机械设计基础
课程设计任务书
KK?} `o 1/ a,7Hl 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
86 i =N _ bFpwq#PDW> 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
KLk37IY2\ $I'ES#8P6 目 录
GM5::M]fS Y<B| e91C 一 课程设计书 2
l!b#v` o]vd xkU] 二 设计要求 2
h E; T M+7>a$ 三 设计步骤 2
ReY K5J=O 1@am'#< 1. 传动装置总体设计方案 3
)9*WmF c+# 2. 电动机的选择 4
V\
|b#?KL 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
^^v!..V]J 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
|Qm 7x[i 5. 设计V带和带轮 6
gG}<l ': 6. 齿轮的设计 8
b@7
ItzD 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
^71sIf;+ 8. 键联接设计 26
<v\|@ @X 9. 箱体结构的设计 27
A
9u9d \ 10.润滑密封设计 30
M8h9i2 11.联轴器设计 30
uB%`Bx'OW Y!5-WX H
四 设计小结 31
DV. m ({? 五 参考资料 32
q|~9%Pujg 3V-pLs| 一. 课程设计书
yJ^}uw 设计课题:
D~-Ri`k. 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
oOuWgr]0 表一:
noacnQ_I$ 题号
yPL@uCzA@ kWgxswl7H 参数 1
NEX\+dtE~0 运输带工作拉力（kN） 1.5
v8LKv`I's 运输带工作速度（m/s） 1.1
=4?m>v,re 卷筒直径（mm） 200
GSk;~^l XRZm g " 二. 设计要求
WKN\* N < 1.减速器装配图一张(A1)。
FsD}N k=m~ 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
lOVsp# 3.设计说明书一份。
Gv <K#@9T zg Lm~ 三. 设计步骤
)s!x)< d; 1. 传动装置总体设计方案
n84*[d}t 2. 电动机的选择
nH;^$b'LZ 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
SA'
zy45 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 y$!~</=b 5. “V”带轮的材料和结构
4B) prQ3 6. 齿轮的设计
LdA&F&
pI 7. 滚动轴承和传动轴的设计
[~x
Q l 8、校核轴的疲劳强度
n]| [|Rf1 9. 键联接设计
4-s Uy 10. 箱体结构设计
IXg0g<JZ 11. 润滑密封设计
CT/`Kg_ 12. 联轴器设计
a 6[bF m+CvU?)gJ 1.传动装置总体设计方案:
q" )}vN n:HF&j4C, 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
kYx|`-PA<r 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，
|ONkRxr@! 要求轴有较大的刚度。
|06G )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。
F e8xOo6 其传动方案如下：
)wm XicURC x#U?~6.6 图一:(传动装置总体设计图)
;+cZS= ?!b}Ir<1j 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
Wa
, # 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
TTS }, ` 传动装置的总效率
gwNv ;g η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
ZfS-W&6Z 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
q_JES4ofx η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
\=1k29O 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
@va6,^) >!?u8^C 2.电动机的选择
?NJ\l5' 5ZUqCl(PX) 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，
VDBP]LRF 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，
!DXKn\aQf 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。
IX$ $pdQ )/UPDdO 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，
s @Y0"
nx8 4l 7< 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
`G,\=c~{A 7\<#z| 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
q8`JRmt)H \ c9EE- $yBU
,lu} 方案 电动机型号 额定功率
#X`j#"Ov2( P
^I @43Jy/ kw 电动机转速
M {Wla 7 电动机重量
m K fT4t N 参考价格
gC W .;|2 元 传动装置的传动比
?tSFM: 9PU 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
y.H E3tH 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
vQ$ FMKz7 bR(rZ u5 中心高
fU8 &fo%ER 外型尺寸
YOd 0dKe 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
7&qunK' 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
<T,vIXwu+ 0PjWfM8% 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
"oz qfh glm29h F （1） 总传动比
M 1-n 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
r1}YN<+,s （2） 分配传动装置传动比
ez@`&cJ7 ＝×
H_u n3x1 式中分别为带传动和减速器的传动比。
G FB(c
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
%@Bl,!BJ, 4.计算传动装置的运动和动力参数
fq48>"g* （1） 各轴转速
( 3C::B= ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
Ivmiz{Oii ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
An{`'U(l （2） 各轴输入功率
O TY9Q ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
T8bk \\Od ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
7jQ Owzj 则各轴的输出功率：
9LI #&\lba ＝×0.98=2.989kW
, 6uON@ ＝×0.98=2.929kW
w^6rgCl 各轴输入转矩
HZX(kYV =×× N·m
j'R{llZW 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
_0 Qp[l-
所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
R?V s8? ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
e$u=>=jV] 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
&Op_!] 8`U ＝×0.98=242.86N·m
U-&dn%Sq 运动和动力参数结果如下表
6vAq&Y{JB' 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
0K <y
} 输入 输出 输入 输出
mnh>gl!l 电动机轴 3.03 20.23 1440
>x]b"@Hkw 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
3#<b! Yz 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
^K.
