机械设计基础课程设计(二级-斜齿圆柱齿轮-减速器)品

1、一 课程设计书2二 设计要求2三 设计步骤21. 传动装置总体设计方案32. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 设计V带和带轮66. 齿轮的设计87. 滚动轴承和传动轴的设计198. 键联接设计269. 箱体结构的设计2710. 润滑密封设计3011. 联轴器设计30四 设计小结31五 参考资料32一. 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

2、速度误差为5%,车间有三相交流，电压380/220V表、题号参数12345运输带工作拉力(kN)1.91.8运输带工作速度(m/s)1.01.4卷筒直径(mm)250250250300300二. 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

3、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。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，要求轴有较大的刚度。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。其传动方案如下：58图一：（传动装置总体设计图）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带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率耳a=nn3n2nn12345=0.96Xo.983X0.952X0.97X0.96=0.759；耳为V带的效率,耳为第一对轴承的效率，11耳为第二对轴承的效率，耳为第三对轴承的效率，34耳为每对齿轮啮合传

4、动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.5因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）。2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：=Pv/n=1900X1.3/1000X0.759=3.25kW,执行机构的曲柄转速为n=1000x60v=82.76r/min，兀D经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i；=24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i；=840，则总传动比合理范围为id=16160，电动机转速的可选范围为m=i；Xn=（16160）X82.76=1324.1613241.6r/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Y112M4的三相异步电动机，额定

5、功率为4.0额定电流8.8A，满载转速n二1440r/min，同步转速1500r/min。my7T7F:F:电动机型号M-4132额定功率Pedkw电动机转速/min同步转速满载转速4外型50雨LX(AC/2+AD)XHD515X345X315电动机重量N4底0脚7安装尺寸AXB216X178参考价格元传动装置的传动比总传|V带动比传动栓孔直尺寸减®器径KDXEFXGD1236X8010X413.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z和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为i=»/n=1440/82.76=17.40a(2) 分配传动

6、装置传动比i=iXia0式中i,i分别为带传动和减速器的传动比。01为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i=2.3，则减速器传动0比为i=i/i=17.40/2.3=7.57a0根据各原则，查图得高速级传动比为i=3.24，贝Ui=i/i=2.331214. 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速n=n/i=1440/2.3=626.09r/minm0n=n/i=626.09/3.24=193.24r/minniin=n/i=193.24/2.33=82.93r/min皿n2n=n=82.93r/minwm（2）各轴输入功率P=pXq=3.25X0.96=3.12kWI"d1P=

7、pXnXn=3.12X0.98X0.95=2.90kWn"I213p=pXnXq=2.97X0.98X0.95=2.70kWmn23p=pXnXn=2.77X0.98X0.97=2.57kWwm24则各轴的输出功率：P-=pX0.98=3.06kWIiP=pX0.98=2.84kWnnp-=pX0.98=2.65kWmmp-=pX0.98=2.52kWww（3）各轴输入转矩T=TXiXqNm1d01电动机轴的输出转矩t=9550p=9550X3.25/1440=21.55Ndnm所以：t=TXiXq=21.55X2.3X0.96=47.58NmId01T=tXiXqXq=47.58X

8、3.24X0.98X0.95=143.53Nmni112T=tXiXqXq=143.53X2.33X0.98X0.95=311.35Nmmn223T=tXqXq=311.35X0.95X0.97=286.91Nmwm34输出转矩：t-=TX0.98=46.63NmiiT-=tX0.98=140.66NmnnT-=tX0.98=305.12NmmmT-=tX0.98=281.17Nmww运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴13.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.661

9、93.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.935.设计V带和带轮确定计算功率查课本P表9-9得：K=1.2178AP=kXP=1.2x4=4.8，式中匕为工作情况系数，p为传递的额定功caA率,既电机的额定功率.选择带型号根据P=4.8，k=1.3，查课本P表8-8和p表8-9选用带型为AcaA152153型带.选取带轮基准直径d,dd1d2查课本P表8-3和P表8-7得小带轮基准直径d=90mm，则大145153d1带轮基准直径d=iXd=2.3X90=207mm，式中E为带传动的滑动率，d20d1通常取(1%2%)，查

10、课本P表8-7后取d=224mm。153d2验算带速vV=dd1"m=nx90x1400=7.17m/s<35m/s在525m/s范围60x100060x1000内，V带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度6由于0.7(佥+佥上血乞曲+佥)，所以初步选取中心距a:a=1.5(d+d)=1.5(90+224)=471，初定中心距a=471mm，所以带长,0d1d20L=2a+1(d+d)+(2"J=1444.76mm查课本P表8-2选取基准d02did24a1420长度L二1400mm得实际中心距dLLa=a+d=47144.76/2=448.62mm02取a=450m

