机械设计课程设计说明书二级减速器展开式

青岛理工大学琴岛学院 课程设计设计说明书

课落款称：机械设计课程设计 学 院：机电工程系

专业班级：机械设计制造及其自动化076 学 号：20070202118 学 生：王彬 指导教师：孙秀花

青岛理工大学琴岛学院教务处 2020年7月8日

《机械设计课程设计》评阅书

题目 学生姓名 带式输送机减速系统设计 王彬 学号 20070201218 指导教师评语及成绩 指导教师签名： 年 月 日 答辩评语及成绩 答辩教师签名： 年 月 日 教研室意见 总成绩： 室主任签名： 年 月 日

课程设计是机械设计课程重要的综合性与实践性教学环节。课程的设计的大体目的是：综合运用机械设计课程的和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。通过设计实践，慢慢树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉把握机械设计的一样规律，培育分析问题和解决问题的能力。通过设计计算、画图和运用技术标准、标准、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计技术的训练。

1.1设计参数：

参数见表1-一、表1-2。

表1-1 设计参数1

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) 表1-2 设计参数2

工作条件 使用期 运输带速度允许误差 两班制，连续单向运转，经常满载，空载启动 用期10年 ±5% 2000 320

完成减速器装配图一张（A0或A1）。 绘制轴、齿轮零件图各一张。 编写设计计算说明书一份。

2.1 组成

传动装置由电动机、减速器、运输机组成。

2.2 确信传动方案

依照设计课题的条件，传递大功率时，充分提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用，决定采纳一般齿轮传动。因为齿轮传动具有外廓尺寸小，传动精度高，工作寿命长等优势。

为了估量传动装置的总传动比的范围，以便选择适合的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw，即

60×1000v60×1000×1.7nw≈101r/min

πDπ×320一样常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动作为原动机，因此传动装置总传动比约为10或15。依照总传动比数值，因为有较大的传动比，可初步拟定出二级传动为主的传动方案。再结合课题设计要求，决定采纳两级闭式齿轮传动。考虑到实际工况，要求箱体的长度较小，因此采纳二级展开式圆柱齿轮传动。

2.3 二级展开式圆柱齿轮传动特点

结构简单、效率高、容易制造、利用寿命长、保护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，致使横向尺寸较大，机械不紧凑。但齿轮相关于轴承不对称散布，故沿轴向载荷散布不均匀，要求轴有较大的刚度高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部份地抵消，以减缓沿齿宽载荷散布有均匀的现象。

2.4 电机和工作机的安装位置

电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。

2.5 传动装置运动简图

图2-1 传递装置运动简图

工业上一样用三相交流电源，无特殊要求一样应选三相交流异步电动机。最经常使用的是Y系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、工作靠得住、结构简单、保护方便、价钱低，适用于不易燃、不易爆，无侵蚀气体和无特殊要求的场合，启动性能较好。按工作要求和工作条件，选用一样用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封锁结构。

卷筒轴的输出功率Pw

PwFv2000×1.73.4kW （3-1） 10001000电动机输出功率Pd

PdPw （3-2） η传动装置的总效率

23ηη1×η2×ηη4 （3-3） 23×式中，η1、η2…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由课程设计书表2-4查得：弹性联轴器η10.99；圆柱齿轮传动η20.97；转动轴承 η30.99；卷筒轴滑动轴承η40.96，那么η0.992×0.972×0.993×0.96≈0.86。故

PdPw3.4≈ 3.95 （3-4） η0.86电动机额外功率Ped

依照计算出的功率Pd可选定电动机的额外功率Ped。应使Ped等于或稍大于

Pd。由课程设计表20-1选取电动机额外功率Ped4kW。

为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由课程设计表2-1查得单级圆柱齿轮传动比范围i'3～6，那么电动机转速可选范围为

'ndnw×i'×i'909～3636 （3-5）

可见同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机均符合。初选这两种同步转速别离为1000r/min和1500r/min的电动机进行比较，如表3-1：

表3-1 电动机的比较 电动机转速（r/min） 方案 电动机型号 Y132M1-6 Y112M-4 额定功率（kW） 4 4 同步 1000 1500 满载 960 1440 电动机质量（kg） 总传动比 73 43 单级减速器 3.77 传动装置的传动比 1 2

