二级减速器的课程设计

第一篇：二级减速器的课程设计

二级减速器的课程设计 减速器, 课程, 设计

第一章 二级斜齿轮减速器结构及其计算

3.1 设计任务

设计带式运输机的减速传动装置；

（1）已知条件：运输带工作拉力F=5100N，运输带工作速度V=1.1m/s，卷筒直径D=350mm.（2）传动装置简图，如下：

图 3-3.1

(3)相关情况说明

工作条件：一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作有粉尘；

使用寿命：十年（大修期三年）；

生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮。

动力来源：电力，三相交流（220/380V）；

运输带速度允许误差 5%。3.2传统方法设计设计过程

1.总体传动方案

初步确定传动系统总体方案如图3-3.1所示。二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率ηa

＝0.972×0.983×0.99×0.98＝0.86；

η =0.97为齿轮的效率（齿轮为8级精度），η =0.98为轴承的效率（磙子轴承），η =0.99为弹性联轴器的效率，=0.98为刚性联轴器

2.电动机的选择

电动机所需工作功率为： P0＝Pw/ηa＝5.61/0.86=6.5kw 卷筒轴工作转速为n＝60.02r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i ＝8～40，则总传动比合理范围为i ＝8～40，电动机转速的可选范围为n ＝i ×n＝（8～40）×60.02＝480～2400r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M—6的电动机，额定功率为7.5kW，额定电流17.0A，满载转速n ＝970 r/min，同步转速1000r/min。

3.传动装置的总传动比和传动比分配

（1）总传动比

由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为i ＝n /n＝

970/60.02＝16.16（2）传动装置传动比分配 i＝i =16.16为减速器的传动比。（3）分配减速器各级传动比

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查的i1=4.85,i2=i/i1=3.33

4.传动装置运动和动力参数的计算

（1）各轴转速

Ⅰ轴 nI＝n =970r/min Ⅱ轴 nII＝nI/ i1＝200 r/min Ⅲ轴 nIII＝nII/ i2＝60.06 r/min

卷筒轴 nIV=nIII=60.06

（2）各轴输入功率

Ⅰ轴 PI＝P0×η3＝6.5×0.99＝6.44 kW Ⅱ轴 PII＝PI×η1×η2＝6.44×0.97×0.98＝6.12 kW Ⅲ轴 PIII＝PII×η1×η2＝6.12×0.97×0.98＝5.82 kW 卷筒轴 PIV= PIII×η2× =5.82×0.98×0.98=5.59 kW

（3）各轴输入转矩

电动机轴输出转矩 T0=9550×P0/ n =63.99 N.m

Ⅰ轴 TI＝T0×η3=63.35 N.m Ⅱ轴 TII＝TI×i1×η1×η2=292.07 N.m Ⅲ轴 TIII＝TII×i2×η1×η2=924.55 N.m

卷筒轴 TIV= TIII×η2× =887.94 N.m

5.齿轮的设计计算

（一）高速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

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斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），齿面硬

度为200HBS，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

核持面接触疲劳强度。

（1）计算小齿轮传递的转矩T1＝63.35N•m

（2）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z1＝25，z2＝i1 z1＝4.85×25＝121 传动比误差 i＝u＝z2/ z1＝121/25＝4.84 Δi＝（4.85-4.84）/4.85＝0.21％ 5％，允许

（3）初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得 ＝1

（4）初选螺旋角

初定螺旋角 ＝12（5）载荷系数K 载荷系数K＝KA K V K K =1×1.17×1.4×1.37＝2.24

（6）齿形系数Y 和应力修正系数Y 查得Y ＝2.58 Y ＝2.16 Y ＝1.599 Y ＝1.81

（7）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝1.69，重合度系数为Y ＝0.684

（8）螺旋角系数Y

纵向重合度系数 =1.690，Y ＝0.89

（9许用弯曲应力

安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×271.47×1×7×300×2×8＝5.473×10 大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝5.473×10 /6.316＝0.866×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

比较 , 取

(10)计算模数

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取

(11)初算主要尺寸 初算中心距 ,取a=355mm

修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数

圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.6，又Y =0.930，Y =0.688。从而得

满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（1）载荷系数，，（2）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（3）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 , 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；

安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：

取

（4）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。

（二）低速级齿轮传动的设计计算 １．齿轮材料，热处理及精度

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斜齿轮

（1）齿轮材料及热处理

大小齿轮材料为45钢。调质后表面淬火，齿面硬度为40～50HRC。经查图，取 ＝ ＝

1200MPa，＝ ＝370Mpa。

（2）齿轮精度

按GB/T10095－1998，选择６级，齿根喷丸强化。

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

核持面接触疲劳强度。

（10）计算小齿轮传递的转矩 ＝ kN•m

（11）确定齿数z 因为是硬齿面，故取z ＝33，z ＝i z ＝3.92×33＝129 传动比误差 i＝u＝z / z ＝129/33＝3,909

Δi＝ ＝0.28％ 5％，允许（12）初选齿宽系数

按非对称布置，由表查得 ＝0.6

（13）初选螺旋角

初定螺旋角 ＝12（14）载荷系数K 使用系数K 工作机轻微冲击，原动机均匀平稳，所以查表得K ＝1.25 动载荷系数K 估计齿轮圆周速度v＝0.443m/s 查图得K ＝1.01;齿向载荷分布系数K 预估齿宽b＝80mm 查图得K ＝1.171，初取b/h＝6，再查图得K ＝

