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机械设计综合课程设计(一级蜗轮蜗杆减速器)机械设计综合
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机械设计综合课程设计(一级蜗轮蜗杆减速器)
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带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计学生姓名学生学号院（系）年级专业指导教师助理指导教师攀枝花学院本科课程设计2目录1、机械设计课程设计任务书（3）2、电动机的选择（5）3、传动装置的运动和动力参数的计算（7）4、传动零件设计计算（8）5、轴的设计计算及校核（13）6、轴承的校核（19）7、键的选择和校核（22）8、箱体的设计（22）9、键等相关标准的选择（24）10、减速器结构与润滑、密封方式的概要说明（25）攀枝花学院本科课程设计31．设计题目带式运输机用蜗杆减速器设计。1.1.工作原理及已知条件工作原理带式输送机工作装置如下图所示己知条件1.工作条件两班制，运输机连续工作，单向动转，载荷平稳，空载起动。2.使用寿命使用期限8年（每年300工作日）3.运输带速度允许误差±5％三、原始数据已知条件传送带工作拉力F（kN）传送带工作速度v（m/s）滚筒直径D（mm）参数4.31.67501．电动机2．联轴器3．蜗杆减速器4．带式运输机攀枝花学院本科课程设计42.1电动机的选择计算2.1.1选择电动机2.1.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2.1.1.2选择电动机容量工作机所需的功率kwkwkwFVPw88..410003?????由电动机至工作机之间的总效率434221??????a其中1?2?3?4?分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。查表可知1?0.99（滑块联轴器）2?0.98（滚子轴承）3?0.73（单头蜗杆）4?0.96（卷筒）所以63.096.073.098.099.042??xxxa?所以电动机输出功率??kwPawPd?92..6?kw2.1.1.3确定电动机转速根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为r/min76.40r/min100060???????kwDVnwwP6.88kwa?0.63dP10.92kwnw40.76r/min攀枝花学院本科课程设计5计算及说明结果电动机转速可选范围ndiwnnd07.62853.2r/min2.1.1.4确定电动机型号查表161，可得方案号电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数1Y160Mr/min2930r/min71.kw1500r/min1460r/min35.kw1000r/min970r/min23.806计算及说明结果经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。电动机的型号为Y180L6攀枝花学院本科课程设计6计算及说明结果2.1.2计算总传动比和各级传动比的分配2.1.2.1计算总传动比23.???wnnmia2.1.2.2各级传动比的分配2.1.2.3由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。3计算传动装置的运动和动力参数3.1蜗杆蜗轮的转速蜗杆转速和电动机的额定转速相同蜗轮转速min/76.rn??滚筒的转速和蜗轮的转速相同3.2功率蜗杆的功率p110.92?0.9910.81KW蜗轮的功率p210.92?0.73?0.987.81kW滚筒的功率p37.81?0.98?0.997.57Kw3.3转矩mNnpTmmd.51.5509550?????mNiTTd.44..107111????????mNiTT.62..080.a12???????????mNiTT.20..23???????????ai23.80n40.76r/minp110.81KWp27.81KWp37.57KWdT107.51N.m1T106.44N.m2T2407.62N.m3T2288.20N.m攀枝花学院本科课程设计7将所计算的结果列表参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速r/min0.76功率P/kw10..57转矩N?m107..传动比i23.80效率0.990.730.96计算及说明结果4.选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T的推荐，采用渐开线蜗杆ZI。4.1选择材料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。4.2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式如下??232HEZZKTa???1确定作用在蜗轮上的转矩2T2407.62N?m2确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数KA1.13确定弹性影响系数EZ因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故EZ14721MP渐开线蜗杆ZI45钢ZCuSn10P1青铜HTN?mKA1.1EZ14721MP攀枝花学院本科课程设计8计算及说明结果4确定接触系数?Z先假设蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值3.01?ad，从图1118可查得?Z3.15确定接触疲劳极限limH?根据蜗轮材料为ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表117中查得无蜗轮的基本许用应力limH?268MPa（6）计算许用接触应力H??????hL076.??????hLanN/HNKN???0.HHVHmimKMpa??????（7）计算中心距??232HEZZKTa???.3.11195.64a?????mm取中心矩a250mm这时da??，?Z3.0由图1118查得，因为?Zd2,且与轴承内径标准系列相符，考虑蜗轮有轴向力存在，故选取角接触球轴承现暂选轴承7016C，查机械设计手册轴承内径d80mm,外径D125mm,宽度B22慢慢，内圈定位轴肩直径da87mm,外圈定位直径Da118mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra1mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a324.7mm,故d380mm,轴承采用脂润油，需要挡油环宽度初定为B1,故L3L7BB1221537mm.一般同一根轴上选用同一型号的轴承。所以d7d380mm.轴段4与轴断6为轴环，它们关于蜗轮对称，起蜗轮的定位和固定作用，定位轴肩的高度h0.070.1d56.39mm取h8mm,则d698mm.为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为24mm,即，L4L624mm.d480mm轴段5安装蜗轮，此直径采用标准系列值，d5应略大于d4故取d590mm,其长度应比轮毂略短，故取L562mm.为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm.为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取L2224668mm。因此，定出轴的跨距为722LLLLLLmm???????????.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算）蜗轮轴的总长度为L总18.5352mm。轴的结构示意图如图所示d170mmd275mmd380mmd480mmd590mmd698mmd780mmL424mmL737mmL337mmL268mmL1105mmL562mmL624mmL147mmL总352mm计算及说明结果攀枝花学院本科课程设计165.2.3轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图见下图）（a）绘制轴的受力图蜗轮的分度圆直径d384mm转矩T2407.61N?m蜗轮的切向力2tF2T/d2?.N蜗轮的径向力2rF2tF?tanα12539.7?tan20°4564.1N蜗轮轴向力2aF2tF?tanβ12539.7?tan11.3°2505.7N（b）求水平面H内的支反力及弯矩由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。HAF2/269.9HBtFFN????C截面处的弯矩2460.82HCHALMF?????N.m（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由0??AM得022222???DFlFlFarVB??lDFlFFarVB2.7N????.8990.7VAFFrFvbN??????截面C左侧的弯矩272.82VALMvcFNm????????2tFrFaF2505.7NHAF6269.9NHBF6269.9NHCM460.8N.mVBF?5554.8NVAF?990.7N1Mvc?72.8N.m攀枝花学院本科课程设计17计算及说明结果截面C右侧的弯矩2408.32LMvcFvbNm??????求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩2.8466.5CHCVCMMMNm????????截面C右侧的合成弯矩08.3615.7CHCVCMMMNm???????计算转矩..76PTNmn?????求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a0.6,危险截面C处的当量弯矩为??..8CMMaTNmec?????????计算截面C处的直径，校验强度.155aMecdmm????????因此处有一键槽，故将轴径增大5，即10.4.3addmm?????而结构设计中，此处直径已初定为70mm，故强度足够5.3蜗杆轴的设计5.3.1轴的材料的选择，确定许用应力考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。选取轴的材料为45钢，淬火处理。按扭转强度，初步估计轴的最小直径2Mvc408.3Nm????1CM466.5Nm?2CM?615.7Nm?T1829.9Nm?ecM?1258.8Nm?ad61.2mmD64.3mm强度足够45钢攀枝花学院本科课程设计18计算及说明结果d≥C.7970pmmn???1.Tc127.6mm970N?????5.3.2确定各轴段直径查表GB/T选用YL7联轴器，标准孔径d28mm，即轴伸直径为28mm联轴器轴孔长度为44mm。轴的结构设计从轴段d128mm开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.070.1）d范围内，故d228（0.070.1）d129.9630.8mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d230mmd3与轴承的内径相配合，且d3d2,又应要承受径向力和轴向力，为便与轴承的安装，故选定角接触轴承型号为7007C。取d335mm。d4起定位作用，由h（0.070.1）?d3（0.070.1）?352.455～3.5mm，取h3mm，d4d3h35338mmd6d438d7段装轴承，取d7d335mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d确定各轴段长度L1取联轴器轴孔长度44mmL2安装端盖取L240mmL3安装轴承，取轴承宽度L3B14mmL4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4L6138mmL7也安装轴承和端盖L730mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5107mm定出轴的跨度为;LL4L6L51/2L31/2L3397mm蜗杆的总长度为L总Lmm5.3.4蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图）d28mmd128mmd230mmd335mmd438mmd638mmd735mmd580mmL144mmL240mmL314mmL4138mmL730mmL5107mmL397mmL总511mm攀枝花学院本科课程设计19计算及说明结果（a）绘制轴的受力图（b）求水平面H内的支反力及弯矩Ft1Fa22505.7NFr1Fr24564.1NFa1FtN由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。HAF1/.9HBFFtN????C截面处的弯矩2248.72HCHALMFNm??????