由表中数据可知两个方案都可行，但方案1的传动比较小，传动装置的结构尺寸较小。因此，采纳方案1，选定电动机的型号为Y132M1-6。

3.4电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由课程设计表20-一、表20-2查出Y132M1-6型电动机的要紧技术数据和外形、安装尺寸如表3-2：

表3-2 Y132M1-6型电动机的要紧技术数据和外形、安装尺寸

电动机转速（r/min） 方案 电动机型号 Y132M1-6 外形尺寸L×（AC/2+AD）×HD 515××315 额定功率（kW） 4 同步 1000 底脚安装尺寸A×B 216×178 满载 960 地脚螺栓孔直径K 12 电动机质量（kg） 总传动比 73 单级减速器 装键部位尺寸F×GD 10×8 传动装置的传动比 1 中心高 132 轴伸尺寸D×E 38×80

inm960≈9.46 （4-1） nw101

考虑到大小齿轮别离都采纳相同的制造方式，而且关于两级卧式展开式圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比i1和低速级传动比i2按i11.2i2分派，取高速级齿轮的传动比i13.37，取低速级齿轮的传动比

i22.81。所得i1、i2符合或接近一样圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的经常使用范围。

各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，各轴转速为

n0nm960r/minnIn0960r/minnIInIIInI960≈285r/min （4-2） i13.37nII285≈101r/mini22.81（那个地址电动机至联轴器和联轴器与卷筒工作轴的传动比都取1） 各轴输入功率

按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即

P0Ped4kWPIP0×η14×0.993.96kWPIIPI×η2×η33.96×0.97×0.993.80kWPIIIPII×η2×η33.80×0.97×0.993.65kW各轴转矩

（4-3）

T09550TI9550P049550×39.79N· mn0960PI3.969550×39.39N· mnI960P3.80TII9550II9550×127.47N· mnII285TIII9550PIII3.659550×343.72N· mnIII101表4-1 计算结果

项目 转速（r/min） 功率（kW） 转矩（N•m） 传动比 效率 电动机轴 960 4 1 高速轴I 960 （4-4）

将以上计算结果整理后列于下表

中间轴II 285 低速轴III 101

5.1高速级齿轮的设计：

选定齿轮类型、精度品级、材料及齿数

.1齿轮类型

按机械设计图10-23所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 .2精度品级

运输机为一样工作机械，速度不高，应选用7级精度（GB/T10095－1998），齿根喷丸强化。 .3材料选择

由机械设计表10-1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。 .3齿数

选小齿轮齿数z121，大齿轮齿数z23.37×2170.77，取z271。

按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即

32KTIu1ZE （5-1） · d1t≥φduσH.1确信公式内的各计算数值

Kt1.5

TI9550PI3.969550×39.39N· m3.939×104N· mm （5-2） nI960φd1。

ZE1.8MPa。

12σHlim 1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 2550MPa。

N160nIjLh60×960×1×(2×8×300×10)2.765×1092.765×109N28.204×1083.37 （5-3）

KHN10.92；KHN20.95。

取失效概率为1%，平安系数S1，得

KHN1σlim 10.92×600552MPaS1 （5-4）

Kσ0.95×550[σH]2HN2lim 2522.5MPaS1[σH]1 .2计算

d1t，代入[σH]中较小的值。

KTIu1ZE≥ （5-5） · d1tφduσH1.5×3.939×1043.3711.82.32 · mm50.168mm

13.37522.53232v

vπd1tnIπ×50.168×960m/s2.52m/s （5-6）

60×100060×1000

bφ （5-7） · d1t1×50.168mm50.168mmd b h模数

mtd1t50.168mm2.3mm （5-8） z121齿高

h2.25mt2.25×2.725mm5.38mm （5-9） b50.1689.33 （5-10） h5.38

依照v2.52m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv1.1；直齿轮，KHαKFα1；由机械设计表10-2查得利用系数KA1.25；由机械设计表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，KHβ1.418。

b由9.33，KHβ1.418查机械设计图10-13得KFβ1.36；故载荷系数 hKKAKvKHαKHβ1.25×1.1×1×1.4181.950 （5-11）

