课程设计：设计二级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于框式搅拌机的传动系统中_百度知道
课程设计：设计二级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于框式搅拌机的传动系统中
技术要求：
该搅拌机两班制连续工作，单向回转，工作时有轻微振动，搅拌机轴转速允许误差为±5％，使用期限为6年。
原始数据：
浆叶最大阻力： 2.75
搅拌轴转速：
框架宽度B：
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我们会通过消息、邮箱等方式尽快将举报结果通知您。《机械课程设计减速器》 fanwen.wenku1.com
《机械课程设计减速器》日期：
长春师范大学 课 程 设 计 说 明 书 课程设计名称 《 机械设计 》课程设计专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机械一班 学 生 姓 名 汝怀超 指 导 教 师 目录1．设计任务..................................................................................................... 11.1总体布置简图.................................................................................... 1 1.2工作情况 ............................................................................................ 1 1.3原始数据（可以变化的数据，出现多个题目）............................ 1 1.4设计内容............................................................................................ 2 1.5设计任务............................................................................................ 2 1.6设计进度............................................................................................ 2 2．传动方案的拟定及说明............................................................................. 4 3．电动机的选择............................................................................................. 53.1电动机类型和结构的选择................................................................ 5 3.2电动机容量的选择............................................................................ 5 3.3电动机转速的选择............................................................................ 5 3.4电动机型号的确定............................................................................ 6 4. 传动装置的运动和动力参数..................................................................... 74.1计算传动装置的总传动比及其分配................................................ 7 4.2各轴转速、输入功率、输入转矩.................................................... 7 5．传动件设计计算......................................................................................... 95.1低速级齿轮的设计计算.................................................................... 9 5.2高、低速级齿轮参数列表.............................................................. 16 6. 轴的设计计算........................................................................................... 186.1轴的结构设计.................................................................................. 18 6.2低速轴III的强度校核.................................................................. 19 7. 滚动轴承的选择及计算........................................................................... 267.1滚动轴承的选择.............................................................................. 26 7.2低速轴III轴的计算校核.............................................................. 26 8. 键联接的选择及校核计算....................................................................... 298.1键联接的选择.................................................................................. 298.2低速轴上键的校核计算.................................................................. 299.联轴器的选择............................................................................................. 3010. 润滑与密封............................................................................................. 3110.1润滑的选择.................................................................................... 32 10.2密封方法的选取............................................................................ 33 11.设计总结 .................................................................................................... 34 参考文献......................................................................................................... 351．设计任务题目：设计一用于搅拌机传动装置中的展开式二级圆柱斜齿轮减速器1.1总体布置简图如图1.1所示 图1.11.2工作情况 搅拌机连续工作，单向运转，载荷较平稳，空载起动，输送带速度允许误差±7%，滚筒效率0．96，每天一班制工作，载荷中等冲击，环境要求灰尘多,每年按300个工作日计算，使用期限12年 1.3原始数据（可以变化的数据，出现多个题目）搅拌机的拉力（N）:1900 搅拌机齿轮的直径D（mm）：260 搅拌机速度V（m/s）：1.45 带速允许偏差（％）：7 使用年限（年）：12 工作制度（班/日）：11.4设计内容 1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计 4.滚动轴承的选择5.键和联轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写1.5设计任务1．减速器总装配图一张(A0) 2．齿轮、轴零件图各一张(A2/A3) 3．设计说明书一份1.6设计进度 1.第一阶段：总体计算和传动件参数计算2.第二阶段：轴与轴系零件的设计3.第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4.第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 2．传动方案的拟定及说明 传动机构类型为：展开式二级圆柱斜齿轮减速器。故只对传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，两边轴较长、刚度差。 3．电动机的选择3.1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷中等冲击、单向旋转。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，所以选用常用的封闭式Y系列的电动机。3.2电动机容量的选择1.搅拌机所需功率Pwpw?F?V?2.7552.电动机的输出功率 Pd?pw/?由表1-7查出:η1=0.99，为输入联轴器的效率， η2=0.99，为第一对轴承的效率， η3=0.99，为第二对轴承的效率， η4=0.99，为第三对轴承的效率，η5=0.98，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，稀油润滑）， η6=0.99，为输出联轴器的效率， η7=0.96, 为搅拌机的效率， η＝η1η2η3η4η5?0.96＝0.88； 所以Pd＝3.13kWη6η7＝0.99?0.99?0.99?0.99?0.983.3电动机转速的选择初选为同步转速为3000r/min的电动机3.4电动机型号的确定由表12－1查出，电动机型号为Y112M-2的三相异步电动机,其额定功率为4kW，满载转速nm2890r/min。基本符合题目所需的要求。 4. 传动装置的运动和动力参数 4.1计算传动装置的总传动比及其分配4.1.1计算总传动比卷筒转速nw?60?1000?v/??D?107r/mm由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i?nm/nw?274.1.2合理分配各级传动比因为i＝27。由于减速箱是展开式布置，按照i1?大致确定，所以i1?4.5 ,i2?61.3~1.5i24.2各轴转速、输入功率、输入转矩4.2．1各轴转速r/min n1?2890n2/?n1/i1?642r/minn3?n2/i2?107r/min4.2.2各轴输入功率p1?pd??1?3.13?0.99?3.10kwp2?p1??2??3?3.13?0.99?0.98?3.01kw p3?p2??4??5?3.01?0.99?0.98?2.97kw 4.2.3各轴输入转矩电动机输出转矩Td?9.55?106?3.1N?mm?1.02?104N?mm 2890T1?1.02?104?1?0.99N?mm?1.01?104N?mmT2?1.02?104?4.5?0.99?0.98N?mm?4.4?104N?mmT3?4.4?10?6?0.99?0.98N?mm?2.57?10N?mm列表如下： 表4.145 5．传动件设计计算因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。5.1低速级齿轮的设计计算5.1.1选精度等级、材料及齿数材料及热处理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齿 （1）选定齿轮类型根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，螺旋角取为14，压力角取为20， （2）齿轮精度搅拌机为一般工作机器，参照表10-6选择7级精度，齿根喷丸强化。（3）材料选择根据齿轮工作环境及载荷条件，小齿轮选择材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS， （4）齿数选择选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿梳Z2=Z1*i2=1325.1.2初步设计齿轮传动的主要尺寸因为硬齿面齿轮传动，具有较强的齿面抗点蚀能力，故先按齿根弯曲疲劳强度设计，再校核齿面接触疲劳强度。又 （1）按齿面接触强度设计按式（10—24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t?2KHT1ZHZEZ?Z?2?du?H1） 确定公式内的各计算系数① 试选载荷系数错误！未找到引用源。KHt?1.4 ② 小齿轮传递的转矩T2?1.02?104?4.5?0.99?0.98N?mm?4.4?104N?mm ②由表10-7选取齿宽系数，因为齿轮为硬齿面，宜选取较小齿宽系数φd＝0.8③由图10－20选取区域系数ZH＝2.433④由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。?tan?n??t?arctan?cos???tan20????????arctan?20.562??cos14????? ?at1 ?z1cos?t??22?cos20.562????arccos??arccos?30.68??*??z?2hcos?22?2?1?cos14??an?1??z2cos?t??132?cos20.562????arccos??arccos?22.68??