1.14

齿间载荷分配系数 查表得K ＝K ＝1.1 载荷系数K＝K K K K =1.25×1.01×1.1×1.14＝1.58

（15）齿形系数Y 和应力修正系数Y 当量齿数 z ＝z /cos ＝19/ cos ＝35.26

z ＝z /cos ＝120/ cos ＝137.84 查图得Y ＝2.45 Y ＝2.15 Y ＝1.65 Y ＝1.83

（16）重合度系数Y 端面重合度近似为 ＝【1.88-3.2×（）】cos ＝【1.88－3.2×（1/33＋1/129）】×cos12

＝1.72 ＝arctg（tg /cos）＝arctg（tg20 /cos12）＝20.41031

＝11.26652 因为 ＝ /cos，则重合度系数为Y ＝0.25+0.75 cos / ＝0.669

（17）螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝ ＝1.34,取为1

Y ＝1－ ＝0.669（18）许用弯曲应力

安全系数由表查得S ＝1.25 工作寿命两班制，7年，每年工作300天

小齿轮应力循环次数N1＝60nkt ＝60×43.09×1×7×300×2×8＝8.687×10

大齿轮应力循环次数N2＝N1/u＝8.687×10 /3.909＝2.22×10 查图得寿命系数 ,;实验齿轮的应力修正系数 ,查图取尺寸系数

许用弯曲应力

比较 , 取

(10)计算模数

按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取

(11)初算主要尺寸

初算中心距 ,取a=500mm

修正螺旋角 分度圆直径 齿宽 ,取 , ，齿宽系数(12)验算载荷系数

圆周速度 查得 按，查得，又因，查图得，则K＝1.611，又Y =0.887，Y =0.667。从而得

满足齿根弯曲疲劳强度。3．校核齿面接触疲劳强度（5）载荷系数，，（6）确定各系数 材料弹性系数 查表得 节点区域系数 查图得 重合度系数 查图得 螺旋角系数（7）许用接触应力 试验齿轮的齿面接触疲劳极限 寿命系数 查图得，；工作硬化系数 ；

安全系数 查表得 ；尺寸系数 查表得，则许用接触应力为：

取

（8）校核齿面接触强度，满足齿面接触疲劳强度的要求。二.具体二级齿轮减速器轴的方案设计

（1）高速轴I材料为20CrMnTi,经调质处理，硬度为241~286HBS，查得对称循环弯曲许用应力。按扭转强度计算，初步计算轴径，取

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

（2）轴II材料为45钢，经调质处理，硬度为217~255HBS，查得对称循环弯曲许用应力。

按扭转强度计算，初步计算轴径，取，取安装小齿轮处轴径

（3）轴III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。

按扭转强度计算，初步计算轴径，取

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

轴I，轴II，轴III的布置方案与具体尺寸分别如图2—8，图2—9，图2—10所示。

图2—8

图2—9

图2—10

第三节 轴承的选择及寿命计算

（一）第一对轴承 齿轮减速器高速级传递的转矩

具体受力情况见图3—1（1）轴I受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

图3—1

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32014 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ① 计算轴承A受的径向力

轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷

由于，即B轴承放松，A轴承压紧

由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.43，则 , 轴承B e=0.43，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算

（二）第二对轴承 齿轮减速器低速级传递的转矩

具体受力情况见图3—2（1）轴II受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32928 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷 由于，即B轴承放松，A轴承压紧

由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.36，则 , 轴承B e=0.36，则

⑤轴承寿命 计算 因，按轴承A计算

图3—2

（三）第三对轴承 具体受力情况见图3—3（1）轴III受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力

（2）计算轴上的支反力 经计算得垂直面内

水平面内（3）轴承的校核 初选轴承型号为32938 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 ①计算轴承A受的径向力 轴承B受的径向力 ②计算附加轴向力 查表得3000型轴承附加轴向力

则 轴承A，轴承B ③计算轴承所受轴向载荷，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 ④计算当量载荷 轴承A e=0.48，则 , 轴承B e=0.48，则 ⑤轴承寿命 计算 因，按轴承B计算

图3—3

由于

试设计一带式输送机减速器的斜齿圆柱齿轮传动。已知输入功率P1＝40kW，小齿轮转速n1＝960r/min，齿数比u＝3.2，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变，试设计此传动。

[解]

1．选精度等级、材料及齿数

1)材料及热处理仍按直齿轮传动例题：大、小齿轮都选用硬齿面。由表1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为48～55HRC；

2)精度等级仍选7级精度；

3)仍选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=77；

4)初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

齿面接触强度计算公式为：

1)确定公式内的各计算数值

(1)试选Kt=1.6。

(2)由图10查取区域系数ZH=2.433。

(3)由图8查得端面重合度

εα1=0.78，εα2=0.87，则 εα=εα1+εα2=1.65。

(4)许用接触应力 =1041.5 MPa。

2)计算

(1)试算小齿轮分度圆直径d1t

mm =60.49 mm

(2)计算圆周速度

(3)计算齿宽b及模数mnt

h=2.25 mnt=5.51mm b/h=9.88

(4)计算纵向重合度εβ

(5)计算载荷系数K

已知使用系数 =l。

根据v=3.04m/s,7级精度，由图5查得动载系数 =l.11；

由表4查得接触强度计算用的齿向载荷分布系数 =1.41； 由图6查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数 =1.37。

