长沙理工大学机械课程设计报告

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机械设计减速器设计说明书

系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： .

目 录

第一部分 设计任务书..............................................4 第二部分 传动装置总体设计方案.....................................5 第三部分 电动机的选择............................................5 3.1 电动机的选择............................................5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数............................7 第五部分 V带的设计..............................................8 5.1 V带的设计与计算.........................................8 5.2 带轮的结构设计..........................................11 第六部分 齿轮传动的设计.........................................12 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................20 7.1 输入轴的设计...........................................20 7.2 输出轴的设计...........................................24 第八部分 键联接的选择及校核计算..................................29 8.1 输入轴键选择与校核......................................29 8.2 输出轴键选择与校核......................................30 第九部分 轴承的选择及校核计算....................................30 9.1 输入轴的轴承计算与校核..................................30 9.2 输出轴的轴承计算与校核...................................31 第十部分 联轴器的选择...........................................32

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第十一部分 减速器的润滑和密封....................................33 11.1 减速器的润滑...........................................33 11.2 减速器的密封...........................................34 第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................34 设计小结.......................................................36 参考文献.......................................................37

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第一部分 设计任务书

一、初始数据

设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 2150 N，V = 1.6m/s，D = 280mm，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：255天，三相交流电源,电压380/220V。

二. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计

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第二部分 传动装置总体设计方案

一. 传动方案特点

1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。 2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。

3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。

二. 计算传动装置总效率

a=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85

1为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。

第三部分 电动机的选择

3.1 电动机的选择

已知速度v:

v=1.6m/s

工作机的功率pw:

F×V2150×1.6pw= = = 3.44 KW

10001000

电动机所需工作功率为:

w3.44pd= = = 4.05 KW

ηa0.85

p

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执行机构的转速为:

60×1000V60×1000×1.6n = = = 109.2 r/min

π×Dπ×280

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (6×24)×109.2 = 655.2~2620.8r/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Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。

电动机主要外形尺寸：

中心高 外形尺寸 地脚螺栓安地脚螺栓孔电动机轴伸装尺寸 H 132mm L×HD 475×315 A×B 216×140 直径 K 12mm 出段尺寸 D×E 38×80 F×G 10×33 键尺寸 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比

（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:

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ia=nm/n=1440/109.2=13.19

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:

i=ia/i0=13.19/3=4.4

第四部分 计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

输入轴：nI = nm/i0 = 1440/3 = 480 r/min 输出轴：nII = nI/i = 480/4.4 = 109.09 r/min

工作机轴：nIII = nII = 109.09 r/min

（2)各轴输入功率:

输入轴：PI = Pd× = 4.05×0.96 = 3. KW 输出轴：PII = PI× = 3.×0.98×0.97 = 3.7 KW 工作机轴：PIII = PII× = 3.7×0.98×0.99 = 3.59 KW

则各轴的输出功率：

输入轴：PI' = PI×0.98 = 3.81 KW 输出轴：PII = PII×0.98 = 3.63 KW 工作机轴：PIII' = PIII×0.98 = 3.52 KW

(3)各轴输入转矩:

'

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输入轴：TI = Td×i0×

电动机轴的输出转矩:

d4.05

Td = 9550× = 9550× = 26.86 Nm

1440nm

p

所以：

输入轴：TI = Td×i0× = 26.86×3×0.96 = 77.36 Nm

输出轴：TII = TI×i×× = 77.36×4.4×0.98×0.97 = 323.57 Nm 工作机轴：TIII = TII×× = 323.57×0.98×0.99 = 313.93 Nm 输出转矩为：

输入轴：TI' = TI×0.98 = 75.81 Nm 输出轴：TII' = TII×0.98 = 317.1 Nm 工作机轴：TIII = TIII×0.98 = 307.65 Nm

'

