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机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学

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2020年4月19日
文档仅供参考
机 械 设 计 基 础
课 程 设 计

学生姓名： 中南大学
学 号：
年 级： 级
专 业：材料科学与工程专业
院 （系）：材料科学与工程学院
指导教师：
时 间： .1.15---- .1.23

目录
设计任务书……………………………………………………………………1
一．前言
1.1设计目的……………………………………………………………2
1.2传动方案的分析与拟定……………………………………………2
二． 减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1 电动机类型及结构的选择…………………………………………3
2.2 电动机选择…………………………………………………………3
2.3 确定电动机转速……………………………………………………3
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比………………………4
2.5动力运动参数计算…………………………………………………4
三．传动零件的设计计算
3.1减速器外部零件的设计计算--普通V形带传动…………………6
四． 齿轮的设计计算
4.1直齿圆柱齿轮………………………………………………………8
4.2齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按照接触疲劳强度计算………………………………………8
4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算………………………………9
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定…………………………………………10
4.3齿轮的结构设计……………………………………………………10
五． 轴的设计计算
5.1输入轴的设计………………………………………………………11
5.2输出轴的设计………………………………………………………16
六．减速器箱体基本尺寸设计
6.1箱体壁厚、凸缘、螺钉及螺栓……………………………………19
6.2螺钉螺栓到箱体外避距离、箱体内部尺寸…………………………19
6.3视孔盖、其中吊耳和吊钩……………………………………………20
6.4细节事项………………………………………………………………20
七． 轴承、键和联轴器的选择
7.1 轴承的选择……………………………………………………………22
7.2 键的选择计算及校核 ………………………………………………·22
7.3 联轴器的选择…………………………………………………………23
八． 减速器润滑、密封
8.1润滑的选择确定………………………………………………………24
8.2 密封的选择确定………………………………………………………24
九． 减速器绘制与结构分析
9.1拆卸减速器……………………………………………………………25
9.2 分析装配方案…………………………………………………………25
9.3 分析各零件作用、结构及类型………………………………………25
9.4 减速器装配草图设计…………………………………………………25
9.5 完成减速器装配草图…………………………………………………26
9.6 减速器装配图绘制过程………………………………………………26
9.7 完成装配图……………………………………………………………27
9.8 零件图设计……………………………………………………………27
十一.设计总结………………………………………………………………·28
参考文献…………………………………………………………………………29

设计任务书
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。
运输机连续单向工作，一班工作制，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与滚筒摩擦阻力影响已经在F中考虑）。
生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮与蜗轮。
动力来源：电力，三相交流380/220V
题目数据：

组号
5
运输带工作拉力F/（KN）
4.0
运输带速度V/（m/s）
1.5
卷筒直径D/(mm）
350
运输带允许速度误差为5%

设计任务要求：
1. 减速器装配图纸一张（１号图纸） 一张
2. 轴、齿轮零件图纸各一张（３号图纸） 两张
3. 设计说明书一分 一份

一 、 前言
1.1 设计目的
（1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其它相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2）经过对通用机械零件、常见机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。
1.2传动方案拟定
1、传动系统的作用及传动方案的特点：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。
2、传动方案的分析与拟定
1、工作条件：使用年限 ，工作为一班工作制，载荷平稳，室内工作。
2、原始数据：滚筒圆周力F=4000N；
带速V=1.5m/s；
滚筒直径D=350mm；
3、方案拟定：
　　　采用Ｖ带传动与齿轮传动的组
合，即可满足传动比要求，同时由于
带传动具有良好的缓冲，吸振性能，
适应大起动转矩工况要求，结构简单，
成本低，使用维护方便。

图1 带式输送机传动系统简图
计 算 及 说 明
结果
二 、减速器结构选择及相关性能参数计算
2.1 电动机类型及结构的选择
根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。
2.2 电动机选择
（一）工作机的功率Pw
=FV/1000=4000×1.5/1000=6kw
（二）总效率
由任务书中的运动简图分析可知：
——V带传动效率；——齿轮传动的轴承效率；
——齿轮传动的效率；——联轴器的效率；
——滚筒轴承的效率；——滚筒效率。
查【2】表1-7得：
（初选齿轮为八级精度）
则有：
（减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为）
（三）所需电动机功率
由Ped≥Pd
=
查《机械零件设计手册》得 Ped = 7.5 kw
2.3 确定电动机转速
卷筒工作转速为：
nw=60×1000·V/（π·D）=81.85 r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ７表2--3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比=3~6范围。取Ｖ带传动比c。则总传动比理论范围为： =6~24。
故电动机转速的可选范为
=×=491.11～1964.4 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：
方案
电 动 机型 号
额 定 功 率
电动机转速(r/min)
同 步
满 载
1
Y160L-8
7.5kw
750
720
2
Y160M-6
7.5kw
1000
970
3
Y132M-4
7.5kw
1500
1440

