机械设计基础
课程设计任务书
P<@V 5P'<X p 课程设计题目: 单级斜齿圆柱
齿轮减速器设计
2O^7zW * 0GR
} k 专 业：机械设计制造及自动化（
模具方向）
Rs<li\GS INFbj8T 目 录
spE(s%dgL V]V~q ]
一 课程设计书 2
e==}qQ '7UW\KEB[} 二 设计要求 2
Qb}1t n) #R<ErX)F 三 设计步骤 2
4]F:QS%
x Wu\{)g{&
1. 传动装置总体设计方案 3
#3l&N4 / 2. 电动机的选择 4
?n 9<PMo 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
jW^@lH
EU 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
Ydw04WEJ 5. 设计V带和带轮 6
F|t3%dpj 6. 齿轮的设计 8
2`XG"[@ 7. 滚动轴承和传动轴的设计 19
f,'gQ5\ X3 8. 键联接设计 26
IXaF(2> 9. 箱体结构的设计 27
,,hW|CmN30 10.润滑密封设计 30
pDlU*& 11.联轴器设计 30
0(2r"Hi '$@bTW 四 设计小结 31
Q{ibH=^ 五 参考资料 32
5m _ $21 ai!zb2j!E 一. 课程设计书
6PF7Wl7. 设计课题:
{_GhS% 设计一用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V
Q:6i
3 Nr/ 表一:
LZirw' 题号
%jgB;Y k?%? EsR 参数 1
/ 1F5khN 运输带工作拉力（kN） 1.5
gr?[KD l~ 运输带工作速度（m/s） 1.1
9"5J-a' 卷筒直径（mm） 200
FwB }@)3 KiXR BFo 二. 设计要求
aNX M~;5~ 1.减速器装配图一张(A1)。
2 1b 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。
8<gYB$* S 3.设计说明书一份。
u|v2J/_5Y $IZ02ZM$ 三. 设计步骤
ZK1H%&P=R 1. 传动装置总体设计方案
B:-qUuS?R 2. 电动机的选择
^W&qTSjh 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
O$=[m9V 4. 计算传动装置的运动和动力
参数 N, F mu 5. “V”带轮的材料和结构
^ EK]z8;| 6. 齿轮的设计
jea{BhdUr 7. 滚动轴承和传动轴的设计
lr> P/W\ 8、校核轴的疲劳强度
8.9Z0 9. 键联接设计
w}wABO 10. 箱体结构设计
#GTR}|Aga 11. 润滑密封设计
ia' eV10 12. 联轴器设计
UMcQqV+ vT : MfY8P) 1.传动装置总体设计方案:
op\'T;xIu T*AXS|=ju 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
Hs}3c
R} 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
N:"S/G>r ; 要求轴有较大的刚度。
_Hhf.DmUAH 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。
?X'm>R. @ 其传动方案如下：
k/ 6Qwb # l70a&[W 图一:(传动装置总体设计图)
"iu9r%l94 4 f)B@A - 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
|ia#Elavo 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。
p \A!"KC 传动装置的总效率
%25GplMT η=η1η2η3η24η25η6＝0.96×××0.97×0.96＝0.759；
Q L 0 为V带的效率,η2为圆柱齿轮的效率，
zEHX:-f8 η3为联轴器的效率，为球轴承的效率，
fD^$ y
8 为圆锥滚子轴承的效率，η6为卷筒的传动效率。
F$tshe( Rm^ 3K 2.电动机的选择
RM\A$.5 UDBMf2F] 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，
MBeubS 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，
r Khhx 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。
XLu Y |` N|S 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，
(qG}`?219J Nk#[~$Q-1 选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
D W@|H $N; N vp2 额定电流8.8A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
F
gi&CJ8Q v (|Arm? No|T#=BZ[ 方案 电动机型号 额定功率
I34|<3t$ P
+4*3aWf` kw 电动机转速
CXI%8eFXe$ 电动机重量
W 'w{}| N 参考价格
*Y:;fl +v 元 传动装置的传动比
F,[GdE;P 同步转速 满载转速 总传动比 V带传动 减速器
zwLJ|> 1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02
K:<j=j@51 ]
I&l0Fx 中心高
n+'gVEBA 外型尺寸
tL>c@w#P v 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
"j 2th. 132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41
[3@Pu.-I+M bgk+PQ#S- 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
ZH ~=;S-t m }J@w~# （1） 总传动比
