机械设计课程设计两级展开式圆柱齿轮减速器

机械课程设计
目录
一课程设计书 2 二设计要求2三设计步骤2
1. 传动装置总体设计方案 3
2. 电动机的选择 4
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
4. 计算传动装置的运动和动力参数 5
5. 设计V带和带轮 6
6. 齿轮的设计 8
7. 滚动轴承和传动轴的设计 16
8. 键联接设计 23
9. 箱体结构的设计 24
10.润滑密封设计 26
11.联轴器设计 27
四设计小结 28五参考资料 29
一. 课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.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
表一:
题号
参数
1 2 3 4 5 6 7 8
运输带工作拉力（kN）300 330 350
350 380 300
360 320
运输带工作速度（m/s）0.63 0.75 0.85
0.8 0.7 0.83
0.75 0.85
卷筒直径（mm）700 670 650 950 1050 900 660 900
二. 设计要求
1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。

3.设计说明书一份。

三. 设计步骤
1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机的选择
3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置的运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。

选择V 带传动和二级圆柱齿轮减速器（展开式）。

传动装置的总效率a η
5423321ηηηηηη=a ＝0.96×398.0×2
95.0×0.97×0.96＝0.759；
1η为V 带的效率,1η为第一对轴承的效率， 3η为第二对轴承的效率，4η为第三对轴承的效率，
5η为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。

2.电动机的选择
执行机构的曲柄转速为n＝(0.63×60)/(3.14×0.3)=40.13 r/min，电动机所需工作功率为：P＝Tn/7550＝(700×40.13)/(9550×0.759)＝3.88kW,
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i＝8～40，
则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为
n＝i×n＝
（16～160）×40.13＝642.08～6420.8r/min。

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，选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0
额定电流8.8A，满载转速
m
n1440 r/min，同步转速1500r/min。

方
案
电动机
型号
额定
功率
P
ed
kw
电动机转速
min
r
电动机
重量
N
参考
价格
元
传动装置的传动比
同步
转速
满载
转速
总传
动比
V带
传动
减速器
中心高外型尺寸
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 132 515×345×315 216 ×178 12 36×80 10 ×41
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1） 总传动比
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a i ＝n /n ＝1440/40.13＝35.88 （2） 分配传动装置传动比
a i ＝0i ×i
式中10,i i 分别为带传动和减速器的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取0i ＝2.3，则减速器传动比为i ＝
0/i i a ＝35.88/2.3＝15.6
根据各原则，查图得高速级传动比为1i ＝3.24，则2i ＝1/i i ＝4.81
4.计算传动装置的运动和动力参数
（1） 各轴转速
I n ＝0/i n m ＝1440/2.3＝626.09r/min Ⅱn ＝1/　Ⅰi n ＝626.09/3.24＝193.24r/min Ⅲn ＝ Ⅱn / 2i ＝193.24/4.81=41.17 r/min
Ⅳn =Ⅲn =41.17 r/min
（2） 各轴输入功率
ⅠP ＝d p ×1η＝3.88×0.96＝3.72kW
ⅡP ＝Ⅰp ×η2×3η＝3.72×0.98×0.95＝3.46kW ⅢP ＝ⅡP ×η2×3η＝3.46×0.98×0.95＝3.22kW
ⅣP ＝ⅢP ×η2×η4=3.22×0.98×0.97＝3.06kW
则各轴的输出功率：
'ⅠP ＝ⅠP ×0.98=3.65 kW 'ⅡP ＝ⅡP ×0.98=3.39 kW 'ⅢP ＝ⅢP ×0.98=3.16kW
'ⅣP ＝ⅣP ×0.98=3.00 kW
（3） 各轴输入转矩 1T =d T ×0i ×1η N·m
电动机轴的输出转矩d T =9550
m
d
n P =9550×3.88/1440=25.73 N· 所以: ⅠT ＝d T ×0i ×1η =25.73×2.3×0.96=56.81 N·m ⅡT ＝ⅠT ×1i ×1η×2η=56.81×3.24×0.98×0.95=171.36N·
m ⅢT ＝ⅡT ×2i ×2η×3η=171.36×4.81×0.98×0.95=767.37N·m ⅣT =ⅢT ×3η×4η=767.37×0.95×0.97=707.13 N·m
输出转矩：'ⅠT ＝ⅠT ×0.98=55.67N·m
'
Ⅱ
T ＝ⅡT ×0.98=167.93 N·m 'ⅢT ＝ⅢT ×0.98=752.02N·m 'ⅣT ＝ⅣT ×0.98=692.99N·m
运动和动力参数结果如下表 轴名 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min
输入
输出 输入 输出 电动机轴 3.88 25.73 1440 1轴 3.72 3.65 56.81 55.67 626.09 2轴 3.46 3.39 171.36 167.93 193.24 3轴
3.22
3.16
767.37
752.02
41.17 4轴 3.06 3.00 707.13 692.99 41.17
六 设计V 带和带轮： 1.设计V 带
1）确定计算功率ca p
查课本表8-7得：2.1=A K 则*ca A d p K P ==1.2*3.88=5.08kW
2.选择V 带带型
根据ca p =5.08, 0n =1440r/min,由课本图8-11，选择A 型V 带。

