XXXX 学 院
课程设计说明书
专业
级
班
题 姓
目 名
减速器设计
指导教师
职称 职称
1
课程设计评语：
课程设计答辩负责人签字 年 月 日
2
目
录
一、设计任务 ……………………………………………………………… 4 1、原始数据 …………………………………………………………… 4 2、工作条件 …………………………………………………………… 4 3、传动方案 …………………………………………………………… 4
二、总体设计
…………………………………………………………… 5
1、传动方案 …………………………………………………………… 5 2、选择电机的类型 …………………………………………………… 5 3、确定电动机转速 …………………………………………………… 5 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比 ………………………… 6 5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 …………………………… 6 6、V 带的设计 ………………………………………………………… 7 7、齿轮传动的设计 …………………………………………………… 8 8、齿轮的结构设计 …………………………………………………… 11 9、高速级齿轮传动的几何尺寸 ……………………………………… 12 10、箱体及附件设计 11、轴的结构设计
………………………………………………… 12 …………………………………………………… 13
12、平键联接的选用和计算 …………………………………………… 16 13、轴的校核
………………………………………………………… 17 ………………………………… 21
14、安全系数法校核轴的疲劳强度
15、滚动轴承寿命计算 ………………………………………………… 22 16、润滑设计
………………………………………………………… 24 ………………………………………………… 25
三、设计心得与体会 设计心得与体会 四、参考文献
…………………………………………………………… 25
3
一 、设
设计一带式运输机构传动装置 1、 原始数据 运输带拉力 F（KN）
计
任
务
2.3 1.7 420
运输带工作速度 V（m/s） 卷筒直径 D（mm） 2、 工作条件
运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期 限 4 年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为 5%。 3、 传动方案
附图Ⅰ
4
计
算
及
说
明
备
注
二、总
体
设
计
1、传动方案：已经给出，如第 4 页附图Ⅰ 2、选择电机的类型： Y 系列三相异步电动机 选择电动机的容量
Pd =
Pw
ηa
Pw=3.91KW
FV 2.3 ×1.7 ×103 Pw = KW
= KW = 3.91KW 1000 1000
3 η a = η1 ⋅ η 2 ⋅ η 3 ⋅ η 4 ⋅ η 5
式中 η 1、 η 2、 η 3、 η 4、 η 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动联轴器和 卷筒的传动效率。 取 η 1=0.96，η 2=0.98（滚子轴承） η 3=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率） η 4=0.99（齿轮联轴器） η 5=0.97
3 则 η a = η 1 ⋅ η 2 ⋅ η 3 ⋅ η 4 ⋅ η 5 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.97=0.84
η a=0.84
Pd =
Pw 3.91 = = 4.65 KW η a 0.84
60 ×1000V 60 ×1000 ×1.7 = = 77.34r / min πD π × 420
Pd=4.65KW
3、 确定电动机转速 卷筒工作速度为 n = n=77.34r/min
按高等教育出版社出版的机械设计课程设计指导书第 7 页表 1， 常见机 械传动的主要性能推荐的传动比合理范围，取 V 带传动比合理范围为
i 0=2～4，一级圆柱齿轮减速器传动比 i =3～6，则总传动比合理范围
i ′ a=6～24，故电动机转速的可选范围为：