.2.6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

3dtd1tK1.95050.168×54.750mm （5-12） Kt1.53

md154.750mm2.61mm （5-13） z121

按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为

m≥

.1确信公式内的各计算数值

-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1500MPa；大齿轮的弯曲强度极限

32KTIYFaYSa2φdz1σF （5-14） σFE2380MPa。

KFN10.87，KFN20.；

取弯曲疲劳平安系数S1.4，得

KFN1σFE10.87×500310.71MPaS1.4 （5-15）

Kσ0.×380[σF]2FN2FE2241.57MPaS1.4[σF]1

KKAKvKFαKFβ1.25×1.1×1×1.361.870 （5-16）

由机械设计表10-5查得YFa12.76；YFa12.24。

由机械设计表10-5查得YSa11.56；YSa21.75 .1.7计算大、小齿轮的

YFaYSa并加以比较 σFYFa1YSa12.76×1.560.01386σ310.71F1 （5-17）

YFa2YSa22.24×1.750.01623σ241.57F2比较结果，大齿轮的数值大。

.2设计计算

2KTIYFaYSam≥2φdz1σF332×1.870×3.979×104×0.016231.76 （5-18） 21×21m2mm，按接触强度算得的分度圆直径d154.750mm，算出小齿轮齿数

d54.750z11≈27 （5-19）

m2大齿轮齿数

z23.37×2790.99 （5-20）

取z291。

如此设计出的齿轮传动，既知足了齿面接触疲劳强度，又知足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，幸免浪费。

几何尺寸计算

.1计算分度圆直径

d1z1m27×2mm54mm （5-21）

d2z2m91×2mm182mm.2计算中心距

ad1d254182mm118mm （5-22） 22.3计算齿轮宽度

bφdd11×54mm54mm （5-23）

取B254mm，B160mm。

结构设计

.1小齿轮结构设计

小齿轮的齿顶圆直径较小，齿根圆到键槽底部的距离e＜2mt，应将齿轮和轴做成一体，成为齿轮轴。 .2大齿轮结构设计

大齿轮的齿顶圆直径较大，但da≤500mm，采纳腹板式结构。 大齿轮腹板式结构尺寸，见表5-1

表5-1 高速级大齿轮腹板式结构尺寸

D0 da12m (D0D3) 2162mm 115mm 28mm 68mm 1mm 5mm 12mm D1 D2 D3 0.3((D0D3) 1.6D4 0.5mn n1 r C 0.22B

低速级齿轮的设计：

选定齿轮类型、精度品级、材料及齿数

.1齿轮类型

按机械设计图10-23所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 .2精度品级

运输机为一样工作机械，速度不高，应选用7级精度（GB/T10095－1998），齿根喷丸强化。 .3材料选择

由机械设计表10-1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。 .3齿数

选小齿轮齿数z323，大齿轮齿数z42.81×23.58，取z465。

按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即

32d1t≥

.1确信公式内的各计算数值

KTIu1ZE （5-24） · φduσHKt1.5

P3.80TII9550II9550×127.47N· m12.747×104N· m 5-25）

nII285φd1。

ZE1.8MPa。

σHlim 3600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim 4550MPa。

N360nIIjLh60×285×1×(2×8×300×10)8.205×1088.205×108N42.922×1082.8112 （5-26）

KHN10.92；KHN20.95。

取失效概率为1%，平安系数S1，得

KHN3σlim 30.91×600552MPaS1 （5-27）

Kσ0.95×550[σH]4HN4lim 4522.5MPaS1[σH]3 .2计算

d1t，代入[σH]中较小的值。

KTIu1ZE （5-28） · d1t≥φduσH1.5×12.747×1042.8111.82.32 · mm75.317mm

12.81522.53232v

vπd3tnIIπ×75.317×285m/s3.79m/s （5-29）

60×100060×1000

bφ· d3t1×75.317mm75.317mm （5-30） d b h模数

mtd3t75.317mm3.275mm （5-31） z323齿高

h2.25mt2.25×3.275mm7.37mm （5-32） b75.31710.22 （5-33） h7.37

依照v3.79m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv1.135；直齿轮，KHαKFα1；由机械设计表10-2查得利用系数KA1.25；由机械设计表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，KHβ1.418。

b由10.22，KHβ1.418查机械设计图10-13得KFβ1.38；故载荷系数 hKKAKvKHαKHβ1.25×1.135×1×1.4182.012 （5-34）