d|z %
P
.(L 5、“V”带轮的材料和结构
<=[,_P6| 确定V带的截型
0}tf*M+a 工况系数 由表6-4 KA=1.2
ek\8u`GC 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
094~ s V带截型 由图6-13 B型
h8B:}_Cu -FftEeo7 确定V带轮的直径
7)SG#|v[$ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
ieo Naq 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
ur7 sf$ 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
HqC
1Dkw 5#|D1A 确定中心距及V带基准长度
s&&8~
)H 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
ldk (zAB. 360<a<1030
q$RJ3{Sf 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
Hj(ay4 8 {| ~ 初定V带基准长度
7~ & Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
}% 2hBl/ %EV\nwn6 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
2MY-9(no 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
^F\RM4|, 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
OD{()E?1B J,q6 确定V带的根数
R. :~e 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
NN> E1d= 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
q 9+ `pj 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
W;L<zFFbU) 带长修正系数 由表6-2 KL=1
E&>3 {uZI )bqSM&S O V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
^i+ d 3 7 6 nrDE 取Z=2
(dvsGYT|. V带齿轮各设计参数附表
zy8Z68%E`* }OZut! _ 各传动比
Yx#?lA2gx <9f;\+zA V带 齿轮
J)o.@+Q} 2.3 5.96
:)JIKP%$\) : ;l9to 2. 各轴转速n
/Uxp5 b h (r/min) (r/min)
Y6W#u iqk 626.09 105.05
_L8|Z V./ S fTTB'9 3. 各轴输入功率 P
2><=U7~ （kw） （kw）
k ]>1@t 2.93 2.71
I'h|7y\ TwfQq` 4. 各轴输入转矩 T
l 7T@<V (kN·m) (kN·m)
3g79pw2w= 43.77 242.86
G.{)#cR r ,cz
yE/ 5. 带轮主要参数
{ 4]sJT 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
2 eC `^ 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
I N^dJ^1+ 带的根数z
Q H>e_ 160 368 708 2232 B 2
U~CG( 9 ;bYS#Bid{V 6.齿轮的设计
n3z]&J5fr ) t#>fnN （一）齿轮传动的设计计算
VsU*yG a 'v^Z terr 齿轮材料，
热处理及
精度 ,vcg%~- 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
|7CF m （1） 齿轮材料及热处理
]&b>P ;j: 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
wjzR 8g0bQ 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
2 #jBh ② 齿轮精度
1ze\ U> 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
%VH{bpS|i: y|b&Rup ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
M7`iAa.} 按齿面接触强度设计
q 3 nF\Me0 ztEM>xsk 确定各参数的值:
eo [eN. ①试选=1.6
UG !+&ii| 选取区域系数 Z=2.433
'} 5Yc, Hd_ W5R 则
S"<"e\\}"_ ②计算应力值环数
alp}p N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
b'O >qQ =1.4425×10h
b[/uSwvi N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
bC h ③查得：K=0.93 K=0.96
-dyN
Ah?= ④齿轮的疲劳强度极限
fbrCl!%P 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
Lk8[fFa 4 []==0.93×550=511.5
a%YohfsY?U 'eYM;\%(' []==0.96×450=432
Vi*HG &DD 许用接触应力
dCn'IM1 0ZAT;ea B ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
DG-XX.:z =1
5H ^" T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
MszX9 wl =4.47×10N.m
&:?2IAe 3.设计计算
JwNB)e
D ①小齿轮的分度圆直径d
y[A%EMd O<>cuW(l =46.42
vuoD~ =z ②计算圆周速度
b haYbiX? 1.52
T bQ5 ③计算齿宽b和模数
*l.tsICmbP 计算齿宽b
E[a|.lnV b==46.42mm
b[Qe} `W 计算摸数m
i XPe 初选螺旋角=14
(x!Tb2mlk =
mmvo
> F" ④计算齿宽与高之比
f= --$o0U~ 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
jU2 vnGw_ =46.42/4.5 =10.32
kn9e7OO# # ⑤计算纵向重合度
hd N[wC] =0.318=1.903
?}ly` J s ⑥计算载荷系数K
P*:9u > 使用系数=1
De`p@`+<#~ 根据,7级精度, 查课本得
w#!b #TNc 动载系数K=1.07,
sNH xU I 查课本K的计算公式:
`Kb"`}`_vm K= +0.23×10×b
i$gH{wn\` =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
R>;m6Rb _ 查课本得: K=1.35
7GDr H/yK 查课本得: K==1.2
!XQq* 故载荷系数:
rE?Fp K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
i(m QbWpN ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
L_O*?aaZ d=d=50.64
8nE }RD7bx ⑧计算模数
Vk:] aveW =