AG Ws> 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
*F^t)K2 （2） 分配传动装置传动比
mqt$'_M ＝×
iImy"$yX{ 式中分别为带传动和减速器的传动比。
V*Q!J{lj^# 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+TSjm 4.计算传动装置的运动和动力参数
9 I|D"zXn （1） 各轴转速
|ee A>z"I ＝＝1440/2.3＝626.09r/min
e|-%-juI ＝＝626.09/5.96＝105.05r/min
iAl.(j （2） 各轴输入功率
f>!H<4
] ＝×＝3.05×0.96＝2.93kW
ITt*TuS 2c ＝×η2×＝2.93×0.98×0.95×0.993＝2.71kW
d,5,OJY2f 则各轴的输出功率：
-4;$NiB? ＝×0.98=2.989kW
# n_ gry!5 ＝×0.98=2.929kW
Y\
C"3+I 各轴输入转矩
(zmL MG(R =×× N·m
@'~7O4WH 电动机轴的输出转矩=9550 =9550×3.05/1440=20.23 N·
BzXTHFMSy 所以: ＝×× =20.23×2.3×0.96=44.66N·m
!*\ J 4bJe ＝×××=44.66×5.96×0.98×0.95=247.82 N·m
]4X08Cm^ 输出转矩：＝×0.98=43.77 N·m
@'> Ul!.] ＝×0.98=242.86N·m
u]766<Z 运动和动力参数结果如下表
Hz >_tA"^T 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
!q8"Q t 输入 输出 输入 输出
<K:L. c! 电动机轴 3.03 20.23 1440
!>8/X z~- 1轴 2.93 2.989 44.66 43.77 626.09
gj@>9 2轴 2.71 2.929 247.82 242.86 105.05
1_B;r 9x f;`7}7C 5、“V”带轮的材料和结构
Fy# 7 <Hp 确定V带的截型
'}N4SrU$ 工况系数 由表6-4 KA=1.2
uBUT84i 设计功率 Pd=KAP=1.2×4kw Pd=4.8
cHAq[Ebp2! V带截型 由图6-13 B型
]=%oBxWAP :#zVF[Y(2 确定V带轮的直径
&-c{ 小带轮基准直径 由表6-13及6-3取 dd1=160mm
TB%NHq-! 验算带速 V=960×160×3.14/60000=8.04m/s
84g8$~M 大带轮基准直径 dd2=dd1i=160×2.3=368mm 由表6-3取dd2=355mm
UfNcI[xr q&nEodv>+ 确定中心距及V带基准长度
t!&p5wJ*Q 初定中心距 由0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)知
IQ $/|b/ 360<a<1030
K&{ruHoKB 要求结构紧凑，可初取中心距 a0=700mm
q |Orv =v b(Nxk2uv 初定V带基准长度
fA T+x1J\ Ld0=2a0+3.14/2(dd1+dd2)+1/4a0(dd2-dd1)2=2232mm
r]B`\XWz G e=|RAw3 V带基准长度 由表6-2取 Ld=2240mm
XE `u 传动中心距 a=a0+(2240-2232)/2=708 a=708mm
WX&0;Kr 小带轮包角 a1=1800-57.30(335-160)/708=1640
9&"wfN N .)|2^ 'W 确定V带的根数
\ ^3cNw 单根V带的基本额定功率 由表6-5 P1=2.72kw
[2.;gZj 额定功率增量 由表6-6 △P=0.3
87-z=>IU 包角修正系数 由表6-7 Ka=0.96
l H{ ~?x 带长修正系数 由表6-2 KL=1
El^V[s'3 HXP/2&|JY V 带根数 Z=Pd/(P1+△P2)KaKL=4.8/(3.86+0.3)0.98*1.05=1.6556
q M(@wFg k0IztFyj:R 取Z=2
v VF T0_ V带齿轮各设计参数附表
IWT
-)+
D}/nE>* 各传动比
n%d7`?tm4 lbj_ if; V带 齿轮
|H'wDw8 2.3 5.96
Kwo0%2Onkd >f:OU," 2. 各轴转速n
.F]"%RK[ (r/min) (r/min)
qpX`Z Y^ 626.09 105.05
vxk~( 3]<) 3RP\w~? 3. 各轴输入功率 P
RwoAZ]Zg] （kw） （kw）
=GL^tAUJ 2.93 2.71
n*m "yp ^TqR0a-* 4. 各轴输入转矩 T
0O|l7mCr%I (kN·m) (kN·m)
4p&YhV7j)o 43.77 242.86
,H@ x. }UWi[UgA 5. 带轮主要参数
Tilw .z 小轮直径（mm） 大轮直径（mm）
;tWi4iT+. 中心距a（mm） 基准长度（mm） V带型号
Gf<%bQ E 带的根数z
h9cx~/7,_) 160 368 708 2232 B 2
t/c) [l hV )dF`L 6.齿轮的设计
*|S{%z9> -"x25~k!?F （一）齿轮传动的设计计算
xF`O ehVA c{\x< Aw O 齿轮材料，
热处理及
精度 B18?)LA 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
Df}3^J ~JX （1） 齿轮材料及热处理
WjF#YW\ 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
tREC)+*\ 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
r~; TId} # ② 齿轮精度
9@ 8)ZHf 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。
?dQ#%06mn PHg(O:3WG ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
g acE?bW' 按齿面接触强度设计
7DB!s@"
X~rHNRIU 确定各参数的值:
