二级减速器课程设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目： 专业年级: 学 号： 学生姓名： 指导教师：

设计带式输送机中的传动装置

机械 60510

机械工程系

完成时间 2019 年 1 月 4 日

机械设计课程设计任务书

学生姓名： 学号: 专业：机械设计制造及其自动化 任务起止时间：2018年 12 月 17 日至 2019年 1 月 4 日 设计题目：设计带式输送机中的传动装置 一、 传动方案如图1所示： 1轴 图1 带式输送机减速装置方案 二、原始数据 滚筒直径d /mm 传送带运行速度v /(m/s） 运输带上牵引力F /N 每日工作时数T /h 传动工作年限 三、设计任务： 800 1.6 2100 24 5年 3.低速轴齿轮零件图1张(A3图纸） 4。设计说明书1份 在三周内完成并通过答辩 1。减速器装配图1张(A0图纸） 2.低速轴零件图1张（A3图纸) 单向连续平稳转动,常温空载启动。 参考资料: 《机械设计》 《机械设计基础》 《课程设计指导书》 《机械设计手册》 《工程力学》 《机械制图》 指导教师签字： 年 月 日 目录

一、电机的选择 ................................................................................ 1 二、传动装置的运动和动力参数计算 ............................................ 1 三、V带传动设计 ............................................................................ 3 四、设计减速器内传动零件(直齿圆柱齿轮) ................................. 4 五、轴的结构设计计算 .................................................................. 15 六、轴的强度校核 .......................................................................... 20 七、校核轴承寿命 .......................................................................... 27 八、键连接的选择和计算 .............................................................. 28 九、箱体的设计 .............................................................................. 29 十、心得体会 .................................................................................. 30

一、电机的选择

1。1 选择电机的类型和结构形式：

依工作条件的要求，选择三相异步电机： 封闭式结构 U=380 V Y型

1.2 电机容量的选择

工作机所需的功率PW=Fv /1000= 3。36 kW V带效率1： 0。96

滚动轴承效率（一对)2: 0。99

闭式齿轮传动效率（一对)3： 0.97 联轴器效率4： 0。99 工作机（滚筒）效率5（w)： 0。96 传输总效率= 0.825

则，电动机所需的输出功率Pd=PW/= 4。1 kW

1。3 电机转速确定

601000v= 38.2 r/min πDV带传动比的合理范围为2~4,两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为

卷筒轴的工作转速nW8~40，则总传动比的合理范围为i'=16~160，故电动机转速的可选范围为：

ndi'nW= 611.2 ～ 6112 r/min

在此范围的电机的同步转速有:750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依课程设计指导书表18-1：Y系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999)选择电动机

型 号： Y112M—4 额定功率Ped： 4kW 同步转速n： 1500r/min 满载转速nm: 144r/min

二、传动装置的运动和动力参数计算

总传动比：inm 37.7 nW1

2.1 分配传动比及计算各轴转速

取V带传动的传动比i0= 3 则减速器传动比i=i/i0= 12。57

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i11.4i 4。2 则低速级传动比i2ii1 3

2。2 传动装置的运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）P0Pd 4.1 kW n0nm 1440 r/min T09550P0 27。2 Nm n01轴（高速轴） P1P01 4 kW n1n0 480 r/min i0P1 79.6 Nm n1 T195502轴（中间轴） P2P123 3。84 kW

n2n1 144.29 r/min i1P2 320。87 Nm n2 T295503轴（低速轴） P3P223 3。69 kW

n3n2 38.5 r/min i2P3 924。92 Nm n3 T395504轴(滚筒轴） P4P324 3。62 kW

2

n4n3nW 38。5 r/min

T49550P4 905 Nm n4以上功率和转矩为各轴的输入值，1～3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。各轴运动和动力参数如下表:

表2-1 各轴运动和动力参数

功率P/kW 轴名 输入 0轴 1轴 2轴 3轴 4轴

4 3。84 3.69 3.62 输出 4。1 3.96 3。8 3。65 3。58 输入 79。6 320。87 924.92 905 输出 27.2 78。8 317.66 915。67 895.95 转矩T/Nm 转速 传动比i n/(r/min） 1440 480 114。29 38。2 38.2 3 4.2 3 1 效率 0。96 0.96 0。96 0.98 三、V带传动设计