*??z?2hcos?22?2?1?cos14??an?2??at2 ?? ?z(tan??1′′?tan?)?z(tan??tan?at1t2at2t)?10.852???dz1tan?????1.52?z?? ⑤由式（10-23）可得螺旋角系数??4???(1???)??1.33 3??z??cos????0.985⑤由表10－5查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8MPa⑥由图10－25d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，查取12?Hlim1?600MPa ?Hlim2?550MPa ⑦ 由式10－15计算应力循环次数N1?60n?jLh?60?642?1?300?8?12?1.1?109N1N2??2.4?108i2由图10－23查得接触疲劳寿命系数[?H]1?KHN1?Hlim1S?0.90?600MPa?540MPaKHN2?Hlim2[?H]2??0.95?550MPa?523MPaS取错误！未找到引用源。中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力。即 2） 计算① 试算小齿轮分度圆直径d1t? 2KHT1(u?1)(ZHZEZ?Z?)2duH?62.18mm② 计算圆周速度v??d1tn260?1000?3.14?62.18?642?2.09m/s60?1000 ③ 计算齿宽bb=φd?d1t=0.8x62.18mm =49.74mm④ 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数KA?1根据v=2.65m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV?1.1 齿轮的圆周力2T2104Ft1??2?4.4?N?1415.2Nd1t62.18KAFt.1?N/mm?31.30N/mm?100N/mm b49.74由表10-3得齿间载荷分配系数KH??1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KH??1.2 则载荷系数为KH?KAKVKH?KH??1?1.1?1.2?1.2?1.584⑤由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1?d1tKH/KHt?62.18?.584/1.4mm?64.79mm及相应的齿轮模数mn?d1cos?/z1?64.79?cos14?/22?2.858mm5.1.3按齿根弯曲强度设计由式(10—20) 试算齿轮模数，即mnt? 2KFtT1Y?Y?cos2??YFaYsa??2???dz1F???? ?1） 确定计算参数 ①试选载荷系数KFt?1.3②由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数。?tan?cos?t??arctan?tan14?cos20.562???13.14? ?b?arctan??v???cos?b??v2?11.44?0.315Y??0.25?0.75④由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y??1????120??0.823YFaYSa⑤计算[?F]由当量齿数zV1?zV2? z122??24.07 33?cos?cos14z2132??144.40 33?cos?cos14查图10-17，得齿形系数YFa1?2.62 YFa2?2.22 由图10-18查得应力修正系数YSa1?1.6 YSa2?1.78 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限?Flim1?500MPa ?Flim2?380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.85 KFN2?0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.3，由式（10-14）得[?F]1? KFN1?Hlim1S?0.85?500/1.3MPa?327.92MPa[?H]2?KFN21?Hlim2S?0.88?380/1.3MPa?25723MPa YFa1YSa12.62?1.6??0.0128[?F1]1327 YFa2YSa22.22?1.78??0.015 4 [?F2]2257.23YFa2YSa2??0.0154[?F2]2因为大齿轮的错误！未找到引用源。大于小齿轮的，所以取YFaYSa?F2） 试算齿轮模数2KFtT1Y?Y?cos2??YFaYsamnt???2???dz1?F取标准值，mn=4，d1=64.79mm????4.16 ?对比两计算结果，法面模数相差不多。5.1.4几何尺寸计算 1） 计算中心距Zd1cos?1?m?16.7 取Z1=17mm n则Z2=102mm，互为质数a??z1?z2?20cos?m?218.49mma圆整后取219mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角??arcos???z1?z2?mn??2a???13.997?3） 计算大、小齿轮的分度圆直径dz1mn1?cos??61.84mmdz2mn2?cos??375.14mm 4） 计算齿轮宽度b=φd?d1t=0.8x62.84mm =49.47m取b1?50mm，5） 结构设计b2?46mm以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。如图5-1所示，其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 图5-15.2高、低速级齿轮参数列表如下：（备注：高速级齿轮参照低速级齿轮设计计算） 6. 轴的设计计算具体二级齿轮减速器轴的方案设计6.1轴的结构设计6.1.1高速轴I材料为45钢,经调质处理，硬度217~255HBS，查得对称循环 曲许用应力??-1?60MPa?。按扭转强度计算，初步计算轴径，取A0?110d1min?A0p3.10?110??11.25mm n2890由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%-7%，取最小轴径dmin=12mm6.1.2轴II材料为40Cr，经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力??-1?70MPa? .按扭转强度计算，初步计算轴径，取A0?105d2min?A0p3.01?105??17.5mm n642取安装滚动轴承处轴径dmin=18.80mm6.1.3轴III材料为30SiMnMo，经调质处理，硬度为229~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力?-1?70MPa按扭转强度计算，初步计算轴径，取A0?105错误！未找到引用源。d3min?A0p3.01?105??17.5mm n642由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取最小轴径dmin=34mm轴III的布置方案与具体尺寸分别如图6—1， 图6-1 6.2低速轴III的强度校核6.2.1计算低速轴上的载荷（1）求作用在大齿轮上的力 齿轮的圆周力；2T3Ft??2?.14N?1370Nd齿轮的径向力tan?ntan20?Fr?Ft?N ?cos?cos13.997齿轮的轴向力Fa?Fttan??1127tan13.997?N?341N(2) 根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。如图6-4所示，图6-4从轴的结构简图和弯扭图可以看出C截面是轴危险截面。现计算截面C处的MH，MV，M及T： 6.2.2按弯扭合成应力校核轴的强度只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C即可。根据式（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6.轴的计算应力为??M2??T?11.06MPaW2所以?ca?11.06MPa????1??70MPa故安全。6.2.3精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中会削弱轴的疲劳强度，但由于州的最小直径是按照扭转强度较为宽裕 确定的，所以由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，截面Ⅵ、Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上应力最大。截面Ⅶ的应力集中和截面Ⅵ相近，但截面Ⅶ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故也不必作强度校核。截面C上虽然应力最大胆应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端）而轴径达，故截面C也不必校核。截面Ⅳ、Ⅴ显然更不必校核。键槽应力集中系数比过盈配合小，因而低速轴只校核截面Ⅵ左右两侧即可。 （2） 截面Ⅵ左侧.4N?mm 抗弯截面系数W?0.1d3?0.1?543?15746扭截面系数WT?0.2d3?0.2?543?31492.8144弯矩M为M?M02.1N 截面弯曲应力为??M56102.1??3.56MPaW15746.4 扭矩为T3?257000N 扭转切应力为?T?T3??8.16MPa.8WT轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得?B?735MPa ?-1?365MPa ?-1?210MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??，按附表3-2查取???1.92 ???1.32又由附图3-1查取轴材料的敏性系数q??0.83 q??0.88 故有效应力集中系数为k??1?q??????2.59k??1?q??????2.16由附图3-2的尺寸系数???0.60 由附图3-3的扭转尺寸系数???0.85轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为??????0.84 轴未经表面强化处理，即?q。则按式（3-12）和（3-14b）得到综合影响系数为：?k??11 ?K?????1???4.51????q?k??11?K?????1?2.73 ?????????q取碳钢特性系数为 ???0.1???0.05计算安全系数Sca的值，取S=1.3～1.5。按式（15-6）～（15-8）则得S??S????K??a????m2.59?3.56?0??1210??23.31K??a????m2.16?8.16/2?0.05?8.16/2（由轴向力Fa引起的压缩应力作?m计入但因其值甚小，可忽略。）Sca?S??S?2S??S?2?922?20.08?S?1.545.93故可知其安全。截面Ⅵ右侧 抗弯截面系数W?0.1d3?0.1?503?12500 33W?0.2d?0.1?50?25000抗扭截面系数T144?44?56102.1MPa 弯矩M为M?M1144截面弯曲应力为??M.49MPa W12500扭矩为T3?257000N 扭转切应力为?T?T3257000??10.28MPa WT25000轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得MPa ?B?735??1?600MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??，按附表3-2查取???1.92 ???1.32又由附图3-1查取轴材料的敏性系数q??0.83 q??0.88 故有效应力集中系数为k??1?q??????2.59k??1?q??????2.16由附图3-2的尺寸系数???0.60 由附图3-3的扭转尺寸系数???0.85轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数为??????0.84轴未经表面强化处理，即?q?1。则按式（3-12）和（3-14b）得到综合影响系数为：?k?1?1?K?????5.51 ???????q???k?1?1?K?????3.73 ???????q?? 取碳钢特性系数为???0.1 ???0.05计算安全系数Sca的值，取S=1.3～1.5。按式（15-6）～（15-8）则得??1365S????18.61K??a????m5.51?3.56?0S????1210??13.61K??a????m3.73?8.16/2?0.05?8.16/2S??S?2S??S?2（由轴向力Fa引起的压缩应力作?m计入但因其值甚小，可忽略。）Sca?253.44??11.02?S?1.523所以低速轴截面Ⅵ右侧的强度也是足够的。因无瞬时过载以及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。 至此，轴的设计及计算结束。7. 滚动轴承的选择及计算 7.1滚动轴承的选择1． I轴：滚动轴承7206C 2. II轴：滚动轴承7208C 3. III轴：滚动轴承7210C7.2低速轴III轴的计算校核查GB/T 297-94得角接触球轴承7210C的基本额定动载荷Cr?42800N基本额定静载荷C0r?32000N7.2.1轴III受力分析齿轮的圆周力；Ft?2T32?257000?N?1370N d375.14tan?ntan20?齿轮的径向力Fr?Ft?N?514N ?cos?cos13.997齿轮的轴向力Fa?Fttan??1127tan13.997??341N7.2.2计算轴上的径向载荷对于轴承1、2来讲 ，FH1?320.6NFH2?1049.4NFV1?460.4N FV2?53.6N7.2.3轴承的校核中等冲击，查表得冲击载荷系数fp?1.2 ①算轴承A受的径向力Fr1?561N22轴承B受的径向力Fr2?FH2?FV2?1050.8N ②计算派生轴向力查表（13-7）得3000型轴承附加轴向力Fd?eFr 。查表13-5得e?0.38 ,Y?1.47则Fd1?Fr1/2Y?190.8NFd2?Fr2/2Y?357.4NFa1?max?Fd1、Fd2??357.4NFa2?max?Fd2、Fd1??190.8N ③求轴承的动载荷Fa1357.4??0.67?e FR1561Fa2190.8??0.18?e FR21050.8④查表13-5得对轴承1 X1=0.44 Y1=1.47 对轴承2 X2=1 Y2=0 ⑤轴承寿命计算P.4??926.66N1?fp?X1Fr1?Y1Fa1??1.2??0.44?561?1.47?357P2?fp?X2Fr2?Y2Fa2??1.2??1?561?0??561N??106?C?106?42800?h?L′??????490509所以Lh?h60n?P?60?107?2920? 