.2.6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

3d3d3tK2.01275.317×83.06mm （5-35） Kt1.53

md383.06mm3.61mm （5-36） z323

按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的设计公式为

m≥

.1确信公式内的各计算数值

-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE3500MPa；大齿轮的弯曲强度极限

32KTIYFaYSa2φdz1σF （5-37） σFE4380MPa。

KFN30.91，KFN40.95；

取弯曲疲劳平安系数S1.4，得

KFN3σFE30.91×500325MPaS1.4 （5-38）

KFN4σFE40.95×380[σF]4257.857MPaS1.4[σF]3

KKAKvKFαKFβ1.25×1.135×1×1.381.958 （5-39）

由机械设计表10-5查得YFa32.69；YFa42.26。

由机械设计表10-5查得YSa31.575；YSa41.715 .1.7计算大、小齿轮的

YFaYSa并加以比较 σFYFa3YSa32.69×1.5750.01304σ325F3 （5-40）

YFa4YSa42.26×1.7150.01503σ257.857F4比较结果，大齿轮的数值大。

.2设计计算

2KTIIYFaYSam≥2φdz3σF332×1.958×12.747×104×0.015032.42 （5-41） 21×23m3mm，按接触强度算得的分度圆直径d383.06mm，算出小齿轮齿数

d83.06z33≈28 （5-42）

m3大齿轮齿数

z42.81×2878.68 （5-43）

取z279。

如此设计出的齿轮传动，既知足了齿面接触疲劳强度，又知足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，幸免浪费。

几何尺寸计算

.1计算分度圆直径

d3z3m28×3mm84mmd4z4m79×3mm237mm.2计算中心距

a （5-44）

d3d484237mm160.5mm （5-45） 22.3计算齿轮宽度

bφ84mm84mm （5-46） dd31×取B490mm，B384mm。

结构设计

.1小齿轮结构设计

小齿轮齿根圆到键槽底部的距离e＞2mt，齿顶圆直径较小，da≤160mm，采纳实心齿轮结构。 .2大齿轮结构设计

大齿轮的齿顶圆直径较大，但da≤500mm，采纳腹板式结构。 大齿轮腹板式结构尺寸，见表5-2

表5-2 低速级大齿轮腹板式结构尺寸

D0 da12m (D0D3) 2207mm 157mm 30mm 107mm 1.5mm 5mm 21mm D1 D2 D3 0.3((D0D3) 1.6D4 0.5m n1 r C 0.25B 6.轴的设计计算

图6-1 高速轴I装配方案

拟定轴上零件的装配方案

方案如图6-1选轴的材料为45钢，调质处置。高速轴I设计成为齿轮轴，左封油盘、左端轴承、轴承盖依次从轴的左端向右安装，右封油盘、右端轴承、轴承盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装。 依照轴向定位的要求确信轴的各段直径和长度

dIIIII39mm。.1依照选择的联轴器HL3的半联轴器孔径38mm，取dIII38mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm，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L1略短一些，现取lIII82mm。 .2初步选择转动轴承。因轴承只经受轴向力的作用，应选用深沟球轴承。参照工作要求并依照dIIIII39mm，由轴承产品目录中初步选取轻窄（2）系列的深沟球轴承

18mm，故6208，其尺寸为d×D×B40mm×80mm×dIIIIVdVIIVIII40mm；封油盘的长度为13mm，故lIIIIVlVIIVIII31mm。两头封油盘采纳轴肩进行轴向定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h7mm，

dIVVdVIVII47mm

.3取齿轮轴段V-VI的直径dVVI58mm；已知齿厚B160mm，故取

lVVI60mm。

.4轴承端盖总宽度为39mm。依照轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端的面的间的距离9mm，故取lIIIII48mm。 .5取齿轮端面至箱体内壁的距离Δ212mm，封油盘轴向定位端与箱体内壁之距离u12mm，那么lVIVIIΔ2u112mm2mm10mm。 .6取箱体内壁轴向距离L2183mm，那么

lIVVL2lVVIlVIVII2×u1183mm-60mm-10mm2×2mm109mm。

至此，已初步确信了轴的各段直径和长度。

轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位采纳平键连接。按dIII38mm由课程设计表14-1查得平键截面b×h12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，按lIII82mm，选择键长为70mm，由课程设计表18-5选择半联轴器与轴的配合为H7/k6。转动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处按课程设计表18-5选轴的直径尺寸公差为k6。