由表3查得齿间载荷分配系数 = =1.2。

故载荷系数

(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

(7)计算模数mn

3．按齿根弯曲强度设计

由式

1)确定计算参数

(1)计算载荷系数

(2)根据纵向重合度 =1.713，从图9查得螺旋角影响系数Yβ=0.8。

(3)计算当量齿数

(4)查取齿形系数

由表5查得YFa1=2.592；YFa2=2.2l1

(5)查取应力校正系数

由表5查得Ysa1=1.596；Ysa2=1.774

(6)计算大、小齿轮的 并加以比较

小齿轮的数值大。

2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数mn略大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法向模数，按表12，取标准模数mn=2.5mm，可满足弯曲强度。为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径d1=63.83mm，由

，取z1=25，则z2=uz1=80。

4.几何尺寸计算

1)计算中心距

将中心距圆整为135mm。

2)按圆整后的中心距修正螺旋角

因β改变不多，故参数εα,Kβ,ZH等不必修正。

3)计算大、小齿轮的分度圆直径

4)计算齿轮宽度

圆整后取B2=58mm；B1=63mm。

5.结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸按图11荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)，并绘制大齿轮零件图(从略)。

第二篇：二级减速器课程设计

目 录

一．设计任务书……………………………………………………1 二．传动方案的拟定及说明………………………………………3 三．电动机的选择…………………………………………………3 四．计算传动装置的运动和动力参数……………………………4 五．传动件的设计计算……………………………………………5 六．轴的设计计算…………………………………………………14 七．滚动轴承的选择及计算………………………………………26 八．箱体内键联接的选择及校核计算……………………………27 九．连轴器的选择…………………………………………………27 十．箱体的结构设计………………………………………………29

十一、减速器附件的选择……………………………………………30

十二、润滑与密封……………………………………………………31

十三、设计小结………………………………………………………32

十四、参考资料………………………………………………………33

第三篇：二级减速器课程设计心得体会

导语：这是我第一次用汇编语言来设计一个小程序，历时一周终于完成，其间有不少感触。以下是小编整理二级减速器课程设计心得体会的资料，欢迎阅读参考。

首先就是借鉴.鲁迅先生曾说过要“拿来”，对，在这次课程设计中，就要“拿来”不少子程序，比如将ascii码转换成bcd码，将bcd码转换成压缩bcd码，将压缩bcd码转换成ascii码等，这些子程序的设计是固定的，因此可以直接从指导资料中调用，至于设置光标的子程序，只需要修改几个参数就可以，这大大方便了我的设计，为我节省了很多的时间。还有就是指导老师提供的资料很重要.这次课程设计的大部分程序，都可以在李老师提供的资料中找到，这对我的程序设计很有帮助，从这些资料中，我可以看出这个时钟程序的基本流程，修改一些程序就可以实现这个时钟的基本功能，添加一些程序就可以实现这个时钟的附加功能，可以说，如果没有李老师提供的源程序，我将面临很大的困难。

一、设计的目的和意义

ⅱ设计的目的：

1、熟悉巩固所学的理论知识与实践技能。

2、学习掌握工程初步设计的基本技能。

3、培养学生查阅技术资料的能力，培养学生综合运用所学理论知识和实践知识独立完成课题的工作能力。

ⅱ、设计的意义：

数字钟是一种用数字电路技术实现时、分、秒计时的装置，与机械式时钟相比具有更高的准确性和直观性，且无机械装置，具有更长的使用寿命，因此得到了广泛的使用。数字钟从原理上讲是一种典型的数字电路，其中包括了组合逻辑电路和时序电路。

因此，我们此次设计数字钟就是为了了解数字中的原理，从而学会制作数字钟。而且通过数字钟的制作进一步的了解各种在制作中用到的中小规模集成电路的作用及使用方法。且由于数字钟包括组合逻辑电路和时序电路。通过它可以进一步学习和掌握各种组合逻辑电路和时序电路的原理与

二、设计原理

数字电子钟由信号发生器、“时、分、秒”计数器、译码器及显示器、校时电路、整点报时电路等组成。秒信号产生器是整个系统的时基信号，它直接决定计时系统的精度，一般用555构成的振荡器加分频器来实现。将标准秒脉冲信号送入“秒计数器”，该计数器采用60进制计数器，每累计60秒发出一个“分脉冲”信号，该信号将作为“分计数器”的时钟脉冲。“分计数器”也采用60进制计数器，每累计60分，发出一个“时脉冲”信号，该信号将被送到“时计数器”。“时计数器”采用24进制计数器，可以实现一天24h的累计。译码显示电路将“时、分、秒”计数器的输出状态经七段显示译码器译码，通过六位led显示器显示出来。整点报时电路是根据计时系统的输出状态产生一个脉冲信号，然后去触发音频发生器实现报时。校时电路是来对“时、分、秒”显示数字进行校对调整。

第四篇：机械设计课程设计(二级展开式减速器)

二级展开式圆柱齿轮减速器-机械设计课程设计

目 录

l 设计任务.....................................................2 电动机的选择计算............................................3 传动装置的运动和动力参数计算..............................4 带传动的设计计算..........................................5 传动零件的设计计算.............................................6 轴的结构设计和强度校核.......................................7 滚动轴承的选择及计算..........................................8 箱体内键连接的选择及校对...........................9 箱体的结构设计......................................10 联轴器的选择.................................................11 减速器附件的选择............................................12 润滑与密封..............................................13 参考文献.....................................................14 设计小结....................................................xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