因为Lh?L'h，所以所选轴承满足寿命要求。 8. 键联接的选择及校核计算 8.1键联接的选择查表14-24得：1．高速轴Ⅰ 8?7?45（双头）， 10?8?50（单头） 2.中间轴Ⅱ 14?9?40（双头） ，14?9?40（双头） 3.低速轴Ⅲ 14?9?50（双头），14?9?50（单头）8.2低速轴上键的校核计算健、轴、轮毂的材料都是钢，由表（6-2）查得许用挤压应力??p?120~150HBS,取?p?110MPa???8.2.1校核高速轴齿轮键，低速轴齿轮键 { 10?8?50（单头）、14 x 9 x 50（单头）}键的工作长度l1?L1?b1?50?10?40mml2?L2?b2?50?14?36mm所以?p1??p2?4T4?10100??3.6MPa d1h1l135?8?404T4?257000??58MPa d2h2l254?9?36所以均小于?p，键满足要求。8.2.2校核低速轴联轴器键 {14?9?50}键的工作长度l?L?b?50?16?34mm 由式（6-1）可得：?p?4T4?257000??36MPa所以这个键满足要求。 dhl56?9?369.联轴器的选择电动机轴与减速器高速轴连接用的联轴器，由于轴转速高，为减小起动载荷、缓和冲击，故选用具有较小转动惯量和弹性的联轴器。并考虑轴的直径和连接长度，所以选用TL4型弹性套柱销联轴器（GB/T ）减速器低速轴与卷筒连接用的联轴器，由于轴转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大。又因两者常不在同一底座上，要求有较大的轴线偏移补偿。同时考虑工作环境、装拆、 维护方便及经济，所以选用TL7型弹性套柱销联轴器（GB/T ） 10减速器箱体及其附件的设计 10.1减速器附件的选择通气器为使防尘性能好，选通气器（两次过滤），采用M18?1.5油面指示器 选用游标尺M16吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M161.510.2选择适当型号起盖螺钉型号：GB70-85 M10?40,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M6X12,材料Q235 中间轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8X20,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB70-85 M8?20,材料Q235 箱盖、箱座连接螺栓直径：GB?100，材料Q23510.3箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚??0.025a?1?0.025?153.05?1?4.8258 取?=8(2)箱盖壁厚?1=0.02a+1=0.02?153.05+1= 4.061 取?1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5?1=1.5?8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5?=1.5?8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5?=2.5?8=20(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036?153.05+12=17.5098(取16)(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75?16=13.15 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d２=(0.5-0.6)df =0.55?16=8.8(取10) (10)连接螺栓d２的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直径d3=(0.4-0.5)df=0.45?16= 7.2(取8) (12)定位销直径d=(0.7-0.8)d２=0.8?10=8(13)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 (14)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋﹙5～10﹚ (15)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：12mm (16)齿轮端面与内箱壁间的距离：=15 mm (17)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm(18)轴承端盖外径：D＋﹙5～5.5﹚d311. 润滑与密封11.1齿轮的润滑采用浸油润滑11.2滚动轴承的润滑采用浸油润滑11.3润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15 润滑油。11.4密封方法的选取密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸 按用其定位的轴承的外径决定。 12.设计总结做机械行业的，尤其是设计的人要有一定的耐心，足够的细心，能耐得住寂寞，能沉到所研究的事物中去。这段时间锻炼的我的耐心和意志力，让我明白做成功一件事不是那么容易，得全身心的投入到里面。在课程设计这段时间内，我又重新温习了以前学过的知识，发现忘了很多，以前也并没深入的去研究，只记得表面一层，没有深入的去探究，所以很容易忘记。在以后的学习中应抱有掌握知识的态度去学习，而不应该死记硬背，走马观花。我认识到绘图对于我们的重要性，更好地将其应用我们的所学到的知识。 通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感谢老师的辛勤指导,感谢老师能百忙中抽出时间来检查我们的装备图和设计说明书。特此感谢
参考文献：[1] 濮良贵 陈国定 吴立言.机械设计.第九版.高等教育出版社 [2] 陆玉 冯立艳.机械设计课程设计.第四版.高等教育出版社 [4] 张龙.机械设计课程设计手册.北京：国防工业出版社，2006
目 录 1 传动方案的分析与拟定…………………………………23传动装置的运动和动力参数的计算……………………34 传动零件设计计算………………………………………55 轴的设计和计算…………………………………………66 滚动轴承的选择与计算…………………………………117 键连接的选择与计算…………………………………128 联轴器的选择…………………………………………139 润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择…………1310 箱体及附件的结构设计和选择………………………1311 设计小结………………………………………………1612 参考资料………………………………………………17 2 电动机的选择……………………………………………3 1 传动方案的分析与拟定设计题目：设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器 。用于铸工车间运型沙，单班制工作，工作有轻微振动，使用年限10年。 传动方案图如下： 1.电动机 2.联轴器3.斜齿圆柱齿轮减速器 4.卷筒 5.运输带 2 电动机的选择2.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2.2 电动机功率的选择（1）传动装置的总功率：查《机械设计课程设计》中表2-2得：ηη总=η3轴承轴承=0.98，η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.96×η齿轮×η2联轴器×η滚筒=0.983×0.97×0.992×0.96 =0.86(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总=900×2.5/=2.62KW转速n越大越经济，但传动比i也越大。一般选同步转速 1500r.p.m或1000r.p.m。由于闭式圆柱齿轮传动比i在3～5间，故由表16-1可知，选择型号为：Y132M-8的电动机，其额定功率为Pe=3KW,满载转速Nm=710r/min,外伸轴长度E=80mm,直径D=38mm+(0.018~0.002)mm.2.3 传动比的分配工作机所需的转速nw=60?1000V/πD=60?/π总传动比：i=Nm/Nw=710/143 .31=4.954?250=143.31r/min3 传动装置的运动和动力参数的计算 3.1 各轴的转速的计算nI=n电机=710r/min n2 =nw=143.31r/min3.2 各轴输出功率的计算P1= Pd×η联轴器=2.62×0.99=2.592WP2=P1×η齿轮×η联轴器=2.592×0.97×0.98=2.466W3.3 各轴输入转矩的计算T1==/710=34.89N m T2==/143.31=164.34N m 将计算结果统计如下表： 4 传动零件设计计算 4.1 斜齿圆柱齿轮的材料及其热处理方式原始数据：小齿轮为45钢调质，大齿轮为45钢正火 由《机械设计基础》中图5-28，图5-29得下表24.2 按齿轮接触疲劳强度进行斜齿轮相关计算?Z?d1?????HPa. 计算应力循环次数N和寿命系数?KT1?u?1??????u?d??N1=60 nI at=60×710×1×(250×8×10)=8.52×108NII?60n2at?60?143.3?1?(250?8?10)?1.72?108通过查图5-30得到YN1＝１，YN2＝１；查图5-32得ZN1＝１，ZN2＝１。 b. 计算许用应力此时按公式（5-29）取YST=2.0，SFmin=1.4，YX=1由公式 ?FP??FlimYSTSFlinYNYX 求得查图5-29得 ?Flim1?220;?Flim2?155 小齿轮：?FP1=220×2.0×1×/1.4=314.29Mpa 大齿轮：?FP2=155×2.0×1×1/1.4=221.43Mpa c. 选取载荷系数K。因为是斜齿轮，故取K=1.4. d. 初步选定齿轮的参数z1=21，z2=i×z1=4.954×21=104.03，取z2=104ψd=1.1，β=15。，Ze=0.85，ψR=0.3，u=104/21=4.92 e. 由公式求得 ?HP1??Hlim1SHmin.ZNZW?=560×1×1/1.1=509.1Mpaf. 同理求得 ?HP2?300 Mpau?1?g. 计算齿轮 d1??Z??KT1???????u?d??HP?由公式，并且带入数据可d1???2以算出d1≥39.953，d2=?d1=4.952×40=197.85 a=(d1+d2)/2=118.9, a取160。mn?2acos?/(z1?z2)?2?160cos15。/125?2.472 按照表5-1取标准模量mn=2.5。按cos??mn(z1?z2)/2a?2.5?125/2?160?0.975则可得到β=12°25′48″。h. 校核齿轮的弯曲疲劳强度因d1=2000KT1?F?YFSY????FP2bmnz1mn?z1=2.5×24/0.mm .cosβmnd2=?z2=2.5×104/0.mm .cosβ而b2=?d?d1=1.1×53.763=59.139mm , 则 b2=60b1 = b2+(5~10)=65～70 mm , 则 b1=65mm又因为 Zv1?Z2Z1Z??112 ?23v233cosβcosβ通过图5-25得YFS1=4.06，YFS2=4.06Y?1所以得：Fs1=4.06/314.29=0.0129Mpa?FP1YFs2?1=4.06/221.43=0.0183MpaYY比较上面两个数值知：Fs2﹥Fs1,则应该校核大齿轮。δFP2δFP12000KT1按公式进行校核。 ?F?YFSY??bmd11由 εa?[1.88?3.2(?)]cosβ=1.65Z1Z2Ye?0.25?0.75=0.704 εa?FP2带入数据到公式可以求得?1.4?34.89?4.06?0.702YFSY???35.36??FP ?F2?bmd160?6.25?21 因此可知大齿轮满足强度要求。 i. 计算齿轮的几何尺寸分度圆直径：d1=５３．７６３ d2=２６６．２５７mm 齿顶圆直径：da1=d1+2mn＝５８．７６３mmda2=d2+2mn=266.257mm齿根圆直径：df1=d1-2.5mn=53.763-6.25=47.513df2=d2-2.5mn= 266.257-6.25=260.007mm5 轴的设计和计算 5.1 选择轴的材料低速轴和高速轴都选用材料：45钢调质。其机械性能由图5-28和图5-29得其强度极限为650Mpa,屈服极限360Mpa，硬度为217——255HBS。5.2初估轴的直径由公式 求低速轴和高速轴的最小直径。此时根据材料的各方面性能取C=117——106。Pd1min?C1则：110 ×1.05=18.576 n1d1≈（0.8～1.2）D=38×0.8=30.2 D—电机轴直径 d1取32dmin2??110?29.399根据要求选用弹性套柱销联轴器，查表13-5选取合适的联轴器。输入端高速轴选用TL6 联轴器;输出端低速轴选用 YL7 联轴器5.3轴的结构设计5.3.1. 高速轴的结构设计a.各轴段的径向尺寸的初定d2?d1?6?38,d3?d2?2?40由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6208GB/T276?94其具体尺寸如下表： d4?da?47, d5?d小齿轮?53.763，d6?d4,d7?d3 b.各轴端轴向尺寸的初定l1?82?2?80；（联轴器的轴孔长度为82mm）l2?42l3?20l4?21mm； l5?65mm；（小齿轮的宽度为65mm ）l6?21 l7?20mm。5.3.2低速轴的结构设计a. 各轴段的径向尺寸的初定d2??110?29.399= .399结合电动机的外伸直径d=38mm，初选YL7联轴器所以YC38?82GB/T4323YC35?82d3?d3高速级?5?45;d2?d3?3?42;d1?d2?7?35；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6209GB/T276?94,其具体尺寸如下表：d4?d3d5?d4?12?60;d6?da?52;d7?d3?45b.