PaBqv] ①试选=1.6
F=V_ ACU 选取区域系数 Z=2.433
%P`|kPW1 I#:,!vjn 则
Wq/0 }W. ②计算应力值环数
& ` weW N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8）
n tD8:%m =1.4425×10h
rE4qPzL N= =4.45×10h #(5.96为齿数比,即5.96=)
H 2UR ③查得：K=0.93 K=0.96
nm
!H&#< ④齿轮的疲劳强度极限
7=@Mn F` 取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:
9I*i/fa []==0.93×550=511.5
Nq ZR*/BOz J85Kgd1
\a []==0.96×450=432
Vf` 9[*j 许用接触应力
S3Sn _zqG F!&_ ⑤查课本表3-5得： =189.8MP
9 p`|~^X =1
d<>jhp5el T=9.55×10×=9.55×10×2.93/626.09
$6yr:2Xvt =4.47×10N.m
i`vgD<} 3.设计计算
}OLBEhGs ①小齿轮的分度圆直径d
%( o[H sl a+p_47 xa =46.42
?KXgG' !! ②计算圆周速度
4e9'yi 1.52
=y1/V'2E ③计算齿宽b和模数
M{M?#Q 计算齿宽b
tCbn B b==46.42mm
H_+ !. 计算摸数m
Czt>?8x` 初选螺旋角=14
h&6t.2<e =
.[ hbiv# ④计算齿宽与高之比
l@nG?l # 齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
5ofsJ!b' =46.42/4.5 =10.32
sp&)1?!M ⑤计算纵向重合度
x#&%l JT =0.318=1.903
b}5hqI y ⑥计算载荷系数K
H2D j`0 使用系数=1
^f bw0 根据,7级精度, 查课本得
'X1fb:8m8 动载系数K=1.07,
a>/j W-? 查课本K的计算公式:
parc\]M K= +0.23×10×b
K)8N 8Js( =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×46.42=1.33
F` gQ[ 查课本得: K=1.35
oB] 查课本得: K==1.2
*WX,bN6Ot 故载荷系数:
B:QAG K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.33=1.71
H:&|q+K=# ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
$ h< l d=d=50.64
7s-ZRb[)1 ⑧计算模数
a]u1_ $) =
% $.]g 4. 齿根弯曲疲劳强度设计
@Zd/>' 由弯曲强度的设计公式
I Lq"/S. ≥
]@UJ 8hDy tr $~INe ⑴ 确定公式内各计算数值
84 $#!=v ① 小齿轮传递的转矩＝47.58kN·m
,c\3 b)ax 确定齿数z
l~9P 4
, 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝5.96×24＝143.04
7Yrp#u1! 传动比误差 i＝u＝z/ z＝143.04/24＝5.96
3gzcpFNqX Δi＝0.032％5％，允许
d)X6x-( ② 计算当量齿数
p 6FPdt) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27
} I;5yk,o z＝z/cos＝144/ cos14＝158
}v?_.MtS ③ 初选齿宽系数
Sx%vJYH0 按对称布置，由表查得＝1
p4-b D_ ④ 初选螺旋角
Q-LDFnOFwp 初定螺旋角 ＝14
Q\4nduQ ⑤ 载荷系数K
iSz?V$}? K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
3d0Yq ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y
C /L+:b&x~ 查得:
dJ0qg_ U& 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
Yh} F 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774
!\%0O`b^4 7iJ=~po:o ⑦ 重合度系数Y
NFQR 端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/144）]×cos14＝1.7
\x_fP;ma=_ ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
*l-(tp5 ＝14.07609
,`lVB#| 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
47c` ) *Hc ⑧ 螺旋角系数Y
rZBOWT 轴向重合度 ＝1.675,
DlXthRM Y＝1－＝0.82
}4n?k'_s? {} 11U0 ⑨ 计算大小齿轮的
i+z;tF` 安全系数由表查得S＝1.25
? <. U, 工作寿命两班制，8年，每年工作300天
Tpv]c 小齿轮应力循环次数N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
mjd9]HgN 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝6.255×10/5.96＝1.05×10
K{)YnY_E; 查课本得到弯曲疲劳强度极限
K&WNtk3hT 小齿轮 大齿轮
J0hY~B~X H8}}R~ZO 查课本得弯曲疲劳寿命系数:
]k (n_+! K=0.86 K=0.93
+I+7@Xi Z 1 JU1XQi 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
nPj+mg []=
@?GOO D_i []=
?kvkdHEO_ z mxrz[ G1d!a6> 大齿轮的数值大.选用.