3.确定带轮的基准直径d d 并验算带速V
1）初选小带轮基准直径1d d ，由表8-6和8-8，取1d d =95mm
2）验算带速：11*95*144060*1000
60*1000d n V ππ=
==7.16m/s ，因为5m/s<V<30m/s ，所以合适。

3）计算大带轮基准直径2d d =i di d =2.3*95mm=218.5mm ，查课本表8-8取2d d =224mm 。

4.取V 带基准长度d L 和中心距a ：
1）初步选取中心距a ：0a =1.5（1d d +2d d ）=1.5（95+224）=478.5，取0a =500。

2）由式8-22计算所需的基准长度
2
210
()0012242()d d d d d d a L a d d π
-=+++
=1509mm
查课本表8-2取d L =1600。

3）按式8-23，计算实际中心距：0
02
d L L a a -≈+=575.5mm 。

中心距的变化范围551.5~623.5。

5.验算小带轮包角α：21180*57.3d d d d
o o a α-=-=167o >90o 。

6.求V 带根数Z ：
1）计算单根V 带的额定功率r p 。

由1d d =95mm 和n=1440r/min ，查表8-4a 得0p =1.061kW 根据n=1440r/min ，i=2.3和A 型带，查表8-4b 得∆0p =0.17kW 查表8-5得K α=0.968，表8-2得L K =0.99
r P =（0P +∆0P ）*K αL K =1.18kW
Z=ca p /r P =5.08/1.18=4.31，取5根。

7.计算单根V 带的初拉力的最小值（0F ）min 。

由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以 （0F ）min=500
(2.5)2ca
K P K zV
qV αα-+=117N
应使带的实际初拉力0F >（0F ）min 。

8.计算压轴力P F
作用在轴上压力：
1min 0min 2()2()sin P F z F α==2*5*117*sin （167/2）N=1134.3N 。

6.齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计计算
1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数： （1） 齿轮材料及热处理
小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =24 高速级大齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=i ×Z 1=3.24×24=77.76 取Z 2=78.
（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB/T10095－88）。