各轴段的轴向尺寸的确定 l1?82?2?80mm；（联轴器的轴孔长度为82mm）l2?42l3?45 l4?58mm；（大齿轮的宽度为60m）l5?7.5mm； l6?18mm； l7?19.5mm。5.4 轴的强度校核（低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，只校核低速轴）5.4.1求齿轮上的作用力的大小和方向a.齿轮上作用力的大小9 武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书转矩：T2?9550?P2?164.34Nmn2圆周力：Ft2?T2/(d4.32/()??tan?ntan20径向力：Fr2?Ft2??0Ncos?0.9765轴向力：Fa2?Ft2?tan??.Nb.齿轮上作用力的方向,方向如下图所示： 5.4.2求轴承的支反力a.水平面上支力FRA?FRB?Ft2/2??617.15N b.垂直面上支力FRA'?(?Fa2?d2?Fr2?52.5)/(52.5?2) 2?(?262.3?266.257/2?460?52.5)/(52.5?2)??102.567FRB'?(Fa2?d2?Fr2?52.5)/(52.5?2) 2266.257?460?52.5)/(52.5?2)= 2?569.23(262.3? 5.4.3 画弯矩图a.水平面上的弯矩MC?52.5?FRA?10?3?52.5?617.15?10?3?32.4Nm b.垂直面上的弯矩（-102.567）?10?3??5.385Nm MC'1?52.5?FRA'?10?3?52.5? MC'2?(52.5?FRA'?10?3?Fa2?d2) 2 ?(52.5?（?102.567）?10?3?262.3?266.257?10?3)?29.524Nm 210 武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书c.合成弯矩 MC1???32.84NmMC2???43.83Nm 5.4.4 画转矩图5.4.5 5.4.6 T2?164.34Nm画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩，??[??1]b/[?0]b,已知?B?650Mpa，查表12-1可得[??1]b?59Mpa、[?0]b?98Mpa，??[??1]b/[?0]b?59/98?0.602剖面C处的当量弯矩： M'C2???96.762NmM'C1??MC1?32.84Nm 判断危险剖面并验算强度a.剖面C当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面C为危险面。已知M'e?MC2?96.762Nm、[??1]b?59Mpa 则??MeMe96.762eW?0.1d3?0.1?（48）3?8.75Mpa?[??1]b?59Mpa b.剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。MD???T2?0.602?143.3?86.267Nm ?MDMD86.267e?W?0.1d3?0.1?（35）3?20.12Mpa?[??1]b?59Mpa所以轴的强度足够。
6 滚动轴承的选择与计算 6.1滚动轴承的选择低速轴和高速轴的轴承段的直径d1=40, d2=45 选用轴承，初选深沟球轴承6209GB/T276?946208GB/T276?94,6.2滚动轴承的校核由于低速轴的转矩大于高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小，所以只需校核高速轴的深沟球轴承。 FR1???625.6NFR2???839.58N转速：n?143.31r/min 6.2.1求当量动载荷由上图可知轴2未受轴向载荷，轴1受轴向载荷FA1?FA，则p1?fp(XFR1?YFR2)，由教材表14-12可得，fp?1.2，查有关轴承手册可得6208轴承C0r?15.8?103N。3轴1：FA1/C0r?262.3/15.8?10?0.016，查表可得e?0.19 ，可计算出FA1/FR1?0.419?e， 可得X?0.56,Y?2.0P1?fp(XFR1?YFA1)?1.2?(0.56?625.6?2.0?262.3)?1049.9N 轴2：P2?fpFR2?1.2?839.58?1007.5N因P1?P2，故仅计算轴承1的寿命即可6.2.2求轴承寿命已知球轴承?=3、Cr?22.8?103N则106C?1033）?）?1191141h Lh1?60nP160?143.31049.9按单班制计算每天工作8小时，一年工作350天，则LY?Lh??425年?10年（满足年限要求）8?7 键连接的选择与计算 7.1键连接的选择选择普通平键，7.2 键连接的校核有教材表10-1可得键连接时的挤压应力???p???100Mpa，由于低速轴的转矩大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需校核键14?9T齿轮轴段的直径d?48mm； 键的长度l?L?b?50?14?36mm； 键的接触高度k?0.5h?0.5?9?4.5mm； 键转动的转矩T2?164.34Nm2T2??103??38.04Mpa???p?则：?p????100Mpa kld5?36?48所以键连接符合强度要求8 联轴器的选择 8.1联轴器的选择结合电动机的外伸直径d=38mm，高速轴和低速轴的最小直径，初选LT6联轴器。YC38?82GB/T4323YC35?82a) 联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴T2?164.34Nm，考虑到转矩变化很小取KA?1.3。所以Tac?KAT2?1.3?164.34?213.64?Ta?250Nm（联轴器符合其强度要求） 9 润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择 9.1润滑方式的确定及油的选择润滑方式有两种：当??2~3m/s时，采用油润滑；当??2m/s时，采用脂润滑. 3.14?53.763?710?1.997?2m/s60?0 ?d2n23.14?266.257?143.3v2???1.996?2m/s60?0v1???d1n1所以小齿轮大齿轮均采用脂润滑。9.2密封方式的选择一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈。10 箱体及附件的结构设计和选择 10.1箱体的结构设计减速器铸造箱体的结构尺寸表备注：1、a值代表两齿轮的中心距；2、?与减速器的级数有关，对于单级减速器，取?=1； 3、0.025~0.030，软尺面取0.025，硬尺面0.030 4、当算出的?和?1小于8mm时，取8mm。10.2箱体附件的选择10.2.1窥视孔及窥视盖的选择查表14-4，因为是单级a?250,则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如下表(mm)10.2.2油标指示装置的选择选择游标尺12(12),其具体尺寸如下表(mm)10.2.3通气器的选择选择M16×1.5，其具体尺寸如下表(mm)10.2.4起吊装置的选择减速器的重量为1.05KN,选用单螺钉起吊（最大起重为1.6KN）,具体尺寸如下表：(mm)10.2.5螺塞和封油垫的选择选择外六角螺塞、封油垫，M18×1.5，具体尺寸见下表（mm）（ 以上所选的附件的具体图示在相应的教材上，画图时应结合教材画图。） 11设计小结 机械课程设计是我们在校以来的第一门设计课程，短短的两个星期的课程却带给我别样滋味。有苦有甜，苦中带甜。上课的第一天，也是开学的第一天，我再次看到一个个熟悉的面孔，心里有种莫名的兴奋。早些时候就听说机械课程设计的任务很艰巨，听到很多人的抱怨，而我却疑惑真有那么难吗？并做好了心里准备。当老师布置下任务，大家纷纷忙碌起来的时候，我才真切地体会到时间紧迫性。减速器在我们的日常生活中运用很广，这次课程确实意义重大，能为以后的设计生涯打下基础。虽然只是一个小小的减速器设计，但其中却运用到我们所学的几门课的知识，如机械制图，金属工艺学，材料力学…，并且很大程度上考验了一个人的耐力和能力。它讲究精细准确，要求每个人认真细心，不怕麻烦，充分了解减速器的结构，考虑设计方案的可行性。 在绘图的过程中，我有几次粗心大意便返工，浪费了不少时间，于是每天都加班，希望能赶上其他人较快的同学并提前完成任务。每天早起晚归，虽然很累但却充实。另外也充分体会到同学之间的友爱，我们互相讨论问答，偶尔聊聊天，比平时的上课活跃多了，很喜欢这种氛围。减速器的设计已经成为许多专业的必修设计课，对我们来说有点按部就班，因为我们毕竟是初学者，很少有所创新。所以希望在以后的学业生涯中能接触更多新颖的设计，使我们的专业技能得到进一步提升。最后感谢老师的指导和同学的帮助，让我度过这个难忘的设计之旅。12 参考资料1. 唐增宝、何永然、刘安俊。机械设计课程设计。华中理工大学出版社 2. 黄华梁，彭文生。机械设计基础。高等教育出版 3. 邓文英。金属工艺学。高等教育出版社 4. 董怀武。机械工程图学，武汉理工大学出版社
1 传动方案的分析与拟定设计题目：设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器 。用于铸工车间运型沙，单班制工作，工作有轻微振动，使用年限10年。 传动方案图如下： 1.电动机 2.联轴器3.斜齿圆柱齿轮减速器 4.卷筒 5.运输带
2 电动机的选择2.1 电动机类型的选择Y系列三相异步电动机2.2 电动机功率的选择（1）传动装置的总功率：查《机械设计课程设计》中表2-2得：ηη总=η3轴承轴承=0.98，η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.96×η齿轮×η2联轴器×η滚筒=0.983×0.97×0.992×0.96 =0.86(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总=900×2.5/=2.62KW转速n越大越经济，但传动比i也越大。一般选同步转速 1500r.p.m或1000r.p.m。由于闭式圆柱齿轮传动比i在3～5间，故由表16-1可知，选择型号为：Y132M-8的电动机，其额定功率为Pe=3KW,满载转速Nm=710r/min,外伸轴长度E=80mm,直径D=38mm+(0.018~0.002)mm.2.3 传动比的分配工作机所需的转速nw=60?1000V/πD=60?/π总传动比：i=Nm/Nw=710/143 .31=4.954?250=143.31r/min3 传动装置的运动和动力参数的计算 3.1 各轴的转速的计算nI=n电机=710r/min n2 =nw=143.31r/min3.2 各轴输出功率的计算P1= Pd×ηP2=P1×η联轴器=2.62×0.99=2.592W联轴器齿轮×η=2.592×0.97×0.98=2.466W3.3 各轴输入转矩的计算T1==/710=34.89N m T2==/143.31=164.34N m 将计算结果统计如下表： 4 传动零件设计计算 4.1 斜齿圆柱齿轮的材料及其热处理方式原始数据：小齿轮为45钢调质，大齿轮为45钢正火 由《机械设计基础》中图5-28，图5-29得下表24.2 按齿轮接触疲劳强度进行斜齿轮相关计算?Z?d1?????HPj. 计算应力循环次数N和寿命系数?KT1?u?1??????u?d??N1=60 nI at=60×710×1×(250×8×10)=8.52×108NII?60n2at?60?143.3?1?(250?8?10)?1.72?108通过查图5-30得到YN1＝１，YN2＝１；查图5-32得ZN1＝１，ZN2＝１。 k. 计算许用应力此时按公式（5-29）取YST=2.0，SFmin=1.4，YX=1 由公式 ?FP??FlimYSTSFlinYNYX 求得查图5-29得 ?Flim1?220;?Flim2?155 小齿轮：?FP1=220×2.0×1×/1.4=314.29Mpa 大齿轮：?FP2=155×2.0×1×1/1.4=221.43Mpa l. 选取载荷系数K。因为是斜齿轮，故取K=1.4. m. 初步选定齿轮的参数z1=21，z2=i×z1=4.954×21=104.03，取z2=104ψd=1.1，β=15。，Ze=0.85，ψR=0.3，u=104/21=4.92 n. 由公式求得 ?HP1??Hlim1SHmin.ZNZW?=560×1×1/1.1=509.1Mpao. 同理求得 ?HP2?300 Mpa?p. 计算齿轮 d1??Z????HP 由公式，并且带入数据可?KT1?u?1??????u?d??2以算出d1≥39.953，d2=?d1=4.952×40=197.85 a=(d1+d2)/2=118.9, a取160。mn?2acos?/(z1?z2)?2?160cos15。/125?2.472 按照表5-1取标准模量mn=2.5。按cos??mn(z1?z2)/2a?2.5?125/2?160?0.975则可得到β=12°25′48″。q. 校核齿轮的弯曲疲劳强度因d1=2000KT?F?YFSY????FP2bmnz1mn?z1=2.5×24/0.mm cosβ.mnd2=?z2=2.5×104/0.mmcosβ.而b2=?d?d1=1.1×53.763=59.139mm , 则 b2=60b1 = b2+(5~10)=65～70 mm , 则 b1=65mm又因为 Zv1?Z2Z1Z??112 ?23v233cosβcosβ通过图5-25得YFS1=4.06，YFS2=4.06Y?1所以得：Fs1=4.06/314.29=0.0129Mpa?FP1YFs2?1=4.06/221.43=0.0183MpaYY比较上面两个数值知：Fs2﹥Fs1,则应该校核大齿轮。δFP2δFP12000KT1按公式进行校核。 ?F?YFSY??bmd11由 εa?[1.88?3.2(?)]cosβ=1.65Z1Z2Ye?0.25?0.75=0.704 εa?FP2带入数据到公式可以求得?1.4?34.89?4.06?0.702YFSY???35.36??FP ?F2?bmd160?6.25?21 因此可知大齿轮满足强度要求。 r. 计算齿轮的几何尺寸分度圆直径：d1=５３．７６３ d2=２６６．２５７mm 齿顶圆直径：da1=d1+2mn＝５８．７６３mmda2=d2+2mn=266.257mm齿根圆直径：df1=d1-2.5mn=53.763-6.25=47.513df2=d2-2.5mn= 266.257-6.25=260.007mm5 轴的设计和计算 5.1 选择轴的材料低速轴和高速轴都选用材料：45钢调质。其机械性能由图5-28和图5-29得其强度极限为650Mpa,屈服极限360Mpa，硬度为217——255HBS。