一、设计任务

1、设计题目:用于带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器

2、系统简图:

3、工作条件:工作有轻微振动，经常满载、空载起动、两班制工作，运输带允许速度误差为 ，，减速器小批量生产，使用寿命八年，每年按300天计。

4、原始数据 已知

输送带拉力F(KN)2.4 输送带速度v(m/s)1.4 滚筒直径D(mm)400

5、设计工作量: 1.减速器装配图一张(1号图纸)2.零件工作图二张(传动零件、轴各一张)3.设计计算说明书一份(A4纸，6000-8000字)

二、电动机的选择计算

如系统简图所示的胶带运输带的有效拉力F=2.4KN，工作速度v=1.4m/s,传动滚动直径D=400mm，电源为三相交流，电压为380/220V试选择电动机。工作条件:单向运转，有轻微振动，空载起动，单班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为?5%。

1.选择电动机系列

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压为380V,Y系列。

.选择电动机功率 2 FV2400，1.4,3.36,P= kw W10001000 传动装置的总效率: ，0.96 V带传动效率 b 圆柱齿轮的传动效率 η=0.97 g 2 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 一对滚动轴承的效率 η=0.98 r 联轴器的效率 η=0.99 c 传动滚筒效率 η=0.96 滚筒 32，，，, 卷筒bcrg 传动总效率

32，0.96，0.99，0.98，0.98，0.96,0.82 所需电动机功率 3.36Pw,4.1==kw Pr0.82, 3.电动机的转速 ,6060，1.4滚筒转速 ==66.88r/min n,W3.14，0.4,D iV带=2~4 b i双级圆柱齿轮 =8~40 g i=16~160 取i=16~40 n=1070~2675 r/min 取n=1500 r/min 通过比较决定选择电动机型号为Y132S-4, 同步转速为1440r/min，所选电动机的

数据和安装尺寸如下表

5.5 电动机外伸轴直径D/mm 38 额定功率P/kw 0 1440 电动机外伸轴长度E/mm 80 满载转速n(r/min)0 额定扭矩 2.2 电动机中心高H/mm 132

三、传动装置的运动及动力参数计算

1、分配传动比

电动机的满载转数n=1440r/min 0 3 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 总传动比 I= n/n= 1440/66.88=21.5总 0w 分配传动装置各级传动比，取带传动传动比 i,2.5i,ii,iiibbgb12 ii,i/i,21.5/2.5,8.6 12b 令，代入上式求得: i,1.3i12 高速级传动比，低速级传动比。i,2.57i,3.3521

2、各轴功率、转速和转矩的计算 a.各轴转速 1轴转速 n,n/i,1440/2.5,576r/min1mb 2轴转速 n,n/i,576/3.35,171.9r/min 211 3轴转速 n,n/i,171.9/2.57,66.9r/min322 n,n,66.9r/min卷筒轴转速 43 b.各轴功率

P,P，5.5，0.96,5.28kW1轴功率 1nb P,P，,5.28，0.98，0.97,5.02kW2轴功率 21rg P,P，,5.02，0.98，0.97,4.77kW3轴功率 32rg P,P，,，，4.77，0.98，0.99,4.63kW卷筒轴功率 43rcc.各轴转矩 3电机轴 T,9550P/n,9550，5.5/1440，10N,mm,36476N,mmnm0 31轴 T,9550P/n,9550，5.28/576，10N,mm,87542N,mm111 3T,9550P/n,9550，5.02/171.9，10N,mm,278889N,mm2轴 222 3T,9550P/n,9550，4.77/66.9，10N,mm,680919N,mm3轴 333 3T,9550P/n,9550，4.63/66.9，10N,mm,660934N,mm卷筒轴 ww4 4 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 计算结果如下表: 轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴 参数 转速 n,171.9n,66.9n,66.9n,1440n,576234m,11 n/(r,min)P,5.5P,4.77P,4.63P,5.28P,5.02功率P/kW n3412 转矩 T,680919T,36476T,87542T,278889T,66091430124T/N?mm 传动比i 2.5 3.35 2.57 1 效率η 0.95 0.95 0.95 0.97

四、带传动的设计计算 P1 确定设计功率 d 由《机械设计》表5-6查K=1.1 A P,K,P,1.1，5.5kW,6.05kWdAn 2 选择V带型号

Pn选择V带的带型，由图8-11选用A型 ca0 dv3 确定带轮的基准直径并验算带速 d d?初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，查取A型带轮，应 D,75mmd1min使D,D，小带轮转速较低，选。D,100mm1min1 验算带速v ,D3.14，100，1440nv，,7.536m/s 60，100060，1000 D带速在5~25m/s之间，选择合适。1 D,iD(1，),2.5，100，(1,0.01),247.5mm 21 D,250mm参考表8-8给出的带轮直径系列，取。2 250,247.5,0.01，5%转速误差 247.5 5 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 4 确定中心距a和带长 Ld 由式(8-20)0.7(D，D),a,2(D，D)12012 245mm,a,700mm0 初选 a,400mm0 2(D,D)，21带长 L,2a，(D，D)，,1364mm012d24a0查表8-2取 L,mm1400d L,L,dd中心距 a,a，,418mm02 a的调整范围

a,a,0.015L,397mm mind a,a，0.03L,460mmmaxd 验算包角

DD,21 ，180:,，57.3:,159.4:1a 6 确定V带根数 Pdz,按式(P，,P)KK00ac P,1.32kW由表8-9a,插值求得得 0 ,P,0.17kW由表8-4b查得 0 K,0.95由表8-12查得 a K,0.96由表8-8查得 L 代入求根数公式，得