3.1 确定计算功率

根据已知条件结合教材《 机械设计》由表 8-8 得到工作情况系数 KA= 1。3 ，故Pca=KAPd= 5.33 kW。

3.2 选择普通V带型号

已知Pca,nm,结合教材《机械设计》由图 8—11确定所使用的V带为 型。

3。3 确定带轮基准直径并验算带速

(1) 结合教材《机械设计》由表 8-7,8-9 ，初选小带轮直径dd1=90 mm。

πdd1nm(2) 验算带速:v 6。78 m/s，满足5m/s601000（3) 计算大齿轮的基准直径dd2i0dd1 270 mm。

3。4 确定V带中心距和基础长度

（1) 根据0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)，初定中心距a0= 500 mm.

3

（2) 计算所需的带长

dd1dd22πLd02a0(dd1dd2)= 1599 mm。

24a0由表 8-2 ，对 A 型带进行基准长度Ld= 1640 mm。

L-L(3） 实际中心距aa0dd0 520。5 mm

2amina0.015Ld 475～549 mm。 中心距的变化范围amaxa0.03Ld3.5 验算小带轮包角

1180odd2dd157.3o 159°>120°合格。 a3.6 计算V带根数Z

由nm，dd1结合教材《 机械设计 》查表 8-4得P0= 1.064 kW。 由nm，i0， A 型带，查表 8—5 得P0= 0。17 kW。

已知1查表 8-6 得K= 0。95 ，已知Ld查表 8-2 得KL= 0.99 则V带根数zPca 4。6 ，取z= 5 。

(P0P0)KαKL3。7 计算压轴力

由教材《 机械设计》表 8—3 ，可知 A型带单位长度质量q= 0.105 kg/m。 单根V带的初拉力最小值：

(F0)min5002.5KαPcaqv2= 133.1 N。

Kαzv压轴力的最小值：

(FP)min2z(F0)minsin12= 1308.71 N。

四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）

4。1 高速级齿轮传动设计计算

1。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1) 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20°. （2) 参考教材《 机械设计》表 10—6 ,选用 7 级精度。

(3) 材料选择。由教材《 机械设计》表 10—1 ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质)，齿面硬度 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质) ，齿面硬度240 HBS。

4

（4） 选小齿轮齿数Z1= 24 ，大齿轮齿数Z2=i1Z1= 100.8 ，取Z2= 101 。 2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即

d1t1）确定公式中的各参数值

32KHtT1i11ZHZEZ2() di1[H]①试选KHt= 1.3 ②计算小齿轮传递的转矩

T19.55106P/n1 79580 N·mm ③由教材《机械设计》表 10—7 选取齿宽系数φd= 1

④由教材《机械设计》图 10-20 查得区域系数ZH= 2.5 ⑤由教材《机械设计》表 10—5 查得材料的弹性影响系数ZE= 189.8 MPa1/2 ⑥由教材《机械设计》式 10.9 计算接触疲劳强度用重合度系数ZƐ

a1arccos[z1cos/z12ha*]a2arccos[z2cos/z22ha*] 29.841° 22.862° [Z1(tana1tan´)Z2(tana2tan´)]/21。73 所以：Z40。87 3[H]. ⑦计算接触疲劳许用应力 由《 机械设计》图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

Hlim1= 600 MPa、Hlim2= 550 MPa。

由教材《 机械设计 》式（10-15) 计算应力循环次数：

N160n1jLh1.04×109 2.48×108 N2N1/i1由教材《 机械设计 》图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0。95 、

KHN2=1 。

取失效概率为 1 %、安全系数S= 1 ，得

KHN1Hlim1570MPa

S

K[H]2HN2Hlim2550MPa

S[H]1取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[HH]1550MPa 2)试算小齿轮分度圆直径