２．初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
2
1
3
1)]
[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα
⨯±⨯
≥
（1）确定各参数的值:
1）试选t K =1.6
查课本图10-30 选取区域系数 Z H =2.425 由课本图10-26 78.01=αε 2αε=0.88则αε=1.66 2）计算小齿轮传递的转矩
T=95.5×105×11/n P =95.5×105×3.88 /626.09
=5.92×104N.m
3）由表10-7选取出齿宽系数得: d φ=1
4）查课本由表10-6查得材料的弹性影响系数：E Z =189.8MP a 5）由图10-21d 查得：lim1H σ=600Mpa lim2H σ=550Mpa 6）由课本公式10-13计算应力值环数
N 1=60n 1j h L =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×109h
N 2=1.4425×109/3.25 =4.45×108h (3.25为齿数比,即3.25=1
2
Z Z ) 7）查课本10-19图得：K 1HN =0.9 K 2HN =0.95 8）齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P 公式10-12得: [H σ]1=S
K H HN 1
lim 1σ=0.9×600=540MPa
[H σ]2=
S
K H HN 2
lim 2σ=0.95×550=522.5MPa 许用接触应力
[H σ]=（[H σ]1+[H σ]2）/2=（540+522.5）/2=531.25
（2）计算
1）小齿轮的分度圆直径d t 1
2
1
3
1)]
[(12H E H d t t Z Z u u T K d σεφα
⨯+⨯
≥
=531.25mm 2）计算圆周速度υ
=⨯=1000601
1　
n d t πυ 1.58m/s
3）计算齿宽b 和模数nt m
计算齿宽b
b=t d d 1⨯φ=48.22mm 计算摸数m n 初选螺旋角β=14︒
nt m =
11
t d Z =48.22/24=2.01mm
4）计算齿宽与高之比h b
齿高h=2.25 nt m =2.25×2.01=4.52mm
h
b =48.22/4.52 =10.67 5）计算载荷系数K 使用系数A K =1
根据v=1.61m/s,7级精度, 查课本由表10-8得 动载系数K V =1.07,
查课本由表10-4得K βH 的计算公式:
K βH =)6.01(18.012.12
d φ++ 2
d φ⨯+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6⨯1) ×1+0.23×103-×48.22=1.42 查课本由表10-13得: K βF =1.36 查课本由表10-3 得: K αH =αF K =1.2
故载荷系数:
K ＝K K K αH K βH =1×1.07×1.2×1.42=1.82 6）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d 1=d t
1t
K K /3
=48.22×
6
.182
.13
=50.34mm 7）计算模数n m
n m =d1/Z1=50.34/24=2.10mm
3. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
n m
（1）确定公式内各计算数值
1）查课本由204P 表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮a FF MP 5001=σ 大齿轮a FF MP 3802=σ 2）查课本由197P 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
K 1FN =0.85 K 2FN =0.88 3） 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[F σ]1=11
FN FF K S
σ=0.85*500/1.4=303.57 [F σ]2=
22
FN FF K σ=0.88*380/1.4=238.86 4） 载荷系数K
K ＝K K K
K
=1×1.07×1.2×1.36＝1.75
5） 查课本由表10-5得:
齿形系数Y
＝2.65 Y
＝2.224
应力校正系数Y ＝1.58 Y
＝1.766
6）计算大小齿轮的[]F S
F Y Y ασ，并加以比较
111
[]F S F Y Y αασ=0.01379
222
[]F S F Y Y ασ=0.01556
大齿轮的数值大.选用.
（2）设计计算
M ≥
=1.78mm
由于齿轮模数m 大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而吃面解除疲劳强度所决定的承载能力，金鱼齿轮直径有关，可取元整为m n =2mm ，按接触疲劳强
度算得的分度圆直径d 1=50.34mm z 1=1
d m =25 取z 1=25。