nd= i ′ a×n=(6～24)×77.34=464.0～1856.16 r/min 符合这一范围的同步转速有 750，1000 和 1500 转。 根据容量和转速，由机械设计出版社出版的《机械设计手册一卷（2） 》 （查出 Y132M1-6 满足要求）综合考虑电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择电机型号为 Y132M1-6 ， 其主要参数 如下（第 6 页） ：表 1
5
计
算
及
说
明
4KW 960r/min 38mm 80mm
备
注
电动机额定功率 P 电动机满载转速 n 电动机轴伸出端直径 电动机伸出端安装长度 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比：
Y132M1-6 三 相异步电动机 P=4KW nm=960r/min
nm 960 = =12.4 n 77.34 ②分配传动装置传动比： i a= i 0× i i 0, i 分别为带传动和减速器的传动比
①总传动比： ia = 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大， 初步取 i 0=3(实际传动比要在设计 V 带轮传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算)，则减速器的传动 比为： i =
i a=12.4
ia 12.34 = = 4.13 i0 3
i 0=3 i =4.13
5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 （1）各轴转速 高速轴： n1 =
nm 960 = = 320r / min i0 3 nm 960 = = 77.8r / min ia 12.34
n1 =320r/min
n1 =320r/min
低速轴： n2 =
n2 =77.8 r/min
n2 =77.8r/min
（2）各轴输入功率： 高速轴：P1=Pdη 01=3.93×0.96=3.77KW 低速轴：P2= Pdη 12=Pdη 1 η 2 η 3 η 4=3.93×0.98×0.97×0.96×0.99=3.55KW 卷筒轴：P3= P2η 2 η 4=3.55×0.98×0.99=3.81 KW （3）各轴转矩计算 高速轴转矩：T1=9550×103×P1/n1=112511 N·mm 低速轴转矩： T2=9550×103×P2/n2=533721 N·mm 卷筒轴输入转矩：T3= T2η 2 η 4=53000×0.98×0.99=517816 N·mm （4）各轴的运动参数如下表：表 2 轴名称 高速轴 低速轴 卷筒轴 功率(KW) 3.77 3.55 3.81 转速(r/min) 320 64 63.7 转矩(N·mm) 112511 533721 517816
P1=3.77KW P2=3.55 KW P3=3.81 KW T1=112511 N·mm T2=53721 N· mm T3=517846
N·mm
6
计
算
及
说
明
备
注
6、V 带的设计 ①
确定设计功率 Pd 由机械出版社出版的《机械零件设计手册》查得电机效率η =84% 由西北工业大学出版社出版的《机械设计教程》 （后面称书[1]）表 6-6 查得工况系数：KA=1.0 Pd=KAP=1.0×4×84%=3.36KW ②选定带的型号 n=960 r/min 根据 Pd=3.36KW 由书[1]中图 6-10 确定带为 A 型 V 带 ③传动比 取 i= nm n1 = 960 320 =3 ④小轮基准直径 参照书[1]中表 6-7 和图 6-10 取 dd 1=100mm 大轮基准直径 dd 2=i dd 2(1－ε)=100×3×0.99=297mm 由书[1]中表 6-8 取 dd 2=320mm ⑤带速
η =84%
Pd=3.36KW
i=3
dd 1=100mm
V=
πdd1n1
⑥初定间距 所需带的基准长度 Ld0= 2a0 +
60 × 1000 60000 按要求取 a0=500mm
=
π × 100 × 320
= 1.67 m / s
dd 2=320mm V=1.67m/s
π
2
(dd1 + dd 2 ) +
(dd 2 − dd1 ) 2 = 1674.66mm 4 a0
a=462.67mm
由书[1]中表 6-2 选取带的基准长度为取 Ld=1600mm ⑦实际间距 a ≈ a0 + ⑧小带轮包角
Ld − Ld1 1600 − 1674.66 = 500 + = 462.67 mm 2 2
