圖一:(傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖)

初步確定傳動(dòng)系統(tǒng)總體方案如:傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖所示。
選擇V帶傳動(dòng)和二級(jí)圓柱斜齒輪減速器（展開(kāi)式）。
傳動(dòng)裝置的總效率
＝0.96× × ×0.97×0.96＝0.759；
為V帶的效率, 為第一對(duì)軸承的效率，
為第二對(duì)軸承的效率， 為第三對(duì)軸承的效率，
為每對(duì)齒輪嚙合傳動(dòng)的效率（齒輪為7級(jí)精度，油脂潤(rùn)滑.
因是薄壁防護(hù)罩,采用開(kāi)式效率計(jì)算)。

2.電動(dòng)機(jī)的選擇

電動(dòng)機(jī)所需工作功率為： P ＝P /η ＝1900×1.3/1000×0.759＝3.25kW, 執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為n＝ =82.76r/min，
經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i ＝2～4，二級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i ＝8～40，
則總傳動(dòng)比合理范圍為i ＝16～160，電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為n ＝i ×n＝（16～160）×82.76＝1324.16～13241.6r/min。
綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，
選定型號(hào)為Y112M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率為4.0
額定電流8.8A，滿載轉(zhuǎn)速 1440 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。
                                             

方案 電動(dòng)機(jī)型號(hào) 額定功率
P
kw 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速

電動(dòng)機(jī)重量
N 參考價(jià)格
元 傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比
    同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速    總傳動(dòng)比 V帶傳動(dòng) 減速器
1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02

中心高
外型尺寸
L×（AC/2+AD）×HD 底腳安裝尺寸A×B 地腳螺栓孔直徑K 軸伸尺寸D×E 裝鍵部位尺寸F×GD
132 515× 345× 315 216 ×178 12 36× 80 10 ×41

3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比

（1）       總傳動(dòng)比
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為 ＝n /n＝1440/82.76＝17.40
（2）       分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比
＝ ×
式中 分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。
為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大，初步取 ＝2.3，則減速器傳動(dòng)比為 ＝ ＝17.40/2.3＝7.57
根據(jù)各原則，查圖得高速級(jí)傳動(dòng)比為 ＝3.24，則 ＝ ＝2.33

4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
（1）　各軸轉(zhuǎn)速
   ＝ ＝1440/2.3＝626.09r/min
   ＝ ＝626.09/3.24＝193.24r/min
   ＝ / ＝193.24/2.33=82.93 r/min
= =82.93 r/min
（2）　各軸輸入功率
＝ × ＝3.25×0.96＝3.12kW
   ＝ ×η2× ＝3.12×0.98×0.95＝2.90kW
   ＝ ×η2× ＝2.97×0.98×0.95＝2.70kW
＝ ×η2×η4=2.77×0.98×0.97＝2.57kW
則各軸的輸出功率：
＝ ×0.98=3.06 kW
＝ ×0.98=2.84 kW
＝ ×0.98=2.65kW
＝ ×0.98=2.52 kW
（3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩
    = × ×   N·m
電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩 =9550 =9550×3.25/1440=21.55 N·
所以: ＝ × × =21.55×2.3×0.96=47.58 N·m
＝ × × × =47.58×3.24×0.98×0.95=143.53 N·m
＝ × × × =143.53×2.33×0.98×0.95=311.35N·m
= × × =311.35×0.95×0.97=286.91 N·m
輸出轉(zhuǎn)矩： ＝ ×0.98=46.63 N·m
＝ ×0.98=140.66 N·m
＝ ×0.98=305.12N·m
＝ ×0.98=281.17 N·m
運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表
軸名 功率P KW 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速r/min
輸入 輸出 輸入 輸出
電動(dòng)機(jī)軸   3.25   21.55 1440
1軸 3.12 3.06 47.58 46.63 626.09
2軸 2.90 2.84 143.53 140.66 193.24
3軸 2.70 2.65 311.35 305.12 82.93
4軸 2.57 2.52 286.91 281.17 82.93

