查得:
fKAG+ t 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
v
~%6!Tr 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
"V c G3.
Ey u?T ⑦ 重合度系数Y
vrIM!~*W 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
!Hr
+|HKQ? ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
X"{s"Mc0G ＝14.07609
m :~s6c6H 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
cS ;hyLd ⑧ 螺旋角系数Y
ghiFI<)VY 轴向重合度 ＝1.675,
%+9Mr ami Y＝1－＝0.82
8a1G0HRQ ,Tyh ._sa ⑨ 计算大小齿轮的
A{ hWFSv 安全系数由表查得S＝1.25
Jj'~\j 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
E$rn^keM 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
_D(F[p| 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
X Jy]d/ 查课本得到弯曲疲劳强度极限
LE!3'^Zq 小齿轮 大齿轮
DY{JA
*N S-:l
60. 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
:U<`iJwY K=0.86 K=0.93
"G xf[6B Ydu=J g5u7 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
#x&1kHu< []=
P$D1kcCw []=
F,`y_71< -` B |$ W o% !a 大齿轮的数值大.选用.
H5=-b@( Vo"\n j ⑵ 设计计算
\?)<==^ 计算模数
'8wA+N6Zr7 nYMdYt04sl fXBA
P10# 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:
%Sfew/"R0 X'WbS z==24.57 取z=25
qI"@ PI!s zrG&p Z 那么z=5.96×25=149
{cKKTDN
!5Kv9P79 ② 几何尺寸计算
o|A V2FM) 计算中心距 a===147.2
=g$%. 将中心距圆整为110
]Z@- r izow =} 按圆整后的中心距修正螺旋角
3j(GcR 9 B D9W-mF =arccos
4l E
j/#} BYrj#n5 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
9dr\=e6) C a}+|2k_ 计算大.小齿轮的分度圆直径
Y|g8xkI}XB 0S; H`w_S d==42.4
; 7[5%xM CbA! d==252.5
z'JtH^^Z <MI>>$seiJ 计算齿轮宽度
iXMs*G cK [&y{z-D> B=
JV Fn=Mw Qq(/TA0$- 圆整的
xf?*fm?m <l(LQmM; 大齿轮如上图：
|#Bz&T l_y:IY$" S.aSNH< k/?5Fs!# 7.传动轴承和传动轴的设计
Mk7,:S x-+Hy\^@| 1. 传动轴承的设计
L\XnTL{ B)O{+avu ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
f a;\4# P1=2.93KW n1=626.9r/min
?`, <l#sj T1=43.77kn．m
)'Kk O$^& ⑵. 求作用在齿轮上的力
>&7K|$y.J 已知小齿轮的分度圆直径为
Ro`9Ibqr d1=42.4
BYF vf(> 而 F=
D$+ 9` F= F
#HpF\{{v an jU3j F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
V<Q''% k 1~Zmc1] }eetx68\ 'z8?_{$ ⑶. 初步确定轴的最小直径
{M96jjiInf 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
~oy =2Q<Z *JDQaWzBd kHygif
!I4 8i/5L=a"` 从动轴的设计
=VFi}C/ VPoA,;Y"- 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
|*ss`W7F,2 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
S=B?bD_,c ⑵. 求作用在齿轮上的力
ul$k xc=N 已知大齿轮的分度圆直径为
`>-fU<Q1 d2=252.5
ce@1#}* 而 F=
o{7wPwQ;* F= F
]Jz2[F"J t% Sgw%f F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
/j46 `F Wu3or"lcw* q{T [|(! A!B: vJ ⑶. 初步确定轴的最小直径
4&%0% 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
#t
N9#w[K{ n@|5PI"bx 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号
>G7dw1; 查表,选取
~(i#A> } 7?_> 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
Q*4{2oQ 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
{Tx"G9 \#Md3!MG ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
>T84NFdz+ 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 。
4Z8FLA+T, a',6WugIP 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
_y:-_q FQ Y{[QvF~ D B 轴承代号
r@")MOGc 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
8/W(jVO(- 45 85 19 60.5 70.2 7209B
#+CH 0Z 50 80 16 59.2 70.9 7010C
6Qty v 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
\f~m6j$D_ ` /
<y0H 3( &k4 Wo)$* ? 0?V{u`* 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
rhf f8C//' 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
^! &6z4DP ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
YV%y
KD B&fH
FyK1n ④ 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l=50.