（C）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由0??AM得022111???DFlFlFarVB??lDFlFFarVB24.N????.4781.7VAFFrFvbN?????截面C左侧的弯矩2155.22VALMvcFNm??????截面C右侧的弯矩2750.82VBLMvcFNm??????求合成弯矩截面C左侧的合成弯矩55.2293.2CHCVCMMMNm????????截面C右侧的合成弯矩Ft12505.7NFr14564.7NFaNHAF1252.9NHCM248.7Nm??VBF?3782.4NVAFN74.250?1Mvc155.2Nm??2Mvc?750.8Nm?1CM?293.2Nm??计算及说明结果攀枝花学院本科课程设计.CHCVCMMMNm????????计算转矩110.6.4970PTNmn?????求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a0.6,危险截面C处的当量弯矩为??.CMMaTNmec?????????计算截面C处的直径，校验强度2.40.110.155Mecdmm????????因此处有一键槽，故将轴径增大5，即d52.41.0555mm而结构设计中，此处直径已初定为80mm，故强度足够蜗杆轴的结构示意图如下图所示6.轴承的校核6.1校核7016C查表GB/T2971994额定动载荷Cr45?103N基本静载荷Cor43.2103N1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的Fr1vVAF990.7N2CM?790.9Nm??T106.4Nm?ecM?793.5Nm?d55强度足够Cr45?103NCor43.2103NFr1v990.7N攀枝花学院本科课程设计21计算及说明结果Fr2vVBF5554.8NFr1HHAF6269.6NFr2HHBF6269.6NFr..4FrvFrH?????NFr..4FrvFrH????N（1）求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T2971994可知e0.4附加轴向力轴向力FA2505.7N轴承2端被压紧，故求当量动载荷P1和P.FaFr????110MPa不合格，因此改选双键，相隔180°布置。双键的工作长度l1.5?70105mm.由式.0570TMpaKld?????????????合适7.2蜗杆与联轴器相配合的键的选择查GBA型普通平键根据轴的最小直径d28mm,选择键bh8mm?7mmL40mmlLb40832mmk0.5?h0.5?3.5mm28TMpaKld????????????110MPa合格8.箱体的设计计算8.1箱体的结构形式和材料箱体采用铸造工艺，材料选用HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚8～10mm，取δ10mm8.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系如下表A型普通平键bh20mm?12mm不合格双键相隔180°布置l105mm合格A型普通平键bh8mm?7mmL40mml32mmk3.5mm???67.9??110MPa合格攀枝花学院本科课程设计25名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚δδ10mm箱盖壁厚δ1δ10.8δ9.6mm取δ110mm箱座凸缘厚度b1，箱盖凸缘厚度b，箱座底凸缘厚度b2b11.5?δ115mmb1.5?δ15mmb22.5?δ2.5?1025mm地脚螺钉直径及数目df0.036a1221mm取df25mmn6轴承旁联接螺栓直径d10.75df18.75mm取d120mm盖与座联接螺栓直径d2（0.5～0.6）df取d216mm联接螺栓d2间的间距l150～200mm轴承端盖螺栓直径d3（0.4～0.5）df取d312mm检查孔盖螺栓直径d4（0.3～0.4）df取d48mmDf，d1，d2至外壁距离df，d2至凸缘边缘距离C126,20,16C224,14轴承端盖外径D2140mm轴承旁联接螺栓距离S140mm轴承旁凸台半径R116mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m19mmm29mm蜗轮外圆与箱内壁间距离Δ116mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离Δ230mm9.键等相关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下键的选择查GB蜗轮轴与半联轴器相配合的键A型普通双键，bh20mm?12mmGB半联轴器与蜗杆轴的连接bh8mm?7mmA型，20mm?12mmA型，8mm?7mm攀枝花学院本科课程设计26联轴器的选择根据轴设计中的相关数据，查GB，选用YL13凸缘联轴器YL13GB螺栓，螺母，螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用螺栓GB578286，M1035，数量为3个M12100，数量为6个螺母GB数量为2个M12，数量为6个螺钉GB6数量为2个M1225，数量为24个M816数量为12个MM10M12M66.4销，垫圈垫片的选择选用销GB11786，B830，数量为2个选用垫圈GB9387数量为8个选用止动垫片1个选用石棉橡胶垫片2个选用08F调整垫片4个GBGB9387止动垫片石棉橡胶垫片08F调整垫片有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明减速器的结构本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。箱体为剖分式结构，由I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线箱盖和箱座用螺栓联成一体采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置起盖螺钉便于揭开箱盖箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以具体结构详见装配图攀枝花学院本科课程设计27放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油副标尺用于检查箱内油面的高低为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式具体结构详见装配图轴承端盖的结构尺寸详见零件工作图减速器的润滑由于V4.06m/s12m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，选用润滑油润滑。轴承部分采用润滑脂润滑。蜗轮润滑采用N32号涡轮蜗杆油（SH009491）最低最高油面距10～20mm，油量为1.5L。轴承润滑选用ZL3型润滑脂GB）油量为轴承间隙的1/3～1/2。减速器的密封箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。观察孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。轴承靠近机体内壁处用挡圈油环密封以防止润滑油进入轴承的内部。减速器附件简要说明该减速器的附件含窥视孔，窥视孔盖，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。具体结构装配图详见零件工作图N32号涡轮蜗杆油ZL3型润滑脂详见装配图攀枝花学院本科课程设计28参考文献1，机械设计第八版濮良贵纪名刚主编北京高等教育出版社2，机械设计课程设计宋宝玉主编北京高等教育出版社3，机械设计课程设计殷玉枫主编北京机械工业出版社4，机械设计课程设计孙岩陈晓罗主编北京北京理工大学出版社5.机械设计课程设计王昆，何小柏，汪信远主编高等教育出版社6.机械设计（第七版）濮良贵，纪名刚主编高等教育出版社7.简明机械设计手册洪钟德主编同济大学出版社8.减速器选用手册周明衡主编化学工业出版社9.工程机械构造图册周明衡刘希平主编机械工业出版社10.机械制图（第四版）刘朝儒高治一编高等教育出版社11.互换性与技术测量（第四版）李硕根杨兴骏编中国计量出版社7，机械原理孙恒陈作模主编北京高等教育出版社8，机械零件课程设计赵祥主编北京中国铁道出版社9，理论力学哈尔滨工业大学理论力学教研室编北京高等教育出版社10，机械设计课程设计手册2版吴宗泽主编北京高等教育出版社攀枝花学院本科课程设计29课程设计小结通过这次设计让我了解到机械设计是从使用要求等出发，对机械的工作原理、结构、运动形式、力和能量的传递方式，以及各个零件的材料和形状尺寸等问题进行构思、分析和决策的工作过程，这种过程的结果要表达成设计图纸、说明书及各种技术文件。机械设计课程设计是机械设计课程的一个重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来。而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让我树立了正确的设计思想，培养了我对机械工程设计的独立工作能力让我具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力为我今后的设计工作打了良好的基础。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。攀枝花学院本科课程设计30附录反力及弯局矩、扭矩图轴的受力分析图rF2RFaF1RF1RFtF2RFXY平面受力分析tF1RFaF2RFXZ平面受力图1RF2RFrF水平面弯矩mNMYX??/99.3垂直面弯矩mNMZX??/408.372.8合成弯矩mNMMMZXYX?????/22攀枝花学院本科课程设计.8转矩TT106.4Nm793.5当量弯矩
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关&键&词： 机械设计 课程设计 说明书 运输机 传动 装置 一级 蜗杆 蜗轮 减速器 设计 doc
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机械设计课程设计(二级减速器) 投稿：谭儔儕
明 德 学 院机械设计课程设计说明书院 系： 年 级： 班 级： 学 号： 姓 名：明德学院机电系 09 级 机电 091
刘 鹏专 业： 机械设计制造及其自动化目录机械设计课程设计任务书….......………………...…
轴的设计 图1传动系统的总轮廓图一、轴的材料选择及最小直径估算根据工作条件，小齿轮的直径较小（选用45钢，正火，硬度HB= 。），采用齿轮轴结构，按扭转强度法进行最小直径估算，即 直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。 值由表26—3确定：…
机械设计课程设计说 明 书设计题目：双级圆柱齿轮减速器设 计 者：学 号：指导老师：学 院: 班 级: 机械科学与工程学院 目 录 一、 传动方案选择……………………………………………………… 2 二、 电动机选择………………………………………………
明 德 学 院
机械设计课程设计说明书
院 系： 年 级： 班 级： 学 号： 姓 名：
明德学院机电系 09 级 机电 091
专 业： 机械设计制造及其自动化
机械设计课程设计任务书….......………………..................................……3 一、 选择电动机，确定传动方案及计算运动参数…...............................4 1.1 方案选择…………………………………………..............................4 1.2 电动机的选择……………………………………..............................4 1.3 传动比的分配及转速校核……………………..............................…6 1.4 减速器各轴转速、功率、转矩的计算………...........…...................7 二、齿轮传动的设计……………………………….................................…8 2.1 高速级齿轮的传动设计计算…………………..............................…8 2.2 低速级齿轮传动设计…………………………............................…15 三、轴的设计…………………………………..................…….............…21 3.1 中间轴的设计………………………………..................…..........…21 3.2 高速轴的设计…………………………………................................26 3.3 低速轴的设计…………………………………............................…31 四、滚动轴承的校核设计……………………………...............................36 4.1 中间轴轴承的校核计算……………………............................……36 4.2 高速轴轴承的校核计算………………………..........................…..37 4.3 低速轴轴承的校核计算…………………………............................38 五、平键联接的选用和计算……………………………...........................39 5.1 中间轴的键联接选用及计算……………........................................39 5.2 高速轴的键联接选用及校核方法…………….....…................…....40