合适
α1 = 180 0 −
dd 2 − dd1 × 57.30 = 153.370>1200 a
α1 =153.370
⑨单根 V 带的基本额定功率 根据 dd 1=100mm 和 nm=960r/min，由书[1]中表 6-4（C）查得 A 型 V 带 P1=0.97KW ⑩单根 V 带的基本额定功率的增量 由书[1]中表 6-4（C）查得：△P=0.11KW
11 ○V 带根数 z =
P1=0.97KW
pd ( p1 + p2 )kα kl
由书[1]中表 6-9 查得：kα=0.92（运用插值法） 由书[1]中表 6-9 查得：kl=0.93
7
计
z=
算
及
说
明
取4根
备
注
3.36 = 3.636 (0.11 + 0.97) × 0.93 × 0.92
p 2 .5 − 1) d + mv 2 kα zv
12 ○单根 V 带的预拉力： F0 = 500(
由书[1]中表 6-3 查得：m=0.10kg/m
F0 = 500(
2 .5 3.36 − 1) + 0.10 × 5.024 2 = 143.65 N 0.93 4 × 5.024
1 0
α . 13 ○计算对轴的压力 Fr ≈ 2 zF0 sin 2 = 2 × 4 ×143.65 × sin 153237 = 1.118kn
7、齿轮传动的设计 （1）选择材料 小齿轮选择 40Cr 调质 HBS1=241～286 大齿轮选择 45 钢调质 HBS2=217～255 此时两轮最小硬度差为 241－217=24 比希望值小些，可初步计算 （2）计算当量齿数，查齿形系数 现为软齿轮面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜。 初选 z1=24 圆整：取 z2=120 z2=iz1=5.02×24=120 则齿数比（即实际传动比）为 u = z 2 z1 = 120 24 = 5.00 与原要求 仅差
(5.02 − 5.00) 5.02
× 100% = 0.39% 故可以满足要求。
（3）选择齿宽系数 由于减速器为闭式齿轮传动，故齿宽系数不宜过大。 参考书[1]中表 8-5 选取齿宽系数 φd=1.0 （4）选择载荷系数 原动机为平稳工作的电动机，而工作机为冲击不大的转筒，参考书 [1]中表 8-3 得：K 为 1.0～1.2 取 K=1.0 （5）计算小齿轮轴上的扭矩 T1 T1=112511 N·mm （6）按齿面接触疲劳强度设计 ① 按说明， 对于直齿圆柱齿轮， 应以大齿轮材料所决定的许用接触应 力为准对 45 钢，取 HBS2=230，由书[1]中表 8-7 取较低极限应力 值 σ Hlin1 = σ Hlin 2 = 539 MPa ，又由表 8-6 取安全系
数 SH=1.0，计 算接触疲劳的寿命系数 K
HN
=
6
N0 N
8
计
算
及
说
8
明
备
注
N=60ntn=60×320×4×300×8=1.8432×10
N0=30×(HBS)2.4=1.397×107
因为 N>N0，所以 KHN=1 许用接触应力
[σ H ] = K HN ⋅ σ H lim
SH
= 539 MPa
②根据书[1]中 8-8 式说明，得 区域系数 zH=2.5 弹性影响系数 zE=189.8 MPa
③小齿轮分度圆直径：
d1 ≥ 3 =3
2 FT1 u1 + 1 z H z E 2 ( ) φd u1 [σ ]H
2
2 × 1.0 × 112511 5 + 1 2.5 × 189.8 × × ≈ 61.11mm 1 .0 5 539 mn = d1 61.11 = = 2.55mm z1 24
④计算法面模数 mn
（7）按齿根弯曲疲劳强度设计 ①由书[1]中表 8-8，查得齿型系数 YFa1=2.67 YFa2=2.167 ②由于表中没有 z=120 的齿形， 故用线性插值法得弯曲疲劳强度极 限应力分别为：
δ F lim 1 = 218 + δ F lim 2
278 − 218 (260 − 200) = 244.5MPa 353 − 120 185 − 155 = 155 + (230 − 120) = 192 MPa 210 − 120
③. 由书[1]表 8-6 可得安全系数 S F =1.3
计算弯曲疲劳寿命系数
K FN =
9
4 × 10 6 N
因为 N=1.8432×108 > 4×106 许用应力
取 KFN =1
[σ ]F1 = K FN σ F lim1 S
= 244.5
F