那么z 2=3.25×26=81 4.几何尺寸计算
（1）计算大.小齿轮的分度圆直径 d 1=1Z m =25*2=50mm d 2=2Z m =81*2=162mm （2）计算中心距 a=122
d d +=（50+162）/2=106mm
将中心距圆整为110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角
（3）计算齿轮宽度 B=1d φ=1*50.34=50.34 圆整的 502=B 551=B
（二） 低速级齿轮传动的设计计算 1.选精度等级，材料及齿数
（1）材料：低速级小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =24
速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 240HBS 取 z 2=70. （2） 齿轮精度
选择7级（GB/T10095－88） （3）初选螺旋角β= 14o 2.按齿面接触强度设计 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选K t =1.6
2）查课本由图10-30选取区域系数Z H =2.433 3）查课本由图10-26查得
1αε=0.78 2αε=0.887 αε=0.78+0.87=1.65
6）N 1=60×n 2×j ×L n =60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×108 N 2
= 1
N i =4.45 *810/4.81=9.25×710
7）由课本图10-19查得接触疲劳寿命系数 K 1HN =0.90 K 2HN = 0.95 8）查课本由图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ,
大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5501lim =σ
取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
[H σ]1=
S K H HN 1
lim 1σ=0.90×600/1=540MPa [H σ]2=S
K H HN 2lim 2σ
=0.95×550/1=522.5MPa
12
[][]2
[]H H H σσσ+==531.25MPa 4）查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z E =189.8MP a 5）选取齿宽系数1=d φ
3）T=95.5×105×22/n P =95.5×105×3.46/193.24
=17.1×104N.m
1t d ≥ =69.01mm
2）计算圆周速度
12
60*1000
t d n v π=
= 0.698s m /
3） 计算齿宽
b=d φd t 1=1×69.01=69.01mm 4）计算齿宽与齿高之比h b 模数 m nt =
11
cos t d Z β
=2.790
齿高 h=2.25×m nt =2.25×2.790=6.2775mm
h
b =69.01/6.2775=10.99 5）计算纵向重合度
10.318tan d z βεφβ==0.318*24*tan14=1.903 6）计算载荷系数K
K βH =1.12+0.18(1+0.622)d d φφ+0.23×103-×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×103-×69.01=1.4239
使用系数K A =1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
v K =1.11 K βF =1.35 K αH =K αF =1.4
故载荷系数
K ＝βH H v A K K K K ∂=1×1.11×1.4×1.4238=2.213 7) 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d 1=d t
1t
K K 3
=69.01
×
=76.89
计算模数11
cos d Z m β=
=76.89*cos14/24=3.1086
3. 按齿根弯曲强度设计
m ≥
]
[cos 212213
F S F d Y Y Z Y KT σεφβ
β∂
∂∂
⨯
(1)确定公式内各计算数值 1) 载荷系数K K ＝K K K
K
=1×1.09×1.4×1.26＝1.923
2)查课本由图10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限 1FE σ= 2FE σ=620Mpa
查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.85 K 2FN =0.88 S=1.4 3)计算弯曲疲劳许用应力 [F σ]1=
11
FN FF K S σ=0.85*620/1.4=376.43 [F σ]2=
22
FN FF K S
σ=0.88*620/1.4=389.71 计算大小齿轮的
]
[F Sa
Fa F Y σ,并加以比较 111
[]F S F Y Y αασ=0.01099
222
[]F S F Y Y αασ=0.01007
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. （2）设计计算
n m =
=2.0877mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n =3mm 分度圆直径d 1=76.89mm 来计算应有的齿
数.
z 1=76.8*cos14
n
m =24.87 取z 1=25
z 2=3.2×25=80 取z 2=80 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=
β
cos 2)(21n
m z z +=（25+80）*2/（2*cos14）=108.214mm
将中心距圆整为109 mm （2）修正螺旋角
β=arccos
12()2n Z Z m α+= arccos (2580)*2
2*109+=15.57
因β值改变不多,故参数αε,βk ,h Z 等不必修正 （3）分度圆直径
d 1= 1cos n
z m β =51.90mm
d 2=
2cos n z m β
=166.10 mm
（4）计算齿轮宽度
1d b d φ==1*76.89=76.89mm
圆整后取 1B =80mm 2B =85mm
V带齿轮各设计参数附表
1.各传动比
2. 各轴转速n
(r/min)
3. 各轴输入功率P
（kw）（kw）
4. 各轴输入转矩T
(kN·m)
5. 带轮主要参数
7.传动轴承和传动轴的设计
1. 传动轴承的设计