5.3 低速轴的键联接选用及校核方法…………….....…...............……40 六、润滑方式..............................................................................................43 七、箱体及其附件的设计计算…………………………..........................43 设计总结......................................................................................................45 参考文献…………………………………………….....……...............…..46
机械设计课程设计任务书
学生姓名：刘鹏 指导老师：陈素
一、设计题目：设计带式运输机传动装置。运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使 用限期 8 年，大修期 3 年，输送带速度允差为 ? 5%。其中减速器由一般规模中
小型批量 生产。 二、设计参数：运输带拉力 F=2200N 运输带的线速度 V=1.6m/s 驱动卷筒直径：D=450mm 输送带速度允差为±5%
传动装置布置图
三、设计内容： 一）设计计算 1.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 2.传动零件的设计； 3.轴的设计； 4.轴承及其组合的选择及校核； 5.箱体、润滑及附件的设计； 二）图纸的绘制 减速器装配图绘制，高速级齿轮零件图。 三）编写课程设计说明书 内容包括：目录、设计题目、设计计算的所有内容、课程设计总结、参考文献。 四、课程设计要求 设计完成后，每位学生提交： 1.减速机装配图一张（A1） ； 2.高速级齿轮零件图一张； 3.详细设计计算说明书一份。
计算及说明
一、设计任务书
设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器 1、系统简图
滚筒 联轴器 减速器
电动机 输送带
2、工作条件 设计带式运输机的传动装置。运输机工作平稳，单向运转，单班制工作，使 用期限 8 年，大修期 3 年，输送带速度容许误差为± 5%。其中减速器由一般规模厂 中小批量生产。 3、原始数据
题号 运送带工作拉力 F/N 运输带工作速度 v/(m/s) 卷筒直径 D/mm
4、传动方案的分析 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器 将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减 速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高 速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。
二、电动机的选择
1、类型选择 电动机的类型根据动力源和工作条件,选用 Y 系列封闭式三相异步电动机。 2、功率选择 (1) 确定电动机效率 Pw 按下试计算
Pw ? F ?V 1000 ? ? w
式中 Fw=2200N V=1.6m/s 工作装置的效率考虑带卷筒器及其轴承的效率,还 有数据选择和其他误差的情况，因此取 代入上试得
Pw ? F ?V 1000 ? ? w ? 2200 ? 1 . 6 1000 ? 1 ? 3 . 52 kw
(2) 选择电动机的类型 根据电动机的输出功率功率
Pw ? 3 . 52 kw
式中? 总 为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率 由式 ? 总 ? ? 1 ? 2 ? 3 由表 2-4 可查得：
联轴器传动效率? 1 ? 0 . 99 ； 齿轮传动效率? 2 ? 0 . 97 （8 级精度一般齿轮传动） 滚动轴承效率? 3 ? 0 . 99 ； 则 ? 总 ? =0.9（考虑到误差关系和计算方便问题） 所以电动机所需工作功率为
? 1 ? 0 . 99
? 2 ? 0 . 97
? 3 ? 0 . 99
3 . 52 0 .9
? 3 . 91kw
? 总 ? 0 .9
考虑到误差关系 P ? p d ? 3.91 kw 按工作要求和工作条件查找【2】表 2.1 中选用 Y
132M1-6 型号三相异步电 动机，其数据如下： 电动机额定功率 P=4 kw ； 同步转速为 1000 满载转速 n m =960
Pd ? 3 . 91 kw
r min r min
； ； P = 4 kw
电动机轴伸出端安装长度为 80 mm ； 电动机轴伸出端直径为 38 mm ；
三、计算传动装置的运动和动力参数
1、总传动比 i 总 为
n m ? 960 r min
? i h ? il
其中： i h 为高速级传动比； i l 为低速级传动比。 运输机转速：
nw ? 60 ? 1000 ? V
60 ? 1000 ? 1 . 6
总传动比：
i总 ? nm nw ? 960 67 . 94 ? 14 . 130
n w ? 67 . 94
2.分配传动比
i h ? 1 . 25 ? i l
? (1 . 2 ~ 1 . 3 ) i l
i总 ? i h ? il
i l ? 3 . 362
i h ? 4 . 203
3.确定齿轮齿数 高速级齿轮组： 小齿轮： 大齿轮：
Z 1 ? 24 ( 估 )
Z 2 ? Z 1 ? i h ? 24 ? 4 . 203 ? 100 . 872
整圆 低速级齿轮组：
小齿轮： Z 3 ? 28 ( 估 ) 大齿轮： Z 4 ? Z 3 ? il ? 28 ? 3 . 362 ? 94 . 136 整圆 校核数据：
i h实 ? Z2 Z1 Z4 Z3 ? ? 101 24 95 28
i l 实 ? 3.393 i h 实 ? 4.208
i总实 ? i h 实 ? il 实 ? 4 . 208 ? 3 . 393 ? 14 . 277
运输机的转速：
i总 实 ? 14.277
960 14.277
? 67 . 241
n w 实 ? 67 . 241
验证误差：
?nw ? nw实 ? n w nw ? 100 % ? 67 . 241 ? 67 . 94 67 . 94 ? 100 % ? 1 . 02 % ? 5 %
误差符合要求。 4. 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速 高速轴转速:
n I ? n m ? 960
中间轴转速:
n II ? nI ih实 ? 960 4 . 208 ? 228.137
n I ? 960 r min
n II ? 228.137
低速轴转速:
n III ? nm i总实 ? 960 14 . 277
? 67 . 241
n III ? 67 . 241
n 卷筒 ? n w 实 ? n III ? 67 . 241
（2）各轴的输出功率：
n 卷筒 ? 67 . 241
各轴功率： 高速轴 I 的输入功率：
PI ? P ? ? 1 ? 4 ? 0 . 99 ? 3 . 96kw
PI ? 3 . 96kw
中间轴 II 的输入功率：
PII ? P ? ? 1 ? ? 2 ? 4 ? 0 . 99 ? 0 . 97 ? 3.84kw
PII ? 3 . 84kw
低速轴 III 的输入功率：
PIII ? P ? ? 1 ? ?
PIII ? 3 . 73kw
? 4 ? 0 . 99 ? 0 . 97
? 3 . 73kw
卷筒的输入功率：
P卷筒 ? P ? ? 1 ? ? 2 ? ? 3 ? 4 ? 0 . 99 ? 0 . 97 ? 0 . 99 ? 3 . 61kw
P卷筒 ? 3 . 61kw
(3) 各轴转矩： 高速轴输入转矩：
T I ? 9550 ? PI nI ? 9550 ? 3 . 96 960
各轴转矩：
? 39.394 N ? m
T I ? 39.394
中间轴输入转矩：
T II ? 9550 ? PII n II ? 9550 ? 3 . 84 228 . 137 ? 160.746
低速轴输入转矩：
T III ? 9550 ? PIII n III ? 9550 ? 3 . 73 67 . 241 ? 529.759
T II ? 160.746
卷筒输入转矩：
9550 ? P卷筒 n 卷筒
P nm ? 9550 ?
T III ? 529 . 759
3 . 61 67 . 241
? 512 . 715 N ? m
T 卷筒 ? 512 . 715
T电动机 ? 9550 ?
? 39 . 792 N ? m
由以上数据得各轴运动及动力参数表： 轴名 电机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴 功率 P k W 4 3.96 3.84 3.73 3.61 转矩 T ( N ? m ) 39.792 39.394 160.746 529.759 512.715 转速 n ( r m in ) 960 960 228.137 67.241 67.241
T电动机 ? 39.792
四、高速级齿轮的设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。 （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。 （3）材料选择。由【1】表 10-1 选择齿轮材料： 小齿轮材料为 40Gr（调质） ，硬度为 260HBS； 大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度为 220HBS； 二者材料硬度差为 40HBS。 (4) 根据上一步的设计计算中得到高速级齿轮组齿数： 小齿轮齿数 Z 1 ? 24 (估) 大齿轮齿数 Z 2 ? 101 2、按齿面接触强度设计 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即
d 1 t ? 2 . 32 3 KT 1 ?
(3) 确定公式内的各计算数值:
① 试选载荷系数 K t ? 1 . 4 （估）
② 计算小齿轮传递的转矩（ PI ? 3 . 96 kw
T1 ? ? 9 . 55 ? 10 P?
9 . 55 ? 10
? 3 . 96 N ? mm
T1 ? 3 . 94 ? 10 N ? mm
960 ? 3.94 ? 10
③ 按软齿面齿轮非对称安装，由【1】表 10-7 选取齿宽系数 ? d ? 1 ④ 由【1】表 10-6 查得材料的弹性影响系数
Z E 1 ? 189 . 8 MPa
⑤ 由【1】图 10-21d 按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限
Z E 1 ? 189 . 8 MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim 2 ? 550 MPa （4）计算应力循环次数（ n I ? 960
N 1 ? 60 n I jL h ? 60 ? 960 ? 1 ? ( 8 ? 300 ? 8 ) ? 1 . 1 06 ? 10
i h 实 ? 4.208 ）
? H lim 2 ? 550 MPa
N 1 ? 1 . 106 ? 10
1 . 106 ? 10 4 . 208
? 2 . 628 ? 10
N 2 ? 2 . 628 ? 10
(5) 由【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数
K HN 1 ? 0 . 93 K HN 2 ? 0 . 96
K HN 1 ? 0 . 93 K HN 2 ? 0 . 96
（6）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，取安全系数 S=1
K HN 1 ? S
? 0 . 93 ? 600 MPa ? 558 MPa
K HN 2 ? S
?? H ?1 ?? H ?2
? 558 MPa ? 528 MPa
? 0 . 96 ? 550 MPa ? 528 MPa
（7）试算小齿轮分度圆直径
d 1 t ? 2 . 32 3 KT 1 ?
中较小的值：
? 2 . 32 3
1 . 4 ? 3.
? 189 . 8 ? ?? ? 4 . 208 ? 528 ?
? 47 . 934 mm
d 1 t ? 47 . 934 mm
3、试计算小齿轮模数 m 1 （1）计算圆周速度 V1
? ? d 1t ? n I
V1 ? 2 . 408 m s
? ? 47 . 934 ? 960
? 2 . 408 m s
（2）计算齿宽 b1
? d 1 t ? 1 ? 47 . 934 ? 47 . 934 mm
b1 ? 47 . 934 mm
（3）计算齿宽与齿高之比 模数：
m t1 ? d 1t Z1 ?