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y160M-6，=970 r/min。
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比
1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为：
=/=970/81.85=11.85

2、分配各级传动装置传动比：
总传动比等于各传动比的乘积 =
由工程经验知顶分配传动比除了、=3~6满足外，还应满足≤
取=2.5（普通V带 i=2～4）
因为：　=
因此：　＝／＝11.85/2.5＝4.74

2.5 动力运动参数计算
（一）转速n
==970 （r/min）
=/=/=970/2.5=388（r/min） =/=388/4.74=81.85（r/min）

（二）各轴功率P

Ⅰ轴：
Ⅱ轴：

（三）各轴转矩T

(N﹒m)
Ⅰ轴
Ⅱ轴 (N﹒m)

将上述数据列表如下：

轴号
功率
P/kW
N /(r.min-1)
/
(N﹒m)

i
0
7.5
970
73.84
2.5
1
7.2
388
177.22
2
6.91
81.85
806.24
4.74

电动机额定功率
Ped = 7.5 kw

选定电动机型号为Y160M-6

=4.74

=388（r/min）
=81.85（r/min）

T0=73.84
(N﹒m)
T1=177.22
(N﹒m)
T2=806.24
(N﹒m)

计 算 及 说 明
结果
三、 传动零件的设计计算
3.1减速器外部零件的设计计算----普通V形带传动
设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向

1、选择带的型号：
取, 则计算功率为
PC=KA·P=1×7.5= 7.5KW,n0=970r/min
由图【1】13-15，选取B型带。

2、确定带轮基准直径、验算带速
由图【1】13-15，B型带d1=125~140mm,选取d1=125mm
带速带速验算：
V=n0·d1·π/（1000×60）=3.14×125×970/1000×60=6.35m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
大带轮基准直径d2=n0/n1×d1=2.5×125=312.5mm

3、确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（125+312.5）≤a0≤2×（125+312.5）
306.2mm≤a0≤875mm

初定中心距a0=500 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×500+π·（112+280）/2+（280-112）2/(4×500)
=1629.55 mm

按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm

4、验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a=160.160>1200 小轮包角合适

5、确定带的根数
由式确定V带根数，
查【1】13－3表得＝1.72kW，查13－5表得＝0.46kW
由α1=160.160查【1】13－2和13－7表得＝1，＝0.95
则 Z=PC/（(P0+△P0)·=7.5/[（1.72+0.46）×1×0.95]= 3.62
故要取4根B型V带
6、确定从动轮上压力FQ
Exp(f‘α2)=2.32
F=1134.7N
F1=1991.2N
F2=859.6N
F0=1425.4N

故FQ=2808.2N

选B型带

d1=125mm
d2=312.5mm

带中心距
a =485.23mm

小轮包角合适

选4根V带

FQ=2808.2N
计 算 及 说 明
结果
计 算 及 说 明
结果
四、 齿轮的设计计算
4.1直齿圆柱齿轮
按输入的转速388 r/min，传动比4.74计算，传动功率7.2kw,连续单向运转，载荷平稳来计算。
（1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级
因载荷平稳，小齿轮和大齿轮都选软齿面，小齿轮的材料为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为210HBS。
齿轮精度初选8级

（2） 初选齿数和齿宽系数。
Z1=25 Z2=Z1·i1=25×4.74=118.5 取ψd=1，Z2=120
滑动率及修正：ε=1- （d2）/d2=0%
带实际传动比：i'=d2/d1（1-ε）=2.5
从动轮转速：'=/ i'=388
修正后齿轮传动比：i2=120/25=4.8
i1=i/i2=11.85/4.8=2.47
传动比误差：Δ=（4.8-4.74）/4.74=1.3% <5% 符合误差要求

4.2 齿轮几何尺寸的设计计算
4.2.1 按齿面接触疲劳强度计算
确定各参数值：
1.载荷系数 因K取值在1.2--2.4之间，由于载荷平稳，
取K=1.5
2.许用应力：σHlim1=700MPa
σHlim2=560Mpa
σFlim1=570MPa
σFlim2=440Mpa
按一般可靠要求取安全系数为SF=1.25 SH=1， 则许用接触应力:
[σH1] =σHlim1/SH=700/1=700 MPa