e8TJ =}\ u/% 4WgA ⑵ 设计计算
GoGo@5n(Z 计算模数
nFn@Z'T$N 3ee?B~Tun I o z
rZ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是由:
o9:GKc xCd9b:jG z==24.57 取z=25
+C{ %pF l|[8'*]r! 那么z=5.96×25=149
OudD1( )W cN> z`x l ② 几何尺寸计算
7b2N'^z} 计算中心距 a===147.2
J @{yWgLg 将中心距圆整为110
q1nGj ,'CDKzY 按圆整后的中心距修正螺旋角
J! @$lyH nx(O]R,Sw =arccos
7]q $ sQ %EuXL% B 因值改变不多,故参数,,等不必修正.
p1=sDsLL ql%>)k /x 计算大.小齿轮的分度圆直径
eTc0u;{V r"a4 ;&mf d==42.4
2
AZ[gr@c Xf.w( - d==252.5
5@+8*Fdk 5Dy800.B2 计算齿轮宽度
/:a~;i sa~.qmqu B=
>s E5zj|V Aa5IccR 圆整的
/hue]ZaQq <dTo-P 大齿轮如上图：
y? -wjJS> #;
I8 aMb I3xx}^V 4QnJ;&~ 7.传动轴承和传动轴的设计
?o h3t &Jj^)GBU 1. 传动轴承的设计
FU0&E O p&F=<<C ⑴. 求输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1
47"ERfP P1=2.93KW n1=626.9r/min
H F wT
T1=43.77kn．m
g e aeOERc ⑵. 求作用在齿轮上的力
'}c0:,5 已知小齿轮的分度圆直径为
bQk5R._got d1=42.4
Gb%PBg}HH 而 F=
@ :i>q$aF F= F
uU`zbh}]L. m=2TzLVv F= Ftan=20646×0.246734=5094.1N
kImGSIJ ushQWP) R|{6JsjG10 3G t'<E| " ⑶. 初步确定轴的最小直径
]?U:8 % 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取
H BmjB= Z94D<X" io:?J nQSA u~?]/-.TY 从动轴的设计
J3Q.6e=7 G7C9 FV bR 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2，
oZ%t! Fl1 P2=2.71kw,n2=105.05, T2=242.86kn.M
xYM! m cA ⑵. 求作用在齿轮上的力
3}$ L4U 已知大齿轮的分度圆直径为
.+aSa?h_ d2=252.5
1K,bmb xRt 而 F=
2o/}GIKj F= F
2P9h x5PiV Zx5vIm F= Ftan=1923.6×0.246734=474.6N
R\yw9!ESd xYR L4 G\TyXq_4 %@*diJ ⑶. 初步确定轴的最小直径
sl%B-;@I 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
yq[C?N &N &nj@t>5Bs$ 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
-BACdX 查表,选取
1k l4X3q6 g<KBsz!{ 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
L4S Fu.J' 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
[m!\ZK 1h]Dc(Oc#= ⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
M &@9B)|= 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 。
.he%a3 e Y k<?HNf 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.