47 . 934 24
? 1 . 9973
m t 1 ? 1 . 9973
h1 ? 2 . 25 ? m t 1 ? 2 . 25 ? 1 . 9973 ? 4 . 49 mm
h1 ? 4 . 49 mm
47 . 934 4 . 49
? 10 . 676 b1 ? 10 . 676
（4）计算载荷系数 K ①根据 v1 ? 2 . 408 m s 8 级精度，查【1】图 10-8 得
动载系数 K V ? 1 . 15 ②因为该齿轮传动为直齿轮，所以齿间载荷分配系数：
K V ? 1 . 15
③由【1】表 10-2 查得使用系数 K
④由【1】表 10-4 用插值法查 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：
80 ? 47 . 934 1 . 463 ? K H ? ? 47 . 934 ? 40 K H ? ? 1 . 450
K H ? ? 1 . 453 K H ? ? 1 . 453
? 10 . 676
K H ? ? 1 . 4504
查【1】图 10-13 得
K F ? ? 1 . 41
故载荷系数：
K ? K A K V K H? K H? ? 1 ? 1 . 15 ? 1 . 453 ? 1 ? 1 . 67
K F ? ? 1 . 41
(5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 1
d 1 ? d 1 t 3 k / K t ? 41 . 23 ? 3 1 . 67 1 .4
d 1 ? 43 . 73 mm
? 43 . 73 mm
（6）计算模数 m1
m1 ? d1 Z1 ? 43 . 73 24 ? 1 . 822
4、按齿根弯曲强度设计
m 1 ? 1 . 822
2 KT 1 ? Y Fa Y Sa ? 2 Φ d Z 1 ? ?? F ? ?
（1）由【1】图 10-20c 查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 1 ? 500 MPa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 2 ? 450 MPa ； （2）由【1】图 10-18 根据应力循环次数
N 1 ? 1 . 106 ? 10
? FE 1 ? 500 MPa
? FE 2 ? 450 MPa
N 2 ? 2 . 628 ? 10 K FN 1 ? 0 . 9 ， K FN
N 1 ? 1 . 106 ? 10
取弯曲疲劳寿命系数:
N 2 ? 2 . 628 ? 10
（3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得
K FN 1? S K FN 2? S
0 . 9 ? 500 1 .3 0 . 95 ? 450 1 .3
K FN 1 ? 0 . 9
? 346 . 154 MPa
? 328 . 846 MPa
? 346 . 15 MPa
（4）计算载荷系数 K
K ? K A K V K F ? K F ? ? 1 ? 1 . 15 ? 1 ? 1 . 41 ? 1 . 6215
? 328 . 846
（5）查取齿形系数
和应力修正系数
由【1】表 10-5 查得：
Y Fa 1 ? 2 . 65
Y Sa 1 ? 1 . 58
Y Fa 1 ? 2 . 65
150 ? 101 2 . 14 ? Y Fa 2
101 ? 100 Y Fa 2 ? 2 . 18
Y Fa 2 ? 2 . 179
Y Sa 1 ? 1 . 58
Y Fa 2 ? 2 . 179
150 ? 101 1 . 83 ? Y Sa 2
101 ? 100 Y Sa 2 ? 1 . 79
Y Sa 2 ? 1 . 7542
Y Sa 2 ? 1 . 7542
（6）计算大、小齿轮的 [? 小齿轮：
Y Fa 1Y Sa 1 [?
并加以比较；
2 . 65 ? 1 . 58 346 . 154
? 0 . 0121
Y Fa 1Y Sa 1 [? F ]1
? 0 . 0121
Y Fa 2 Y Sa 2 [?
2 . 179 ? 1 .
? 0 . 0116
Y Fa 2 Y Sa 2 [? F ] 2
? 0 . 0116
将数值较大的一个代人公式计算：
2 KT 1 ? Y Fa Y Sa ? 2 Φ d Z 1 ? ?? F ? ?
2 ? 1 . 6215 ? 3 . 94 ? 10 1 ? 24
? 0 . 0121
m 1 ? 1 . 39
对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数
大于由齿根弯曲疲劳强
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（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.21 并就进圆整为标准值
接触强度算得的分度圆直径 d 1 =43.73mm，算出大小齿轮齿数：
Z1 ? d1 m1 ? 43 . 73 1 .5 ? 30
Z 2 ? i h 实 Z 1 ? 4 . 208 ? 30 ? 126.24
这样设计出的齿轮传动，即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。 5、几何尺寸计算 （1）计算分圆周直径 d 1 、 d 2
d 1 ? 45 mm
d 1 ? z 1 m 1 ? 30 ? 1 . 5 ? 45 mm
d 2 ? 190 . 5 mm
d 2 ? z 2 m 1 ? 127 ? 1 . 5 ? 190 . 5 mm
（2）计算中心距
a1 ? d1 ? d 2 2 ? ( 45 ? 190 . 5 ) / 2 ? 117 . 75 mm
a 1 ? 117 . 75 mm
（3）计算齿轮宽度
b ? ? d d 1 ? 1 ? 45 ? 45 mm
B 1 ? 50 mm
取 B 2 ? 45 mm ； B 1 ? 50 mm 。 6、其他参数计算
h a 为齿顶高系数
B 2 ? 45 mm
c 为顶隙系数
模数 m 1 ? 1 . 5 中心距 a 1 ? 117 . 75 mm 齿顶高 h a ? h a ? m 1 ? 1 ? 1 . 5 ? 1 . 5
齿根高 h f ? ( h a ? c ) m 1 ? (1 ? 0 . 25 ) ? 1 . 5 ? 1 . 875
齿顶圆直径：
d a 1 ? d 1 ? 2 h m 1 ? 45 ? 2 ? 1 ? 1 . 5 ? 48 mm
d a 1 ? 48 mm
d a 2 ? 130 mm
d a 2 ? d 2 ? 2 h m 1 ? 127 ? 2 ? 1 ? 1 . 5 ? 130 mm
齿根圆直径：
? 41 . 25 mm ? 123 . 25 mm
? d 1 ? 2 h f ? 45 ? 2 ? 1 . 875 ? 41 . 25 mm
? d 2 ? 2 h f ? 127 ? 2 ? 1 . 875 ? 123 . 25 mm
7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称 模数 分度圆直径 符号
结果（mm） 1.5 45 190.5
齿顶圆直径
48 130 41.25 123.25 117.75 50 45
齿根圆直径 中心距 齿宽
8、齿轮的结构设计 小齿轮 1 由于直径较小，采用齿轮轴；大齿轮 2 的结构尺寸按【2】表 3.11 和 后续设计出的轴孔直
径计算如下表： 由于 d a 2 ? 237 mm ? 500 mm 选择锻造齿轮
代号 轮毂处直径 D1 轮毂轴向长度 L 倒角尺寸 n 齿根圆处厚度 ? 0 腹板最大直径 D 0 板孔分布圆直 D 2 板孔直径 d 1 腹板厚度 C
结构尺寸计算公式
D1 ? 1 .6 d s
L ? (1 . 2 ~ 1 . 5 ) d s
结果（mm） 68.8 6 64.5 0.75 4.5 114.25 91.525 11.36 13.5
n ? 0 .5 m 1
? 0 ? ( 2 .5 ~ 4 ) m 1
D0 ? d ? 2? 0
D 2 ? 0 .5 ( D 0 ? D1 ) d 1 ? 0 . 25 ( D 0 ? D 1 )
C ? 0 .3 B 2
五. 低速级齿轮的设计 1、齿轮强度计算 （1）选择材料确定极限应力 因为该减速器可以由一般规模厂生产，选择 8 级精度传动。由【1】表 10-1 选择小齿轮材料为 40Gr（调质） ，硬度为 260HBS，大齿轮为 45 钢（调质） ，硬度 为 220HBS，二者材料硬度差为 40HBS。 (2)在前一步设计计算中得到低速级齿轮组的齿数： 小齿轮齿数 z 3 ? 28 ；大齿轮齿数 z 4 ? 95 。 2、按齿轮面接触强度设计 （1） 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触疲劳强度设计，即
d 3 t ? 2 . 32 3 KT 2 ?d ? u ?1 u ( ZE [?
（2）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数
K t ? 1 .4 ( 估 )
K t ? 1 .4 ( 估 )
②计算小齿轮传递的转矩
T2 ? ? 9 . 55 ? 10 n ??
T 2 ? 1 . 607 ? 10
9 . 55 ? 10
2 2 8.137 ? 1 . 607 ? 10 N ? mm
③按软齿面齿轮非对称安装，由【1】表 10-7 选取齿宽系数 ④由【1】表 10-6 查得材料的弹性影响系数
Z E 2 ? 189 . 8 MPa
⑤由【1】图 10-21d 按齿面硬度查得： 小齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim 3 ? 600 MPa ；
Z E 2 ? 189 . 8 MPa
? H lim 3 ? 600 MPa
大齿轮的接触疲劳强度极限 ? H lim 4 ? 550 MPa 。
? H lim 4 ? 550 MPa
(3)计算应力循环次数( n II ? 228.137
i l 实 ? 3.393
N 3 ? 2 . 63 ? 10
N 3 ? 60 n ? jL h ? 60 ? 228 . 137 ? 1 ? ( 8 ? 300 ? 8 ) ? 2 . 63 ? 10
N 4 ? 7 . 75 ? 10
2 . 63 ? 10 3 . 393
? 7 . 75 ? 10
K HN 3 ? 0 . 96 K HN ? 0 . 98
(4)由【1】图 10-19 取接触疲劳寿命系数
K HN 3 ? 0 . 96 K HN
（5）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1% ，取安全系数 S=1
[? ]3 ? K HN 3 ? S K HN 4 ? S
?? H ?3 ?? H ?4
? 0 . 96 ? 600 MPa ? 576 MPa
? 0 . 98 ? 550 MPa ? 539 MPa
（6）试算小齿轮分度圆直径
d 3 t ? 2 . 32 3 KT 2 ?
中较小的值。
d 3 t ? 76 . 69 mm
1 . 4 ? 1 . 607 ? 10 1
? 189 . 8 ? ? ?? ? 3 . 393 ? 539 ? 4 . 393
3、计算小齿轮的模数 m 3 （1）计算圆周速度 V 3
V 3 ? 0 . 92 m s
? d 3t n ?