轴的结构尺寸和装配如图6-2

图6-2 高速轴I的结构尺寸和装配

图6-3 中间轴II装配方案

拟定轴上零件的装配方案

方案如图6-3选轴的材料为45钢，调质处置。高速级大齿轮、左定位套筒、左封油盘、左端轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装，低速级小齿轮、右定位套筒、右封油盘、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。 初步确信轴的最小直径

中间轴II上的功率、转速和转矩见表6-1。

表6-1 中间轴II功率、转速、转矩 项目 转速（r/min） 功率（kW） 转矩（N•m） 中间轴II 285 符号 nII PII TII 依照机械设计表15-3，取A0112，于是得

3dminA0PII3.80112×26.56mm （6-1） nII2853因为中间轴II开有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的减弱。关于d≤100mm，有两个键槽时，应增大10%～15%，故dmin30mm。 依照轴向定位的要求确信轴的各段直径和长度

.1初步选择转动轴承。因轴承只经受轴向力的作用，应选用深沟球轴承。依照初选的轴最小直径dmin30mm，由轴承产品目录中初步选取轻窄（2）系列的深沟球轴承

16mm，故6206，其尺寸为d×D×B30mm×62mm×dIIIdVIIVIII30mm；封油盘的长度为13mm，故lIIIlVIIVIII29mm。 两头封油盘采纳轴肩进行轴向定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h3mm，

dIIIIIdVIVII36mm。

.2取安装低速级小齿轮处III-IV段的直径dIIIIV40mm；齿轮的右端与右封油盘之间采纳套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B390mm，为保证套筒端面靠得住地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lIIIIV86mm。齿轮的左端采纳轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h8mm，那么轴环处的直径dIVV48mm。轴环宽度b≥1.4h，取lIVV13mm。

.3取安装高速级大齿轮处V-VI段的直径dVVI40mm；齿轮的左端与左封油盘之间采纳套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为B254mm，为保证套筒端面靠得住地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVVI51mm。大齿轮右端采纳轴肩定位，尺寸同6.2.3.2。

.4取齿轮端面至箱体内壁的距离Δ212mm，封油盘轴向定位端与箱体内壁之距离u12mm，那么

lIIIIIΔ2u1B3lIIIIV12mm2mm90mm86mm14mm。 .5取箱体内壁轴向距离L2183mm，那么

lVIVIIL2lIIIIIlIIIIVlIVVlVVI2×u115mm。

至此，已初步确信了轴的各段直径和长度。

轴上零件的周向定位

高速级大齿轮和低速级小齿轮与轴的周向定位均采纳平键连接。按

dIIIIV40mm由课程设计表14-1查得平键截面b×h12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，按lIIIIV86mm，选择键长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故由课程设计表18-5选择低速级小齿轮与轴的配合为H7/n6。按dVVI40mm由课程设计表14-1查得平键截面b×h12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，按lVVI51mm，选择键长为40mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故由课程设计表18-5选择高速级大齿轮与轴的配合为H7/n6。转动

轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处按课程设计表18-5选轴的直径尺寸公差为k6。

轴的结构尺寸和装配见图6-4

图6-4 中间轴II的结构尺寸和装配

轴的结构设计

.1拟定轴上零件的装配方案

图6-5 低速轴III的装配方案

装配方案如图6-5，选轴的材料为45钢，调质处置。左封油盘、左端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的左端向右安装，低速级大齿轮、右定位套筒、右封油盘、右端轴承、轴承端盖依次从轴的右端向左安装。 .2初步确信轴的最小直径。

低速轴III上的功率、转速和转矩见表6-2。

表6-2 低速轴III的功率、转速和转矩 项目 转速（r/min） 功率（kW） 低速轴III 101 代号 nIII PIII 转矩（N•m） TIII 依照机械设计表15-3，取A0112，于是得