V dOcKP. 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
=-%10lOI 由弯曲强度的设计公式
?F" mZu ≥
x2h5,.K cnraNq 1 ⑴ 确定公式内各计算数值
/Bs42uJ3 ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
2>*b.$g 确定齿数z
V.|#2gC]t 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
.C\## 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
73kU\ux Δi＝0.032％5％，允许
O48*"Z1 ② 计算当量齿数
bmQ -5SE z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
b <z)4 z＝z/cos＝144/ cos14＝158
<44A*ux ③ 初选齿宽系数
%4,v2K 按对称布置，由表查得＝1
D^ )?*( ④ 初选螺旋角
z(eAhK}6? 初定螺旋角 ＝14
$(fhO ⑤ 载荷系数K
!g7lJ\B K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
Ohn? >qQ ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
%$ [#/H7=W 查得:
vf;&0j&` 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
&>A<{J@VL 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
]x5+v0 ?k$'po*Eq ⑦ 重合度系数Y
h,zM*z A_ 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
KdXqW0nm ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
9Q>85IiT ＝14.07609
2y 5d 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
s8.SEk|pB ⑧ 螺旋角系数Y
2(AuhZ> 轴向重合度 ＝1.675,
*X l,w2@ Y＝1－＝0.82
sR;u#" . } /*U~!t ⑨ 计算大小齿轮的
r (KAG"5 安全系数由表查得S＝1.25
W2BZG( dm 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
"'74GY8, 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
O m_- #S 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
$pJw
p{kN 查课本得到弯曲疲劳强度极限
' .{_
7U 小齿轮 大齿轮
)F_nK f"a x@3"
SiC 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
T# .pi@PF> K=0.86 K=0.93
=K <`nF0 w lWak yCS 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
(vFO'jtcB- []=
2EiE5@ []=
y.$Ae1a= & embAqW: a4&Aw7"X 大齿轮的数值大.选用.
k`w / C`=YGyj=TL ⑵ 设计计算
iAo /Dnp2J 计算模数
Y ?ZzFd,i& g#:P cl L;-V Yo# 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:
.Ta (v3om% CE @[Z z==24.57 取z=25
g OK ;EQ7kuJQ?
那么z=5.96×25=149
|:]} u|O H[R X~Xk2E ② 几何尺寸计算
yoH,4,! G 计算中心距 a===147.2
K\FLA_J 将中心距圆整为110
ZeqsXz q TSe_Re 按圆整后的中心距修正螺旋角
E >iN > 01~
nC@; =arccos
NfWL3"&X S , x';" 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
xp}M5| =~>g--^U 计算大.小齿轮的分度圆直径
bXSAZW f ;I?x; lH d==42.4
Xe&p.v *-*SCA`E^= d==252.5
)|/%]@` N Y/sZPG} 4 计算齿轮宽度
V8Ri2&|3 M!aJKpf B=
t.#ara{ ^YJ% ^P 圆整的
A*g-pJ h Y,Lx6kU 大齿轮如上图：
L2=:Nac &?$mS'P K^
ALE =*R6 O, 7.传动轴承和传动轴的设计
p-r[M5;-^Q y,/i3^y#_ 1. 传动轴承的设计
O?O=]s
u 4fL`.n1^ ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
v-BQ>-& s P1=2.93KW n1=626.9r/min
A "z9t#dv@ T1=43.77kn．m
A $i^/hJs ⑵. 求作用在齿轮上的力
FA+ "t^q 已知小齿轮的分度圆直径为
_M+7)[xj= d1=42.4
#qFY`fVf1 而 F=
o7s !ti\ G F= F
}V[ORGzox }*C*!?pcd F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
K:^0*5Y-k S@g(kIo] Q'qX`K+@` lh[?`+A ⑶. 初步确定轴的最小直径
KK6n"&TVa 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
3)O QgeKU <u xLG;R r?IBmatK/ XMiu}w! 从动轴的设计
a9UXg< 4 'u E;8., 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
4v`IAR?&K; P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
8NiR3*1 ⑵. 求作用在齿轮上的力
tJybR"NQ 已知大齿轮的分度圆直径为
RWGf]V]6 d2=252.5
Nk<^ Qv 而 F=
OQ-
Hn -H F= F
! Lz A O =;jDWE F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
tU5uL.( O {}$Zff ![ sXR Q@7d:v ⑶. 初步确定轴的最小直径
0y6M;"&~E 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
Z %Ozzp/ hHGuD2% 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
Zk`yd8C 查表,选取
j:xC \b47" vbVOWX6 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
u*TC8!n 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
N+h05` 15,JD ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
8;V9%h`P> 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 。
_'LZf=V0 m3TR}=n 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.