⑴. 求输出轴上的功率P 3，转速3n ，转矩3T P 3=3.22KW 3n =41.17r/min
3T =767.37N ．m
⑵. 求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2d =166.10 mm 而 F t =
=2
3
2d T 9239.86N F r = F t
tan cos 3491.15
n αβ
=N
F a = F t tan β=9239.86×tan15.57=2574.60N
⑶. 初步确定轴的最小直径
先按课本表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,根据课本315361-表P 取112=o A
min 0
47.897d A mm
==
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径ⅡⅠ-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 查课本114343-表P ,选取5.1=a K
3ca a T K T ==1.5×767.37=1151.055N •m
33
6
6
53.2241.17
T=9.55*109.55*107.47*10.P n N mm
==
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》11222-
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
mm
L mm L mm d mm d 84.112.40,4011====-与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取ⅡⅠ
⑷. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,
故取Ⅱ-Ⅲ的直径mm
;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈
d47
=
Ⅱ
-Ⅲ
直径mm
=半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压D50
在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取=
l82
mm
Ⅰ
-Ⅱ
②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
,由轴承产品目录中初步选接触球轴承.参照工作要求并根据mm
=
d47
-Ⅲ
Ⅱ
取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
2. 从动轴的设计
对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mm mm mm B D d 168050⨯⨯=⨯⨯,故mm d d 50==-=ⅧⅦⅣⅢ;而 mm l 16=-ⅧⅦ .
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C 型轴承定位轴肩高度57,5.3,07.0==>-ⅤⅣ因此取d mm h d h mm,
③ 取安装齿轮处的轴段mm d 58=-ⅦⅥ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为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mm l 72=-ⅦⅥ. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取
mm d 65=-ⅥⅤ.轴环宽度h b 4.1≥,取b=8mm.
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mm l 30= ,故取mm l 50=-ⅢⅡ.
⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20mm .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=8mm ,已知滚动轴承宽度T=16mm , 高速齿轮轮毂长L=50mm ,则
mm mm a s T l 43)316816()7275(=+++=-+++=-ⅧⅦ
mm
mm l l a c s L l 62)8241620850(=--+++=--+++=---Ⅵ
ⅤⅣⅢⅤⅣ
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.
5. 求轴上的载荷
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, 查《机械设计手册》20-149表20.6-7.
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. mm mm mm L L 6.1758.608.11432=+=+
N F L L L F t NH 15066.1758
.6016.43483231=⨯=+=
N F L L L F t NH 28436
.1758
.11416.43483222=⨯=+=
N L L D F L F F a
r NV 80923
231=++=
N F F F NV r NV 821809163022=-=-= mm N M H ⋅=8.172888
mm N L F M NV V ⋅=⨯==2.928738.114809211 mm N L F M NV V ⋅=⨯==8.499168.60821322
mm N M M M V H ⋅=+=+=19625592873
1728892
22121 mm N M ⋅=1799512
传动轴总体设计结构图:
(从动轴)
(中间轴)
(主动轴)
从动轴的载荷分析图:
6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 根据
ca σ=
W
T M 2
32
1)(∂+=
82.1027465
1.0)35.3111(1962552
2=⨯⨯+ 前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[1-σ]=60MP a
ca σ〈 [1-σ] 此轴合理安全
7. 精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面
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.由第3章的附录可知,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. ⑵. 截面Ⅶ左侧。