6.齒輪的設(shè)計(jì)

（一）高速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算

１． 齒輪材料，熱處理及精度
考慮此減速器的功率及現(xiàn)場(chǎng)安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開(kāi)線斜齒輪
（1）       齒輪材料及熱處理
   ① 材料：高速級(jí)小齒輪選用 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù) =24
高速級(jí)大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS    Z =i×Z =3.24×24=77.76   取Z =78.
      ② 齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。

２．初步設(shè)計(jì)齒輪傳動(dòng)的主要尺寸
按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)

確定各參數(shù)的值:
①試選 =1.6
查課本 圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) Z =2.433
由課本 圖10-26      
則
②由課本 公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)
N =60n j =60×626.09×1×（2×8×300×8）
=1.4425×10 h
N = =4.45×10 h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25= )
③查課本 10-19圖得：K =0.93   K =0.96
④齒輪的疲勞強(qiáng)度極限
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用 公式10-12得:
[ ] = =0.93×550=511.5

[ ] = =0.96×450=432         
許用接觸應(yīng)力

⑤查課本由 表10-6得： =189.8MP  
        由 表10-7得: =1
T=95.5×10 × =95.5×10 ×3.19/626.09
=4.86×10 N.m
3.設(shè)計(jì)計(jì)算
①小齒輪的分度圓直徑d

=
②計(jì)算圓周速度
  
③計(jì)算齒寬b和模數(shù)
計(jì)算齒寬b
       b= =49.53mm
計(jì)算摸數(shù)m
初選螺旋角 =14
=
④計(jì)算齒寬與高之比
齒高h(yuǎn)=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.01
⑤計(jì)算縱向重合度
=0.318 =1.903
⑥計(jì)算載荷系數(shù)K
使用系數(shù) =1
根據(jù) ,7級(jí)精度, 查課本由 表10-8得
動(dòng)載系數(shù)K =1.07,
查課本由 表10-4得K 的計(jì)算公式:
K =   +0.23×10 ×b
=1.12+0.18(1+0.6 1) ×1+0.23×10 ×49.53=1.42
查課本由 表10-13得: K =1.35
查課本由 表10-3 得: K = =1.2
故載荷系數(shù):
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82
⑦按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
d =d =49.53× =51.73
⑧計(jì)算模數(shù)
=
4. 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式
≥

⑴   確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
①   小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ＝48.6kN·m
     確定齒數(shù)z
因?yàn)槭怯昌X面，故取z ＝24，z ＝i z ＝3.24×24＝77.76
傳動(dòng)比誤差 i＝u＝z / z ＝78/24＝3.25
Δi＝0.032％ 5％，允許
②      計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
z ＝z /cos ＝24/ cos 14 ＝26.27
z ＝z /cos ＝78/ cos 14 ＝85.43
③       初選齒寬系數(shù)
     按對(duì)稱(chēng)布置，由表查得 ＝1
④       初選螺旋角
    初定螺旋角 ＝14
⑤       載荷系數(shù)K
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥       查取齒形系數(shù)Y 和應(yīng)力校正系數(shù)Y
查課本由 表10-5得:
齒形系數(shù)Y ＝2.592 Y ＝2.211
應(yīng)力校正系數(shù)Y ＝1.596 Y ＝1.774

⑦       重合度系數(shù)Y
端面重合度近似為 ＝[1.88-3.2×（ ）] ＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14 ＝1.655
＝arctg（tg /cos ）＝arctg（tg20 /cos14 ）＝20.64690
＝14.07609
因?yàn)?＝ /cos ，則重合度系數(shù)為Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.673
⑧       螺旋角系數(shù)Y
軸向重合度 ＝ ＝1.825,
Y ＝1－ ＝0.78

⑨       計(jì)算大小齒輪的  
安全系數(shù)由表查得S ＝1.25
工作壽命兩班制，8年，每年工作300天
小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt ＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10
大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10 /3.24＝1.9305×10
查課本由 表10-20c得到彎曲疲勞強(qiáng)度極限                 
小齒輪      大齒輪
查課本由 表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):
K =0.86        K =0.93
取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4
[ ] =
[ ] =

大齒輪的數(shù)值大.選用.