NC#F:M;b d&[RfZ` D B 轴承代号
<^'{=A>
45 85 19 58.8 73.2 7209AC
LP=j/qf| 45 85 19 60.5 70.2 7209B
fT|A^ 50 80 16 59.2 70.9 7010C
W*t]
d 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
>WIc" y. Vv45w#w; KWZhCS?[( ocFk#FW nuXL{ tg6 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
3f] ;y<Km 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,
#3QPcoxa 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.
IQRuqp KL Jsysk $R 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.
68Gywk3]=u 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,
$[ A\i<# 高速齿轮轮毂长L=50,则
1^4:l!0D EU %,tp L=16+16+16+8+8=64
)63
$,y-;$ 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
L%T(H< G d=PX} o^ 5. 求轴上的载荷
"FWx;65CR 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,
yQE'!m 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.
a:f P mK[Z#obc= ? : yz/9( %bAQ>E2 ;m h 6Z :+ A~2)ZdA N O\Z C$XF [b:&y( )1uiY
f&k |QDoi[
* y|2< Vc 传动轴总体设计结构图:
q(6.VU@ /ce;-3+ Lwr's'ao. #$I@V4O;# (主动轴)
j# 1G?MF "XR=P>
xk X0VS a{ 从动轴的载荷分析图:
%.Ma_4o
Z vR !+ 8sy$ 6. 校核轴的强度
H#~gx_^U 根据
iT>u&0B- ==
m G jB{Q+ 前已选轴材料为45钢，调质处理。
; :P4~R 查表15-1得[]=60MP
H~a
~ 'tm 〈 [] 此轴合理安全
~5f&<,p! YYv0cV{E 8、校核轴的疲劳强度.
7$'AH:K ⑴. 判断危险截面
%
i4
5 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.
*siX: ?l ⑵. 截面Ⅶ左侧。
RdYmh>c 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
\Ii{sn9 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
eDJnzh83 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
/ jG?PZ =m 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
Q":_\inF 截面上的弯曲应力
MJ|tfQwhx m+<&NDj. 截面上的扭转应力
HwUaaK
==
3iCe5VF 轴的材料为45钢。调质处理。
H9mN nZ_k 由课本得：
S6<o?X9,I --K) 7 因
W,xdj! ^t 经插入后得
x+X@& S 2.0 =1.31
2~kx3` Q 轴性系数为
?zW'Hi =0.85
nTeA= 0 4 K=1+=1.82
Z hf p>D K=1+（-1）=1.26
~}.C*;J 所以
g3:@90Ba AY AU 综合系数为： K=2.8
+
[w 0;W_ K=1.62
j3Od7bBS] 碳钢的特性系数 取0.1
kE&R;T`Gb% 取0.05
-9b=-K.y 安全系数
_3` G ZeGV S=25.13
4uXGp sL S13.71
$*C
}iJsF ≥S=1.5 所以它是安全的
Kxsd@^E 截面Ⅳ右侧
gP% <<yl 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
!j6 k]BgZ TO6F 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
Y&6 jFT_ 9xQ|Uad+% 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
:3D8rqi: q8{Bx03m6 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
Z",0 $Gxu 截面上的弯曲应力
/!]K+6>u 截面上的扭转应力
~c EN=(Z~r ==K=
2*cNd}qr K=
3f`Uoh+ 所以
iJ{axa & 综合系数为：
)G2Bx+Z;L K=2.8 K=1.62
T<uX[BO-a 碳钢的特性系数
Zux L2W 取0.1 取0.05
V^s, 3C 安全系数
r Ea(1(I S=25.13
MXA?rjd0 S13.71
gq('8*S ≥S=1.5 所以它是安全的
(Y~/9a4X #wyceEa 9.键的设计和计算
H k} P Ftyxz&-4$p ①选择键联接的类型和尺寸
-RP{viG WK 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.