抗弯系数 W=0.13d =0.1350⨯=12500 抗扭系数 T w =0.23d =0.2350⨯=25000
截面Ⅶ的右侧的弯矩M 为 mm N M M ⋅=-⨯
=1446098
.6016
8.601 截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =311.35m N ⋅
截面上的弯曲应力
==
W M b σMPa 57.1112500144609= 截面上的扭转应力
T σ=
T W T 3=MPa 45.1225000
311350= 轴的材料为45钢。

调质处理。

由课本355P 表15-1查得：
a B MP 640=σ a MP 2751=-σ a MP T 1551=-
因
=d r 04.0500.2= =d D 16.15058= 经插入后得
=∂σ 2.0 T σ=1.31
轴性系数为
82.0=σq τq =0.85
∴K σ=1+)1(-∂σσq =1.82 K τ=1+τq （T σ-1）=1.26
所以67.0=σε 82.0=τε
92.0==τσββ
综合系数为： K σ=2.8 K τ=1.62
碳钢的特性系数 2.01
.0～=σϕ 取0.1 1.005.0～=τϕ 取0.05 安全系数ca S S σ==+-m
a a K σϕσσσ1
25.13
S τ
=+-m
t a k τϕσττ1
13.71
ca
S 5.102
2
=+τ
στσS S S S ≥S=1.5 所以它是安全的
截面Ⅳ右侧
抗弯系数 W=0.13d =0.1350⨯=12500
抗扭系数 T w =0.23d =0.2350⨯=25000
截面Ⅳ左侧的弯矩M 为 M=133560
截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =295 截面上的弯曲应力 ==W M b σ68.1012500
133560
= 截面上的扭转应力 T τ=
T W T 3=80.1125000294930=∴K σ=8.211
=-+
σσσβεK K τ=
62.111
=-+
τ
τ
τ
βεK
所以67.0=σε 82.0=τε 92.0==τσββ 综合系数为： K σ=2.8 K τ=1.62
碳钢的特性系数
2.01.0～=σϕ 取0.1 1.005.0～=τϕ 取0.05 安全系数ca S S σ==+-m
a a K σϕσσσ1
25.13
S τ
=+-m
t a k τϕσττ1
13.71
ca
S 5.102
2
=+τ
στσS S S S ≥S=1.5 所以它是安全的
8.键的设计和计算
①选择键联接的类型和尺寸
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. 根据 d 2=55 d 3=65
查表6-1取： 键宽 b 2=16 h 2=10 2L =36 b 3=20 h 3=12 3L =50
②校和键联接的强度
查表6-2得 [p σ]=110MP a 工作长度 =-=222b L l 36-16=20
=-=333b L l 50-20=30
③键与轮毂键槽的接触高度 K 2=0.5 h 2=5 K 3=0.5 h 3=6 由式（6-1）得： =⨯=222322102d l K T p σ20.5255205100053.1432=⨯⨯⨯⨯ ＜[p σ] =⨯=333333
102d l K T p σ22.5365
306100035.3112=⨯⨯⨯⨯ ＜[p σ] 两者都合适 取键标记为：
键2：16×36 A GB/T1096-1979
键3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱体结构的设计
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， 大端盖分机体采用
6
7
is H 配合.
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

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
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 3.6
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。

机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔
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 B 油螺塞：
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。

C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
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.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 位销：
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.
G 吊钩：
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.
减速器机体结构尺寸如下：
10. 润滑密封设计
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
5
(1.5~2)10./min
mm r
⨯，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.
油的深度为H+
1
h
H=30
1
h=34
所以H+
1
h=30+34=64
其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接
凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为
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大，国150mm。

并匀均布置，保证部分面处的密封性。

11.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2.载荷计算.
公称转矩：T=9550×6
1033
P =9.55×610×3.22÷41.17=7.47×5
10N •mm
查课本,选取5.1=a K
所以转矩 3ca a T K T ==1.5×7.67.37=1151.055N •m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》11222-
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250N •m
四．设计小结
在这次设计二级齿轮减速器的过程中，我们小组分工合作、齐心协力，一
起完成了课程设计前的准备工作（阅读课程设计相关文档）、小组讨论分工、完成系统开发的各个文档、课程设计总结报告、个人小结的任务。

在课程设计的第一天我们便对这次任务进行了规划和分工。

在以后的几天中，我们组的成员一起努力，查阅资料、小组讨论、对资料进行分析，并在这段时间里完成了网站的开发设计，并最后撰写课程设计报告及个人总结。

面对这样的任务，我开始真的很担心，这次的课程设计对我们每个人来说都是一个挑战。

这时候小组的力量就体现出来了，各司其职，各尽其能。

发挥了集体的效用。

在这个过程，我受到了好多帮助，让人有无比的动力和解决问题的决心。

其实这次的课程设计我的最大的感受不是知识的获得，重要的是我们如何去解决它。

这是我们应该去考虑的问题。

我想经过这样的一个过程我们会学到很多，学会了怎样去和别人沟通，理解别人所做的事，别人也会宽容的对待我们，从而我们就在无形之中加强了我们的人际交往能力。

这个经验对我们以后的人生将会发挥很大的作用。