11、m验算小带轮包角a1a=180。dd2dd1x180=162.94。，包角合适。1a兀确定v带根数z因d=90mm'带速v=6.79m/s'传动比i=2.3,d10查课本p表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得148p=10.7.Ap=0.1700查课本p表8-2得k=0.96.142L查课本p表8-8,并由内插值法得k=0.96154d由P公式8-22得4.8154Z=ca=4.20(p+Ap)xkk(1.07+0.17)x0.96x0.9600al故选Z=5根带。计算预紧力F0查课本P表8-4可得q=0.1kg/m，故：145单根普通V带张紧后的初拉力为F

12、=500xJ(兰1)+qv2=4.8X500(竺1)+0.1x7.172=158.80N0zvk5x7.170.96a计算作用在轴上的压轴力FP利用p公式8-24可得：155a162.94F=2zxFsin1=2x5x158.80xsin=1570.43Np022&齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度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(1)齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数z=241高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ二iXZ=3.24X2

13、4=77.76取Z=78.212 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。,3：2KTu土1d>iX1t©£人da确定各参数的值：试选K=1.6t查课本p图10-30215由课本p图10-262142.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计X(HE)2uQZ=2.433H二0.82选取区域系数H£U2£=0.78al贝U£二0.78+0.82二1.6a 由课本P公式10-13计算应力值环数202N=60njL=60X626.09X1X(2X8X300X8)11h=1.4425X109hN=4.45X108h#(

14、3.25为齿数比，即3.25=红)2Z 查课本p10-19图得：K=0.93K=0.96203HN1HN2 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=l,应用P公式10-12得:202MPab=KHNfHliml=0.93X550=511.5H1SMPab=Khn2Hlim2=0.96X450=432H2S许用接触应力b=(b+b)/2=(511.5+432)/2=471.75MPaHH1H2 查课本由p表10-6得：z=189.8MP198Ea由p表10-7得：o=1201dT=95.5X105Xp/n=95.5X105X3.19/626.0911=4.86X104N.m3. 设计计算

15、 小齿轮的分度圆直径d1t3>-112x1.6x4.86x1044.242.433x189.8、xx()2=49.53mm3.25471.751x1.6计算圆周速度u兀dnU=160x1000 计算齿宽b和模数mnt3.14x49.53x626.09=1.62m/s60x1000计算齿宽bb=oxd=49.53mmd1t计算摸数mn初选螺旋角p=14。dcosp49.53xcos14m=j=2.00mmntZ1 计算齿宽与高之比bh齿高h=2.25m=2.25X2.00=4.50mmnt24bh=49%.5=ii.°i 计算纵向重合度s=0.318ztan0二0.318x1x2

16、4xtan14=1.903pd1 计算载荷系数K使用系数K=1A根据v二1.62m/s,7级精度，查课本由P表10-8得192动载系数K=1.07,V查课本由p表10-4得K的计算公式：194 H0K=1.12+0.18(1+0®2)x®2+0.23X10_3XbH0dd=1.12+0.18(1+0.6x1)X1+0.23X10一3X49.53=1.42查课本由p表10-13得：K=1.35195 F0查课本由p表10-3得：K=k=1.2193HaFa故载荷系数：K=KtlKvKK=1X1.07X1.2X1.42=1.82HaH0 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=

17、d3JK/Kt=49.53X3丄82=51.73mm11t'1.6 计算模数mn=dcosp51.73xcos14m=t=2.09mmnZ2414. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式>32KTYcos2pYYm乍L-0(FdSd)n®Z2SQ'd1aF(1)确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩爲=48.6kNm确定齿数z因为是硬齿面，故取zi=24,Z2=诂zi=3.24X24=77.76传动比误差i=u=Z2/zi=78/24=3.25Ai=0.032%兰5%，允许 计算当量齿数zvi=z/coSQ=24/cos314°=26.27zv2=

18、z/coSQ=78/cos314°=85.43 初选齿宽系数九按对称布置，由表查得為=1 初选螺旋角初定螺旋角0=14口 载荷系数KK=K卫K#K耶=1X1.07X1.2X1.35=1.73 查取齿形系数Y融和应力校正系数Y壶查课本由p表10-5得：197齿形系数Y脳=2.592Y斑=2.211应力校正系数Y泅=1.596Y沁=1.774 重合度系数Y端面重合度近似为6=1.88-3.2X(丄+丄)cos0=1.88ZZ123.2X(1/24+1/78)Xcos14°=1.655斶=arctg(tg/cosQ)=arctg(tg20-/cos14°)=20.646