ZWmmFKFG. Wuye: b! D B 轴承代号
0_qqBL. 4 45 85 19 58.8 73.2 7209AC
$9*Xf b/ 45 85 19 60.5 70.2 7209B
:?jOts>uP 50 80 16 59.2 70.9 7010C
X"8Jk 4y 50 80 16 59.2 70.9 7010AC
u-j$4\' L ! yl ^c F:IG3 @ V '^s5 5Z6 $90!k 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的
YG?W8)T 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得7010C型轴承定位轴肩高度mm,
sxnj`z ③ 取安装齿轮处的轴段d=58mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=72. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,d=65.轴环宽度,取b=8mm.
r N$_(%m_N #i. M-6SRd 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.
< 8r%_ '] 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,
wp.<}=|u 高速齿轮轮毂长L=50,则
, +,""t #12PO q L=16+16+16+8+8=64
+n^$4 f 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
Lc+wS@ K!HSQ,AC 5. 求轴上的载荷
gGe `w 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
~2V|]Y;s 查表对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
RH6qi{)i! sqJ?dIBH k=w%oqpN Q>JJI:uC4 : B$
d `IkWS7| 5cgD Hs U $X"W' M<~z=B# &`pd&U{S* CdatN$/* 传动轴总体设计结构图:
^C_Y[i
~| 0z_e3H{P27 e<9IwS!/ VoWlBH (主动轴)
E]6 ;nY? 2 ^Q)~sSf9 aJOhji<b#L 从动轴的载荷分析图:
vitmG'|WG j5G8IP_Wx 6. 校核轴的强度
Kt;h'? 根据
>q[ ( UV ==
vv"_u=H 前已选轴材料为45钢，调质处理。
rrwBsa3 查表15-1得[]=60MP
HKb8z@;%@ 〈 [] 此轴合理安全
k^S=i_ U 2^E. sf$f 8、校核轴的疲劳强度.
NK$k9, ⑴. 判断危险截面
#fRhG^QKp 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.
xWU0Ev)4U ⑵. 截面Ⅶ左侧。
/F4rbL^: 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
3/@7$ nV 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
Vqb4
MWW 截面Ⅶ的右侧的弯矩M为
MHpPb{ ^ 截面Ⅳ上的扭矩T为 =242.86
*y='0)[BD 截面上的弯曲应力
#K"jtAm #dtYa 截面上的扭转应力
O0i_h<T ==
SZzS$6 t 轴的材料为45钢。调质处理。
a:XVu0`( 由课本得：
.]k+hc`
B ;9^ 因
w\:-lX w 经插入后得
bT|a]b: 2.0 =1.31
8G6PcTqv" 轴性系数为
SirjWYap =0.85
0 gL]^_+7 K=1+=1.82
(I IPrW;> K=1+（-1）=1.26
ma womna 所以
\rF6"24t6 P| !G XkS 综合系数为： K=2.8
4askQV &hj K=1.62
\A6MVMF8 碳钢的特性系数 取0.1
1j`-lD 取0.05
SsIy ;l 安全系数
+%OINMo.A S=25.13
lF2im5nZ? S13.71
|h\e (_G \ ≥S=1.5 所以它是安全的
+?w 7Nm` 截面Ⅳ右侧
&B Y%<h0c 抗弯系数 W=0.1=0.1=12500
rr>QG<i;G X};m \Bz 抗扭系数 =0.2=0.2=25000
X|TEeE c[L [2pp)wq 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M=133560
mS p - Hzcy ' 截面Ⅳ上的扭矩为 =295
1XSA3;ZEc 截面上的弯曲应力
>X cbNZV 截面上的扭转应力
*p`0dvXG 2 ==K=
5|my}.TR K=
X/ gIH/ 所以
cv=nGFx6 综合系数为：
%0fF _OU K=2.8 K=1.62
1P.
W 34 碳钢的特性系数
MUhC6s\F 取0.1 取0.05
\_Nr7sc\ 安全系数
{>H#/I8si S=25.13
9f+|m9~2 S13.71
x #-uf ≥S=1.5 所以它是安全的
kTb.I;S #s$b\"4 9.键的设计和计算
bZHuE h2w #+N\u*-S ①选择键联接的类型和尺寸
G~1#kg 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.
8/,m8UOY 根据 d=55 d=65
!