第五部分 V带的设计

5.1 V带的设计与计算

1.确定计算功率Pca

由表查得工作情况系数KA = 1.1，故

Pca = KAPd = 1.1×4.05 kW = 4.46 kW

2.选择V带的带型

根据Pca、nm由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

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1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 80 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度

nd1mπ×80×1440

= m/s = 6.03 m/s 60×100060×1000πd

因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。

3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径

dd2 = i0dd1 = 3×80 = 240 mm

根据课本查表，取标准值为dd2 = 236 mm。 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度

(d

-d)2d2d1

4a0

π

Ld0 ≈ 2a+(d+d)+

02d1d2

π(236-80)2

= 2×500+×(80+236)+ ≈ 1508 mm

24×500

由表选带的基准长度Ld = 1600 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。

a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (1600 - 1508)/2 mm ≈ 6 mm

按课本公式，中心距变化范围为522 ~ 594 mm。 5.验算小带轮上的包角

 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a

= 180°-（236 - 80)×57.3°/6 ≈ 163.6°> 120°

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6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1 = 80 mm和nm = 1440 r/min，查表得P0 = 2.74 kW。 根据nm = 1440 r/min，i0 = 3和A型带，查表得P0 = 0.17 kW。 查表得K = 0.96，查表得KL = 0.99，于是

Pr = (P0 + P0)KKL = (2.74 + 0.17)×0.96×0.99 kW = 2.77 kW 2）计算V带的根数z

z = Pca/Pr = 4.46/2.77 = 1.61

取2根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以

(2.5-K

F0 = 500

)Pαca

Kzvα

+ qv2

= 500×

8.计算压轴力FP

(2.5-0.96)×4.46

+ 0.105×6.032 N = 300.44 N

0.96×2×6.03

FP = 2zF0sin(1/2) = 2×2×300.44×sin(163.6/2) = 11.35 N 9.主要设计结论

带型 小带轮基准直径dd1 V带中心距a 6mm A型 80mm 根数 大带轮基准直径dd2 带基准长度Ld 1600mm 2根 236mm .资料.

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小带轮包角α1 单根V带初拉力F0 163.6° 300.44N

带速 压轴力Fp 6.03m/s 11.35N 5.2 带轮结构设计

1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

代号名称 内孔直径d 分度圆直径dd1 da d1 B 计算公式 电动机轴直径D dd1+2ha (1.8~2)d (z-1)×e+2×f 代入数据 D = 38mm 80+2×2.75 (1.8~2)×38 (2-1)×15+2×9 尺寸取值 38mm 80mm 85.5mm 76mm 33mm .资料.

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L 2.大带轮的结构设计

(1.5~2)d (1.5~2)×38 76mm 1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算

代号名称 内孔直径d 分度圆直径dd1 da d1 B L 计算公式 输入轴最小直径 dd1+2ha (1.8~2)d (z-1)×e+2×f (1.5~2)d

代入数据 D = 24mm 236+2×2.75 (1.8~2)×24 (2-1)×15+2×9 (1.5~2)×24 尺寸取值 24mm 236mm 241.5mm 48mm 33mm 48mm 第六部分 齿轮传动的设计

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1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z1 = 25，大齿轮齿数z2 = 25×4.4 = 110，取z2= 111。 （4）初选螺旋角 = 14°。 （5）压力角 = 20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

3

d

≥ 1t

2K

TZZZZHt1u±1HEεβ2×× u ψd[σH]

1）确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt = 1.6。 ②计算小齿轮传递的转矩

T1 = 77.36 N/m

③选取齿宽系数φd = 1。 ④由图查取区域系数ZH = 2.44。

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 1.8 MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。 端面压力角：

t = arctan(tann/cos) = arctan(tan20°/cos14°) = 20.561°

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at1 = arccos[z1cost/(z1+2hancos)]

= arccos[25×cos20.561°/(25+2×1×cos14°)] = 29.683° at2 = arccos[z2cost/(z2+2han*cos)]

= arccos[111×cos20.561°/(111+2×1×cos14°)] = 23.046° 端面重合度：

 = [z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)]/2π

= [25×(tan29.683°-tan20.561°)+111×(tan23.046°-tan20.561°)]/2π = 1.6 轴向重合度：

 = φdz1tan/π = 1×25×tan(14°)/π = 1.984

重合度系数：

4-e

Z

e

a b1-e+ 

b 3

ea

*

4-1.61.984

1-1.984)+  (31.6

⑦由式可得螺旋角系数

Z = cosβ = cos14 = 0.985

⑧计算接触疲劳许用应力[H]

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。 计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×480×1×10×255×2×8 = 1.18×109 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.18×109/4.4 = 2.67×108 查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

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σ

HN1Hlim10.88×600

[H]1 = = = 528 MPa

S1

K

σ

HN2Hlim20.91×550

[H]2 = = = 500.5 MPa

S1

K

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]2 = 500.5 MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