60 ? 1000 60 ? 1000 s
? ? 76 . 69 ? 228 . 137
? 0 . 92 m
b 3 ? 76 . 69 mm
（2）计算齿宽 b3
? d 3 t ? 1 ? 76 . 69 ? 76 . 69 mm
（3）计算齿宽与齿高之比 模数：
m t 3 ? 2 . 74
h 3 ? 6 . 16 mm
76 . 69 28
? 12 . 449
h 3 ? 2 . 25 ? m t 3 ? 2 . 25 ? 2 . 74 ? 6 . 16 mm
b3 h3 ? 76 . 69 6 . 16 ? 12 . 449
（4）计算载荷系数 K ①根据 V 3 ? 0 . 92 m s ， 8 级精度传动，由【1】第 194 页图 10-8 查得动载 系数：
K V ? 1 . 10
K V ? 1 . 10
②因为该齿轮传动组为直齿轮，所以齿间载荷分配系数：
③由【1】表 10-2 查得使用系数 K A ? 1 ④由【1】表 10-4 用插值法得 8 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时：
80 ? 76 . 69 1 . 463 ? K H ? ? 76 . 69 ? 40 K H ? ? 1 . 450
K H ? ? 1 . 462
K H ? ? 1 . 462
K H ? ? 1 . 462 查【1】第 198 页图 10-13 得
K F ? ? 1 . 42
K F ? ? 1 . 42
故载荷系数
K ? K A K V K H? K H? ? 1 ? 1 . 1 ? 1 . 462 ? 1 ? 1 . 608
d 3 ? 73 . 56 mm
(5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d 3
d 3 ? d 3t 3 K Kt ? 70 . 27 ? 1 . 608 1 .4 ? 73 . 56 mm
m 3 ? 2 . 627
（6）计算模数 m 3
m3 ? d3 Z3 ? 73 . 56 28 ? 2 . 627
4、按齿根弯曲强度设计
2 KT 2 ? Y Fa Y Sa ? 2 ? Φ d Z 3 ? ?? F ?
? FE 3 ? 500 MPa
? FE 4 ? 450 MPa
（1）由【1】图 10-20c 查得： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 3 ? 500 MPa ； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 4 ? 450 MPa ； （2）由【1】第 206 页图 10-18 根据应力循环次数
N 3 ? 2 . 63 ? 10
N 3 ? 2 . 63 ? 10
N 4 ? 7 . 75 ? 10
K FN 3 ? 0 . 95 K FN 4 ? 0 . 97
N 4 ? 7 . 75 ? 10
取弯曲疲劳寿命系数:
K FN 3 ? 0 . 95 ， K FN 4 ? 0 . 97
（3）计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.3，得
[? F ] 3 ? K FN 3? S
? 365 . 385 MPa
? 365 . 385
0 . 95 ? 500 1 .3
? 335 . 679
[? F ] 4 ?
0 . 97 ? 450 1 .3
? 335 . 769 MPa
（4）计算载荷系数 K
K ? K A K V K F ? K F ? ? 1 ? 1 . 1 ? 1 ? 1 . 42 ? 1 . 562
Y Fa 3 ? 2 . 55 Y Sa 3 ? 1 . 61
（5）查取齿形系数 Y Fa 3 、 Y Fa 4 和应力修正系数 Y Sa 3 、 Y Sa 4 由【1】表 10-5 查得：
Y Fa 3 ? 2 . 55
100 ? 95 2 . 18 ? Y Fa 4
100 ? 95 1 . 79 ? Y Sa 4
Y Sa 3 ? 1 . 61
Y Fa 4 ? 2 . 19
Y Fa 4 ? 2 . 19
95 ? 90 Y Fa 4 ? 2 . 20
95 ? 90 Y Sa 4 ? 1 . 78
Y Sa 4 ? 1 . 785
Y Fa 3Y Sa 3 [? F ] 3
（6）计算大、小齿轮的 [? F ] 并加以比较； 小齿轮：
Y Fa 3Y Sa 3 [?
? 0 . 0112
2 . 55 ? 1 . 61 365 . 385
? 0 . 0112
Y Fa 4 Y Sa 4 [? F ] 4
? 0 . 0116
Y Fa 4 Y Sa 4 [?
2 . 19 ? 1 . 785 335 . 769
? 0 . 0116
将数值较大的一个代人公式计算：
2 KT 2 ? Y Fa Y Sa ? 2 Φ d Z 3 ? ?? F ? ?
m 3 ? 1 . 95
2 ? 1 . 562 ? 1 . 6 07 ? 10 1? 28
? 0 . 01 16
对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数 m 3 大于由齿根弯曲疲劳强 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（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.825 并就进圆整为标准值 m 3 =1.95 接触强度算得的分度圆直径 d 3 =73.56 mm，算出大小齿轮齿数：
Z3 ? d3 m3 ? 73 . 56 1 . 95 ? 38
m 3 ? 1 . 95
Z 4 ? i l实 Z 3 ? 3 . 393 ? 3 8 ? 129
这样设计出的齿轮传动，即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。 5、几何尺寸计算 （1）计算分圆周直径 d 3 、 d 4
d 3 ? 74 mm
d 4 ? 251 . 6 mm
d 3 ? z 3 m 3 ? 38 ? 1 . 95 ? 74 mm
d 4 ? z 4 m 3 ? 129 ? 1 . 95 ? 251 . 6 mm
（2）计算中心距
a2 ? d3 ? d4 2 ? ( 74 ? 251 . 6 ) / 2 ? 162 . 8 mm
a 2 ? 162 . 8 mm
B 3 ? 80 mm
（3）计算齿轮宽度
d 3 ? 1 ? 74 ? 74 mm
B 4 ? 74 mm
取 B 4 ? 74 mm ； B 3 ? 80 mm 。 6、其他参数计算
h a 为齿顶高系数
c 为顶隙系数
模数 m 3 ? 1 . 95 中心距 a 2 ? 162 . 8 mm
齿顶高 h a ? h a ? m 3 ? 1 ? 1 . 95 ? 1 . 95
齿根高 h f ? ( h a ? c ) m 3 ? (1 ? 0 . 25 ) ? 1 . 95 ? 2 . 44
d a 3 ? 77 . 7 mm d a 4 ? 255 . 4 mm
齿顶圆直径：
d a 3 ? d 3 ? 2 h m 3 ? 74 ? 1 . 95 ? 1 ? 1 . 95 ? 77 . 7 mm
d a 4 ? d 4 ? 2 h a m 3 ? 251 . 6 ? 1 . 95 ? 1 ? 1 . 95 ? 255 . 4 mm
? 69 . 125 mm ? 246 . 725 mm
齿根圆直径：
? d 3 ? 2 h f ? 74 ? 1 . 95 ? 2 . 5 ? 69 . 125 mm
? d 4 ? 2 h f ? 251 . 6 ? 1 . 95 ? 2 . 5 ? 246 . 725 mm
7、高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表： 名称 模数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 符号
结果（mm） 1.95 74 251.6 77.7 255.4 69.125 246.725 162.8 80 74
中心距 齿宽
8、齿轮的结构设计 小齿轮 3 由于直径较小，采用实体齿轮；大齿轮 4 的结构尺寸按【2】表 3.11 和 后续设计出的轴孔直径计算如下表： 由于 d a 4
55 . 4 mm ? 500 mm
选择锻造齿轮
代号 轮毂处直径 D1 轮毂轴向长度 L 倒角尺寸 n 齿根圆处厚度 ? 0
结构尺寸计算公式
D1 ? 1 .6 d s
L ? (1 . 2 ~ 1 . 5 ) d s
n ? 0 .5 m 3
结果（mm） 105.6 99 0.975 7.8
? ( 2 .5 ~ 4 ) m 3
腹板最大直径 D 0 板孔分布圆直径 D 2 板孔直径 d 1 腹板厚度 C
231.125 168.36 31.38 22.2
D 2 ? 0 .5 ( D 0 ? D1 ) d 1 ? 0 . 25 ( D 0 ? D 1 )
C ? 0 .3 B 4
6、验证齿轮传动组中心距 验证两组齿轮设计是否合理：
a 2 ? 162 . 8 mm
大于 a 1 ? 117 . 75 mm
设计符合要求。 两组齿轮组的数据如下： 高速级 齿数 z 中心距 a(mm) 模数 m(mm) 齿宽 b(mm) 分 度 圆 直 径 d(mm) 30 117.75 1.5 45 45 50 190.5 127 低速级 38 162.8 1.95 74 74 80 251.6 129
7、轴的设计
在两级展开式减速器中，三根轴跨距应该相等，而中间轴跨距确定的自由度 较小，故一般先进行中间轴的设计，以确定跨距。
（一） 中间轴 II 的设计
1、选择材料及热处理方式 因中间轴是有两个齿轮，而该轴的材料应该和硬度高的齿轮材料一样。即和 小齿轮 3 的材料一样同为 45 Cr (调质) ，硬度为 260 HBS
2、初步计算轴的最小直径 d min 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径 d min ：
PII ? 3 . 84kw
n II ? 228.137
由【1】表 15-3 查选 A 0 ? 100 （由于无轴向载荷 A0 取较小值 ， A0 =112 ~ 97 ） 。
d min ? A 0 3 PII n II ? 100 ?
3 . 84 228 . 137
? 2 5 .63mm
d min ? 26 . 4 mm
该段轴上有一键槽将计算值加大 3%，取 d min ? 26 . 4 mm 此轴的最小直径 d min 即安装在轴端处的深沟球轴承直径 d 1 ，由【2】表 5.9 选取深沟球轴承的型号，既：6208 3、计算各段轴直径
d 2 ? d 1 ? 2 (1 ~ 2 ) ? 40 ? 2 ? 1 . 5 ? 43 mm h ? ( 0 . 07 ~ 0 . 1) d 2 ? 0 . 08 ? 43 ? 3 . 44 mm
d 1 ? 40 mm
d a ? 47 mm
d a ? 47 mm
d 2 ? 43 mm
h ? 3 . 44 mm
d 3 ? 49 . 88 mm
d 3 ? d 2 ? 2 h ? 43 ? 2 ? 3 . 44 ? 49 . 88 mm
d 4 ? 47 mm
d 4 ? d a ? 47 mm
4、计算各段轴的长度
l1 ? B ? ( 3 ~ 5 ) ? (10 ~ 15 ) ? 10 ? 18 ? 4 ? 8 ? 10 ? 40 mm
l1 ? 40 mm
l 2 ? 45 mm
l 3 ? 15 mm
l 2 ? B 2 ? 45 mm
l 4 ? 15 mm
l 3 ? 15 mm ( 估 )
l 5 ? 80 mm
l 4 ? (10 ~ 15 ) ? ( 3 ~ 5 ) ? 12 ? 3 ? 15 mm
l 6 ? 18 mm l 5 ? B 3 ? 80 mm l 6 ? B ? 18 mm
5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定 ①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定中间轴上 两齿轮力的作用点位置。 ②轴颈上安装的深沟球轴承 6208 ， 可知它的载荷中心， 也可为轴承宽的中心。
l6 2 ? 3 ? 13 ? 45 2 l2 2 ? 10 ? 57 . 5 mm
L1 ? 57 . 5 mm
L1 ? ? 18 2
( 3 ~ 5 ) ? (10 ~ 15 ) ?
L 2 ? 77 . 5 mm
? l3 ? ? l4 ?
? 15 ? ? 15 ?