3dminA0PIII3.65112×37.03mm （6-2） nIII1013因为低速轴III开有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的减弱。关于d≤100mm，有两个键槽时，应增大10%～15%，故dmin43mm。 .3依照轴向定位的要求确信轴的各段直径和长度

dIII与联轴器的孔径相适应，依照选择的联轴器HL4的半联轴器孔径45mm，故取dIII45mm，为了知足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h＞0.07d，取h8mm，因此II-III段的直径dIIIII52mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L184mm，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L1略短一些，现取lIII82mm。 .3.2初步选择转动轴承。因轴承只经受轴向力的作用，应选用深沟球轴承。参照工作要求并依照dIIIII52mm，由轴承产品目录中初步选取轻窄（2）系列的

21mm，故深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B55mm×100mm×dIIIIVdVIIVIII55mm；封油盘的长度为11mm，故lIIIIV32mm。左封油盘采纳轴肩进行轴向定位，轴肩高度h＞0.07d，故取h7mm，dIVV63mm。 齿轮的右端与右封油盘之间采纳套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度dVI-VII63mm；

为B484mm，为保证套筒端面靠得住地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVI-VII80mm。齿轮的左端采纳轴肩定位，轴肩高度h＞0.07d，故取

h5mm，那么轴环处的直径dVVI68mm。轴环宽度b≥1.4h，取lIVV10mm。

38mm。依照轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端的面的间的距离17mm，故取lIIIII55mm。 13mm，封油盘长度为11mm，故lVIIVIII49mm

L2183mm，那么lIVV72mm。至此，已初步确信了低速轴III的各段直径和长度。

.4轴上零件的周向定位

半联轴器和低速级大齿轮与轴的周向定位均采纳平键连接。低速级大齿轮按

dVI-VII63mm由课程设计表14-1查得平键截面b×h18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，按lVIVII80mm，选择键长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故由课程设计表18-5选择低速级大齿轮与轴的配合为H7/n6。

半联轴器按dIII45mm由课程设计表14-1查得平键截面b×h14mm×9mm，键槽用键槽铣刀加工，按lIII82mm，选择键长为70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。转动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处按课程设计表18-5选轴的直径尺寸公差为k6。 .5轴的结构尺寸和装配见图6-6：

图6-6 低速轴III的结构尺寸和装配

轴的校核

.1求作用在低速级大齿轮上的作使劲

圆周力

Ft2×TIII23437202900.6N (6-3) d4237径向力

FrFttanα2900.6×tan20 ° 942.46N (6-4)

.2求轴上的载荷

第一依照轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支承跨距

L2L375.5mm144.5222mm。

受力分析如图6-7。

图6-7 受力分析，弯矩图

依照材料力学静力学知识，依照轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 从轴的结构图和弯矩和扭矩图中能够看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表6-3。

表6-3 截面C的受力弯矩计算

载荷 支反力F 弯矩M 水平面H 垂直面V FNH11012.6N， FNH21888N FNV1329.01N，FNV2613.45N MH146.32N· m MV47.54N· m 总弯矩 扭矩T 22MMHMV146.32247.542215385N· mm TIII343720N · mm

.3按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上危险截面的强度。依照表中的数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力

2M2(TIII)215385(0.6343720)2σca6.03MPa （6-5）

W0.1703前已选定轴材料为45钢，调质处置，由机械设计表15-1查得[1]60MPa。因此ca[1]，故平安。

转动轴承的选择已在轴的设计中讨论过，本章仅对选择的转动轴承进行校核和计算。

由于所有的轴承所受的轴向载荷比较小，考虑到安装和互换性的简便，选用最经常使用的深沟球轴承。

轴承要紧经受径向载荷的作用，因此PFr。载荷寿命曲线公式为

106CLn() （7-1）

60nP关于球轴承指数3。

转动轴承6208的校核

由课程设计表15-3得转动轴承6208的额定动载荷Cr22.8kN，转速n=960r/min，得

Ft2×TI2×393901458.N （7-2） d154PFrFttanα1458.9×tan20 ° 530.99N （7-3）

106C106228006Ln()1.3710h （7-4）

60nP609605313大于10年，故知足设计要求。

转动轴承6206的校核

由课程设计表15-3得转动轴承6206的额定动载荷Cr15kN，转速n=285r/min，得

Ft2×TII21274701517.5N （7-5） d384PFrFttanα1517.5×tan20 ° 552.3N （7-6） 106C106150006Ln()1.1710h （7-7）