19、90"炖=gfecos碍)=14.07609°因为疇=耳/cos'炖，则重合度系数为Y=0.25+0.75cos'炖/%=0.673 螺旋角系数Y芦轴向重合度»=加血戲=4953xsinl4。=1.825,兀x2.09Y=10门20"=0.78计算大小齿轮的；bF13安全系数由表查得Sf=1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N1=60nkt用=60X271.47X1X8X300X2X8=6.255X10*大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255X1/3.24=1.9305X10s查课本由p表10-20c得到

20、弯曲疲劳强度极204限小齿轮b二500MP大齿轮b二380MPFF1aFF2a查课本由p表10-18得弯曲疲劳寿命系数：197K=0.86K=0.93FN1FN2取弯曲疲劳安全系数S=1.4b=Kfn1bFF1=°86x500=307.14F1S1.4b=Kfn2bFF2=093X380=252.43F2S1.4bF1YFF丄二2592%1596二0.01347占二0.01554307.14o7abF2大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数3：2X1.73X4.86x104x0.78xcos214x0.01554m>mm=1.26mmn1x242x1.655对比计算结果，由齿面

21、接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯n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n度圆直径d=51.73mm来计算应有的齿数.于是由：151.73xcos14°m=25.097取z=251214n那么z=3.24X25=81 几何尺寸计算计算中心距a二（Z1+z2）mn=（25+81）2=109.25mm2cosB2xcos14°将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角B二arccos（J"2）m“=arccos（25+81）x2=14.0122x109.2

22、5因p值改变不多,故参数8,k,Z等不必修正.aBh计算大小齿轮的分度圆直径d=25x2=51.53mm1cosPcos14.01d=Hn二81x2=166.97mm2cosPcos14.01计算齿轮宽度B=d=1x51.53mm=51.53mm1圆整的B二502B二551（二）低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数z=301速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSz=2.332X30=69.9圆整取z=70.2齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值

23、试选K=1.6t 查课本由p图10-30选取区域系数Z=2.45215H 试选12o，查课本由p图10-26查得2148=0.838=0.888=0.83+0.88=1.71a1aa应力循环次数N=60XnXjXL=60X193.24X1X(2X8X300X8)1 2n=4.45X108N=N_4.45x108_1.91X1082 i2.33由课本P图10-19查得接触疲劳寿命系数203K=0.94K=0.97HN1HN2查课本由p图10-21d207按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b_600MPa,Hlim1大齿轮的接触疲劳强度极限b_550MPaHlim1取失效概率为1%,安全系数s

24、=1,则接触疲劳许用应力=Kb0.94x600b=HN1_Hlim1_564MPaH1S1b=KHN2Hlim2.=0.98X550/1=517MPaHT1x1.71Sb_Hlim1+_Hlim22_540.5MPah2查课本由p表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP198Ea选取齿宽系数0_1dT=95.5X105Xp/n=95.5X105X2.90/193.2422=14.33X104N.m193>-11TK'2_;2x1.6x14.33x104X空X严X唤)22.33540.5=65.71mm2.3.4.计算圆周速度计算齿宽兀dnU_1t-260x1000兀x65

25、.71x193.2460x1000_0.665m/sb=©d=1X65.71=65.71mmd1t模数齿高dcos065.71xcosl2m=j_2.142mmntZ301h=2.25Xm=2.25X2.142=5.4621mmntbh=65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度8=0.318©ztanp=0.318x30xtan12=2.028卩d16. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6©2)©2+0.23X10仝Xb=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10一3X65.71=1.4231使用系数K=1A同高速齿轮

26、的设计，查表选取各数值K=1.04K=1.35K=K=1.2vfPHaFa故载荷系数K=kkkk=1X1.04X1.2X1.4231=1.776AvHdHP7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径=72.91mmd=d3、亍=65.71X3:'177611t'1.3计算模数m=d1皿P=汕91XC0S12=2.3772mmnz3013.按齿根弯曲强度设计m>3：2KTYcos2pYYXFdSd©ZGd1af确定公式内各计算数值(1)(2)计算小齿轮传递的转矩爲=143.3kNm确定齿数z因为是硬齿面，故取zi=30,Z2=iXzi=2.33X30=69.9传动比