5

d1t32KHtT1i11ZHZEZ2()di1[]55.894mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v

d1tn1 v1.4m/s

601000②齿宽b

bdd1t55。984mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表 10—2 查得使用系数KA= 1 ②根据v= 1。4 m/s、 7 级精度，由图 10—8 查得动载系数KV= 1。05

③齿轮的圆周力。

Ft12T1/d1t2.848×103N KAFt1/b50。953N/mm〈100N/mm

查表 10-3 得齿间载荷分配系数KH= 1.2 ④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。4205 .由此，得到实际载荷系数

KHKAKVKHKH1.79

3)由式 10—12 按实际载荷系数算的分度圆直径

d1d1t3及相应的齿轮模数

KH62.183mm KHtmd1/z12。951mm

3。按齿根弯曲疲劳强度设计 （1)由式 10—7 试算模数，即

mt32KFtTY1dz12YFaYsa F1）确定公式中的各参数值 ①试选KFt= 1。3 ②由式 10—5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数

6

Y0.25YFaYsa [F]0.750.684

③计算

由图 10-17 查得齿形系数YFa1= 2。65 、YFa2= 2。21 由图 10—18 查得应力修正系数Ysa1= 1.58 、Ysa2= 1。82

由图 10—24C 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

500

Flim1MPa与Flim2380

MPa.

由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0.85 ,KFN2= 0。89 取弯曲疲劳安全系数S= 1。4 ，由式 （10-14) 得

KFN1Flim1  303.57MPa S K2  241.57MPa [F]2FN 2 F lim S[F]1YFa1Ysa1[F]1YFa2Ysa2[F]2

0.0138

0.0167

因为大齿轮的

YFaYsa大于小齿轮,所以取 [F]YFaYsaYFa2Ysa20.0167 [F][F]22）试算模数

YFaYsa1。601mm F(2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v mt32KFtTY12dz1d1m1z138。424mm

vd1n16010000.97m/s

②齿宽b

bdd138.424mm

③宽高比b/h

7

*h(2ha*  c ) m t  3.602mm

b/h 10.67

2）计算实际载荷系数KF

①根据v= 0.97 m/s， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数KV= 1。01 ②由Ft12T1/d1/ b  4142N ， K A F t 107.8N/mm<100N/mm 1

查表 10-3 得KF= 1.0 ③由表 10—4 用插值法查得KH= 1.4205 ，结合b/h= 10。67 查图 10—13 ，得KF= 1。35 . 则载荷系数为

KFKAKVKFKF   1.36

3)由式（10-13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

mmt3KF  1.625mm KFt

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算得的模数1.625 mm,并就近圆整为标准值m= 2mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 62.183 mm,算出小齿轮齿数Z1=d1/m= 31。09 。

取Z1= 32 ，则大齿轮数Z2=iZ1= 134。4 ，取Z2=135 ，Z1与Z2互为质数.

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4。几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径

d1z1m64mm d2z2m270mm

（2)计算中心距

a(d1d2)/2  167mm

（3）计算齿轮宽度

b= 64mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证实际齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽(5～10)mm，即取b1= 72 mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b= 64 mm。 5.强度校核

（1)齿面接触疲劳强度校核

8

根据以上计算结果进行齿面接触疲劳强度校核：

按前述类似做法，先计算式 （10-10） 中的各参数。得出结果:

KK H =1.79, 1  7.958×104 N  , 1 , d 1  64 mm ,i  4.2 , Z H  2.36 mm d H1.74,T

1/2   0.86 , Z ZE189.8 MPa,将它们代入式（10-10)，得到：

2KHT1i1ZZZ  446.85MPa<[σH]

 d 3 i H E 

d1H齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降. (2)齿根弯曲疲劳强度校核

根据以上计算结果进行齿根弯曲疲劳强度校核：

按前述类似做法，先计算式 (10-6 ）中的各参数。 得出结果： K F  1.41 T 1  79850 N  mm , Y Fa 1  2.1 , Y sa 1  1.84 , Y Fa 2  2.11 , Y sa 2  1.95 , Y   0.67 ,  d  1 m 10-6 ，得到  2 mm , Z 1  32 将它们代入式