⑵   設(shè)計(jì)計(jì)算
① 計(jì)算模數(shù)

對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m =2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d =51.73 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是由:
z = =25.097 取z =25
那么z =3.24×25=81         
②   幾何尺寸計(jì)算
計(jì)算中心距     a= = =109.25
將中心距圓整為110
按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數(shù) , , 等不必修正.
計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑
d = =51.53
d = =166.97
計(jì)算齒輪寬度
B=
圓整的   

（二） 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
⑴   材料：低速級(jí)小齒輪選用 鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù) =30
速級(jí)大齒輪選用 鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS    z =2.33×30=69.9 圓整取z =70.
⑵   齒輪精度
按GB/T10095－1998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。
⑶ 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
①試選K =1.6
②查課本由 圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z =2.45
③試選 ,查課本由 圖10-26查得
=0.83    =0.88   =0.83+0.88=1.71
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N =60×n ×j×L =60×193.24×1×(2×8×300×8)
=4.45×10
N = 1.91×10
由課本 圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)
K =0.94                   K = 0.97
查課本由 圖10-21d
按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 ,
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應(yīng)力
[ ] = =
[ ] = =0.98×550/1=517
[ 540.5
查課本由 表10-6查材料的彈性影響系數(shù)Z =189.8MP
選取齒寬系數(shù)      
T=95.5×10 × =95.5×10 ×2.90/193.24
=14.33×10 N.m
                           =65.71
2.   計(jì)算圓周速度
               0.665
3.   計(jì)算齒寬
b= d =1×65.71=65.71
4.   計(jì)算齒寬與齒高之比
模數(shù)   m =
齒高   h=2.25×m =2.25×2.142=5.4621
=65.71/5.4621=12.03
5.   計(jì)算縱向重合度

6.   計(jì)算載荷系數(shù)K
K =1.12+0.18(1+0.6 +0.23×10 ×b
          =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10 ×65.71=1.4231
使用系數(shù)K =1  
同高速齒輪的設(shè)計(jì),查表選取各數(shù)值
=1.04   K =1.35    K =K =1.2
故載荷系數(shù)
K＝ =1×1.04×1.2×1.4231=1.776
7.   按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑
d =d =65.71×
計(jì)算模數(shù)
3.   按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
m≥
㈠確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
（1）       計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 ＝143.3kN·m
（2）       確定齒數(shù)z
因?yàn)槭怯昌X面，故取z ＝30，z ＝i ×z ＝2.33×30＝69.9
傳動(dòng)比誤差 i＝u＝z / z ＝69.9/30＝2.33
Δi＝0.032％ 5％，允許
（3）       初選齒寬系數(shù)
   按對(duì)稱(chēng)布置，由表查得 ＝1
（4）      初選螺旋角
初定螺旋角 ＝12
（5）      載荷系數(shù)K
K＝K K K K =1×1.04×1.2×1.35＝1.6848
（6） 當(dāng)量齒數(shù)    
      z ＝z /cos ＝30/ cos 12 ＝32.056
z ＝z /cos ＝70/ cos 12 ＝74.797
由課本 表10-5查得齒形系數(shù)Y 和應(yīng)力修正系數(shù)Y
      
（7）       螺旋角系數(shù)Y
軸向重合度 ＝ ＝2.03
Y ＝1－ ＝0.797
（8）       計(jì)算大小齒輪的 

查課本由 圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限
       
查課本由 圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)
K =0.90      K =0.93    S=1.4
[ ] =
[ ] =
    計(jì)算大小齒輪的 ,并加以比較