L 3 ? 64 mm
? 77 . 5 mm ? 64 mm
L ? 199 mm
L ? L1 ? L 2 ? L 3 ? 57 . 5 ? 77 . 5 ? 64 ? 199 mm
（2）计算轴上的作用力及受力图 由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角
T II ? 1 . 61 ? 10 N ? mm
T II ? 1 . 61 ? 10 N ? mm
齿轮 2 ： F t 2 ?
2 ? 1 . 61 ? 10 190 . 5
? 1690 . 3 N
F t 2 ? 1690 . 3 N
F r 2 ? 615 . 2 N
F r 2 ? Ft 2 tan ? ? 1690 . 3 ? tan 20
? 615 . 2 N
Ft 3 ? 4351 . 4 N
齿轮 3 ： F t 3 ?
2 ? 1 . 61 ? 10 74
? 4351 . 4 N
F r 3 ? 1583 . 8 N
F r 3 ? Ft 3 tan ? ? 4351 . 4 ? tan 20
? 1583 . 8 N
（3）计算出支反力 作用点及作用力的简图：
① 绕支点 B 的力矩和
R AZ ? L ? F r 3 ? L 3 ? F r 2 ( L 2 ? L 3 ) ? 0
R AZ ? 199 ? 1583 . 8 ? 64 ? 615 . 2 ? ( 77 . 5 ? 64 ) ? 0
R AZ ? ? 90 . 9 N ? mm
R AZ ? ? 90 . 9 N ? mm
② 绕支点 A 的力矩和
R BZ ? L ? F r 2 ? L1 ? F r 3 ( L 2 ? L1 ) ? 0
R BZ ? 877 . 7
R BZ ? 199 ? 615 . 2 ? 57 . 5 ? 1583 . 8 ? ( 77 . 5 ? 57 . 5 ) ? 0
R BZ ? 877 . 7 N ? mm
? R AZ ? F r 3 ? F r 2 ? R BZ
? ? 90 . 9 ? 1583 . 8 ? 615 . 2 ? 877 . 7
计算无误 ④ 绕支点 B 的力矩和
R AY ? L ? Ft 2 ( L 2 ? L 3 ) ? Ft 3 ? L 3 ? 0
R AY ? 2694 N ? mm
R AY ? 199 ? 1690 . 3 ? ( 77 . 5 ? 64 ) ? 4351 . 4 ? 64 ? 0
R AY ? 2694 N ? mm
⑤ 绕支点 A 的力矩和
R BY ? L ? Ft 2 ? L1 ? Ft 3 ( L 2 ? L1 ) ? 0
R BY ? 3348 N ? mm
R BY ? 199 ? 1690 . 3 ? 57 . 5 ? 4351 . 4 ? ( 77 . 5 ? 57 . 5 ) ? 0
R BY ? 3348 N ? mm
⑥ 校核 ：
? R AY ? R BY ? F t 2 ? F t 3
? 2694 ? 3348 ? 1690 . 3 ? 4351 . 4
计算无误 （4）合弯矩 因为
? R AZ ? L1 ? R AY ? L1
? R BZ ? L 3 ? R BY ? L 3
? 152297 . 6
( R AZ ? L1 ) ? ( R AY ? L1 )
( ? 90 . 9 ? 57 . 5 ) ? ( 2694 ? 57 . 5 )
? 152297 . 6 N ? mm M ? ? ? M
( R BZ ? L 3 ) ? ( R BY ? L 3 )
? 238818 . 4
( 877 . 7 ? 64 ) ? ( 3348 ? 64 )
? 238818 . 4 N ? mm
比较 M D 与 M C ，则 M D 比 M C 大 ，D 点为危险截面点。 （5）弯扭合成 根据公式
其中： ? ? 0 . 6
T II ? 1 . 61 ? 10 N ? mm
W 由【1】表 15-4 选择无键槽
? 0 . 1 d a ? 0 . 1 ? 47
? 10382 . 3
W = 10382.3
?? ?1 ? 由【1】表 15-1 选择
?? ?1 ? ? 70 MPa
?? ?1 ? ? 70 MPa
? (? T 2 ) W
238818 . 4 ? ( 0 . 6 ? 161000 ) 10382 . 3
? 24 . 8 MPa ? 70 MPa
? ca ? 19 . 9 MPa
满足强度设计条件要求。
（二） 高速轴 I 的设计
由于该轴为齿轮轴，所以该轴的材料与齿轮 1 的材料同为 40 Cr （调质） ， 硬度为 260HBS 1、拟定轴上零件的装配方案：
2、初步计算轴的最小直径 d min 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径 d min ：
PI ? 3 . 9 6 kw
由【1】第 370 页表 15-3 查选 A 0 ? 100 （由于无轴向载荷 A0 取较小值 ， A 0 ? 100
A0 =112 ~ 97 ） 。
PI nI 3 .9 6 960
d min ? A 0 3
? 6 . 42 mm
d min ? 6 . 42 mm
该段轴上有一键槽将计算值加大 3%，取 d min ? 6 . 6 mm 此轴的最小直径 d min 即安装在轴端处的联轴器直径 d 5 ，由【2】第 115 页表
d 1 ? 20 mm
6.8 选取弹性柱销联轴器的型号，既：HL1Y 型
d 1 ? 20 mm d 2 ? 22 mm
d 2 ? 22 mm
验证联轴器是否符合要求:
T HL 1Y 型 ? 160 N ? m ? T I ? 39 . 394 N ? m n HL 1型 ? 7100 r mm ? n I ? 9 60 r mm
符合要求。 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径 应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴 段直径为：
d 4 ? 24 mm
d 4 ? 24 mm
d 1 ? 20 mm ? d min ? 6 . 42 mm
选取轴承时，由【2】第 95 页表 5.9 可得： 深沟球轴承 6206 3、计算各段轴直径
d 1 ? d ? 30 mm
d a ? 36 mm
d a ? 36 mm
d 1 ? 45 mm d 2 ? 52 mm
d 2 ? d 3 ? d a ? 36 mm
d 4 ? 24 mm d 4 ? 24 mm
d 5 ? 20 mm d 5 ? 20 mm
4、计算各段轴的长度
l1 ? B 1 ? 50 mm
l1 ? 50 mm
l 3 ? 16 mm
l 3 ? B ? 16 mm
l 2 ? 109 . 5 mm
l 2 ? L ? ( l 3 ? l1 ? 23 . 5 ) ? 199 ? (16 ? 50 ? 23 . 5 ) ? 109 . 5 mm
l 4 ? 55 mm l 4 ? 55 mm
l 5 ? 52 mm l 5 ? 52 mm (联轴器轴孔端的长度)
5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定 ①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定高速轴上 齿轮力的作用点位置。 ②轴颈上安装的深沟球轴承 6206 ， 可知它的载荷中心， 也可为轴承宽的中心。
L1 ? 55 mm
16 2 ? 142 . 5 mm
L 2 ? 142 . 5 mm
L ? 197 . 5 mm
? 109 . 5 ?
L ? L1 ? L 2 ? 55 ? 142 . 5 ? 197 . 5 mm
（2）计算轴上的作用力及受力图 由
于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角
T I ? 3 . 94 ? 10 N ? mm
Ft 1 ? 1751 N
T I ? 3 . 94 ? 10 N ? mm
齿轮 1 ： F t 1 ?
2 ? 3 . 94 ? 10 45
F r 1 ? 637 . 3 N
F r 1 ? Ft 1 tan ? ? 1751 ? tan 20
? 637 . 3 N
（3）计算出支反力 作用点及作用力的简图：
① 绕支点 B 的力矩和
R AZ ? L ? F r 1 ? L 2 ? 0
R AZ ? ? 460 . 8 N ? mm
R AZ ? 199 ? 637 . 3 ? 142 . 5 ? 0
R AZ ? ? 460 . 8 N ? mm
② 绕支点 A 的力矩和
R BZ ? L ? F r 1 ? L1 ? 0
R BZ ? 176 . 5
R BZ ? 199 ? 637 . 3 ? 55 ? 0 R BZ ? 176 . 5 N ? mm
? R AZ ? F r 1 ? R BZ
? ? 460 . 8 ? 637 . 3 ? 176 . 5
计算无误 ④ 绕支点 B 的力矩和
R AY ? L ? F t 1 ? L 2 ? 0
R AY ? ? 1266 N ? mm
R AY ? 199 ? 1751 ? 142 . 5 ? 0
R AY ? ? 1266 N ? mm
⑤ 绕支点 A 的力矩和
R BY ? 485 N ? mm
R BY ? L ? Ft 1 ? L1 ? 0
R BY ? 199 ? 1751 ? 55 ? 0 R BY ? 485 N ? mm
⑥ 校核 ：
? R AY ? F t 1 ? R BY
? ? 1266 ? 1751 ? 485
计算无误 （4）合弯矩 因为
? R AZ ? L1 ? R BY ? L 2
? 72455 . 2
( R AZ ? L1 ) ? ( R BY ? L 2 )
( ? 460 . 8 ? 55 ) ? ( 485 ? 142 . 5 )
? 72455 . 2 N ? mm
（5）弯扭合成 根据公式
? (? T ) W
其中： ? ? 0 . 6
T I ? 3 . 94 ? 10 N ? mm
W 由【1】表 15-4 选择无键槽
W = 14060.8
? 0 . 1 d a ? 0 . 1 ? 52
? 14060 . 8
?? ?1 ? 由【1】表 15-1 选择
?? ?1 ? ? 70 MPa
?? ?1 ? ? 70 MPa
? (? T I ) W
? ca ? 5 . 42 MPa
72455 . 2 ? ( 0 . 6 ? 39394 ) 14060 . 8
? 5 . 42 MPa ? 70 MPa
满足强度设计条件要求。
（三） 低速轴 III 的设计
由于该减速器为展开式齿轮传动，该轴有一个齿轮，所以该轴的材料与齿轮 4 的材料同为 45 钢（正火） ， 硬度为 220HBS 1、拟定轴上零件的装配方案：
2、初步计算轴的最小直径 d min 按扭矩-扭转剪切强度公式计算最小直径 d min ：
PIII ? 3 . 73kw
n III ? 67 . 241
A0 ? 1 1 0
由【1】表 15-3 查选 A0 ? 1 1 0 （由于无轴向载荷 A0 取较小值 ， A0 =126 ~ 103 ） 。
d min ? A 0 3 PIII n III ? 110 ?