,

F1F220.92MPa<[σF]1

2KFTY1Fa2YSa2Y 75,52MPa<[σF]2

m3z2d12KFTY1Fa1YSa1Y32dmz1齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 6.主要结论

齿数Z1= 32 ，Z2= 135 ,模数m= 2 mm,压力角α= 20 °，中心距a= 170mm ，齿宽b1= 72mm ，b2= 64mm 。小齿轮选用 40Cr（调质) ，大齿轮选用 40钢(调质） 。齿轮按 7 级精度设计.

4。2 低速级齿轮传动设计计算

1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1） 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动,压力角取为 20°. (2) 参考教材《 机械设计 》表 10-6 ，选用 7 级精度。

(3） 材料选择.由教材《 机械设计 》表 10—1 ，选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ,齿面硬度 280 HBS，大齿轮材料为 45钢（调质） ,齿面硬度 240 HBS。 （4) 选小齿轮齿数Z1= 24 ，大齿轮齿数Z2=i1Z1= 72 ，取Z2= 73 。 3.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式（10-11)试算小齿轮分度圆直径，即

d1t1）确定公式中的各参数值

32KHtT1i11ZHZEZ2() di1[H]9

①试选KHt= 1.3 ②计算小齿轮传递的转矩

T19.55106P/n1 308330N

③由教材《机械设计》表 10—25d 选取齿宽系数φd= 1 ④由教材《机械设计》图 20-20 查得区域系数ZH= 2.5

⑤由教材《机械设计》表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE= 189。8 MPa1/2 ⑥由教材《机械设计》式 10—9 计算接触疲劳强度用重合度系数ZƐ

*a1arccoscos/  z1 2 [ z 1  h a  ]  29.841°

a2

arccos[z2cos/z22ha ]  23.894°

*[Z1(tana1tan´)Z2(tana2tan´)]/21。708 所以：Z40。874 3[H]. ⑦计算接触疲劳许用应力 由《 机械设计 》图10—25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为

Hlim1= 600 MPa、Hlim2= 550 MPa。

由教材《 机械设计 》式 10—25d 计算应力循环次数：

N160n1jLh2.4687×108

N2N1/i18.229×107

由教材《 机械设计》图 10—23 查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0。94 、KHN2= 0.98。

取失效概率为 1 ％、安全系数S= 1 ，得

K1Hlim1[H]1 HN  564MPa

S

K2Hlim2  539MPa [H]2 HNS取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[HH]1539MPa 2）试算小齿轮分度圆直径

d1t32KHtT1i11ZHZEZ2()di1[] 85，852mm （2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度v

10

vd1tn16010000。513m/s

②齿宽b

bdd1t85.852mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表 10—2 查得使用系数KA= 1 ②根据v= 0.247 m/s、 7 级精度，由图 10—8 查得动载系数KV= 1。005 ③齿轮的圆周力。

Ft12T1/d1t7182.83N KAFt1/b83.665N/mm<100N/mm

查表 10-3 得齿间载荷分配系数KH= 1。2 ④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= 1.427 .由此,得到实际载荷系数

KHKAKVKHKH1。721

3)由式 (10-12) 按实际载荷系数算的分度圆直径

d1d1t3及相应的齿轮模数

KH94.268mm KHtmd1/z13。928mm

3.按齿根弯曲疲劳强度设计

（1）由式 （10-7） 试算模数，即

2KFtTY1mt2dz13YFaYsa F1）确定公式中的各参数值 ①试选KFt= 1。3 ②由式 （10—5) 计算弯曲疲劳强度用重合度系数

Y0.25YFaYsa [F]0.750。69

③计算

由图 10-17 查得齿形系数YFa1= 2。65 、YFa2= 2.22 由图 10—18 查得应力修正系数Ysa1= 1.58 、Ysa2= 1。75 由图 10-24C 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

500 380

11

Flim1MPa与Flim2MPa.