[σH2] =σHlim2/SH=560/1=560 MPa

许用齿根弯曲应力:
[σF1]=Flim1/SF=456MPa

[σF2]=Flim2/SF==352MPa

取两式计算中的较小值，即

［σH］=560Mpa [σF]=352MPa

3.计算小齿轮分度圆直径
齿数比=120/25=4.8
设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得(电动机，中等冲击)，此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为（软齿面，对称分布），此取1计算。
小齿轮的转矩为: T1=9.55x10^6xP1/n1
而n1实际是等于970/2.47=392.71(r/min)
因此，T1=1.75x10^5 N·mm

查【1】表11-4取（锻钢），令取，故有：
d1≥[2KT1/Φd·(u+1)/u·(ZEZH/［σH］)^2]^1/3

将数值带入上述公式可知： d1≥73.36mm

4.确定模数和齿宽
m=d1/Z1=73.36/25=2.93 取标准模数值 m=3

4.2.2按齿根弯曲接触强度校核计算
校核
式中：
a) 小轮分度圆直径d1=m·Z=3×25=75mm
b) 齿轮啮合宽度b=Φd·d1 =1.0×75=75mm
（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）
b1=80mm，b2=75mm
c) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数

YFa1=2.74 Ysa1=1.59
YFa2=2.19 Ysa2=1.84
将数据带入公式得：
σF1=117.47MPa σF2=108.65MPa
由于[σF1]≥σF1 [σF2] ≥σF2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求

4.2.3齿轮几何尺寸的确定
分度圆直径：d1=75mm d2=m·Z2=3×120=360mm
由标准正常齿制：ha*=1.0 c*=0.25
齿顶圆直径:da1= d1+2ha*m=75+2x1x3=81mm
da2=d2+2ha*m=366mm
齿根圆直径: df1= d1-2（ha*+c）m=67.5mm
df2= d1-2（ha*+c）m=352.5mm
中心距：a=m ·（Z1+Z2）/2=217.5mm
4.3 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 ds=65
由【1】图11-16知：
轮毂长度 ，L≥b2=75mm
故L=（78~97.5）mm，取L=80mm
轮缘厚度 δ0 = (2.5～4)m = 7.5～12(mm) ， 取 =10mm
dh=1.6ds=1.6x65=104mm
da2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm

腹板厚度 c=0.3b=0.3×75=22.5mm 取c=25(mm)

腹板中心孔直径
d0=(df2-dh)/4= (352.5-104)/4=62(mm)
取d0=60mm
齿轮倒角n=0.5m=0.5×3=1.5

小齿轮为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS
大齿轮为45号钢调质，齿面硬度为210HBS

Z1=25
Z2=120

=2.5
=4.8

［σH］=560Mpa

[σF]=352MPa

=4.8

m=3

b1=80mm
b2=75mm

强度满足

d1=75mm
d2=360mm
da1=81mm
da2=366mm
df1=67.5mm
df2=352.5mm
a=217.5mm

小齿轮采用齿轮轴结构
大齿轮采用
腹板式结构

轮毂长度:

=10mm
dh=104mm
da2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm
c=25(mm)
d0=60mm
n=1.5

五、 轴的设计计算
5.1输入轴的设计
（1）选择轴的材料、热处理方式：
由于无特殊要求，选择最常见材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：
硬度：217～255HBS；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。
查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45号钢调质，硬度217～255HBS
[σb]=650MPa [σs]=360MPa [σ-1]=300MPa
轴的输入功率为
转速为n1=388 r/min
查表【1】14-2计算取 45号钢C=118~107 此处取110
d≥
考虑有一个键槽，将直径增大5%，
则d=31.24×(1+5%)mm=32.8mm 圆整为35mm
以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。

（3）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配
  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装大带轮，处安装轴承端盖，处安装一号轴承与套筒，处安装小齿轮，处安装二号轴承）
1) 径向尺寸：
根据常见结构，由d1≥32.8mm，取d1=35mm；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：，故Φ35（大带轮）倒角推荐值为1.6mm，故取d2=d1+(1.6+0.5)x2=39.2mm
圆整为40mm
由于轴承的内径≥20mm时为5的倍数，因此选取d3=45mm