27、误差i=u=z2/zi=69.9/30=2.33Ai=0.032%兰5%，允许初选齿宽系数兎按对称布置，由表查得九=1（4）初选螺旋角初定螺旋角p=12"（5）载荷系数KK=K卫©K耶=1X1.04X1.2X1.35=1.6848(6) 当量齿数zvi=zi/cosQ=30/cos312°=32.056zv2=z2/cos0=70/cos312°=74.797由课本p表10-5查得齿形系数Y塊和应力修正系数Y%197Y二2.491,Y二2.232Y二1.636,Y二1.751Fa1Fa2Sa1Sa2(7) 螺旋角系数Y轴向重合度=加血戲泪=如肉戲汀=2.

28、03Y=1»0门2=0.797(8) 计算大小齿轮的H0F查课本由p图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限204q二500MPq二380MPFE1aFE2a查课本由p图10-18得弯曲疲劳寿命系数202K=0.90K=0.93S=1.4FN1FN2KqFN1FE10.90x50014=321.43MP_Kq=FN2_FF22S0.93x38014=252.43MPFYFFa1Sa1QF1=2"491x1'636=0.01268321.43计算大小齿轮的工,并加以比较QYFFa2Sa2QF2二送护二°01548大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数

29、;2x1.6848x1.433x105x0.797xcos212x0.01548i11x302x1.71mm=1.5472mm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n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=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳n强度算得的分度圆直径d=72.91mm来计算应有的齿数.1z=72.91XC°S12。=27.77取z=301 m1nz=2.33X30=69.9取z=702 2 初算主要尺寸计算中心距a=（Z1+z2）mn=（3°+7°）X2=102.234mm2cos

30、B2xcos12°将中心距圆整为103mm修正螺旋角卩=arccos宝严一arccos竺叱=13.862x10344因B值改变不多,故参数e,k,Z等不必修正aBh分度圆直径=z严30x2=61341n=mm1cosBcos12zmcosB70x2=143.12cos12mm计算齿轮宽度bd=1x72.91=72.91mmd1圆整后取B=75mmB=80mm12亠1.6低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮3巧(r/min)nIV2. 各轴转速nr(r/min)芒刃"应n”(r/min)(r/min)(r/min)6

31、26.09193.2482.9382.933.各轴输入功率P号(kw)巴(kw)F止(kw)P(kw)3.122.902.702.574.各轴输入转矩T写(kNm)(kNm)(kNm)Tw(kNm)47.58143.53311.35286.915.带轮主要参数小轮直径叭(mm)大轮直径(mm)中心距a(mm)基准长度5(mm)带的根数z90224471140057传动轴承和传动轴的设计1.传动轴承的设计(1).求输出轴上的功率P，转速n，转矩T3333P=2.70KWn=82.93r/min3 3T=311.35N.m3.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d=143.21mm2F

32、=2T2x311.35F=3二=4348.16Ntd143.21x10-32F=F_tann二4348.16Xtan20二1630.06Nrtcospcos13.86oF=Ftanp=4348.16X0.246734=1072.84Nat圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图示：tra.初步确定轴的最小直径先按课本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，根据课本P表15-3取A二112361od=A3：乂=35.763mmmino3n3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I-II联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本P表14-1，选取K=1.5

33、343aT=KT=1.5x311.35=467.0275Nmcaa3因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22-112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d=40mm,故取d=40mm半联轴器的长度L=112mm半联轴器1i-ii与轴配合的毂孔长度为L=84mm1.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1-11轴段右端需要制出一轴肩，故取II-III的直径d=47mm；左端用轴端挡圈定位，按II-III轴端直径取挡圈直径D=50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-

34、II的长度应比略短一些，现取l=82mmI-II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d=47mm,由轴承产II-III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.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dxDxB二50mmx80mmx16mm，故d=d=50mm；而l=16mm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h>0.07d,取h二3.5mm,因此d二57mm, 取安装齿轮处的轴段d二58mm；齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的

35、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：制二72mm齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高3.5,取d二65mm轴环宽度b>1.4h,取b=8mm.V-VI 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l二30mm，故取l二50mm 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/=T+s+a+(7

36、572)=(16+8+16+3)mm=43mm切-训l=L+s+c+allIV-VIII-IVVV=(50+8+20+16-24-8)mm=62mm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.L+L=114.8mm+60.8mm=1756mm23F=L3F=4348.16X=1506NNH1L+Lt175.623L1148F=2F=4348.16x=2843NNH2L+Lt175.623FDFL+aF=NV