由图 10—22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN1= 0.85 ,KFN2= 0.87 取弯曲疲劳安全系数S= 1.4 ，由式 10—14 得

KFN1Flim1  303.57MPa S

KFN2Flim2[F]2  236.14MPa

S[F]1YFa1Ysa10.0138

[F]1

YFa2Ysa20.0164

[F]2因为大齿轮的

YFaYsa大于小齿轮,所以取 [F]YFaYsaYFa2Ysa20.0164 [F][F]22)试算模数

YFaYsa0.0164mm F（2）调整齿轮模数

1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v 2KFtTY1mt32dz1d1m1z12.507mm

v②齿宽b

d1n16010000.36m/s

bdd160.168mm

③宽高比b/h

**h(2ha  c ) m t  5.641mm

b/h10.67mm

2）计算实际载荷系数KF

①根据v= 0。36 m/s， 7 级精度，由图 10—8 查得动载系数KV=1。002 由 F t1 T 1 170.34N/mm>100N/mm  2/ d 1  10249N ②，

KAFt1/b

12

查表 10-3 得KF= 1 ③由表 10—4 用插值法查得KH= 1。422 ，结合b/h=10.67 查图 10-13 ，得KF= 1。37 。 则载荷系数为

KFKAKVKFKF1.373

3)由式（10—13）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

mmKFt3K2.562mm

Ft对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算得的模数 2.526 mm,并就近圆整为标准值m= 2.5mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 94.268 mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m= 37.707mm 。 取Z1= 38 ，则大齿轮数Z2=iZ1= 114 ，取Z2= 115 ，Z1与Z2互为质数。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1z1m95mm d2z2m288mm

（2）计算中心距

a(d1d2)/2192mm

（4）计算齿轮宽度

b=95mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证实际齿宽b和节省材料,一般将小齿轮略为加宽(5~10)mm，即取b1= 102 mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=b= 95 mm. 5.强度校核

（1）齿面接触疲劳强度校核

根据以上计算结果进行齿面接触疲劳强度校核:

按前述类似做法，先计算式 10-10 中的各参数。得出结果：

K HK=1.72,1 H  1.74, T 1  308330 N  mm , d  1 , d 1  95 mm ,i  3 , Z H  2.12 Z E  189.8 MPa 1/2 , Z   0.91 将它们代入式（ 10 — 10), 得到 :

13

,H2KHT1i1ZHZEZ 470.404MPa<[σH] 3dd1i

齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。

（2）齿根弯曲疲劳强度校核

根据以上计算结果进行齿根弯曲疲劳强度校核：

 1.68 按前述类似做法 ,先计算式（ 10 — 6) 中的各参数 .得出结果： K F

308330

mmY Fa 2.21 , Y 1.95 , YY sa 2  1 T 1  N  , 1 sa 1 Fa 2  2.06 , 1.94 , Y   0.67 ,  d

m2.5 mm ,得到 , Z 1  38 将它们代入式 10-6

2KFTY1Fa1YSa1YF1133MPa<[σF]1

32mz d1

,

F22KFTY1Fa2YSa2Y 123MPa<[σF]2

32dmz1齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。 6。主要结论

齿数Z1= 38 ，Z2= 115 ，模数m= 2。5 mm，压力角α= 20 °，中心距a= 192mm ，齿宽b1= 102mm ，b2= 95 。小齿轮选用 40Cr(调质） ,大齿轮选用 45钢（调质)。齿轮按 7 级精度设计.

4.3 传动齿轮的主要参数

表4-3 传动齿轮的主要参数

齿数 z 中心距a /mm 模数 m /mm 齿宽b /mm 分度圆直径d/mm 齿顶高ha /mm 齿根高hf /mm 齿高h /mm 齿顶圆直径da /mm 齿根圆直径df /mm 72 66 2 2.5 4。5 72 59 32 170 2 64 274 2 2。5 4。5 280 267 102 96 2。5 3。125 5.625 101 90 高速级 135 38 192 2。5 95 288 2。5 3。125 5.625 293 282 低速级 115 14

五、轴的结构设计计算

5。1 高速轴的计算（1轴）

根据表 15—1 得，高速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ,许用弯曲应力[σ—1b］= 60 MPa。

(1) 初估轴径

初选轴径，根据扭转强度计算初估.由表 15—3 得常数A0= 115

d1A03P1 23。32 mm n1考虑到键槽的作用,轴径增加3％为 24。02 mm，圆整后暂取 d1= 25 mm.