60nP60285552.3大于10年，故知足设计要求。

3转动轴承6211的校核

由课程设计表15-3得转动轴承6211的额定动载荷Cr33.5kN，转速n=101r/min，得

Ft2×TIII23437202900.6N （7-8） d4237PFrFttanα2900.6×tan20 ° 942.46N （7-9） 106C106335006Ln()7.4110h （7-10）

60nP60101942.46大于10年，故知足设计要求。

3

故所有齿轮均知足设计要求。

高速轴与半联轴器连接，参考轴结构设计，查课程设计表14-1，选用一般圆头平键（A型），键槽用键槽铣刀加工，b×h12mm×8mm，键长为L70mm。

键的工作长度

lLb70mm12mm58mm （8-1）

键的工作高度

kh8mm4mm （8-2） 22关于采纳常见的材料组合和按标准选取尺寸的一般平键连接（静连接），其要紧失效形式是工作面被压溃。除非有严峻过载，一样可不能显现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键的工作面上均匀散布，选用键的材料为45钢，被连接的齿轮材料为钢，查表得许用挤压应力 P100～120MPa，将参数代入一般平键连接的强度条件，得

2TI103239.39103pMPa8.94MPa[p] （8-3）

kld45838故该键连接符合设计要求。

中间轴与高速级大齿轮连接，参考轴结构设计，查课程设计表14-1，选用一般圆头平键（A型），b×h12mm×8mm，键长L40mm。

键的工作长度

lLb40mm12mm28mm (8-4)

键的工作高度

kh8mm4mm (8-5) 22选用键的材料为45钢，被连接的齿轮材料为钢，查表得许用挤压应力

P100～120MPa，将参数代入一般平键连接的强度条件，得

2TII1032127.47103pMPa56.9MPa[p] (8-6)

kld42840故该键连接符合设计要求。

中间轴与低速级小齿轮连接，参考轴结构设计，查课程设计表14-1，选用一般圆头平键（A型），b×h12mm×8mm，键长为L70mm。

键的工作长度

lLb70mm12mm58mm （8-7）

键的工作高度

kh8mm4mm （8-8） 22选用键的材料为45钢，被连接的齿轮材料为钢，查表得许用挤压应力

P100～120MPa，将参数代入一般平键连接的强度条件，得

2TII1032127.47103pMPa27.47MPa[p] （8-9）

kld45840故该键连接符合设计要求。

低速轴与低速级大齿轮连接，参考轴结构设计，查课程设计表14-1，选用一般圆头平键（A型），b×h18mm×11mm，键长为L63mm。

键的工作长度

lLb63mm12mm51mm （8-10）

键的工作高度

kh11mm5.5mm （8-11） 22选用键的材料为45钢，被连接的齿轮材料为钢，查表得许用挤压应力

P100～120MPa，将参数代入一般平键连接的强度条件，得

2TIII1032343.73103pMPa38.9MPa[p] （8-12）

kld5.55163故该键连接符合设计要求。

低速轴与半联轴器连接，参考轴结构设计，查课程设计表14-1，选用一般圆头平键（A型），b×h14mm×9mm，键长为L70mm。

键的工作长度

lLb70mm14mm56mm （8-13）

键的工作高度

kh9mm4.5mm （8-14） 22选用键的材料为45钢，被连接的齿轮材料为钢，查表得许用挤压应力

P100～120MPa，将参数代入一般平键连接的强度条件，得

2TIII1032343.73103pMPa60.63MPa[p] （8-15）

kld4.55645故该键连接符合设计要求。

原动机为电动机，因此工作情形系数为KA1.5，轴的最小直径是安装联轴器处的直径d联,需同时选取联轴器的型号,联轴器的计算转矩

TcaKAT01.539.7959.68Nm (9-1)

依照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，再依照选择的电动机Y132M1-6的轴伸直径38mm，同时考虑工作环境有轻微震动，查课程设计表17-4因此选用弹性柱销联轴器HL3（GB/T5014-1985），其要紧参数如表9-1。