3

d ≥ 1t

2K

TZZZZ

Ht1u±1HEεβ

×× u[σ ]ψdH

2

 

32×1.6×77.36×10004.4+12.44×1.8×0.653×0.9852 = ××

14.4500.5 = 47.565 mm

（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

πdn1t1π×51.471×480

v = = = 1.19 m/s

60×100060×1000

②齿宽b

b = φd = 1×47.565 = 47.565 mm

d1t

2）计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA = 1。

②根据v = 1.19 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.08。

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③齿轮的圆周力

Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×77.36/47.565 = 3252.812 N KAFt1/b = 1×3252.812/47.565 = 68.39 N/mm < 100 N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH = 1.4。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH = 1.344。 则载荷系数为：

KH = KAKVKHKH = 1×1.08×1.4×1.344 = 2.032

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

3

32.032H

= 47.565× = 51.51 mm 1.6KHtK

d1 = d

1t

及相应的齿轮模数

mn = d1cos/z1 = 51.51×cos14°/25 = 1.999 mm

模数取为标准值m = 2 mm。 3.几何尺寸计算 （1）计算中心距

a =

(z1+z2)mn

2cosβ

=

(25+111)×2

2×cos14°

= 140.159 mm 中心距圆整为a = 140 mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角

 = arccos

(z1+z2)mn

2a

= arccos

(25+111)×2

2×140

= 13.736°

即： = 13°44′10″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

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zm1n25×2

d1 = = = 51.471 mm

cosβcos13.736° zm2n111×2

d2 = = = 228.529 mm cosβcos13.736°

（4）计算齿轮宽度

b = d×d1 = 1×51.471 = 51.471 mm

取b2 = 52 mm、b1 = 57 mm。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件

2KTYYYYcos2βF1FaSaεβ

F = ≤ [F]

32φmzdn1

1）确定公式中各参数值 ①计算当量齿数

ZV1 = Z1/cos3 = 25/cos313.736° = 27.271 ZV2 = Z2/cos3 = 111/cos313.736° = 121.085

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 基圆螺旋角：

b = arctan(tancost) = arctan(tan13.736°×cos20.561°) = 12.2° 当量齿轮重合度：

v = /cos2b = 1.6/cos212.2°= 1.751

轴面重合度：

 = φdz1tan/π = 1×25×tan13.736°/π = 1.945

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重合度系数：

Y = 0.25+0.75/v = 0.25+0.75/1.751 = 0.678

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y

Y = 1-

13.736β

= 1-1.945× = 0.777 120120

④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17 YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KF = 1.4

根据KH = 1.344，结合b/h = 11.56查图得KF 则载荷系数为

KF = KAKvKFKF = 1×1.08×1.4×1.314 = 1.987

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1 = 500 MPa、Flim2 = 380 MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87 取安全系数S=1.4，得

σ

FN1Flim10.85×500

[F]1 = = = 303.57 MPa S1.4

K

Kσ

FN2Flim20.87×380

[F]2 = = = 236.14 MPa S1.4

2）齿根弯曲疲劳强度校核

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2KTYYYYcos2βF1FaSaεβ

F1 = 32φmzdn1

2×1000×1.987×77.36×2.56×1.62×0.678×0.777cos213.736°=

321×2×25= 126.766 MPa ≤ [F]1

2KTYYYYcos2βF1FaSaεβ

F2 = 32φmzdn1

2×1000×1.987×77.36×2.17×1.83×0.678×0.777cos213.736°=

321×2×25= 121.383 MPa ≤ [F]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论

齿数z1 = 25、z2 = 111，模数m = 2 mm，压力角 = 20°，螺旋角 = 13.736°= 13°44′10″，中心距a = 140 mm，齿宽b1 = 57 mm、b2 = 52 mm。 6.齿轮参数总结和计算

代号名称 模数m 齿数z 螺旋角β 齿宽b 分度圆直径d 齿顶高系数ha .资料.

计算公式 高速级小齿轮 2mm 25 左13°44′10″ 57mm 51.471mm 1.0 高速级大齿轮 2mm 111 右13°44′10″ 52mm 228.529mm 1.0 .