3 . 73 67 . 241
d min ? 43 . 4 mm
该段轴上有一键槽将计算值加大 3%，取 d min ? 43 . 4 mm 此轴的最小直径 d min 即安装在轴端处的联轴器直径 d 1 ，由【2
】表 6.8 选取 弹性柱销联轴器的型号，既：HL4Y 型
d 1 ? 45 mm d 2 ? 48 mm
L ? 112 mm
d 1 ? 45 mm d 2 ? 48 mm
L ? 112 mm
验证联轴器是否符合要求:
T HL 4 Y 型 ? 1 250 N ? m ? T III ? 529 . 7 59 N ? m n HL 4Y 型 ? 2800 r mm ? n III ? 67 . 241 r mm
符合要求。 由于轴伸直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径 应尽可能以较小值增加，因此，轴伸段联轴器用套筒轴向定位，与套筒配合的轴 段直径为：
d 2 ? 50 mm
d 2 ? 50 mm
d 1 ? 45 mm ? d min ? 43 . 16 mm
选取轴承时，由【2】第 95 页表 5.9 可得： 深沟球轴承 6211 3、计算各段轴直径
d 1 ? 45 mm
d a ? 64 mm
d a ? 64 mm
d 1 ? 45 mm d 2 ? 50 mm
d 2 ? 50 mm
d 3 ? 55 mm d 3 ? d ? 55 mm
d 4 ? 64 mm
d 4 ? d 7 ? d a ? 64 mm
d 7 ? 64 mm
d 6 ? d 7 ? 2 (1 ~ 2 ) ? 64 ? 2 ? 1 ? 66 mm
d 6 ? 68 mm
h ? ( 0 . 07 ~ 0 . 1) d 6 ? 0 . 08 ? 68 ? 5 mm d 5 ? d 6 ? 2 h ? 68 ? 2 ? 5 ? 78 mm
d 5 ? 78 mm
4、计算各段轴的长度
l1 ? 60 mm ( 估选 ) l 2 ? B ? 21 mm l1 ? 60 mm ( 估选 ) l 2 ? 21 mm
l 3 ? L ? ( B 4 ? 10 ? l 2 ? 21 . 5 ) ? 199 ? ( 74 ? 10 ? 21 ? 21 . 5 ) ? 72 . 5 mm
l 4 ? 112 mm (联轴器轴孔端的长度)
l 3 ? 77 . 5 mm
l 4 ? 112 mm
5、弯扭合成强度条件校核计算 （1）轴上力的作用点及支点跨距的确定 ①齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点，因此可决定低速轴上 齿轮力的作用点位置。 ②轴颈上安装的深沟球轴承 6211 ， 可知它的载荷中心， 也可为轴承宽的中心。
l2 B4 2 l2 2 ? 74 2 21 2 ? 21 . 5 ? 21 2 74 2 ? 69 mm
? l 3 ? 10 ? ? 21 . 5 ?
? 72 . 5 ? 10 ?
L1 ? 130 mm
L 2 ? 69 mm
L ? L1 ? L 2 ? 130 ? 69 ? 199 mm
L ? 199 mm
（2）计算轴上的作用力及受力图 由于该减速器的齿轮组齿轮是一般的直齿圆柱齿轮，其压力角
T III ? 5 . 29 ? 10 N ? mm
齿轮 1 ： F t 4 ?
2 T III d4
2 ? 5 . 29 ? 10 308
? 3437 . 7 N
T III ? 5 . 29 ? 10 N ? mm
F t 4 ? 3437 . 7 N
F r 4 ? Ft 4 tan ? ? 3437 . 7 ? tan 20
? 1251 . 2 N
F r 4 ? 1251 . 2 N
（3）计算出支反力 作用点及作用力的简图：
② 绕支点 B 的力矩和
R AZ ? L ? F r 4 ? L 2 ? 0
R AZ ? 199 ? 1251 . 2 ? 69 ? 0
R AZ ? 423 . 2 N ? mm
R AZ ? 423 . 2 N ? mm
② 绕支点 A 的力矩和
R BZ ? ? 828
R BZ ? L ? F r 4 ? L1 ? 0
R BZ ? 199 ? 1251 . 2 ? 130 ? 0
R BZ ? ? 828 N ? mm
? R AZ ? F r 4 ? R BZ
? 1251 . 2 ? ( ? 828 )
计算无误 ④ 绕支点 B 的力矩和
R AY ? L ? Ft 4 ? L 2 ? 0
R AY ? 199 ? 3437 . 7 ? 69 ? 0
R AY ? ? 1162 . 8 N ? mm
R AY ? ? 1162 . 8 N ? mm
⑤ 绕支点 A 的力矩和
R BY ? L ? F t 4 ? L1 ? 0
R BY ? 199 ? 3437 . 7 ? 130 ? 0
R BY ? 2274 . 9 N ? mm
R BY ? 2274 . 9 N ? mm
⑥ 校核 ：
? R AY ? F t 4 ? R BY
? ? 1162 . 8 ? 3437 . 7 ? 2274 . 9
计算无误 （4）合弯矩 因为
? 167042 . 06
? R AZ ? L1 ? R BY ? L 2
( R AZ ? L1 ) ? ( R BY ? L 2 )
( 423 . 2 ? 130 ) ? ( 2274 . 9 ? 69 )
? 167042 . 06 N ? mm
（5）弯扭合成 根据公式
T III ? 5 . 29 ? 10
? (? T ) W
W = 25004.7 其中： ? ? 0 . 6
T III ? 5 . 29 ? 10 N ? mm
W 由【1】表 15-4 选择无键槽
?? ?1 ? ? 70 MPa
? 0 . 1 d 6 ? 0 . 1 ? 63 ? 2 5 004.7
?? ?1 ? 由【1】表 15-1 选择
?? ?1 ? ? 70 MPa
? ca ? 14 . 35 MPa
? (? T III ) W
167042 . 06
? ( 0 . 6 ? 529404 )
2 5 004.7 ? 14 . 35 MPa ? 70 MPa
满足强度设计条件要求。
总装草图如下：
C r ? 19 . 5 kN
（四）轴承的验证
4.1、高速轴 I 的轴承的验证 （1）选用 根据前面的设计可得知高速轴 I 两个轴承选用的是深沟球轴承 6206：
C r ? 19 . 5 kN
n 轴承 ? 9 500 r min
n I ? 960 r min ? n 轴承 ? 9 5 00 r min （该轴的转速小于该
? L h ? 19200 h
轴承的极限转速，符合选用要求） （2）验算 根据公式
?C ? ? Lh ? ? ? ? Lh 60 ? n ? P ? 10
? 其中： L h ? 8 ? 300 ? 8 ? 19200 h
f p ? 1 .1
F rA ? 1347 . 3 N ? mm F rB ? 516 . 12 N ? mm
根据公式：
P ? f p ? F r max
其中： f p 由【1】第 321 页表 13-6 选择 f p ? 1 . 1
F rA ? ? R AZ ? R AY
460 . 8 ? 1266
? 1347 . 3 N ? mm F rB ? ? R BZ ? R BY
P ? 1482 N ? mm
176 . 5 ? 485
? 516 . 12 N ? mm
比较 FrA 和 FrB 的大小，选择较大代入公式计算：
P ? f p ? F rA ? 1 . 1 ? 1347 . 3 ? 1482 N ? mm
L h ? 137760 . 7 h
? Cr ? ? ? 60 ? n I ? P ? 10 10
? 1 9 . 5 ? 10 3 ? ?? ? 977 . 654 60 ? 1440 ?
? ? 137760 . 7 h ? L h ? 19200 h
寿命符合条件要求。 4.2、中间轴 II 的轴承的验证 （1）选用 根据前面的设计可得知中间轴 II 两个轴承选用的是深沟球轴承 6208：
C r ? 29 . 5 kN
C r ? 29 . 5 kN
n 轴承 ? 8000 r min
n II ? 228 . 137 r min ? n 轴承 ? 8000 r min （该轴的
小于该轴承的极限转速，符合选用要求） （2）验算 根据公式
?C ? ? Lh ? ? ? ? Lh 60 ? n ? P ? 10
? 其中： L h ? 8 ? 300 ? 8 ? 19200 h
? L h ? 19200 h
根据公式：
P ? f p ? F r max f p ? 1 .1
其中： f p 由【1】表 13-6 选择 f p ? 1 . 1
F rA ? ? R
F rA ? 2695 . 5
90 . 9 ? 2 694
? 2695 . 5 N ? mm F rB ? ? R BZ ? R BY
F rB ? 3461 N ? mm
877 . 7 ? 3348
? 3461 N ? mm
比较 FrA 和 FrB 的大小，选择较大代入公式计算：
P ? f p ? F rA ? 1 . 1 ? 2695 . 5 ? 2965 . 5 N ? mm
P ? 2965 . 5 N ? mm
L h ? 54478 . 27 h
? Cr ? Lh ? ? ? 60 ? n II ? P ? 10 ? 10
? 29 . 5 ? 10 3 ?? 60 ? 278 . 69 ? 3043 . 15 ?
C r ? 43 . 2 kN
n 轴承 ? 6000 r min
? ? 54478 . 27 h ? L h ? 19200 h
寿命符合条件要求。 4.3、低速轴 III 的轴承的验证 （1）选用 根据前面的设计可得知低速轴 III 两个轴承选用的是深沟球轴承 6211：
C r ? 43 . 2 kN
n III ? 67 . 241 r min ? n 轴承 ? 6000 r min （该轴的转速小
? L h ? 19200 h
于该轴承的极限转速，符合选用要求） （2）验算 根据公式
?C ? ? Lh ? ? ? ? Lh 60 ? n ? P ? 10
? 其中： L h ? 8 ? 300 ? 8 ? 19200 h
f p ? 1 .1
F rA ? 1237 . 42 N ? mm
根据公式：
P ? f p ? F r max
其中： f p 由【1】表 13-6 选择 f p ? 1 . 1
F rA ? ? R AZ ? R AY
F rB ? 2420 . 9 N ? mm
423 . 2 ? 1162 . 8
? 1237 . 42 N ? mm F rB ? ? 828 R BZ ? R BY
P ? 2662 . 99
? 2274 . 9
? 2420 . 9 N ? mm
比较 FrA 和 FrB 的大小，选择较大代入公式计算：
L h ? 1057466 . 63 h
P ? f p ? F rA ? 1 . 1 ? 2420 . 9 ? 2662 . 99 N ? mm
60 ? n III 10
? Cr ? ? ? ? P ?