表9-1 HL3要紧参数 材料 公称转矩Tn 轴孔直径d1 轴孔直径d2 轴孔长L 轴孔长L1 HT200 630N·m 38mm 38mm 112mm 84

由于装置用于运输机，因此工作情形系数为KA1.5，联轴器的计算转矩

TcaKATIII1.5343.74515.61Nm （9-2）

考虑轴结构设计中轴最小直径dmin43mm，查课程设计表17-4选用弹性柱销联轴器HL4（GB/T5014-1985），其要紧参数如表9-2。

表9-2 HL4要紧参数 材料 公称转矩Tn 轴孔直径d1 轴孔直径d2 轴孔长L 轴孔长L1 HT200 1250N·m 45mm 45mm 112mm 84 10.减速器箱体的设计、附件的选择

见表10-1。

表10-1 箱体要紧结构尺寸（单位mm） 箱体（座）壁厚 箱盖壁厚 箱底，箱盖，箱座底凸缘厚度  8 8 12 12 20 ≥+Δ× 1 b1 b2 b3 1=+Δ× b1×8=12 b2×8=12 b3×8=20 地脚螺栓直径及数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖，箱座联接螺栓直径 df n 20 4 16 10 8 6 4 8 df=× a≤250, n=4 d1df×20=15 d2=(0.5-0.6)df=10；螺栓的间距L=80 d1 d2 d3 (I，III) d3 (II) n 轴承端盖螺钉的直径及数目 查课程设计表9-9 观察孔盖螺钉 直径 d4 C1 C2 D2(I) d4=（0.3-0.4）df=8 df,d1,d2至箱外壁距离 26 查课程设计表3-1 24 120 df,d2至凸缘边缘距离 轴承盖外径 D2(II) D2(III) D2 (I)=D+5×d3=80+5×8=120 92 140 120 92 140 46 根据低速轴轴承座外径D2和Md1扳手空间C1的要求由结构确定 SD2 D2 (II)=D+5×d3=62+5×6=92 D2 (III)=D+5×d3=100+5×8=140 S1 轴承旁联接螺栓距离S S2 S3 轴承旁凸台高度h 箱外壁至轴承座端面距离 加强肋厚 大齿轮顶圆与箱内壁间距离 齿轮端面与箱内壁距离 H l1 m1、m 1 58 10 C1+C2+（5-8） m1≥1，m≥ 1≥ 2 12 2＞ 10.2 游标尺的设计

10.3 外六角油塞和封油垫

10.4 通气器

齿轮的润滑

低速级大齿轮的圆周速度为v=/s<12m/s因此采纳浸油润滑，hf=10，hs=18。 转动轴承的润滑

≤1.5～2m/s因此采纳脂润滑。

高速轴：密封处轴径的圆周速度

v3.14dn/(601000)3.1439960/(601000)1.96m/s (11-1)

低速轴：密封处轴径的圆周速度

v3.14dn/(601000)3.1452101/(601000)0.27m/s (11-2)

由于圆周速度较小因此都采纳毡圈式密封。

这次为期三个礼拜的课程设计，我对机械设计那个行业有了更深切的了解，

中间设计进程走了很多弯路，碰到很多困难，在指导教师的帮忙下，通过量次修

改改良设计方案，最后完成了我的减速器设计。尽管如此，我也同时温习了之前所学的知识，利用互换性的相关知识对零件图标注，利用工程材料相关知识选择减速器零件的材料，利用金属工艺学设计零件的工艺，是对目前所学的专业课一次总结。同时，我也提高了运用AutoCad进行装配图的绘制，对机械制图有了新的熟悉。实践出真知，设计齿轮和轴的结构时把握了许多技术，提高了设计效率，这些都是宝贵体会，为我以后的毕业设计打下基础。

在这次设计中，仍是存在一些设计不合理的问题的，比如高速级小齿轮设计材料为40Cr，但在轴设计时不能不设计为齿轮轴，如此造成轴的材料45钢和齿轮的设计不匹配；高速轴的轴直径本能够取更小一些以减少本钱；箱体外观设计的时候，没有充分考虑各个设计参数等等。我会在设计答辩以后认真的修改之前不合理的设计，完善我的方案。

最后感激设计进程中帮忙过我的指导教师和同窗们，和学校提供这一次宝贵的实践机遇。

13.参考文献

[1] 王昆等主编．机械设计、机械设计基础课程设计．一北京：高等教育出版社，

1996 （2020重印）

[2] 濮良贵，纪明刚主编．机械设计(第八版)．一北京：高等教育出版社，2006 （2020重印）