由于齿根圆的直径与轴的直径相差不大，因此此处应该用齿轮轴，d4=df1=67.5mm
而假设轴为7段，此已不需要轴环，因此舍弃第5段。
由对称分布知：
d6=da=55mm（da为套筒高）
d7=d3=45mm

2) 轴向尺寸：
由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽L=(1.5~2)d1=56mm

（取1.6计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动以及安装要求，取
x1=53mm
[确定轴承润滑方式：v轴承=d3xn1=45x388=17460mm·r/min≤

(1.5~2)x105 mm·r/min，故选取脂润滑方式]；为防止箱体内部

润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于

8mm（由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离

取15mm），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为8~10mm（此取10mm）,故有；为了跟x4=b1=80mm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=25mm，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，选轴承端盖螺钉知：轴承端盖厚度，可取A级M8非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为
x”=l+K+(3~5)=48mm

此时取:
。

(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=75mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.75×105 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×1.75×105/75=4666.7N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=4666.7×tan200=1698.54N

（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离
K=x2+B/2+L/2=83+9+28=120mm
一号轴承到齿轮中心的距离
L1=B/2+25+b/2=9+25+37.5=71.5mm
齿轮中心到二号轴承中心的距离
L2=L1=71.5mm
故有两轴承中心距为
L’=L1+L2=143mm
根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：
F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N
水平面的支反力：
F1H=F2H=Ft/2=4666.7/2=2333.35N
垂直面的支反力：
根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：
F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N

由于选用深沟球轴承则Fa=0

带轮对轴的作用力在指点产生的反力：
F1,F=K/L’=1425.4x120/143=1196.1N
F2,F= F1,F+=1425.4+1196.1=2621.5N
（６） 画弯矩图
A．绘制垂直面的弯矩图（如图b）：
Mav=F2v·L1/2=60.72 N·m
B．绘制水平面的弯矩图（如图c）：
MaH= F1H·L1/2=166.83 N·m
C.力产生的弯矩图（如图d）：
M2F=K=1425.4x120/1000=171.04 N·m
D.求合成弯矩图（如图e）：
考虑最不利情况，直接由公式得 :( MaFQ= M2F/2=85.52 N·m)
Ma=MaFQ+(Mav^2+MaH^2)^1/2=263.06 N·m

F.折合当量弯矩（如图f）：
由前算出T=175 N·m
“由转矩性质而定的折合系数”知,
Me=[Ma^2+(αT)^2]^1/2=283.24 N·m

图2. 输入轴弯扭强度校核图

(7) 计算危险截面处轴的许用直径：

由【1】式14-6可得：

d≥==36.14mm≤67.5mm,

由此可知，此轴安全。

齿轮轴选用45号钢调质，硬度217～255HBS

d=35mm

d1=35mm

d2=40mm
d3=45mm

d4=50mm

d6=55mm
d7=45mm

x1=53mm
x2=83mm
x3=43mm
x4=80mm
x5=0mm
x6=25mm
x7=18mm

圆周力：Ft=4666.7N

径向力：Fr=1698.54N

L2=L1=71.5mm

L’=143mm

F1H=F2H=2333.35N

F1v=F2v=849.27N

Fa=0

F1,F=1196.1N

F2,F=2621.5N

Mav=60.72 N·m

MaH=166.83 N·m

M2F=171.04 N·m

Ma=263.06 N·m

T=175 N·m

Me=283.24 N·m

d危险≥36.4mm
算 及 说 明
结果
5.2 输出轴的的设计
1. 选择轴的材料、热处理方式：

由于无特殊要求，选择最常见材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：
硬度：217~255HBS；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。
查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。
2. 初步估算轴最小直径：
由【1】式14-2得：，查【1】表14-2得C=107~118（由于作用在轴上的弯矩与转矩相比很小因此取107计算）。由前计算可知：，故d≥107·=51.765mm，
故dmin=46.939由于开了一个键槽，故dmin’=(1+5%)dmin=49.286mm。

3. 轴的结构设计：
根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装联轴器，处安装轴承端盖，处安装三号轴承与套筒，处安装大齿轮，处安装四号轴承）
1) 径向尺寸：
联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速可选用凸缘联轴器，型号为
“”，
可得其轴孔直径为，深孔长度为。
根据上所选联轴器，取；根据密封毡圈的标准，取；根据此处尺寸选择6212型号轴承（查【1】表16-5知所选轴承内径为60mm；外径为110mm，且轴承宽度），故取；为方便测量取；
得安装直径，
选取“”，]；倒角倒圆推荐值为：，故孔（大齿轮）倒角推荐值为2mm，故取；为对称分布，故取（da为套筒外径），。
2) 轴向尺寸：
轴承润滑方式：脂润滑方式。
故定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为12.5mm, 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（为套筒尺寸此取27.5mm），故有x3=B+27.5=22+27.5=49.5mm；套筒档齿轮时，为保证精度取x4=b2-(2~3)=75-2=73mm，故同时将修正为x3=51.5mm；轴环取5~8mm，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=22.5mm，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，由于轴承外径为110mm故，选端盖螺钉为，则轴承端盖厚度，可取A级M8非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为
,