顶隙系数c 齿顶高ha 齿根高hf 全齿高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df m×ha m×(ha+c) ha+hf d+2×ha d-2×hf

0.25 2mm 2.5mm 4.5mm 55.471mm 46.471mm 0.25 2mm 2.5mm 4.5mm 232.529mm 223.529mm 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计

7.1 输入轴的设计

1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1

P1 = 3. KW n1 = 480 r/min T1 = 77.36 Nm

2.求作用在齿轮上的力

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1 = 51.471 mm

则:

12×77.36×1000

Ft = = = 3006 N

51.471d1

2T

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tanα

Fr = Ft×

cosβ

n

= 3006×

tan20

00

= 1126.3 N cos13.736

Fa = Fttan = 3006×tan13.7360 = 734.4 N

3.初步确定轴的最小直径:

先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：

3

dmin = A0×

P33.1

= 112× = 22.5 mm 480n1

输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 24 mm 4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 34 mm。大带轮宽度B = 33 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴

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的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 31 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T = 35×72×18.25 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 18.25+15 = 33.25 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。

3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 57 mm，d56 = d1 = 51.471 mm

4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。

5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则

l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）:

根据30207轴承查手册得a = 15.3 mm

带轮中点距左支点距离L1 = (33/2+50+15.3)mm = 81.8 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (57/2+33.25+9-15.3)mm = 55.4 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (57/2+9+33.25-15.3)mm = 55.4 mm

.资料.

.

2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：

FNH1 =

FtL33006×55.4

= = 1503 N L2+L355.4+55.4FtL23006×55.4

= = 1503 N L2+L355.4+55.4

FNH2 =

垂直面支反力（见图d）：

FNV1 =

FrL3+Fad1/2-Fp(L1+L2+L3)

= L2+L3

1126.3×55.4+734.4×51.471/2-11.35×(81.8+55.4+55.4)

= -1333.7 N 55.4+55.4FNV2 =

FrL2-Fad1/2+FpL11126.3×55.4-734.4×51.471/2+11.35×81.8

=

L2+L355.4+55.4

= 1270.6 N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩：

MH = FNH1L2 = 1503×55.4 Nmm = 83266 Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0 = FpL1 = 11.35×81.8 Nmm = 972 Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1 = FNV1L2 = -1333.7×55.4 Nmm = -73887 Nmm MV2 = FNV2L3 = 1270.6×55.4 Nmm = 70391 Nmm

分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩：

.资料.

.

M1 =

22

M+M = 111322 Nmm HV1

22

M+M = 109033 Nmm HV2

M2 =

作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取 = 0.6，则有：

2

M+(αT1)21113222+(0.6×77.36×1000)21

= MPa W30.1×51.471

= 8.8 MPa≤[] = 60 MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

ca =

Mca

= W

.资料.

.

7.2 输出轴的设计

1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2

P2 = 3.7 KW n2 = 109.09 r/min T2 = 323.57 Nm

.资料.

.

2.求作用在齿轮上的力

已知大齿轮的分度圆直径为:

d2 = 228.529 mm

则:

22×323.57×1000

Ft = = = 2831.8 N 228.529d2

2T

tanα

Fr = Ft×

cosβ

n

= 2831.8×错误! = 1061 N

Fa = Fttan = 2831.8×tan13.736° = 691.8 N

3.初步确定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得

3

dmin = A0×

P33.72

= 112× = 36.3 mm 109.09n2

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，则:

Tca = KAT2 = 1.3×323.57 = 420.6 Nm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm，半联轴

.资料.

.

器与轴配合的毂孔长度为84 mm。 4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 46 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。

2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 46 mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm，故d34 = d67 = 50 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 21.75+15 = 36.75 mm

右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30210型轴承的定位

.资料.

.

轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d56 = 57 mm。

3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 55 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 52 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 50 mm。

4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。

5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 21.75 mm，则

l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mm

l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30210轴承查手册得a = 20 mm

齿宽中点距左支点距离L2 = (52/2-2+50.25-20)mm = .2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (52/2+11.5+36.75-20)mm = .2 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：

FNH1 =

FtL32831.8×.2

= = 1415.9 N L2+L3.2+.2FtL22831.8×.2

= = 1415.9 N L2+L3.2+.2

FNH2 =

.资料.

.

垂直面支反力（见图d）：

FrL3+Fad2/21061×.2+691.8×228.529/2

FNV1 = = = 1259.7 N L2+L3.2+.2FNV2 =

Fad2/2-FrL2691.8×228.529/2-1061×.2

= = 198.7 N

L2+L3.2+.2

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩：

MH = FNH1L2 = 1415.9×.2 Nmm = 76742 Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1 = FNV1L2 = 1259.7×.2 Nmm = 68276 Nmm MV2 = FNV2L3 = 198.7×.2 Nmm = 10770 Nmm

分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩：

M1 =

22

M+M = 102718 Nmm HV1

22

M+M = 77494 Nmm HV2

M2 =

作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取 = 0.6，则有：

.资料.