5.2初估轴的直径由公式 求低速轴和高速轴的最小直径。此时根据材料的各方面性能取C=117——106。Pd1min?C1则：110 ×1.05=18.576 n1d1≈（0.8～1.2）D=38×0.8=30.2 D—电机轴直径 d1取32dmin2??110?29.399根据要求选用弹性套柱销联轴器，查表13-5选取合适的联轴器。输入端高速轴选用TL6 联轴器;输出端低速轴选用 YL7 联轴器5.3轴的结构设计5.3.1. 高速轴的结构设计a.各轴段的径向尺寸的初定d2?d1?6?38,d3?d2?2?40由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6208GB/T276?94其具体尺寸如下表： d4?d d5?d小齿轮?53.763，d6?d4,d7?d3b.各轴端轴向尺寸的初定l1?82?2?80；（联轴器的轴孔长度为82mm）l2?42l3?20l4?21mm； l5?65；（小齿轮的宽度为65m ）l6?21 l7?20mm。5.3.2低速轴的结构设计a. 各轴段的径向尺寸的初定d2??110?29.399 = .399结合电动机的外伸直径d=38mm，初选YL7联轴器所以YC38?82GB/T4323YC35?82d3?d3高速级?5?45;d2?d3?3?42;d1?d2?7?35；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6209GB/T276?94,其具体尺寸如下表：d43；d5?d4?12?60;d6?da?52;d7?d3?45 b.各轴段的轴向尺寸的确定l1?82?2?80mm；（联轴器的轴孔长度为82mm）l2?42l3?45 l4?60mm；（大齿轮的宽度为60m）l5?7.5mm； l6?18mm； l7?19.5。5.4 轴的强度校核（低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，只校核低速轴）5.4.1求齿轮上的作用力的大小和方向a.齿轮上作用力的大小转矩：T2?9550?P2?164.34Nmn2圆周力：Ft2?T2/(d4.32/()??tan?ntan20径向力：Fr2?Ft2??0Ncos?0.9765轴向力：Fa2?Ft2?tan??.Nb.齿轮上作用力的方向,方向如下图所示： 5.4.2求轴承的支反力a.水平面上支力FRA?FRB?Ft2/2??617.15N b.垂直面上支力FRA'?(?Fa2?d2?Fr2?52.5)/(52.5?2) 2?(?262.3?266.257/2?460?52.5)/(52.5?2)??102.567FRB'd2?(Fa2??Fr2?52.5)/(52.5?2)2(262.3?266.257?460?52.5)/(52.5?2)= 2?569.23 5.4.3 画弯矩图a.水平面上的弯矩MC?52.5?FRA?10?3?52.5?617.15?10?3?32.4Nm b.垂直面上的弯矩（-102.567）?10?3??5.385Nm MC'1?52.5?FRA'?10?3?52.5?''?3MC2?(52.5?FRA?10?Fa2?d2) 2 ?(52.5?（?102.567）?10?3?262.3?c.合成弯矩 266.257?10?3)?29.524Nm 2MC1???32.84NmMC2???43.83Nm 5.4.4 画转矩图T2?164.34Nm5.4.5 画当量弯矩图5.4.6 因单向回转，视转矩为脉动转矩，??[??1]b/[?0]b,已知?B?650Mpa，查表12-1可得[??1]b?59Mpa、[?0]b?98Mpa，??[??1]b/[?0]b?59/98?0.602 剖面C处的当量弯矩： M'C2???96.762NmM'C1??MC1?32.84Nm 判断危险剖面并验算强度a.剖面C当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面C为危险面。已知M'e?MC2?96.762Nm、[??1]b?59Mpa 则?Mee?W?Me0.1d3?96.7620.1?（48）3?8.75Mpa?[??1]b?59Mpa b.剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。MD???T2?0.602?143.3?86.267Nm ??MDW?MD0.1d3?86.2670.1?（35）3?20.12Mpa? e?[?1]b?59Mpa所以轴的强度足够。
6 滚动轴承的选择与计算 6.1滚动轴承的选择低速轴和高速轴的轴承段的直径d1=40, d2=45 选用轴承，初选深沟球轴承6209GB/T276?946208GB/T276?94,6.2滚动轴承的校核由于低速轴的转矩大于高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小，所以只需校核高速轴的深沟球轴承。 FR1???625.6NFR2???839.58N转速：n?143.31r/min 6.2.1求当量动载荷由上图可知轴2未受轴向载荷，轴1受轴向载荷FA1?FA，则p1?fp(XFR1?YFR2)，由教材表14-12可得，fp?1.2，查有关轴承手册可得6208轴承C0r?15.8?103N。3轴1：FA1/C0r?262.3/15.8?10?0.016，查表可得e?0.19 ，可计算出FA1/FR1?0.419?e， 可得X?0.56,Y?2.0P1?fp(XFR1?YFA1)?1.2?(0.56?625.6?2.0?262.3)?1049.9N 轴2：P2?fpFR2?1.2?839.58?1007.5N因P1?P2，故仅计算轴承1的寿命即可6.2.2求轴承寿命已知球轴承?=3、Cr?22.8?103N则106C?1033）?）?1191141h Lh1?60nP160?143.31049.9按单班制计算每天工作8小时，一年工作350天，则LY?Lh??425年?10年（满足年限要求）8?7 键连接的选择与计算 7.1键连接的选择选择普通平键，a) 键连接的校核有教材表10-1可得键连接时的挤压应力???p???100Mpa，由于低速轴的转矩大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需校核键14?9T 齿轮轴段的直径d?48mm； 键的长度l?L?b?50?14?36mm； 键的接触高度k?0.5h?0.5?9?4.5mm；键转动的转矩T2?164.34Nm2T2??103??38.04Mpa???p?则：?p????100Mpa kld5?36?48所以键连接符合强度要求8 联轴器的选择8.1联轴器的选择结合电动机的外伸直径d=38mm，高速轴和低速轴的最小直径，初选LT6联轴器。YC38?82GB/T4323YC35?82a) 联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴T2?164.34Nm，考虑到转矩变化很小取KA?1.3。所以Tac?KAT2?1.3?164.34?213.64?Ta?250Nm（联轴器符合其强度要求） 9 润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择 9.1润滑方式的确定及油的选择润滑方式有两种：当??2~3m/s时，采用油润滑；当??2m/s时，采用脂润滑. 3.14?53.763?710?1.997?2m/s60?0 ?d2n23.14?266.257?143.3v2???1.996?2m/s60?0v1???d1n1所以小齿轮大齿轮均采用脂润滑。9.2密封方式的选择一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈。10 箱体及附件的结构设计和选择 10.1箱体的结构设计减速器铸造箱体的结构尺寸表备注：1、a值代表两齿轮的中心距；2、?与减速器的级数有关，对于单级减速器，取?=1； 3、0.025~0.030，软尺面取0.025，硬尺面0.030 4、当算出的?和?1小于8mm时，取8mm。10.2箱体附件的选择10.2.1窥视孔及窥视盖的选择查表14-4，因为是单级a?250,则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如下表(mm)10.2.2油标指示装置的选择选择游标尺12(12),其具体尺寸如下表(mm)10.2.3通气器的选择选择M16×1.5，其具体尺寸如下表(mm)10.2.4起吊装置的选择减速器的重量为1.05KN,选用单螺钉起吊（最大起重为1.6KN）,具体尺寸如下表：(mm)10.2.5螺塞和封油垫的选择选择外六角螺塞、封油垫，M18×1.5，具体尺寸见下表（mm） 31（ 以上所选的附件的具体图示在相应的教材上，画图时应结合教材画图。） 11设计小结 机械课程设计是我们在校以来的第一门设计课程，短短的两个星期的课程却带给我别样滋味。有苦有甜，苦中带甜。上课的第一天，也是开学的第一天，我再次看到一个个熟悉的面孔，心里有种莫名的兴奋。早些时候就听说机械课程设计的任务很艰巨，听到很多人的抱怨，而我却疑惑真有那么难吗？并做好了心里准备。当老师布置下任务，大家纷纷忙碌起来的时候，我才真切地体会到时间紧迫性。减速器在我们的日常生活中运用很广，这次课程确实意义重大，能为以后的设计生涯打下基础。虽然只是一个小小的减速器设计，但其中却运用到我们所学的几门课的知识，如机械制图，金属工艺学，材料力学…，并且很大程度上考验了一个人的耐力和能力。它讲究精细准确，要求每个人认真细心，不怕麻烦，充分了解减速器的结构，考虑设计方案的可行性。 在绘图的过程中，我有几次粗心大意便返工，浪费了不少时间，于是每天都加班，希望能赶上其他人较快的同学并提前完成任务。每天早起晚归，虽然很累但却充实。另外也充分体会到同学之间的友爱，我们互相讨论问答，偶尔聊聊天，比平时的上课活跃多了，很喜欢这种氛围。减速器的设计已经成为许多专业的必修设计课，对我们来说有点按部就班，因为我们毕竟是初学者，很少有所创新。所以希望在以后的学业生涯中能接触更多新颖的设计，使我们的专业技能得到进一步提升。最后感谢老师的指导和同学的帮助，让我度过这个难忘的设计之旅。 12 参考资料 325. 唐增宝、何永然、刘安俊主编。机械设计课程设计。华中科技大学出版社 6. 黄华梁，彭文生主编。机械设计基础。高等教育出版 7. 邓文英主编。金属工艺学。高等教育出版社 8. 董怀武主编。机械工程图学，武汉理工大学出版社 33
目录封面……………………………………………………………………………………………01 目录……………………………………………………………………………………………02 一 初步设计…………………………………………………………………………………03 1． 设计任务书……………………………………………………………………………03 2． 原始数据………………………………………………………………………………03 3． 传动系统方案的拟定…………………………………………………………………04 二 电动机的选择……………………………………………………………………………04 1． 电动机的容量选择……………………………………………………………………04 2． 确定电动机转速………………………………………………………………………05 3． 电动机型号的选定……………………………………………………………………05 三 计算传动装置的运动和动力参数……………………………………………………..06 1． 计算总传动比…………………………………………………………………………06 2． 合理分配各级传动比…………………………………………………………………06 3． 各轴转速、输入功率、输入转矩的计算……………………………………………06 四 传动件设计计算………………………………………………………………………....08 1． 高速级斜齿轮的设计计算…………………………………………………………....08 2． 低速级斜齿轮的设计计算...........................................................................................12 五 轴的设计…………………………………………………………………………………16 1． 低速轴Ⅲ的设计………………………………………………………………………16 2． 中间轴Ⅱ的设计………………………………………………………………………24 3． 高速轴Ⅰ的设计………………………………………………………………………28 六 滚动轴承的设计计算……………………………………………………………………31 1． 低速轴Ⅲ上轴承的计算………………………………………………………………31 2． 中间轴Ⅱ上轴承的计算………………………………………………………………32 3． 高速轴Ⅰ上轴承的计算………………………………………………………………33 七 连接的选择和计算………………………………………………………………………34 1． 低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………34 2． 中间轴Ⅱ上键的设计计算……………………………………………………………36 3． 高速轴Ⅰ上键和联轴器的设计计算…………………………………………………37 八 减速器润滑方式、润滑剂及密封方式的选择…………………………………………38 1． 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择……………………………………………………38 2． 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择………………………………………………39 3． 密封方式的选择………………………………………………………………………39 九 减速器箱体及附件的设计…….………………………………………………………...40 1． 箱体设计……………………………………………………………………………….40 2． 减速器附件设计……………………………………………………………………….41 十 设计体会与小结………………………………………………………………………….42 十一 参考文献………………………………………………………………………………….42一 . 初步设计1.设计任务书 1.设计任务书（1） ：工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有灰尘， 环境最高温度 35℃； （2） ：使用折旧期：8 年； （3） ：检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； （4） ：动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V； （5） ：运输带速度容许误差：±5%； （6） ：制造条件及生产批量：小批量生产。 （7） ：工作机效率：η 0.96 。2.原始数据 2.原始数据题号 参数 运输带工作拉力 F/KN 运输带工作速度 v/(m/s) 卷筒直径 D/mm134.2 1.5 400注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑。3.传动系统方案的拟定（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图） 二. 电动机的选择按照设计要求以及工作条件选用三相鼠笼异步电动机，Y 系列，额定电压 380V. (1)：电动机的容量选择 根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率 Pw Pw 设：Fv 1000ηwη η η ηN 1. 1000.m/s=2.755kw——联轴器效率，η =0.99 ——对滚动轴承的效率，η =0.98. ——闭式圆柱齿轮传动效率，η =0.96 ___工作机效率，η =0.962 4 2从而得到传动系统的总效率 η =η ·η ·η =0.99 ·0.98 ·0.96 =0.8332 工作机所需功率为： Pd==(2)电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒转速：..=3.3kw60 nw ==82r/min.ˊ按表 9.1 推荐的传动比合理范围， 二级圆柱齿轮减速器传动比i∑ =8～40,所以电动机的 可选范围为：nd=iˊnw=(8～40)×82=(656～3280)r/min∑综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置紧凑，，决定采 用同步转速为 1000r/min 的电动机。 根 据 电 动 机类 型 、 容量和 转 速 ， 由电 机 产 品目录 或 有 关 手册 选 定 电动机 型 号 为 Y132M1-6。其主要性能如表 2.2 所示。 表 2.2 Y160M-6 型电动机的主要性能 电动机型号 Y132M1-6 额定功率 /kw 4 满 载 转 速 -1 /(r·min ) 960 起动转矩 2.0 最大转矩 2.0由表 3.3 查得电机中心高 H=160 ㎜。轴伸出部分用于装联轴器段直径与长度分别为： D=42 ㎜,E=110 ㎜. 3、传动比的分配 带式传动机的总传动比为： i= = =11.71考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取 iⅠ=√1.4i∑ =√1.4 iⅡ=iⅠ i∑分配传动比 i∑ =iⅠ×iⅡ.11.71=4.0.=.=2.934、传动系统的运动和动力参数计算 （1）各轴的转速 Ⅰ轴 Ⅱ轴nⅠ=nm=960r/min. n Ⅱ=nⅠ iⅠ=. .=240r/minⅢ轴n Ⅲ= =iⅡnⅡ=81.9r/min卷筒轴 n 卷=nⅢ=81.9r/min（2）各轴输入功率 Ⅰ轴PⅠ=Pdη =3.3×0.99=3.267kw.Ⅱ轴 Ⅲ轴PⅡ= PⅠ·η ·η =3.267×0.98×0.96=3.07kw PⅢ= PⅡ· η ·η =3.07×0.98×0.96=2.89kw卷卷筒轴 P= PⅢ·η ·η =2.89×0.98×0.99=2.8kw（3）各轴的输入转矩电动机的输出转矩 Td 为 Td=9.55×106=9.55×10 ×6.=3.28×1044N·㎜故Ⅰ轴 TⅠ=Tdη =.99=3.25×10N·㎜5故Ⅱ轴 TⅡ=TⅠ·η ·η ·iⅠ=.98×0.96×4.0=1.26×10 N·㎜ Ⅲ轴 TⅢ=TⅡ·η ·η ·iⅡ =×0.98×0.96×2.93=3.48×10 N·㎜ 卷筒轴 T卷 =TⅢ ·η ·η =×0.98×0.99=3.37×10 将上述计算结果汇总于表 2.4，以备查用。 轴名 电机轴 Ⅰ II 功率 P/ kw 3.3kw 3.267kw 3.071kw 转矩 T/(N· ㎜)4 5转速 n/ -1 (r·min ) 960 960传动 比i 13.28×100.99效率 η3.25×1044.050.941.26×10240 2.93 0.94III2.89kw3.48×10581.9 1 0.97卷筒轴2.8kw3.37×10581.9三、传动系统的总体设计 1.高速级斜齿轮传动的设计计算 1.选精度等级、材料及齿数 1）材料选择及热处理 小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280. 大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240.两者皆为软齿面。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 3）选小齿轮齿数 z1=22,大齿轮齿数 z2=88 4）选取螺旋角β 16 。 2.按齿面接触疲劳强度设计 d1t≥ (1)确定公式内各计算数值 1）试选 Kt=1.6 2)由文献【1】图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433. 3)由文献【1】图 10-26 查得ε =0.75，ε =0.85，ε =ε ＋ε =1.6. 4）小齿轮传递的转矩 T1 =3.25×104N·㎜。 5）按 文献【1】表 10-7 选取齿宽系数 =1 6)由文献【1】表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 7) 由文献【1】图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σ 齿轮接触疲劳强度极限σ =550MPa 8)由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=60×960×1×(2×8×300×8)=2.212×109 N2=60n2jLh=60×960×1×(2×8×300×8)/4=5.53×108 9)按文献【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90, KHN2=1.05. 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【1】式（10-12）得 σ σ1==600MPa；大=0.90×600MPa=540MPa =1.01×550MPa=577.5MPa＋2=σ ==.=558.75MPa（2）计算31）计算小齿轮分度圆直径 d1t= 2）计算圆周速度 V=60πd1t n1 .2 1.61 1.6.1045 42.433..2=38.1 ㎜=π=1.92m/s.3)计算齿宽 b 及模数 mnt。 b= d1t=1×38.1=38.1 ㎜ mnt= =.=1.66 ㎜h=2.25 mnt=2.25×1.66=3.74 ㎜ b/h==10.24）计算纵向重合度ε 。 ε =0.318 Z1tan β=0.318×1×22× tan160=2 5）计算载荷系数 K 由文献 图 10-8 查得动载系数 KV=1.08, 【1】 已知使用系数 KA=1,根据 v=1.92m/s,7 级精度， 由文献【1】表 10-4 查得K 1.308,由文献【1】图 10-13 查得K =1.26.由文献【1】 表 10-3 查得K K=KAKVK K d1=d1t 7)计算模数 mn mn= =.K =1.2。故载荷系数 =1×1.08×1.2×1.308=1.7. .6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 =38.1× =38.88 ㎜=1.7 ㎜3.按齿根弯曲强度设计 由文献【1】式 10-17 mn≥32KT1 Yβ COS2 β2 d Z1 εα（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KAKVK K =1×1.08×1.2×1.26=1.633 2)根据纵向重合度ε =2，从文献【1】图 10-28 查得螺旋角影响系数Yβ =0.86. 3）计算当量齿数。 ZV1= ZV2= = = =24.77 =994)查取齿形系数 由文献【1】表 10-5 查得 YFa1=2.623；YFa2=2.198 5）查取应力校正系数。 有 由文献【1】表 10-5 查得 YSa1=1.588；YSa2=1.789 6)由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ =500MPa,大齿轮弯曲疲劳 强度极限σ =380MPa。 7）由文献【1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.88,KFN2=0.90。 8）计算弯曲疲劳许用应力 1 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由文献【1】式（10-12）得： σ σ1=KFN1 σFE1 S KFN σFE S0.8. .=314.29MPa =244.29MPa 并加以比较×2=.9)计算大小齿轮的 =2.6 . .=0.01325=...=0.01609大齿轮的数值大。 （2）设计计算 mn≥32 1..104 0. 1 222COS2 101.60. ㎜对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数，取 mn=1.5 ㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=38.88 ㎜ l 来计算应有齿数。于是由 Z1= =. .=24.9取 Z1=25,则 Z2=uZ1=4×25=100。 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=Z1 Z2 mn 2COSβ 2 1=130.1 ㎜将中心圆整为 141 ㎜。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β cos1 （Z1 Z2 mn 2acos1 21=15.9因β值改变不多，故参数ε 、K 、ZH 等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 d 1= d 2= = =. .=52 =207.96 ㎜(4)计算齿轮宽度 b= d =1×52=52 ㎜ 圆整后 B2=50 ㎜,B1=55 ㎜ 5．主要设计计算结果。 中心距： a=130 ㎜； 法面模数： mn=1.5mm； 螺旋角： β 15.9 (小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋) 齿数; Z1=25,Z2=100 分度圆直径：d1=52 ㎜,d2=207.96mm 齿顶圆直径：da1=57.52mm,da2=232.48mm 齿根圆直径：df1=48.52mm,df2=223.48mm 全齿高：h1=4.5mm,h2=4.5mm 材料选择及热处理 小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280. 大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240. 2:低速斜齿轮传动的设计计算 低速斜齿轮传动的设计计算1）材料选择及热处理 小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280. 大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240. 两者皆为软齿面。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。 3）选小齿轮齿数 z1=30,大齿轮齿数 z2=87.9 4）选取螺旋角β 16 。 2.按齿面接触疲劳强度设计 d1t≥ (1)确定公式内各计算数值 1）试选 Kt=1.6 2)由文献【1】图 10-30 选取区域系数 ZH=2.433. 3)由文献【1】图 10-26 查得ε =0.76，ε =0.85，ε =ε ＋ε =1.61. 4）小齿轮传递的转矩 T1 =1.26×105N·㎜。 5）按 文献【1】表 10-7 选取齿宽系数 =1 6)由文献【1】表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 7) 由文献【1】图 10-21 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σ 齿轮接触疲劳强度极限σ =550MPa 8)由文献【1】式 10-13 计算应力循环次数 N1=60n1jLh=5.53×108 N2=60n2jLh= 1.89×108 9)按文献【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=1.05, KHN2=1.08. 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由文献【1】式（10-12）得 σ σ1==600MPa；大=1.05×600MPa=630MPa =1.08×550MPa=594MPa＋2=σ ==612MPa（2）计算31）计算小齿轮分度圆直径 d1t= 2）计算圆周速度 V=60πd1t n1 .2 1.61 1.6.10. .2.433.2=57.61 ㎜=π=0.72m/s.3)计算齿宽 b 及模数 mnt。 b= d1t=1×57.61=57.61 ㎜mnt==.=1.84 ㎜h=2.25 mnt=2.25×1.84=4.15 ㎜ b/h=. .=13.884）计算纵向重合度ε 。 ε =0.318 Z1tan β=0.318×1×30× tan160=2.74 5）计算载荷系数 K 由文献 图 10-8 查得动载系数 KV=1.05, 【1】 已知使用系数 KA=1,根据 v=0.72m/s,7 级精度， 由文献【1】表 10-4 查得K 1.31,由文献【1】图 10-13 查得K =1.283.由文献【1】 表 10-3 查得K K=KAKVK K d1=d1t 7)计算模数 mn mn= =.K =1.2。故载荷系数 =1×1.05×1.2×1.31=1.65.6）按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，由文献【1】式（10-10a）得 =57.61×.=58.2 ㎜=1.86 ㎜3.