P6.05dz，,4.45 PPKK(，,)(1.32，0.17)，0.95，0.9600aL 取z=5,符合表5-7推荐的轮槽数。F7 确定初拉力 0 6 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 查表8-3得 q,0.1kg/m P2.52d F,500(,1)，qv,136.7N0zvKa 8 计算作用在轴上的压力F Q ,1F,2zFsin,1345N Q02 9带轮结构设计

? 小带轮结构采用实心式电动机表8-11查的，D,38mm,e,15,0.4,f,90。轮毂宽，L,(1.5~2)，D,57~76mmB,(z-1)e，zf,105mm0带带轮

五、传动零件的设计计算

?--?轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比3.35)

1、选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理

选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选取精度等级7级(3)试选小齿轮齿数Z =23，大齿轮齿数Z ?77 11

2、按齿面接触强度设计: 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 按式(10-9)试算，即 ZZZKTu，212,HE3d,(),u,dH

3、确认公式中的各计算数值

(1)由图10-20选取区域系数ZH= 2.5(2)由表8-18选取尺宽系数Фd =1(3)由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa 7 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书(4)由式10-13计算应力循环次数 N=60njL=605761(230088)=1.3310，，，，,h11 8 N=N/3.35=3.9710，12(5)由图8-5查得接触疲劳寿命系数为1和1(6)接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ，,HlimHlim1Hlim2(7)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得 Z720,HNlim1 =720Mpa ，，,H1S1H Z580,HNlim2 =580Mpa ，，,H2S1H ， ,=580Mpa H

4、计算载荷系数K(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25 根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1(2)(3)由表8-5查得 K,1.1, K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, Z(4)确定重合度系数 , 11 ，1.88,3.2(，),1.7 zz12 4，Z, =0.88 ,3(5)所需小齿轮直径d1 ZZZKTu，212HE,3d,()1,u,dH 8 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 2，1.59，875423.35，1190，2.5，0.8823 ==57.26mm ，()13.35580 d1 模数m==2.49 z

5、根据齿根弯度强度设计 由式(10-17)YY2KTFS1， ，m32，，zFd1 确定计算参数

1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限,=300Mpa;大齿轮,=220Mpa F1F2 2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)计算许用应力

取安全系数S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5)查取齿型系数和应力校正系数 YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 YYFS，6)计算大、小齿轮的并比较 ，,F YYF1S1， =0.01092 ，,F1 YY，F2S2 =0.01434 ，,F2 大齿轮的数值大 7)载荷系数K=1.59 9 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 8)设计计算

2，1.59，875423 ?1.96 m，0.0143421，23

6、标准模数的选择 由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的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，可取由弯度强度算得的模数1.96优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1=57.26mm。

1)小齿轮的齿数 Z1=d1/m=28.6,取z1=28 2)大齿轮的齿数

Z2=z1×3.35=93.8,取z2=94

7、几何尺寸计算 1)计算中心距，z，zm12 =122mm;a,2 2)计算大、小齿轮的分度圆直径

=×m=28×2=56mm;=×m=94×2=188mm, dzdz1122 计算齿轮宽度 b，，d =56mm d1 小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=60mm，B2=56mm ?--?轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比2.57)

1、选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理

选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。(2)选取精度等级7级(3)试选小齿轮齿数Z =30，大齿轮齿数Z =77 11 10 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

2、按齿面接触强度设计: 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 按式(10-9)试算，即 KTu，ZZZ212,HE3 d,(),u,dH

3、确认公式中的各计算数值

(1)由图10-30选取区域系数ZH= 2.5(2)由表10-7选取尺宽系数Фd =1(3)由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa(4)由式10-13计算应力循环次数

8L N=60nj=60171.91(230088)=3.9610，，，，,h11 8 N=N/2.57=1.5410，12(5)由图10-19查得接触疲劳寿命系数为1和1(不许出现点蚀)(6)接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ，,HlimHlim1Hlim2(7)计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得 Z720,HNlim1 ，，=720Mpa ,H1S1H Z580,HNlim2 ，，=580Mpa ,H2S1H ，, =580Mpa H

4、计算载荷系数K(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25(2)根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1 K,1.1(3)由表8-5查得 , K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, 11 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 Z(4)确定重合度系数 , 11 ，1.88,3.2(，),1.732zz12 4， Z,=0.87 ,3(6)所需小齿轮直径d1 KTu，ZZZ212HE,3 d,()1,u,dH 2，1.59，6809192.57，1190，2.5，0.8723，()==115mm 12.57580 d1 模数m==3.83 z

5、根据齿根弯度强度设计 17)由式(10-2KTYYFS1， ，3m2，，zFd1 确定计算参数 ，1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限=300Mpa;大齿轮=220Mpa F1F2 2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)计算许用应力

取安全系数S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5)查取齿型系数和应力校正系数 YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 12 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 YYFS，6)计算大、小齿轮的并比较 ，,F YYF1S1， =0.01092 ，,F1 YYF,2S,2 =0.01434 ，,F2 大齿轮的数值大 7)载荷系数K=1.59 8)设计计算