^wass_8 ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,
~jz!jF~I 高速齿轮轮毂长L=50,则
1t+uMhy*y qa-%j + L=16+16+16+8+8=64
_2Zc?*4 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
]{Y7mpdB 8'WoG]E_ 5. 求轴上的载荷
Z
FIy 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
fQm 3D% 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
C#qF&n c r,fyAvX n4X EyCrD V h ?5 oU l0w~Xn ,
wXixf2 xig4H7V vzX%x ul P*|qbY QXI#gA
= -6W$@,K 传动轴总体设计结构图:
VwN=AFk
Oj n +v(t n\GN}?4 A&N$=9 .N1 (主动轴)
%45*DT $b U .6 _U|rTil 从动轴的载荷分析图:
-!lSk?l ;.66p he 6. 校核轴的强度
`3eQ#, G! 根据
h e=A%s ==
Xv+!) j< 前已选轴材料为45钢，调质处理。
r}:D g
fn 查表15-1得[]=60MP
vs^) = 〈 [] 此轴合理安全
l Fp : F5 ZU$Qw I8 8、校核轴的疲劳强度.
w1EB>!<;tj ⑴. 判断危险截面
J``5;% TJp 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.
|J"\~%8 ⑵. 截面Ⅶ左侧。
],
IQ~ 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
/2Z7 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
%x./>-[t 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
U#x`u|L&6 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
oj=% < a 截面上的弯曲应力
xyP 0haE * V_b/Vt 截面上的扭转应力
ki'<qa ==
)EK\3q 轴的材料为45钢。调质处理。
qgs:9V
xF 由课本得：
ai<K 6) dy ~M5,zn 因
HHerL%/ 经插入后得
|['SiO$) 2.0 =1.31
\j<aFOT( 轴性系数为
bN&Do tG =0.85
\=[38?QOY K=1+=1.82
%(S!/(LWW K=1+（-1）=1.26
th{ie2$ 所以
CD.
XZA[ HqI [ ]T@ 综合系数为： K=2.8
"!Nu A K=1.62
uF ;8B]" 碳钢的特性系数 取0.1
Nx zAlu 取0.05
RWB ]uHzE 安全系数
7:zoF], s S=25.13
e< G[!m S13.71
.kyes4Z ≥S=1.5 所以它是安全的
~<}?pDA}~ 截面Ⅳ右侧
m2l0`l~T8 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
]M 2n%9 -M+o ; 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
gk}.L E =I9 hGj6 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
@7t*X-P.;- -%Jm-^F I 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
S] 4RGWn 截面上的弯曲应力
-j^G4J 截面上的扭转应力
vo s-[$ ==K=
% C)|fDwN K=
3W [Ps?G 所以
u$
vLwJ| o 综合系数为：
BA9;=orx K=2.8 K=1.62
Qqd +=mgc 碳钢的特性系数
S wO8d;e 取0.1 取0.05
BPy pA $ 安全系数
Kww+lgzS S=25.13
z-|d /#h S13.71
;
X/' ujg ≥S=1.5 所以它是安全的
orEb + }cIj1: 9.键的设计和计算
F3nP Qw{; yg%T{hyzH ①选择键联接的类型和尺寸
s{fL~}Yz 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.