Z\0wQ ;} 根据 d=55 d=65
3o rSk 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
#VhdYDbW b=20 h=12 =50
4rhHvp 4-bM90&1t ②校和键联接的强度
,LBj$U]e|E 查表6-2得 []=110MP
EZj rX>"# 工作长度 36-16=20
94!}
Z> 50-20=30
(Nzh1ul\} ③键与轮毂键槽的接触高度
#?Ix6 {R K=0.5 h=5
JrBPx/?(,; K=0.5 h=6
2m $C;j!D 由式（6-1）得：
$?ss5:
S ＜[]
%s}{5Qcl/ ＜[]
T>'w]wi 两者都合适
61_PSScSY 取键标记为：
IR"C? 键2：16×36 A GB/T1096-1979
]+G
.S-a 键3：20×50 A GB/T1096-1979
J{4=:feIC? 10、箱体结构的设计
+= W(c8~P 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，
@0@WklAJA 大端盖分机体采用配合.
=bp'5h8_ N !7?D'y
1. 机体有足够的刚度
U/Cc!WXV] 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
$bhI2%_`M o"qxR'V 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
D{t_65c- /K2[`+- 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
"y8W5R5kL4 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
,tXI*R J[}j8x?r 3. 机体结构有良好的工艺性.
&t UX( 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
LTf)`SN %' ce$ [H}rDB 4. 对附件设计
/sYr?b!/<6 A 视孔盖和窥视孔
&am<_Tn *3 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
}#< Rs B 油螺塞：
,./ n@.na 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。
I`+,I`~ u C 油标：
`j {q 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
*QN,w BQ 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
xsU%?"r +6: D 通气孔：
a,fcKe&B 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.
J<0sT=/2$ E 盖螺钉：
5ms]Wbh) 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
6lpJ+A57# 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
}S*]#jr& F 位销：
uju'Bs7 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.
X+{brvM< G 吊钩：
_|; d
D 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.
i\ uj>;B X6}W] 减速器机体结构尺寸如下：
o]I8Ghk>/z I@qGDKz; 名称 符号 计算公式 结果
qQf NT. 箱座壁厚 10
N*[b 26 箱盖壁厚 9
x ;SY80D 箱盖凸缘厚度 12
ZG +FX:v 箱座凸缘厚度 15
W$7H "tg 箱座底凸缘厚度 25
CY':'aWfa< 地脚螺钉直径 M24
u-j V@Tz 地脚螺钉数目 查手册 6
By9CliOy: 轴承旁联接螺栓直径 M12
;I@\}!%H 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
Y9-F\t=~ 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
0`V=x+*, 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
. (8 V 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
7m%12=Im 5 ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
w)&4i$Lk6 22
5MYdLAjV 18
)Ft+eMYti[ ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
$KT) Kz8tF 16
W8x&:5Fc)3 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
n2 _;:= 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
/V cbT >= 齿轮端面与内机壁距离 > 10
?v:FGO 机盖，机座肋厚 9 8.5
}l} _'FmQ
轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
gB%"JDn8 150（3轴）
_PGd\>Ve 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
Ul NiH 150（3轴）
J8@ .qC'! [zq2h3r 11. 润滑密封设计
= [: E kVCWyZh4 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
_Wk*h}x 油的深度为H+
-ON-0L H=30 =34
FSz<R*2 所以H+=30+34=64
;"#y HP` 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
#Muh|P]%\ RO3q!+ a$/ 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
ZI4dD.B 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
raSga'uT; 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
0 ;)Q 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
.x] pJ9 :.=j)ljTx 12.联轴器设计
\ntUxPox. Qc!3y>Y=_ 1.类型选择.
UqsOG<L'6 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
@ vib54G 2.载荷计算.
~z]VDEJ{q 公称转矩：T=95509550333.5
8QL=%Pv 查课本,选取
BHU $QX 所以转矩
!;vv-v,LQ 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
#*w)rGkU2 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
? F!c"+C N(yd<M w 四、设计小结
Q}l~n)= 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。
0s{7=Ef 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。
RL\?i~'KH 五、参考资料目录
PJ?C[+& [1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；
5`:d$rv [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；
X<$D NRN [3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版；
Bxw(pACf [4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
yZm=#.f [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
<s\ZqL$ f [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；
_ Yp~O j [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。