37、1-3亠=809NL+L23F=F-F=1630-809=821NNV2rNV2M=172888.8N-mmHM=FL=809x114.8=92873.2NmmV1NV12M=FL=821x60.8=49916.8NmmV2NV23M=JM2+M2=<1728892+928732=196255Nmm11HV1M=179951Nmm传动轴总体设计结构图:LLEIE丁§VVIK也eii斗心，C（从动轴）（中间轴）从动轴的载荷分析图:b)6.根据按弯曲扭转合FnheMhM2+(3T)2_13WF；沪Fa前已选轴材料为45钢c查表15-1得b-60cacad7-(1).1962552+

38、(1x311.35)20.1x27465调质处理。VI-1b此轴-1合理安全ttET精确校核轴的判断危险截面疲劳强度.截面A,II,III,B只受扭矩作厂二理二FaD/2£。所以AFaF1IV2TnTrrrr-校核.从应力集引起的应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面可和4处过盈配合,截面C上的应力最大.截面可的应力集中的影响和截面聊的相近,但是截面可不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必虽然应力最大，但是应力集中不大中最严重，从受载来看做强度校核截面C上也较大，故不必,而且这里的直径最大，故C截面也不必做强度校核，截面W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

39、较系数比过盈配合的小,因而，该轴只需胶合截面训左右两侧需验证即可.截面训左侧。抗弯系数W=0.1d3=0.1X503=12500抗扭系数w=0.2d3=0.2x503=25000T截面训的右侧的弯矩M为M=MX60.816=144609N-mm160.8截面W上的扭矩T为T=311.35N-m33截面上的弯曲应力b=M=144609=11.57MPabW12500截面上的扭转应力T311350b=12.45MPaTW25000轴的材料为45钢。调质处理。由课本P表15-1查得：355b二640MPBa因亠20=0.04d50经插入后得b=275MPa-1T二155MP1a58=1.16d50=

40、1.31b二2.0d轴性系数为q=0.82bK=1+q(bbbK=1+qTT所以£=0.67bB二0.92b综合系数为：q=0.85T1)=1.82a(b-1)=1.26£二0.82TK=2.8bK=1.62T碳钢的特性系数取0.1甲二0.10.2b甲二0.050.1取0.05T安全系数ScaS=二=25.13bKoaamSI=13.71Tko+QTTatmS?oI_13.71Tko+QTTatmSSoST_10.5$s=1.5所以它是安全的ca、S2+S2TT=10.5$s=1.5所以它是安全的Ca/S2+S2中oT截面w右侧抗弯系数W=0.1d3=0.1X503=125

41、00抗扭系数w=0.2d3=0.2x503=25000T截面W左侧的弯矩M为M=133560截面W上的扭矩T为3截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T=2949304=_11.80W25000TK=5+-L-1_1.62T8PTT所以8_0.67O综合系数为：K=2.8K=1.62oT碳钢的特性系数甲_0.10.2<5安全系数Sca取0.1T=2953_M_b_W_=K&8o躁=10.681+-1_2.8PO8_0.82P_P_0.92ToT甲_0.050.1取0.05TS=L25.13oKo+申ooaam8. 键的设计和计算 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

42、精度要求，应用平键.根据d=55d=65h=10l=3622h=12l=503323查表6-1取：键宽b=162b=203 校和键联接的强度查表6-2得a=110MPpa工作长度l=L-b=36-16=20222l=l-b二50-20=30333 键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=522K=0.5h=633由式（6T）得：VapVap2Tx1032x143.53x1000a二一2=52.20p2Kld5x20x552222Tx1032x311.35x1000a=3=53.22p3Kid6x30x65333两者都合适取键标记为:键2：16X36AGB/T1096T979键3：20X50AGB/

43、T1096-19799. 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H7配合.is61. 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6.33. 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

44、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

45、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:名称符号计算公式结果箱座壁厚b二0.025a+3>810箱盖壁厚C1b=0.02a+3>8i9箱盖凸缘厚度bib=1.5bii12箱座凸缘厚度bb二1.5b15箱座底凸缘厚度b2b=2.5b225地脚螺钉直径dfd=0.036a+12fM24地脚螺钉数目n查手册6轴承旁联接螺栓直径did=0.72d1fM12机盖与机座联接螺栓直径d2d=（0.50.6）d2fM10轴承端盖螺钉直径d3d=（0.40.5）d3f10视孔盖螺钉直径d4