材料45钢，调制处理

硬度：217~255HBS

dmin=49.286mm

d1=50mm
d2=55mm
d3=60mm
d4=65mm
d5=72mm
d6=70mm
d7=60mm

X1=112mm
X2=70mm
X3=51.5mm
X4=73mm
X5=5mm
X6=22.5mm
X7=22mm
计 算 及 说 明
结果
故此取，由上选联轴器可知。
4.对输出轴进行弯扭强度校核
按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知Ⅰ处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。
强度校核公式：σe=/W≤[σ-1]
输出轴：
(1) 轴是直径为50的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm
(2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为[σ-1]=60MPa
则σe=/W=31.28≤[σ-1]= 60MPa
故轴的强度满足要求

图3. 输出轴弯扭强度校核图

六．减速器箱体基本尺寸设计
根据【2】表中11-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据：
6.1箱体壁厚：
箱座：（取8mm）；
箱盖：（取8mm）。
凸缘：
箱盖凸缘厚度，箱座凸缘厚度，箱座底凸缘厚度。
螺钉及螺栓：
地脚螺钉直径；地脚螺钉数目：；轴承旁连接螺栓直径；盖与座连接螺栓直径；连接螺栓的间距；轴承端盖螺钉直径；视孔盖螺钉直径；定位销直径（取整得）。
6.2螺钉螺栓到箱体外避距离：
至箱体外壁距离为：
；到凸缘边缘距离：；轴承旁凸台半径：；箱体外壁至轴承端面距离：
。
箱体内部尺寸：
大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离；齿轮端面到箱体内壁的距离：

（增加散热）；箱盖、箱座肋厚：
。
6.3视孔盖
由于单级减速器中心距为231mm，故查【2】表11-2得：视孔盖长，横向螺栓分布距离，视孔盖宽，纵向螺栓分布距离，螺栓孔直径，孔数4个。
其中吊耳和吊钩
吊耳环的结构设计：根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为，吊耳环孔径为，倒角为，吊耳环空心到箱体外壁距离为。
吊钩的结构设计：吊钩长，吊钩高，吊钩内深，吊钩内圆半径，吊钩厚度
。

6.4细节事项
A． 油面指示器：用来指示箱内油面的高度
B．放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。

C．窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。

D．定位销：对由箱盖和箱座经过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

E．启盖螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

F．轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作安装连接用。

箱座δ=8mm

箱盖δ1=8mm

凸缘分别为：
12mm、12mm、20mm

螺钉M20、M16、M10、M8、M6

定位销d=8mm

L1=50mm

△2=10mm

M1=6.8mm

吊耳肋厚度为b=20mm

吊耳环孔径为d=20mm

吊耳环空心到箱体外壁距离为e=20mm

吊钩长K=30mm
吊钩高H=24mm
吊钩内深h=12mm
吊钩厚度b’=20mm
七． 轴承、键和联轴器的选择
7.1 轴承的选择
根据两根轴上轴承安装处的轴径大小可知：
小轴轴承型号为6209
大轴轴承型号为6212

7.2 键的选择计算及校核
根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用A型平键连接。
1. 带轮处键连接：
由于此处轴径为35mm，查【1】表10-9得：选用b=10mm,h=8mm，L=22~110mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取L=40mm，即
键8x36GB/T1096- 。
对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为
[σp]=50~60MPa（轻微冲击），根据【1】式10-26得：
σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x177.2/35x8(40-20)=0.127MPa≤[σp]，故符合要求。
2. 大齿轮处键连接：
由于此处轴径为65mm，查【1】表10-9得：选用，L=50~200mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取，即。
对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为[σp]=50~60MPa（轻微冲击），根据【1】式10-26得:
σp=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x806.24/65x11x44=0.103MPa≤[σp], 故符合要求。
3. 联轴器处键连接：
由于此处轴径为50mm，查【1】表10-9得：选用，L=36~160mm，由于此处转矩不