                 
大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算.
① 計(jì)算模數(shù)

對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m =3mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d =72.91 來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).
z = =27.77 取z =30
z =2.33×30=69.9     取z =70
    ②   初算主要尺寸
計(jì)算中心距   a= = =102.234
將中心距圓整為103
修正螺旋角
=arccos
因 值改變不多,故參數(shù) , , 等不必修正
   分度圓直徑
      d = =61.34
d = =143.12
計(jì)算齒輪寬度

圓整后取   

                                         低速級(jí)大齒輪如上圖：

V帶齒輪各設(shè)計(jì)參數(shù)附表

1.各傳動(dòng)比
V帶 高速級(jí)齒輪 低速級(jí)齒輪
2.3 3.24 2.33

2. 各軸轉(zhuǎn)速n
(r/min)
(r/min) (r/min)
(r/min)
626.09 193.24 82.93 82.93

3. 各軸輸入功率 P
（kw）
（kw）
（kw）
(kw)

3.12    2.90 2.70 2.57

4. 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T
(kN·m)
(kN·m) (kN·m)   (kN·m)
47.58 143.53 311.35 286.91

5. 帶輪主要參數(shù)
小輪直徑 （mm） 大輪直徑 （mm）
中心距a（mm） 基準(zhǔn)長(zhǎng)度 （mm）
帶的根數(shù)z
90 224 471 1400 5

7.傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)

1. 傳動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)

⑴. 求輸出軸上的功率P ，轉(zhuǎn)速 ，轉(zhuǎn)矩
P =2.70KW             =82.93r/min
=311.35N．m
⑵. 求作用在齒輪上的力
已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為
         =143.21
而 F =
     F = F

     F = F tan =4348.16×0.246734=1072.84N

圓周力F ，徑向力F 及軸向力F 的方向如圖示:

⑶.   初步確定軸的最小直徑
先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本 取

輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑 ,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)
查課本 ,選取

因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩,所以
查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》
選取LT7型彈性套柱銷(xiāo)聯(lián)軸器其公稱(chēng)轉(zhuǎn)矩為500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑

⑷.   根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
① 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑 ;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑 半聯(lián)軸器與   為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故Ⅰ-Ⅱ的長(zhǎng)度應(yīng)比 略短一些,現(xiàn)取
② 初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列角接觸球軸承.參照工作要求并根據(jù) ,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組 標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列角接觸球軸承7010C型.

D B

軸承代號(hào)
   45 85 19 58.8 73.2 7209AC
   45 85 19 60.5 70.2 7209B
   45 100 25 66.0 80.0 7309B
   50   80   16   59.2 70.9 7010C
   50   80   16   59.2 70.9 7010AC
   50   90   20   62.4 77.7 7210C
        
2. 從動(dòng)軸的設(shè)計(jì)

   對(duì)于選取的單向角接觸球軸承其尺寸為的 ,故 ;而   .
右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得7010C型軸承定位軸肩高度 mm,
③   取安裝齒輪處的軸段 ;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪 的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取 . 齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3.5,取 .軸環(huán)寬度 ,取b=8mm.  

④    軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 ,故取 .
⑤    取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16 ,兩圓柱齒輪間的距離c=20 .考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8 ,已知滾動(dòng)軸承寬度T=16 ,
高速齒輪輪轂長(zhǎng)L=50 ,則

至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.

5.    求軸上的載荷
首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),
查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》20-149表20.6-7.
對(duì)于7010C型的角接觸球軸承,a=16.7mm,因此,做為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距.