按齿根弯曲强度设计 由文献【1】式 10-17 mn≥32KT1 Yβ COS2 β2 d Z1 εα（1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KAKVK K =1×1.05×1.2×1.283=1.617 2)根据纵向重合度ε =2.74，从文献【1】图 10-28 查得螺旋角影响系数Yβ =0.86. 3）计算当量齿数。 ZV1= ZV2= = = =33.78 =994)查取齿形系数 由文献【1】表 10-5 查得 YFa1=2.52；YFa2=2.198 5）查取应力校正系数。 由文献【1】表 10-5 查得 YSa1=1.625；YSa2=1.789 6)由文献【1】图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σ =500MPa,大齿轮弯曲疲劳 强度极限σ =380MPa。 7）由文献【1】图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.9,KFN2=0.88。 8）计算弯曲疲劳许用应力 1 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由文献【1】式（10-12）得： σ σ1=KFN1 σFE1 S KFN σFE S0.. . .=321.43MPa =238.86MPa2=9)计算大小齿轮的 = =2. . . .并加以比较×=0.046..大齿轮的数值大。 （2）设计计算 mn≥32.1.105 0.82COS2 101.60. ㎜对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算 的法面模数，取 mn=2.00 ㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=90.83 ㎜ l 来计算应有齿数。于是由 Z1= =.=27.9取 Z1=28,则 Z2=uZ1=2.93×28=82。 .4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=Z1 Z2 mn 2COSβ=114.46 ㎜将中心圆整为 114 ㎜。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β cos1 （Z1 Z2 mn 2acos1=15.22因β值改变不多，故参数ε 、K 、ZH 等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 d 1= d 2= =COS1 =. .0=58mm =170 ㎜(4)计算齿轮宽度 b= d =1×58=58 ㎜ 圆整后 B2=60 ㎜,B1=65 ㎜ 5．主要设计计算结果。 中心距： a=114.46 ㎜； 法面模数： mn=2mm； 螺旋角： β 15.22 (小齿轮旋向为左旋，大齿轮旋向为右旋) 齿数; Z1=28,Z2=82 分度圆直径：d1=58 ㎜,d2=170mm 齿顶圆直径：da1=98.73mm,da2=287.27mm 齿根圆直径：df1=85.23mm,df2=273.77mm 全齿高：h1=6.75mm,h2=6.75mm 材料选择及热处理小齿轮 1 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS1=280. 大齿轮 2 选用 45 号钢，热处理为调质 HBS2=240.五． 轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只对低速轴进行精确校核）低速轴Ⅲ 低速轴Ⅲ的设计1. 总结以上的数据。 功率 转矩 转速 齿轮分度 圆直径 2.89Kw 348 N·m 81.9r/min 170mm 20° 压力角2. 求作用在齿轮上的力 F F F 3. F tan β 4094.12 N. .° °1490.13 N 1113.88(N)4094.12tan 15.22°初步确定轴的直径先按式[1]15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。根据表[1]15-3 选取 A0=112。于是有: d A 112. .36.74 mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联 轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4. 联轴器的型号的选取 K ·T 1.3 3.48 10 452.4 N · m 按照计算转矩查表[1]14-1,取K =1.3 则；TTca 应小于联轴器的公称转矩的条件， 查标准 GB/T （见表[2]8-2） 选用 LX2 型 ，凸缘联轴器， 其公称转矩 60 为 5 (N· 半联轴器的孔径 d1=38(mm) ， m)。 固取 d1-2=38(mm)。 5. 轴的结构设计(1): 拟定轴上零件的装配方案 (2): 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①: 轴向定位要求 1-2 轴段左端要求制出一轴肩，取L 且d 38 mm ，2-3 段的直径d 47 mm ，L 60 mm ， 50（mm ，因为 3-4 段轴要做一个轴肩， 所以取: d=45(mm) ，L=19(mm) ；3-4 段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径 D=64。 ②: 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高 速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8`-16`）大量生产价 格最低， 固选用深沟球轴， 又根据d B=19(mm)， 所以L L 43 mm ， 6209。 选 查手册可知d =45 mm） （ ， =45 mm） （ ，=19 mm)。 （ 因为 8-9 段轴也要安装一个相同轴承， 故d=19(mm) 。与 8-9 段轴相配合的轴承其右端需要轴肩来轴向定位，所以 7-8 段轴 48（mm ，L 36 mm 。的直径比 8-9 段轴要稍微大一些，这里我们取d③: 4-5 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端 轴向定位， d =48（mm） ；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应 =100（mm） 。 =51 （mm） 齿轮的左端与左轴承之间 ，该长一些，故取L④: 取安装大齿轮处的轴段 6-7 段轴的直径d采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为 60（mm） ，为了使套筒能可靠的压紧齿轮， 此轴段应略短于轮毂宽度，固取L =58(mm) ；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 =56（mm） ；轴的取（轴直径的 0.07~0.1 倍） ，这里取轴肩高度 h=2.5(mm)，所以d 宽度去 b>=1.4h,取轴的宽度为L =8(mm) 。⑤：轴承端盖的总宽度为 25mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为 25mm。至此已初步确定轴得长度。 （3） ：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d =51mm ，由手册查得平键的 =38（mm） b*h=10*8 ， ，截面 b*h=16*10 (mm)见[2]表 4-1，L=56（mm） 。同理按 dL=56（mm） 。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配 合选 H7/n6。半联轴器与轴得配合选 H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合 来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4） ：确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表 15-2，取轴端倒角为 1.2*45°，各轴肩处的圆角半径见上图。 （5） ：求轴上的载荷（见下图） 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值 参照[1]图 15-23。对于 60212 深沟球轴承，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正 中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 271（mm） 。根据轴的计算简图作出轴的弯 矩图和扭矩图。因为已经计算出： F 所以： 4094.12 N F 1490.13 N F 1113.88(N)F 故： FF1380.14 N F·F2713.98 N930.74 NF M M M M M=F F F F M MF L ·L ·L M M559.39 N
N. mm 41 41674.56 N. mm =243871. .39 N. mm =440.73 N. mm（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度 ：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度） 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面 ）根据[1] 式 15-5 及表[1]15-4 中的取值，且 α ≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。 且 。当扭转 切应力为静应力时取 α ≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 α ≈0.6） 当扭转切应力为脉动循环变应力时取 ① ：计算轴的应力σ....10.7 Mpa前已选定轴的材料为 45 号钢， 由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此σ 中间轴Ⅱ 中间轴Ⅱ的设计1. 总结以上的数据。 功率 3.071 Kw 转矩 126N·m 转速 240r/min 齿轮分度圆直径 207.96mm 压力角 20°2. 求作用在齿轮上的力 F F F F tan β 1211.77 N 457.1 N 329.68(N)3. 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。 根据表[1]15-3 选取 A0=112。于是有: d 4. 选轴承 初步选择滚动轴承。选 30206 圆锥滚子轴承；通过查手册可知 30206 圆锥滚子轴承 d=30(mm) ，B=16（mm） ，所以L 5. 轴的结构设计 （1） ：拟定轴上零件的装配方案 （2） ：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为： 16 mm ，d 30 mm 。 A 112.26.2 mm① ： L= L 240 mmLLLLL191008583619（此为低速轴Ⅲ在箱体中的轴长） 1-2 段轴我们取为L 40（mm ， d 30 mm 。与 1-2 段轴相配合的深沟球轴。 承，右端用轴端挡圈进行轴向定位，左端采用套筒进行轴向定位，D=54（mm） ② ： 2-3 段 轴 要 与 齿 轮 配 合 ， 故 要 有 一 个 轴 肩 ， 这 里 我 们 取 h=2.5(mm) ， 所 以 d 35 mm ； 又由于大齿轮齿宽 B=65(mm) ， 根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2~3（mm ，所以取L 61 mm ；③：为了实现齿轮的左端的轴向定位，应将 4-3 段轴的直径比 2-3 段稍微大一些，这里 取其直径为d 里取 L 8 mm 。 39 mm ；由于 3-4 段轴主要是起轴肩的作用，故其长度要短些，这④：4-5 段轴没有与之相配合的零件，且根据设计方案，我们取其长度为L 30 mm ， 它的直径要比 3-4 段轴要稍微小一些，这里我们取d 37 mm 。⑤：5-6 段轴和 3-4 段轴一样，他们主要是提供一个轴肩；为是使整个轴的设计更为合 理，所以其直径和长度，我们取为与 3-4 段轴一样，d 39 mm ，L 8 mm 。⑥：6-7 段轴要与小齿轮相配合，且为能利用 5-6 段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比 5-6 段轴要小一些，这里我们取d 35 mm ；由于小齿轮的齿宽为 B=50（mm） ，根 ，所以取L据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2~3（mm 46（mm⑦：7-8 段轴与之相配合零件时套筒，套筒主要实现小齿轮和深沟球轴承的轴向定位。 这里我们取d 33 mm ，L 31 mm 。⑧：8-9 段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故 d 30 mm ，L 16 mm） 。（3） ：轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d b*h=10*8(mm)见 [2]表 4-1,L=45 （ mm） 按 d ； b*h=10*8(mm)见[2]表 4-1,L=56（mm） 。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚 动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4） ：确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表 15-2，取轴端倒角为 1.0*45°，各轴肩处的圆角为 1.6。 （5） ：求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值 参照[1]图 15-23。对于 30206 圆锥滚子轴承。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 211 （mm） 。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： F Ft3= 所以： 1211.77 N =4344.82（N） F F 457.1 N） F F tan β 329.68(N) 35 mm 35 mm ，由手册查得平键的截面 ，由手册查得平键的截面1638.68 N） Fa3=F tan β=1181.93（N）FFFt3+Ft2=5556.53FNH2（L1+L2+L3）=Ft2（L1+L2）+Ft3L1FNH2=2016.59 F3539.94MH1=,5= N. mm MH2== N. mm FNV1+FNV2+Fr4=Fr3=1638.68 FNV1L1+0.5Fa4D2=0.5Fa3D1+Fr4L2+ FNV2(L1+L2) F M M M M 132.58 F F F M M ·L ·L M M = N. mm