E` Tt[ 查表6-1取： 键宽 b=16 h=10 =36
9I0/KuZd
O b=20 h=12 =50
O#
.^} @kvgq 0ab ②校和键联接的强度
dB +x,+%u+ 查表6-2得 []=110MP
%_0,z`f 工作长度 36-16=20
O<Qa1Ow7f 50-20=30
$/90('D ③键与轮毂键槽的接触高度
S+py \z% K=0.5 h=5
5L bU'5
K=0.5 h=6
?Z0T9e< 由式（6-1）得：
EAn}8#r'(8 ＜[]
+6|Ys ＜[]
DQ :w9 两者都合适
`au('
xi< 取键标记为：
z~Ph=1O>p 键2：16×36 A GB/T1096-1979
@[#U_T- I 键3：20×50 A GB/T1096-1979
RIOR%~ U 10、箱体结构的设计
|7,|-s[R^ 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，
y3F13 Z@% 大端盖分机体采用配合.
wUWSW < xT70Rp(2po 1. 机体有足够的刚度
#P.jl pZk 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
5JW+&XA GE]fB g 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
1|bu 0d\] 06"p ^# 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
k@JDG]R<{ 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
[hTGWT3 OSk:njyC[ 3. 机体结构有良好的工艺性.
lwYk`' 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.
";E Mu(IXb #u~s,F$De 4. 对附件设计
0* < gGC A 视孔盖和窥视孔
+ 5H9mk 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于
机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
K-IXAdx B 油螺塞：
6k uN) 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
*( YtO C 油标：
?P@fV 'Jo 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
K&0op 4& 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
:_JZn`Cab <9 lZ %j; D 通气孔：
5%"${ywI 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.
-NtT@ +AE E 盖螺钉：
LuY` mi 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
s, m+q) 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
T0s7aw[zm F 位销：
s|rlpd4y 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.
QLH& WF G 吊钩：
TJ[C,ic=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.
*cx mQ .Gq.s t% 减速器机体结构尺寸如下：
0l 3v>ty \s?OvqI: 名称 符号 计算公式 结果
Ou </{l/ 箱座壁厚 10
eT1b88_ 箱盖壁厚 9
`l@[8H% aw 箱盖凸缘厚度 12
7)$U >|= 箱座凸缘厚度 15
0cZyO$. 箱座底凸缘厚度 25
A`<#}~A 地脚螺钉直径 M24
}uo5rB5D 地脚螺钉数目 查手册 6
#P *%FgROl 轴承旁联接螺栓直径 M12
*@ o@> 机盖与机座联接螺栓直径 =（0.5~0.6） M10
Mm`jk%:%] 轴承端盖螺钉直径 =（0.4~0.5） 10
R~8gw^w![ 视孔盖螺钉直径 =（0.3~0.4） 8
>JwdVy^ 定位销直径 =（0.7~0.8） 8
)hm U/E @ ，，至外机壁距离 查机械课程设计指导书表4 34
<HM\ZDo@P 22
)#k*K9[@ 18
$'e;ScH ，至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 28
} Uki )3( 16
/Y5I0Ko Uw 外机壁至轴承座端面距离 =++（8~12） 50
'EU{%\qM 大齿轮顶圆与内机壁距离 >1.2 15
c_c]0Tm 齿轮端面与内机壁距离 > 10
5,`U3n a, 机盖，机座肋厚 9 8.5
%<$CH],% 轴承端盖外径 +（5~5.5） 120（1轴）125（2轴）
%41dVnWB^4 150（3轴）
5w"f.d' 轴承旁联结螺栓距离 120（1轴）125（2轴）
"6_#APoP 150（3轴）
16/+ O$#y j} XTa[ 11. 润滑密封设计
g0Qg]F5D~ 1rh\X[@ 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.
5r" BavA 油的深度为H+
5MV4N [; H=30 =34
p 7IJ3YY 所以H+=30+34=64
iY"I:1l. 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。
KJWYG ^zI %HSS
x+2oR 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
W"Hjn/xSS 凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
{`QF(WL 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太
hnZI{2XzBE 大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。
!iUdej^tx 7 iu?Q 12.联轴器设计
zrk/}b0j qd{o64;| 1.类型选择.
@+~=h{jv< 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器
GlP
[: 2.载荷计算.
3U<\y 6/ 公称转矩：T=95509550333.5
q88p~Ccoa 查课本,选取
oc' #sE 所以转矩
x&sT )=# 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
z"o;|T : 选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm
W=M&U vLR)B@O,2 四、设计小结
f/Km$#xOr 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。
@v_E'
9QG^ 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。
zf $&+E - 五、参考资料目录
h95C4jBE [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；
B[ae<V0 k [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；
!jY/}M~F1 [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；
"L@qjSs8 [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；
}`6-^lj [5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
i 0/gyK [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；
hR b
k-b [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。