(2) 轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图（结构草图,标注轴段,用充分的文字说明支撑计算结果)：

表5—1 高速轴径向尺寸确定

轴段直径d /mm d1=25 d2=30 d3=35 d4=40 d5=72 d6=35 确定方法 参考初定轴径 d 1+(3—4）C1 轴承内径 d 3+(3-4)C2 齿顶圆直径 d 6=d 3 说明 根据轴肩C1=1。6 6208 根据轴肩C2=2。0 要圆整,用轴肩对齿轮做轴向固定 同一根轴上的两个轴承型号相同 (3) 轴的径向尺寸设计 轴的结构图如下:

15

经验值的计算与选取：

轴承端盖至箱外传动件间的距离L= 30 箱座壁厚= 20

联接螺栓至外箱壁的距离C1= 28 ;至凸缘边距离C2= 26 轴承座宽度L=C1+C2++(5～10)= 52 齿轮至机体内壁的距离1= 12 大齿轮齿轮端面的距离2= 12

轴承内侧至箱体内壁的距离4= 12 （指导书38页图5—12)

表5—2 高速轴轴向尺寸确定

轴段长度L /mm L1=49 L2=65 L3=30 L4=110 L5=72 L6=40 l1=118。22 l2=161.26 l3=62.56 确定方法 机械原理P161 L’+e+L+△4—B B+△4+3+1 △4+△2+B+△3+2.5-2。5 齿宽 B 说明 带轮轮毂=（Z1）e2f 最终由密封圈确定 等于轴承宽度 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 带轮轮毂=（Z1）e2f Bb1L6 22BL5L4 22机械原理P161 5。2 中间轴的计算（2轴）

根据表 15-1 得，中间轴材料为： 40Cr ，热处理方式： 调质 ，许用

弯曲应力［σ-1b］= 70 MPa。

(1) 初估轴径

16

初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表15-3得常数A0= 120

d1A03P2 38。73 mm n2(2) 轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：

轴段直径d /mm d1=40 d2=42 d3=50 d4=42 d5=40 确定方法 参考初定轴径 d 2=d 1+（1—2) d 3=d 2+(2—3) d 4=d 1+(1-2） d 1=d 5 说明 便于安放齿轮 要圆整 用轴肩对轴做轴向固定 便于安放齿轮 同一根轴两个轴承型号相同 表5-3 中间轴径向尺寸确定

(3) 轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下:

经验值的计算与选取：

轮毂宽度与轴段长度之差= 2 （指导书38页图5—10） 齿轮至机体内壁的距离1= 12 大齿轮齿轮端面的距离2= 12

轴承内侧至箱体内壁的距离4= 12 （指导书38页图5—12）

17

表5—4中间轴轴向尺寸确定

轴段长度L /mm L1=36 L2=100 L3= 8.5 L4=62 L5=46 l1=68。58 l2=92。5 l3=55。42 确定方法 说明 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 L1B42 L2b3 L33b3b4 2L4b2 b1b2 2L5B24b1B24 22b2b43 22b3B24 22

由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 5。3 低速轴的计算（3轴）

根据表 15—1 得，低速轴材料为： 40Cr ,热处理方式： 调质 ，许用

弯曲应力[σ-1b]= 60 MPa.