2，1.59，6809193 ?3.25 m，0.0143421，30

7、标准模数的选择

由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的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，可取由弯度强度算得的模数3.2优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1= 115mm。

3)小齿轮的齿数 Z1=d1/m=38.3,取z1=38 4)大齿轮的齿数

Z2=z1×2.57=97.7, 取z2=98

7、几何尺寸计算 1)计算中心距，z，zm12 =204mm a,2 2)计算大、小齿轮的分度圆直径

=×m=38×3=114mm;=×m=98×3=294mm, dzdz1122 计算齿轮宽度 b，，d =114mm d1 小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=120mm，B2=114mm 13 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

六、轴的结构设计和强度校核 第一部分 轴的设计(一)结构设计

1、初选轴的最小直径

选取轴的材料为45#钢，热处理为调质。A 取=110，=30~40Mpa ，,0 P1dA3 1轴 23.02mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取=25mm ，d110n1 P23 2轴 d,A,33.87mm，取=35mm d202n2 P33dd,A,45.6 3轴 mm，取=46mm 330n3

2、初选轴承

1轴高速轴选轴承为7207C 2轴中间轴选轴承为7208C 3轴低速轴选轴承为7211C 各轴承参数见下表

基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN 轴承代号 d D B da Da 动载荷Cr 静载荷Cor 7207C 35 72 17 42 65 23.5 17.5 7208C 40 80 18 47 73 36.8 30.8 7211C 55 100 21 64 91 42.8 36.8

3、确定轴上零件的位置和定位方式 14 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

1轴:由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率，将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载。

2轴:低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮。低速啮合齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角 接触球轴承承载。

3轴:采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的 重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。(?)高速轴的结构设计

1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: A)为了满足V带轮的轴向定位，此段设计应与带轮轮毂孔的设 计同步进行 选为25mm。

选毡圈油封，查表8-27，选取毡圈30JB/ZQ4606—1997，则d2=30mm B)C)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用7207C 型，该段直径定位35mm。

D)该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。E)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为50mm。F)轴肩固定轴承，直径为35mm。2)各段长度确定: A)该段轴连接带轮与轴配合的毂孔长度为65mm，该段长度定为63mm;B)该段取90mm;C)该段安装轴承，考虑间隙取该段为40mm D)该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段54mm;E)该段轴肩选定10mm;F)该段取17mm;(?)中间轴的结构设计 15 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 1)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径: a)I段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。b)II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径

定为44mm。

c)III段为轴肩，相比较比II段取直径为52mm。d)IV段安装大齿轮直径为44mm。

e)V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度: a)I段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B=18，该段长度选为28mm。b)II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。c)III段为定位轴肩，长度略小8mm。

d)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。e)V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。

(?)低速轴的结构设计

1)拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径 a)I段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55mm。b)II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。

c)III段为定位轴肩，取72mm。

d)IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60mm。e)V段安装轴承，与I段相同直径为55mm。

f)VI段直径52mm g)VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46mm。2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度

a)I段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B=21，该段长度选为28mm。b)II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为68mm。c)III段为定位轴肩，长度略小8mm。

d)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为62mm。e)V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 f)VI长度为32mm。

g)VII长度与联轴器有关，取56mm。第二部分 强度校核 ?高速轴

对于角接触球轴承7207C从手册中可以查得a=15.7mm 校核该轴和轴承: 1L=82.8mm 2L=120.8mm 3L=30.8mm 轴的最小直径:d1=25mm 3 轴的抗弯截面系数:W1=1533mm 作用在齿轮上的力: 2T1=3126.5N F,t1d1 F,Ftan,=3126.5×tan20=1138N r1t1 按弯扭合成应力校核轴的强度: 17 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

30.8F,F=635.2N H1t1151.6 F,F,F=3126.5-635.2=2491.3N H2t1H1 N,mFM=120.8=76.7 HH1 30.8F,F=231N v1r1151.6 F,F,F=1138-231=907N v2r1v1 MF=120.8=27.9 N,mvv1 22M,M，M总弯矩:=81.6 N,mmHv T扭矩:=87.5 N,m1 ，, 45#钢的强度极限为=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 p 18 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 22MT，，,m1， =84.2Mpa, ，,ppW 所以该轴安全 ?中间轴

对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm 校核该轴和轴承: 1L=53mm 2L=70mm 3L=35mm 轴的最小直径:d1=35mm 33 轴的抗弯截面系数:W2=0.1d =4207mm作用在2，3齿轮上的圆周力: 2T2N,m=2967 ,F2td2 2T2F,=5025 N,mt1d1 径向力: F,Ftan,=1080 N,mr2t2 F,Ftan,=1829 N,mr1t1 求垂直面的之反力: ,Fl，F,l，l，23123rrF,=976N 1vl，l，l123 F,F,F,F=1835-1086-765=-227N 2vr11vr2 计算垂直弯矩: M,Fl=51.7 N,mavm1v1，M,Fl，l,Fl=-8 N,mavn1v12r12 求水平面的支撑力: Fl，F,l，l，23123ttF,=3997N 1Hl，l，l123 F,F，F,F=3995N 2Ht1t21H 19 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 计算、绘制水平弯矩图: =211.8 M,FlN,maHm1H1 =-139.9，M，Fl，l，FlN,maHn1H12t12 求合成弯矩图，按最不利情况考虑: 22M,M，M=218 N,mamavmaHm 22M,M，M=140.1 N,manavnaHn 求威胁截面当量弯矩:

从图可见，m-m,m-n处截面最危险，当量弯矩为:(取折合系数a=0.6)20 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 22，M,M，,T=275 N,meam2 22'，M,M，,T =218 eN,man2 计算危险截面处轴的强度: 22MT，，,2e， =76.5Mpa， ，ppW2 2'2MT，，,2e，, =65.3Mpa, ，ppW2 所以该轴安全 ?低速轴

对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得a=20.9mm 校核该轴和轴承: 1L=49mm 2L=107mm 轴的最小直径:d1=46mm 33 d /32=9556mm轴的抗弯截面系数:W3=, 作用在齿轮上的力: 2T3F,=4632N t3d3 F,Ftan,=4632×tan20=1686N r3t3 按弯扭合成应力校核轴的强度: 21 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

49=1455N F,FH1t3156 F,F,F=4632-1455=3177N H2t3H1 FM=107=340 N,mHH1 49=530N F,Fv1r3156 F,F,F=1686-530=1156N v2r3v1 MF=107=56.7 N,mvv1 22M,M，M总弯矩:=345 N,mmHv 扭矩:=681 TN,m3 22 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书

45#钢的强度极限为，=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 ,p 22MT，，,m3， =56Mpa, ，,ppW 所以该轴安全

七、滚动轴承的选择及计算 ?高速轴: 轴承7207C的校核，即轴承寿命校核: ,6，fc10t轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于，L,h，60np， 工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取

3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本额定负载C=23.5×10N pt 22F,F，F=676N r11H1v 22F,F，F=2651N r22H2v ,6，fc10t，=46417h>38400h 轴承寿命满足使用8年 ,Lhh，60npf1p， ?中间轴: 轴承7208C的校核，即轴承寿命校核: ,6，fc10t，轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于L,h，60np， 工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取

3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本额定负载C=36.8×10N pt 22F,F，F=4114N r11H1v 22F,F，F=4001N r22H2v ,6，fc10t，,Lh=39567h 轴承寿命满足使用8年 h，60npf1p， ?低速轴: 23 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 轴承7211C的校核，即轴承寿命校核: ,6，fc10t轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于，L,h，60np， 工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取 3ff=1，=1.1，取=10/3，基本额定负载C=42.8×10N ,pt 22F,F，F=3381N r22H2v ,6，fc10t，=221890h 轴承寿命满足使用8年 ,Lhh，60npf1p,，八、箱体内键连接的选择及校对: 1.递转矩已知;2.键的工作长度l=L-b b为键的宽度;3.键的工作高度k=0.5h h为键的高度;4.普通平键的强度条件

由于键采用静连接，材料钢，冲击轻微，以上全符合要求小于110Mpa。

九、箱体的结构设计: 箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。

1.减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。2.箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系

部件的安装与拆卸。24 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 3.剖分时箱体的结构尺寸选择: 1)箱座壁厚δ=0.025a+5>=8mm;a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=204，δ=10.1>=8满足要求，取壁厚δ=10mm;(2)箱盖壁厚δ=(0.8~0.85)，1δ>=8mm，则δ1=8.5mm;d(3)地脚螺栓直径=0.036a+12=19.3，选择M20 f(4)地脚螺栓数目:由于a=204<250，所以n=4;(5)根据表5-2得: 名称 符号 尺寸确认 箱座凸缘厚度 b 1.5δ=15mm 箱盖凸缘厚度 1.5=12.75mm b,11 箱座底凸缘厚度 2.5δ=25mm b2 轴承旁连接螺栓直径 d=14.5 M16 0.75 df1 箱盖与底座连接螺栓直径 d M14 0.5~0.6 df2 L 150~200 取160mm 连接螺栓的间距 d2 轴承盖螺钉直径 d 取M12 0.4~0.5d f3 视孔盖螺钉直径 d0.3~0.4 取M10 df4 定位销直径 d 0.7~0.8 取8mm d2 查表5-3 24 20 16mm d、、至外箱壁距离 ddc121 查表5-3 22 14mm d、至凸缘边缘距离 d cf22 轴承旁凸台半径 22 14mm Rc12 凸台高度 h 图7-2 >50mm 外箱壁至轴承座端面距离 ++(5~8)mm Lcc112 大齿轮顶圆与内壁箱距离 ?δ 15mm ,1 25 xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 齿轮端面与内壁距离 ?δ 12~20 ,2 箱盖肋厚 0.85=7.5mm m,11 箱盖肋厚 0.85δ=8.5mm m2

十、联轴器的选择

根据轴的计算转矩，转速和三轴T,KT,1.3，680.9N,m,885.2N,mn,57.4r/mincaA33的最小直径，从《机械设计课程设计》表16-2查得，采用弹性柱销联轴器

JA48，84HL4GB/T5014,2003,其公称转矩，许用转速T,1250N,mnYA48，112。[n],4000r/min 由于，T,Tn,[n]can3 可知联轴器满足要求。

十一、减速器附件的选择: 1.通气器:由于在室内使用，选用通气器(一次过滤)，采用M8x1.5。2.油面指示器:选用游标尺M16。3.起吊装置:采用箱盖吊耳、箱座吊耳。4.放油螺塞:选用外六角油塞及垫片M16x1.5。