N. mm =221401 N. mm = N. mm 故：（6） ：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度）根据[1] 式 15-5 及表[1]15-4 中的取值，且 α ≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转 切应力为静应力时取 α ≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 α ≈0.6） ① ：计算轴的应力 σ. ..54.6 Mpa前已选定轴的材料为 45 号钢， 由轴常用材料性能表查得[σ-1]=60MPa 因此σ 高速轴Ⅰ 高速轴Ⅰ的设计1. 总结以上的数据。 功率 3.267Kw 转矩 3.25N·m 转速 960r/min 齿轮分度圆直径 52mm 压力角 20°2. 求作用在齿轮上的力 F F.1250 N.° °473.1 NFa=tan15.22*Ft=356.1 N 3. 初步确定轴的直径 先按式[1]15-2 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45C 号钢。 根据表[1]15-3 选取 A0=112。于是有: d A 112.16.85 mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2 为了使所选的轴的直径 d1-2 与联轴 器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 4 . 联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取K =1.3 则；T K ·T 1.3
N · m按照计算转矩 Tca 应小于联轴器的公称转矩的条件， 查标准 GB/T 见表[2]8-2） （ ， 选用 LX1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 250(N·m)。半联轴器的孔径 d1=20(mm) ， 固取 d1-2=20(mm)。 5. 轴的结构设计 （1） ：拟定轴上零件的装配方案 （2） ：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由低速轴的设计知 ，轴的总长度为：①：L=240 mm （此为低速轴Ⅲ在箱体中的轴长） 1-2 段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为 250(N·m)。半联轴器的 孔径 d1=20(mm) ，固取 d1-2=20(mm)。1-2 段轴的长度我们取为L ②： 2-3 段轴相对于 1-2 段轴要做一个轴肩，这里我们取d 50（mm ，同时取 D=32（mm） 。 ③： 3-4 段轴要与滚动轴承相配合， 考虑轴既要承受轴向力， 又要承受径向力， 故选 30205 圆锥滚子轴承；通过查手册可知 30205 圆锥滚子轴承 d=25(mm) ，B=15（mm） ，所以 L 15 mm ， d 25 mm 。 30205 圆锥滚子轴承的左端用轴承端盖进行轴向定 38 mm 23 mm ，L位，右端用轴肩进行轴向定位。 ④：4-5 段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些， 且还要对 30205 圆锥滚子轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为d L 121（mm 。 29 mm ，⑤: 5-6 段轴主要是对与 6-7 段轴相配合的小齿轮的左端进行轴向定位，所以我们取其 直径为 d ⑥: 33 mm ，L 8 mm 。6-7 段轴要与高速小齿轮相配合，由前面设计可知高速小齿轮的齿宽为 B=55（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2~3（mm ，所以取 ， 6-7 段轴的直径为L 51（mm ；又因为为了实现小齿轮能在其左端有一个轴肩能 31 mm 。 30（mm 。对其进行轴向定位，所以此段轴的直径设计为d ⑦: 7-8 段与套筒相配合这里我们取d29 mm ，L⑧: 8-9 段轴主要是来与 30205 圆锥滚子轴承相配合，由于查手册可知与 30205 圆锥滚子 轴 承 相 配 的 轴 的 直 径 d=25(mm) ， B=15(mm) ； 所 以 d25 mm，L15 mm） 。轴承的右端用轴端挡圈进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。 （3） ：轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d b*h=8*7(mm)见[2]表 4-1,L=50（mm） ；按d b*h=6*6(mm)见[2]表 4-1,L=35（mm） 。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 H7/n6。滚 动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4） ：确定轴的的倒角和圆角 参考[1]表 15-2，取轴端倒角为 1.0*45°，各轴肩处的圆角半径为 1.6。 （5） ：求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值 参照[1]图 15-23。对于 30205 圆锥滚子轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的 支撑跨距为 267.3mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。因为已经计算出： F 所以： F F 故： F F M =F F F L 214.77 N 258.33 N 333.33 162 53999.46 N. mm F ·F 333.33 N 916.67 N 1250 N F 473.1 N F F tan β 356.1(N) 27 mm 22 mm ，由手册查得平键的截面 ，由手册查得平键的截面M M M MF F M M·L ·L M M214.77 162 258.33 6334792.74 N. mm 16272.9 N. mm64237.6 N. mm =56398.1 N. mm（6） ：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 C 的强度）根据[1] 式 15-5 及表[1]15-4 中的取值，且 α ≈0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应 力为静应力时取 α ≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取 α ≈0.6） ① ：计算轴的应力 σ. . ..22.53 Mpa前已选定轴的材料为 40C 号钢，由轴常用材料性能表查得[σ-1]=70MPa 因此σ 六．滚动轴承的计算低速轴 低速轴Ⅲ上的轴承计算在前面计算轴时采用 6209 号深沟球轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： 基本额定动载荷： C C F F 20.7 KN 31.7 KN 1380.14 N 930.74 N FNH2=2713.98(N) FNH2=559.39(N)由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左 端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1） ：求比值 轴承所受径向力 F F F 2771 N按照[1]表 13-5，X=1，Y=0,按照[1]表 13-6， 取f P = 1 .0 ~ 1 .2 ，f P = 1.1 。则1 8 NP=1.1（3） ：验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 Lh=2*8*360*8=46080（工作时间） 根据[1]式（13-5） L106 60n Cr 3 P 106
81.9 3048Ⅲ228921 h46080（对于球轴承取ε3） 所以所选的轴承满足要求。中间轴 中间轴Ⅱ上的轴承计算在前面计算轴时采用 30206 单列圆锥滚子轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： 基本额定动载荷： C C F F 50.5 KN 43.3 KN 3539.94 N 132.58 N由于两个轴承是一个型号且右轴承受力要大些，所以只需对右端轴承进行校核，如果右 端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。 （1） ：求比值 轴承所受径向力 F F F √.58 3542.43 N（2） ： 按照[1]表 13-5，X=1，Y=0,按照[1]表 13-6， 取f P = 1 .0 ~ 1 .2 ，f P = 1.1 。则1
3896.67 NP=1.1（3） ：验算轴承的寿命 根据[1]式（13-5） L106 Cr 60nⅡ P3（对于球轴承取ε3） 所以所选的轴承满足要求。106
3896.67395266.4 h46080高速轴 高速轴Ⅰ上的轴承计算在前面计算轴时采用 30205 圆锥滚子轴承，其主要参数如下： 基本额定静载荷： 基本额定动载荷： C C 37 KN 32.2 KN)由于两个轴承是一个型号且左轴承受力要大些，所以只需对左端轴承进行校核，如果左 端轴承满足要求，右端轴承必满足要求。 （1） ：求比值 轴承所受径向力 FNH2=916.67（N） 所受的轴向力 Fr=952.37(N) 按照[1]表 13-5，X=1，Y=0,按照[1]表 13-6， 取 FNV2=258.33 （N）f P = 1 .0 ~ 1 .2 ，f P = 1.1 。则1047.6 NP=1.1 952.37（3） ：验算轴承的寿命根据[1]式（13-5） L106 Cr 60nⅠ P3（对于球轴承取ε3） 所以所选的轴承 30205 圆锥滚子轴承满足要求。106
1047.6350354.3 h46720七．连接的选择和计算低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算 低速轴Ⅲ上键和联轴器的设计计算1. 对连接齿轮与轴的键的计算 （1） ：选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故 选用圆头普通平键（A）型。 根据 d=51（mm）从表 6-1 中查的键的截面尺寸为：宽度 b=16（mm） ，高度=10(mm)， 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=56（mm） （比轮毂宽度小些） （2） ：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压用力[σ ]=100~120MPa ，取中间 值，[σ ]=110MPa 。键的工作长度 l=L-b=56-16=40（mm） ，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 10 σ 5 mm 。由式（6-1）可得： 68.2 MPa σ ]=110MPa所选的键满足强度要求。键的标记为：键 16×40GB/T
2. 对联轴器及其键的计算 d1=38 L=56 k=0.5h=4b*h=10*8所以 l=L-b=56-10=46 σ99.5所选的键满足强度要求。键的标记为：键 10×46GB/T 中间轴 上键的设计计算 中间轴Ⅱ上键的设计计算1. 对连接小齿轮与轴的键的计算 （1） ：选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故 选用圆头普通平键（A）型。 根据 d=35（mm）从表 6-1 中查的键的截面尺寸为：宽度 b=10（mm） ，高度=8(mm)， 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=45（mm） （比轮毂宽度小些） （2） ：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压用力[σ ]=100~120MPa ，取其平 均值，[σ ]=110MPa 。键的工作长度 l=L-b=45-10=35（mm） ，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8 σ 4 mm 。由式（6-1）可得： 51.4 MPa σ ]=110MPa所选的键满足强度要求。键的标记为：键 10×35GB/T
2. 对连接大齿轮与轴的键的计算 （1） ：选择键连接的类型和尺寸 一般 7 级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故 选用圆头普通平键（A）型。 根据 d=50（mm）从表 6-1 中查的键的截面尺寸为：宽度 b=10（mm） ，高度=8(mm)， 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长 L=56（mm） （比轮毂宽度小些） （2） ：校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压用力[σ ]=100~120MPa ，取其平均值，[σ ]=110MPa 。键的工作长度 l=L-b=56-10=46（mm） ，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8 σ 4 mm 。由式（6-1）可得： 39.1 MPa σ ]=110MPa所选的键