傳動(dòng)軸總體設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)圖:

                             (從動(dòng)軸)

                (中間軸)

                             (主動(dòng)軸)

        從動(dòng)軸的載荷分析圖:

6.     按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
根據(jù)
= =
前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。
查表15-1得[ ]=60MP
〈 [ ]    此軸合理安全

7.     精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.
⑴.   判斷危險(xiǎn)截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用。所以A Ⅱ Ⅲ B無(wú)需校核.從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面Ⅵ和Ⅶ處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大.截面Ⅵ的應(yīng)力集中的影響和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面Ⅳ和Ⅴ顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面Ⅶ左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可.
⑵. 截面Ⅶ左側(cè)。
抗彎系數(shù)   W=0.1 = 0.1 =12500
抗扭系數(shù)    =0.2 =0.2 =25000
截面Ⅶ的右側(cè)的彎矩M為
截面Ⅳ上的扭矩 為 =311.35
截面上的彎曲應(yīng)力

截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
= =
軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。
由課本 表15-1查得：
            
因                
經(jīng)插入后得
2.0          =1.31
軸性系數(shù)為
         =0.85
K =1+ =1.82
K =1+ （ -1）=1.26
所以               

綜合系數(shù)為：    K =2.8
K =1.62
碳鋼的特性系數(shù)         取0.1
    取0.05
安全系數(shù)
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5    所以它是安全的
截面Ⅳ右側(cè)
抗彎系數(shù)    W=0.1 = 0.1 =12500

抗扭系數(shù)    =0.2 =0.2 =25000

截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為   M=133560

截面Ⅳ上的扭矩 為    =295
截面上的彎曲應(yīng)力    
截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力
= = K =
K =
所以                  
綜合系數(shù)為：
K =2.8    K =1.62
碳鋼的特性系數(shù)
     取0.1        取0.05
安全系數(shù)
S = 25.13
S 13.71
≥S=1.5    所以它是安全的

8.鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算

①選擇鍵聯(lián)接的類(lèi)型和尺寸
一般8級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.
根據(jù)    d =55    d =65
查表6-1?。?nbsp;  鍵寬 b =16     h =10      =36
                     b =20     h =12      =50

②校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度
查表6-2得      [ ]=110MP
工作長(zhǎng)度   36-16=20
50-20=30
③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度
K =0.5 h =5
K =0.5 h =6
由式（6-1）得：
         ＜[ ]
         ＜[ ]
兩者都合適
取鍵標(biāo)記為：
           鍵2：16×36 A GB/T1096-1979
鍵3：20×50 A GB/T1096-1979
9.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，
大端蓋分機(jī)體采用 配合.

1.   機(jī)體有足夠的剛度
在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度

2.   考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。

因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm
為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為

3.   機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.
鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.

4.   對(duì)附件設(shè)計(jì)
A 視孔蓋和窺視孔
在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油標(biāo)：
油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。
油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.

D 通氣孔：
由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.
E 蓋螺釘：
啟蓋螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。
釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.
F 位銷(xiāo)：
為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷(xiāo)，以提高定位精度.
G 吊鉤：
在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.

減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：

名稱(chēng) 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果
箱座壁厚

10
箱蓋壁厚

9
箱蓋凸緣厚度

12
箱座凸緣厚度

15
箱座底凸緣厚度

25
地腳螺釘直徑

M24
地腳螺釘數(shù)目
查手冊(cè) 6
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑

M12
機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑
=（0.5~0.6）
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=（0.4~0.5）
10
視孔蓋螺釘直徑
=（0.3~0.4）
8
定位銷(xiāo)直徑
=（0.7~0.8）
8
， ， 至外機(jī)壁距離
查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表4 34
22
18
， 至凸緣邊緣距離
查機(jī)械課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)表4 28
16
外機(jī)壁至軸承座端面距離
= + +（8~12）
50
大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
>1.2
15
齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離
>
10
機(jī)蓋，機(jī)座肋厚

9     8.5

軸承端蓋外徑
+（5~5.5）
120（1軸）125（2軸）
150（3軸）
軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離

120（1軸）125（2軸）
150（3軸）

10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)

對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于 ，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度.
油的深度為H+
     H=30   =34
所以H+ =30+34=64
其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。