十二、润滑与密封: 1.齿轮的轮滑: 根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型: h 由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，?级大齿轮浸油高度约为0.7f h各齿高但不小于10mm，该大齿轮高=2.5,10mm，所以二级大齿轮浸油高度取f h=11mm。f h?级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径(3.125-43.2mm)，由于?级大s 齿轮和二级大齿轮半径差为26mm。所以大齿轮浸油深度选为50mm。h大齿轮齿顶圆到油池底面的距离为30-50mm，所以选取的油池深度为80mm。02.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度小于2m/s，所以采用脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 3.润滑油的选择

齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

轴承润滑脂，选用锂基润滑脂ZL-1，普遍应用在各种机械部位。4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十三、参考资料

[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版;[2]《机械设计课程设计》，北京大学出版社，许瑛主编，2008年8月第1版;[3]《机械设计课程设计》，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，2008年3月第一版;[4]《机械设计综合课程设计》，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版;[5]《机械设计(第八版)》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版;[6]《机械原理(第七版)》，高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文 杰主编，2006年5月第七版;[7]《机械制图(第2版)》，西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平主编，2004年9月第2版;[8]《机械精度设计与检测技术》，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。

十四、设计小结

机械设计课程设计是一次对机械设计和机械原理课程知识的全面复习和综合运用。设计题目是从工程实际中选取复杂的机械系统，要求从全面、整体的角度进行一次完整的设计，使我从整体上把握机械设计课程的全貌，使知识系统化，同时也培养了解决实际问题的能力。

设计的优缺点

经过设计计算和校核，减速器设计完成后在理论上基本能够设计要求。由于设计过程中对某些知识缺乏实际工作经验，未能充分考虑实际工作条件，所完成的设计在特定实际工况中可能出现问题。

设计的改进意见

本设计的改进方向之一是重新设计三根轴的尺寸，以使在满足的强度的前提下能够节省材料。27

第五篇：二级减速器 课程设计 轴的设计

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：

1、高速轴最小直径的确定

=112

初算轴径，若最小由轴器，设有一个键槽。则，因高速轴最小直径处安装联，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取，为电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166：，综合考虑各因素，取

2、中间轴最小直径的确定

。，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值

3、低速轴最小直径的确定

。，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值，参。

二、轴的结构设计

1、高速轴的结构设计

图2（1）、各轴段的直径的确定

：最小直径，安装联轴器

：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封），：滚动轴承处轴段，：过渡轴段，取 ：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取30208。（2）、各轴段长度的确定

：由联轴器长度查表6-96得，取

：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由滚动轴承确定

：由装配关系及箱体结构等确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由小齿轮宽度

2、中间轴的结构设计

确定，取

图3（1）、各轴段的直径的确定 ：最小直径，滚动轴承处轴段，：低速级小齿轮轴段，滚动轴承选30206 ：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：高速级大齿轮轴段 ：滚动轴承处轴段（2）、各轴段长度的确定 ：由滚动轴承、装配关系确定 ：由低速级小齿轮的毂孔宽度：轴环宽度

确定

确定

：由高速级大齿轮的毂孔宽度 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定

3、低速轴的结构设计

图4（1）、各轴段的直径的确定 ：滚动轴承处轴段 ：低速级大齿轮轴段，滚动轴承选取30210

：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 ：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位 ：滚动轴承处轴段

：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封）

：最小直径，安装联轴器的外伸轴段（2）、各轴段长度的确定

：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 ：由低速级大齿轮的毂孔宽：轴环宽度

确定

：由装配关系、箱体结构确定 ：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定

：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定 ：由联轴器的毂孔宽

确定

轴的校核

一、校核高速轴

1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30208轴承，从表6-67可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距速级小齿轮作用点到右支点，距B，高的距离为A

为

图5

2、计算轴上的作用力

如图4—1，求

：

；

3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面

图6

；

图7（2）、水平面

图8

； ；

；

图9（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图

图10

1轴的弯矩图

图11

1轴的转矩图

（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。

已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得因此，严重富裕。，二、校核中间轴

1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

轴上安装30206轴承，它的负荷作用中心到轴承外端面距离为，跨距，高速级大齿轮的力作用点C到左支点A的距离，低速级小齿轮的力作用点D到右支点B的距离用点之间的距离轴的受力简图为：。

。两齿轮力作

图12

2、计算轴上作用力

齿轮2：

;

齿轮3：；

3、计算支反力

（1）、垂直面支反力

图13 由，得

由，得

由轴上合力校核：，计算无误

（2）、水平面支反力

图14 由，得

由，得

由轴上合力校核：，计算无误

（3）、总支反力为

（4）、绘制转矩、弯矩图

a、垂直面内弯矩图 C处弯矩

D处弯矩

图15

b、水平面内弯矩图 C处弯矩

D处弯矩

图16 c、合成弯矩图

图17 d、转矩图

图18（5）、弯扭合成校核

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即截面D）的强度。去折算系数为

已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得。，因此

三、校核低速轴

1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定

齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30210轴承，从表12—6可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，低速级大齿轮作用点到右支点B的距离为A为，距

图19

2、计算轴上的作用力

如图4—15，求

： ；

3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面

图20

；

图21（2）、水平面

图22

； ；

；

图23（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图

图24

图25（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度

校核危险截面C的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。

已选定轴的材料为45钢正火处理，由表26-4查得因此，强度足够。，则传动系统轮廓图为

图26