(1) 初估轴径

初选轴径，根据扭转强度计算初估。由表 15-3 得常数A0= 120

d1A03P3 55.06 mm n3考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 56。71 mm,圆整后暂取 d1= 60 mm。

(2) 轴的径向尺寸设计

根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：

18

表5—5 低速轴径向尺寸确定

轴段直径d /mm d1=60 d2=65 d3=70 d4=74 d5=92 d6=74 d7=70

表5-6 所选用联轴器的主要参数 型号 公称转矩Tn /Nm 1000 TL9 D 250

许用转速n /mm 2850 D1 60 轴孔直径d /mm 60 D2 65 轴孔长度L /mm 142 b 18 轴孔长度L1 /mm 140 A 65 确定方法 参考初定轴径 满足轴向定位 根据标准轴承查表 轴承固定 d 5=d 4+（2—3)Cd d 6=d4 d 3=d 7

说明 最终由联轴器内径确定 便于轴承安装 最终由轴承内径确定 要圆整 对齿轮进行定位 加工确定 最终由轴承内径确定 (3) 轴的轴向尺寸设计

轴的结构图如下：

经验值的计算与选取：

轴承端盖至箱外传动件间的距离L= 20 箱座壁厚= 8

联接螺栓至外箱壁的距离C1= 20 ；至凸缘边距离C2= 25 轴承座宽度L=C1+C2++（5~10)= 52 齿轮至机体内壁的距离1= 12

19

大齿轮齿轮端面的距离2= 12

轴承内侧至箱体内壁的距离4= 12 （指导书38页图5-12）

表5-7 低速轴轴向尺寸确定

轴段长度L /mm L1= 140 L2=65 L3=37 L4=81 L5=8。5 L6=93 L7=45 l1=75.85 l2=158.56 l3=222。67 确定方法 说明 由联轴器尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 b1b2L5 2L1L(12) L2L'eL4B L3B L442b13由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 由其它尺寸确定 L51.4h L6b4 L7B42 L1BL2 22L3L6L4L5 22L6BL7 22 六、轴的强度校核

6.1 高速轴校核

轴的受力分析如下图：

(1) 齿轮的受力

Ft2T1 3184 N；FrFttan 805 N d1(2) 水平面内轴承约束力

带传动压轴力F= 3184 N,所以: 轴承A在水平面内支反力:

FNHA= F t×L3/(L2＋L3)= 889.96N

轴承B在水平面内支反力：

20

FNHB= F t×L2/(L2＋L3）= 2294。04N

(3) 竖直面内轴承约束力

由受力分析可知竖直面内约束力：

FNVAF r×L3－F p×(L1＋L2＋L3)/(L2＋L3)=-1209.33N

FNVB(F r×L2＋F p×L1)/(L2＋L3)=1075.69N

(4) 弯矩图和扭矩图

水平面内弯矩图

竖直面内弯矩图

扭矩图

21

(5) 合成弯矩（考虑最不利的情况下）

带轮的压轴力FP在支点产生的反力

弯矩图

合成弯矩

22MMaVMaHMaFP 226890 Nmm （注意单位换算）

(6) 按第三强度理论校核

M2(T)2ca 14。7 MPa < -1b

W 满足强度要求。

6.2 中间轴校核

轴的受力分析如下图：

22

(1) 齿轮的受力

大齿轮 Ft2T2 2342。12 N；FrFttan 852.46 N d22T2 6684.79 N;FrFttan 2433.07 N d2小齿轮 Ft(2) 水平面内轴承约束力

轴承A在水平面内支反力:

FNHA[ Ft1×(L2＋L3)＋Ft2×L3]/(L1＋L2＋L3)=3311。4N

轴承B在水平面内支反力：

FNHB[ Ft2×（L2＋L1)＋Ft1×L1］/(L1＋L2＋L3）=5309。18N

(3) 竖直面内轴承约束力

轴承A在竖直面内支反力:

FNVA［ Fr1×(L2＋L3)－Fr2×L3］/（L1＋L2＋L3）=-240.39N

轴承B在竖直面内支反力：

FNVB[Fr1×L1－Fr2×(L1＋L2）]/(L1＋L2＋L3)=—1540.22N

(4) 弯矩图和扭矩图

水平面内弯矩图

23

竖直面内弯矩图

扭矩图

最危险截面的合成弯矩

22MMaVMaH 496089 Nmm （注意单位换算）

(5) 按第三强度理论校核

M2(T)2ca 53.58 MPa 〈 -1b

W 满足强度要求。

24

6。3 低速轴校核

轴的受力分析如下图：

(1) 齿轮的受力

Ft2T3 6423。06 N；FrFttan 2237.8 N d3(6) 水平面内轴承约束力

轴承A在水平面内支反力:

FNHA（F t×L3）/(L2＋L3）=3351.6N

轴承B在水平面内支反力:

FNHB（F t×L2）/(L2＋L3）=2671.46

(7) 竖直面内轴承约束力

轴承A在竖直面内支反力：

FNVAF r×L3/（ L2＋L3)=1307.06N

轴承B在竖直面内支反力：

FNVB F r×L2 /(L2＋L3）=930。74N

(8) 弯矩图和扭矩图

25

水平面内弯矩图

竖直面内弯矩图

扭矩图

最危险截面的合成弯矩

22MMaVMaH 368454 Nmm (注意单位换算）

(9) 按第三强度理论校核

26

M2(T)2ca 18。5 MPa < -1b

W满足强度要求。

七、校核轴承寿命

表7—1 所选用的轴承主要参数

轴名称 高速轴 中间轴 低速轴

轴承代号 6207 6208 6214 d / mm 35 40 70 D / mm 72 110 125 B /mm 17 27 24 Cr / kN 25。5 65.5 60.8 轴承设计要求寿命L'h 36000 h

6。1 高速轴

根据轴的受力情况可知,高速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 L3 ，

22FrFVFH 805 N。

Lh1060n16Cr 51376 h ＞ L'h fFpr满足要求.

6.2 中间轴

根据轴的受力情况可知,中间轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 L1 ，

22FrFVFH 3857。5 N。

Lh1060n26Cr 43234 h ＞ L'h fFpr满足要求.

6.3 低速轴

根据轴的受力情况可知，低速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段

22FH 2237.8 N. L7 ,FrFV27

10CrLh 1103672 h ＞ L'h 60n2fpFr满足要求。

6八、键连接的选择和计算

本设计减速器共需键： 5个.

表8-1 键的主要参数

轴名 安装直径 d / mm 25 高速轴 42 中间轴 42 60 低速轴 74 轮毂长度 类型 普通 平键 普通 平键 普通 平键 普通 平键 普通 平键 h / mm b /mm 键长L /mm 45 80 70 70 80 L'(1.5~2)d/ mm 50 84 65 90 100 7 8 8 11 14 8 12 12 18 22

28

九、箱体的设计

表9—1 铸铁减速器箱体的主要结构尺寸(mm) 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 盖与座联接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df， d1, d2至外机壁距离 df， d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁与轴承座端面距离 大齿轮端面圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖，机座筋厚 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离

29

符号 尺寸 8 8 12 12 20 18.912（20) 4 14 10 8 6 8 26,20（23)，16 27，14(15。5,16，23) 26 45 61 12 12 m=7 122，144，175 122，144，175  1 b b1 b2 df n d1 d2 d3 d4 d C1min C2min R1 h l1 1 2 m1，m D2 s 十、心得体会

通过本次课程设计我深刻的感受到了设计的艰辛，考试和课程设计同时进行让我有时候感到时间的可贵.既要完成课程设计，又要为期末考试做准备，有时感到自己忙不过来。本次课程设计的任务是设计二级减速器，这份图纸我用了48个小时完成,但是修改图纸我一直改到了2019年1月2日。每天在制图室是改了又改了，改了又改。

本次设计让我对机械这门专业有了更深的了解，体会到了设计师是如何设计图纸,对于公式和机械手册的灵活运用有了初步的了解，并且对cad软件更加灵活运用。对二级减速器的结构，各种加工工艺有了更深的了解。运用了自己所学的专业知识，对所学的专业的应用更为灵活。

在本次课程设计中，向老师提出的问题，老师悉心指导我。在cad装配图中还存在错误和缺点，我还需要继续努力学习相关知识，提高自己的实践能力。

学生签字: 指导教师签字（盖章）：

2019年1月2日

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