Zf?jnD A 根据 d=55 d=65
?aZ\D g{ 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
3ZAzv en b=20 h=12 =50
Ct 0%3]<J ! /"y ②校和键联接的强度
K14 {c1 查表6-2得 []=110MP
Lf,C5 0 工作长度 36-16=20
<$ %Y#I'zX 50-20=30
I -XkxDw ③键与轮毂键槽的接触高度
%%Wn: c> K=0.5 h=5
|H8UT S X+ K=0.5 h=6
UQ2;Dg G% 由式（6-1）得：
Uc j>gc= ＜[]
!_:|mu' ＜[]
w'Jo).OW~ 两者都合适
$t>ow~Xi 取键标记为：
n(\VP!u5r 键2：16×36 A GB/T1096-1979
c+u) C%g 键3：20×50 A GB/T1096-1979
Eqh&<]q 10、箱体结构的设计
p{JE@TM 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，
PLWx'N-kqL 大端盖分机体采用配合.
5{#ya 2 CHM+@lD 1. 机体有足够的刚度
D]Gt=2\NG9 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
-axmfE?g0 1<f,>BQ+ 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
jhE3@c@pT T( bFn? 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
O:X|/g0Y 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
f>+:UGmP Oc ^bbC 3. 机体结构有良好的工艺性.
K/LoHWy+n* 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
wE IAU K-7i4
~ 4. 对附件设计
V,
e A 视孔盖和窥视孔
JZ0u/x5 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
s KOy6v
B 油螺塞：
86 f/R
c 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。
u}KEH@yv
C 油标：
-\fn \n
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
w77"?kJ9X 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
*m Xs(u $.r: D 通气孔：
Yc1v e 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
:S{+|4pH E 盖螺钉：
u:&Lf 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
=ZN~*HLl} 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
*.Ceb%W7C F 位销：
6}e"$Ee}9 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.
b$'}IWNV G 吊钩：
k-\RdX)E 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
g"L$}#iTsl a;e~D
9%1 减速器机体结构尺寸如下：
[P746b_\e E 14Dq#L 名称 符号 计算公式 结果
fP:g}Z 箱座壁厚 10
3.s.&^ 箱盖壁厚 9
:*/ `"M)' 箱盖凸缘厚度 12
-?68%[4lm_ 箱座凸缘厚度 15
`>cB R,)r 箱座底凸缘厚度 25
|Ptv)D 地脚螺钉直径 M24
K PSHBv-# 地脚螺钉数目 查手册 6
k),. 轴承旁联接螺栓直径 M12
(-U6woB6o 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
P>3
;M'KsO 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
\4OX]{ 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
/^<Uy3F[p 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
+1%7*2q, ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
^5 sO;vf 22
6vQCghI 18
%0!! 99 8 ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
G>);8T%l 16
K`?", G?_ 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
[~<X|_L G 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
XN JPf) T 齿轮端面与内机壁距离 > 10
]V K%6PQ0 机盖，机座肋厚 9 8.5
o1 kY|cnGH 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
k*3F7']8 150（3轴）
?@i_\<A2 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
Bqd'2HQd 150（3轴）
af<R . Xo:!U=m/# 11. 润滑密封设计
!w8 t`Z[' R6A {u ( 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.
Z4 +6' 油的深度为H+
A+&^As2 H=30 =34
M_wj>NXZ 所以H+=30+34=64
(93 +b%^[ 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
rVE!mi]% u2G{I? 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
bZ$;`F 5}) 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
5QR=$?K 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
TUQ+?[ 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
n5~7x 0Y81B;/F 12.联轴器设计
>vP DF+ u )oRF/Xx`g 1.类型选择.
69{BJ] q 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
oXef<- : 2.载荷计算.
/Jjub3>Q 公称转矩：T=95509550333.5
(|EnRk-E 查课本,选取
d@a FW 所以转矩
&G)I|mv 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
GxL;@%B 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
c&{1Z&Y 5v f?E"\r 四、设计小结
0@K?'6 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。
&p)]Cl/` 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。
s\k4<d5 五、参考资料目录
\pXs&}%1,F [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；
pO* $ '8L [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；
p5C:MA~* [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；
)AxgKBW [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；
Ua>lf8w< [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
0UJ % tPS [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；
J|9kWjOf+i [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。