.

Mcaca = =

W

2

M+(αT3)21027182+(0.6×323.57×1000)21

= MPa

W0.1×553

= 13.2 MPa≤[] = 60 MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

.资料.

.

第八部分 键联接的选择及校核计算

8.1 输入轴键选择与校核

.资料.

.

校核大带轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×28mm，接触长度:l' = 28-8 = 20 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[F] = 0.25×7×20×24×120/1000 = 100.8 Nm

T≥T1，故键满足强度要求。

8.2 输出轴键选择与校核

1）输出轴与大齿轮处键

该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 16mm×10mm×45mm，接触长度:l' = 45-16 = 29 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[F] = 0.25×10×29×46×120/1000 = 478.5 Nm

T≥T2，故键满足强度要求。 2）输出轴与联轴器处键

该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:l' = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:

T = 0.25hl'd[F] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

第九部分 轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：

Lh = 10×2×8×255 = 40800 h

9.1 输入轴的轴承计算与校核

.资料.

.

1）初步计算当量动载荷P:

因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:

P = XFr+YFa = 1×1126.3+0×734.4 = 1126.3 N

2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

εC = P

60n

10/360×4801

L = 1126.3××40800 = 9390 N h661010

3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:30207轴承，Cr = .2 KN，由课本式11-3有：

106C10/3

Lh =  P60n1

106.2×100010/37

= = 1.39×10≥Lh 60×4801126.3

所以轴承预期寿命足够。

9.2 输出轴的轴承计算与校核

1) 初步计算当量动载荷P:

因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:

P = XFr+YFa = 1×1061+0×691.8 = 1061 N

2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

εC = P60n

10/360×109.091

L = 1061××40800 = 5671 N h661010

3）选择轴承型号:

.资料.

.

查课本表11-5，选择:30210轴承，Cr = 73.2 KN，由课本式11-3有：

106C10/3Lh =  P60n1

10673.2×100010/3

= = 2.03×108≥Lh 60×109.091061

所以轴承预期寿命足够。

第十部分 联轴器的选择

1.载荷计算 公称转矩：

T = T2 = 323.57 Nm

由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：

Tca = KAT2 = 1.3×323.57 = 420.6 Nm

2.型号选择

选用LT7型联轴器，联轴器许用转矩为T = 500 Nm，许用最大转速为n = 3600 r/min，轴孔直径为40 mm，轴孔长度为84 mm。

Tca = 420.6 Nm ≤ T = 500 Nm n2 = 109.09 r/min ≤ n = 3600 r/min

联轴器满足要求，故合用。

.资料.

.

第十一部分 减速器的润滑和密封

11.1 减速器的润滑

1）齿轮的润滑

通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v ≤ 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。

齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 4.5 mm ≤ 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为

H = 30+10 = 40 mm

根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。 2）轴承的润滑

轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。

由于大齿轮圆周速度v = 1.19 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用

.资料.

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锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。

11.2 减速器的密封

为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，输出轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。

第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm 符号 δ δ1 b1 公式与计算 0.025a+3=0.025×140+3=4.5 0.02a+3=0.02×140+3=3.8 1.5δ1=1.5×8=12 结果取值 取8mm 取8mm 取12mm .资料.

.

地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外箱壁距离 df、d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台.资料.

df 0.036a+12=0.036×140+12=17 取M18 n a≤250时，取n=4 取4 d1 0.75df=0.75×18=13.5 取M14 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8 取M10 l 150-200 取150 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9 取M8 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2 取M6 d C1 (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 根据螺栓直径查表 取8mm 取24、20、16 C2 根据螺栓直径查表 取22、18、14 R1 =18 取18 .

半径 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚

m1、m ≈0.85δ=0.85×8=6.8 取7 Δ ＞δ=8 取16 Δ1 ＞1.2δ=1.2×8=9.6 取12 L1 C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10) 取43 设计小结

这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械

.资料.

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原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。

这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考文献

[1] 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陈立德.机械设计课程设计指导书 [3] 龚桂义.机械设计课程设计图册

[4] 机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社，2004

.资料.