? 43 . 2 ? 10 3 ?? 60 ? 67 . 286 ? 2662 . 99 ?
? ? 1057466 . 63 h ? L h ? 19200 h
寿命符合条件要求。
五、平健联结的选用和计算 5.1、中间轴 II 大齿轮处键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为 43mm 则在【2】表 6.1 选择键的公称尺寸为：
b ? h ? 12 ? 8
b ? h ? 12 ? 8
t1 ? 3 . 3
t1 ? 3 . 3
该键为一般键联接 （2）以毂宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该毂宽为 63mm 因为键的长度 L 要比轴段略小， 即键的长度由 【2】 6.1 选择长度 L = 63mm 表 A 型（圆头） （3）校核 由【1】第 106 页，根据公式
? 2 T ? 10 kld
d ? 43 mm l ? 51 mm
其中： T ? T II ? 160 . 746 ? 10 N ? mm
?? ? ? 110 MP
l ? L ? b ? 63 ? 12 ? 51 mm
k ? 0 . 5 h ? 0 . 5 ? 8 ? 4 mm
?? ? 由【1】表 6-2 根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
? 36 . 65 MPa
? ? 110 MPa
2 T II ? 10 kld
2 ? 160 . 746 ? 10 4 ? 5 1 ? 43
? 36 . 65 MPa ? ?
? ? ? 110 MPa
强度条件符合要求。 5.2、中间轴 II 小齿轮处键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为 47mm 则在【2】表 6.1 选择键的公称尺寸为：
b ? h ? 14 ? 9
b ? h ? 14 ? 9
t1 ? 3 . 8
t1 ? 3 . 8
该键为一般键联接
（2）以毂宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该毂宽为 99mm 因为键的长度 L 要比轴段略小，即键的长度由参考资料【2】表 6.1 选择长 度 L = 70mm A 型（圆头） （3）校核 由【1】 ，根据公式
? 2 T ? 10 kld
d ? 47 mm l ? 56 mm k ? 4 . 5 mm
其中： T ? T II ? 160 . 746 ? 10 N ? mm
l ? L ? b ? 70 ? 14 ? 56 mm
?? ? ? 110 MPa
k ? 0 . 5 h ? 0 . 5 ? 9 ? 4 . 5 mm
?? ? 由【1】表 6-2 根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
? ? 110 MPa
2 T II ? 10 kld
? 27 . 144 MPa
2 ? 160 . 746 ? 10 4.5 ? 5 6 ? 47
? 27 . 144 MPa ? ?
? ? ? 110 MPa
强度条件符合要求。
b ? h ? 18 ? 11
5.3、低速轴 III 大齿轮处键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为 64mm 则在【2】表 6.1 选择键的公称尺寸为：
b ? h ? 18 ? 11
t1 ? 4 . 4
t1 ? 4 . 4
该键为一般键联接 （2）以毂宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该毂宽为 99mm 因为键的长度 L 要比轴段略小， 即键的长度由 【2】 6.1 选择长度 L = 80mm 表 A 型（圆头） （3）校核 由【1】 ，根据公式
? 2 T ? 10 kld
d ? 63 mm l ? 62 mm k ? 5 . 5 mm
其中： T ? T III ? 529 . 7 59 ? 10 N ? mm
?? ? ? 110 MPa
l ? L ? b ? 80 ? 1 8 ? 62 mm
k ? 0 . 5 h ? 0 . 5 ? 11 ? 5 . 5 mm
?? ? 由【1】表 6-2 根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
? 49 . 286 MPa
? ? 110 MPa
2 T II ? 10 kld
2 ? 529 . 7 59 ? 10 5 . 5 ? 62 ? 63
? 49 . 286 MPa ? ?
? ? ? 110 MPa
强度条件符合要求。
b ? h ? 14 ? 9
5.4 低速轴 III 轴端处联轴器的键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为 45mm 则在【2】表 6.1 选择键的公称尺寸为：
b ? h ? 14
t1 ? 3 . 8
t1 ? 3 . 8
该键为一般键联接 （2）以该段轴宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该段轴长为 109.5mm 因为键的长度 L 要比轴段略小， 即键的长度由 【2】 6.1 选择长度 L = 80mm 表 A 型（圆头） （3）校核 由【1】 ，根据公式
? 2 T ? 10 kld
d ? 4 5 mm
l ? 66 mm k ? 4 . 5 mm
其中： T ? T III ? 529 . 7 5 9 ? 10 N ? mm
d ? 45 mm l ? L ? b ? 80 ? 1 4 ? 66 mm k ? 0 . 5 h ? 0 . 5 ? 9 ? 4.5 mm
?? ? ? 110 MPa
?? ? 由【1】表 6-2 根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
? 79 . 2 MPa
? ? 110 MPa
2 T III ? 10 kld
2 ? 529 . 7 5 9 ? 10 4.5 ? 66 ? 45
? 79 . 2 Pa ? ?
? ? ? 110 MPa
强度条件符合要求。 5.5 高速轴 I 轴端处联轴器的键的选择 （1）以轴的直径大小选择键的宽和高 由前面的设计步骤可得该键处的轴直径为 20mm 则在【2】表 6.1 选择键的公称尺寸为：
b? h ? 6?6
b? h ? 6?6
t1 ? 2 . 8
t1 ? 2 . 8
该键为一般键联接 （2）以该段轴宽选择键的长度 由前面的设计步骤可得该段轴宽为 52mm 因为键的长度 L 要比轴段略小，即键的长度由【2】第 110 页表 6.1 选择长 度 L = 40mm A 型（圆头） （3）校核 由【1】第 106 页，根据公式
? 2 T ? 10 kld
其中： T ? T I ? 39 . 394 ? 10 N ? mm
l ? L ? b ? 40 ? 6 ? 34 mm
?? ? ? 110 MPa
k ? 0 . 5 h ? 0 . 5 ? 6 ? 3 mm
?? ? 由【1】表 6-2 根据：轴、齿轮、键三者都是钢材料、轻微冲击，
? ? 110 MPa
? 38 . 6 MPa
2 T I ? 10 kld
2 ? 39 . 394 ? 10 3 ? 3 4 ? 20
? 38 . 6 MPa ? ?
? ? ? 110 MPa
强度条件符合要求。
六、润滑方式
由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于 12m/s，故齿轮的润滑方 式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大， 故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986） ，牌号选 68 号。润滑油在油 池中的深度保持在 68——80mm 之间。 轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂 （SY1413 ——1980） 。牌号为 ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油 进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承
与箱体内壁之间设置挡油环。
七、箱体及其附件结构设计
（一）箱体的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计。 1、确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度，首先确定
合理的箱体壁厚 ? 。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2、合理设计肋板； 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。 3、合理选择材料； 因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大， 所以箱体可用灰铸铁制成。
（二）附件的结构设计
1、检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于 检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。 2、放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体 底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。 放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 3、油标 油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 4、通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压 增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤 网可减少灰尘进入。 5、起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设 有吊耳，它们就组成了起吊装置。 6、起盖螺钉 为便于起盖，在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺 钉顶起箱盖。 7、定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与 装配精度。
减速器铸造箱体的结构尺寸
名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座 箱体凸缘厚 箱盖 度 箱座底 箱座 加强肋厚 箱盖 地脚螺钉直径和数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖和箱座联接螺栓直径 高速轴 轴承盖螺钉 中间轴 直径和数目 低速轴 高速轴 轴承盖外径 中间轴 低速轴 观察孔盖螺钉直径 公式 数值(mm)
δ =0.025a+3≥8 δ 1=0.02a+3≥8 b=1.5δ b1=1.5δ b2=2.5δ m≈0.85δ m1≈0.85δ df=0.036 a 2 +12 d1=0.72 df d2=0.6 df
8 8 12 12 20 6.8 6.8 M18 n=4 M16 M12 M8 n=4
d3 =（0.4-0.5）df M8 M10 102 D2=D+5d3 120 150 d4=0.4 df M8 24 C1 22 18
df 、 d1 、 df d2
至箱外壁距 离
df 、 d1 、 df d2
至凸缘边缘 的距离
22 C2 20 16 Δ 1>1.2δ Δ 2>δ l1=C2+C1+(5～10) 10 10 50
大齿轮齿顶圆与内壁距离 齿轮端面与内壁距离 外壁至轴承座端面的距离
课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会， 从事职业工作前一个必不少的过程．”千
里之行始于足下”，通过这次课程设计， 我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏 实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础． 说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫 回味这 3 周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学 会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多， 另我有了一中”春眠不知晓”的感 悟． 通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．课程设计过 程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有 2 次因为不小心我计算出错， 只能毫不情意地重来．但一想起周伟平教授，黄焊伟总检平时对我们耐心的教导， 想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世 人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定呀养成一种高 度负责，认真对待的良好习惯．这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得 的磨练． 短短三周是课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺 乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的 课程，今天才知道自己并不会用．想到这里，我真的心急了，老师却对我说，这 说明课程设计确实使我你有收获了．老师的亲切鼓励了我的信心，使我更加自信． 最后，我要感谢我的老师，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我， 是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀．今天我 为你们而骄傲，明天你们为我而自豪
参考文献： [1]濮良贵，纪名刚《机械设计》(第八版).北京：高等教育出版社，2006. [2]周元康，林昌华，张海兵.《机械设计课程设计》北京：重庆大学出版社，2011.
明 德 学 院机械设计课程设计说明书院 系： 年 级： 班 级： 学 号： 姓 名：明德学院机电系 09 级 机电 091
刘 鹏专 业： 机械设计制造及其自动化目录机械设计课程设计任务书….......………………...…
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