1 .3
= 188.1MPa
9
计
算
F
及
= 192
说
1 .3
明
备
注
[σ ]F 2 = K FN σ F lim 2 S
③比较
= 148MPa
{ [σ ] Y
[σ ]F 2
YFa 2
YFa1
F1 Fa 2
= =
2.67 = 0.014195 188 2.167 = 0.01464 > 0.014195 148
[σ ]F 2
因为参数
较大，代入公式
按公式计算齿轮所需的法面模数
m≥3
2 KT1 YFa 2 2 × 1.1× 112511× 0.01464 =3 = 1.8461 2 φd z1 [σ ]F 2 1.0 × 24 2
（8）决定模数值 对比两次求出的结果，按接触强度所需的模数较大，这说明当两 齿轮均为软面材料时，齿轮易于发生点蚀破坏，即以 m≥2.55 ㎜为 准，根据标准模数表，选取 mn =2.5 （9）计算齿轮的几何尺寸
d1=z1m=24×2.5=60 mm d2=z2m=124×2.5=310 mm da1= d1+2m =60+2.5×2=65 mm da2= d2+2m =310+2.5×2=315 mm b2=φ1d1=1×60=60 mm b1= b2+(5～10)=65 mm
（10）计算节圆速度 V=
π × d1 × n1
60000
=
3.14 × 60 × 320 = 1.0048m / s 60000
（11）计算齿面上的载荷
Ft =
2T1 2 × 112511 = = 3.75 KN d1 60000
Fr = Ft tgα = Ft tgα = 3.75 × tg 20 0 = 1.36 KN
（12）校核 因为齿轮为轮齿面闭式齿轮传动，所以按抗弯曲强度校核 查表得 φ 2 为 0.25～0.35，取 φl =1/3
10
计
算
及
说
明
备
注
[σ F ] = 186MPa
σ H = z H z E KFt (u ± 1) bd1u
= 2.5 × 189.8 3750 × 1.1× 6 65 × 60 × 5 = 534.6 MPa ≤ [σ H ] = 539 MPa
所以，齿轮满足强度要求 8、齿轮的结构设计 小齿轮由于直径小，采用齿轮轴结构 大齿轮的结构尺寸， 按上面计算和后续设计出的轴子 l 直径计算得出
名
称
公
式
结
果（㎜） 90 70 1.25 4 275 183 54 15
轮毂处直径 D1 轮毂处轴向量 倒角尺寸 n 齿轮圆处厚度 z0 腹板最大直径 D0 板孔分布圆直径 Dz 板孔直径 d1 腹板厚 C
D1=1.6d=1.6×58 L=(1.2～1.5)d n=0.05mn
δ 0 =(2.5～4) mn
D0=df2～2 δ 0 D2=0.5(D0+ D1)
d1=(0.25～0.35) (D0-D1) C=(0.2～0.3)62
11
计
算
及
说
明
表3 结果 (mm) 2.5 20o 60 310 65 315 53.75 363.25 185 60 65
备
注
9、高速级齿轮传动的几何尺寸：如下表 名 称 计算公式
法面模数 法面压力角
m
α
d1
分度圆直径 d2
* d a1 = d1 + 2ha m
齿顶圆直径
* d a2 = d 2 + 2ha m
d f 1 = d1 − 2 h * m f
齿根圆直径
d f 2 = d 2 − 2h * m f
中心距
a=
d1 + d 2 2
b2=b
齿
宽 b1= b2+(5～10)
10、箱体及附件设计 （1）箱体材料的选择 选用 HT200 （2）减速器机体结构尺寸设计 参考《机械零件课程设计图册》11 页，得下表 名 称 符号
δ0
尺寸关系 0.025a＋1≥8 (0.8～0.85) δ ≥8 1.5 δ 2.5 δ 0.036a+12 0.75df
12
结果（㎜） 10 8 12 12 20 18 14
机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘的厚度 机盖凸缘的厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉的直径 轴承旁联接螺钉直径
z1 b b1 b2 df d1
1.5 δ
计
续上页： 名 称
算
及
说
明
结果（㎜） 10 8 8 22 14 18 24 16 20 18
备
注
符号 d2 d3 d4 C2 C2 C2 C1 C1 C1 R1 h
l1
尺寸关系 (0.5～0.6)df (0.4～0.5)df (0.3～0.4)df 由表决定 由表决定 由表决定 由表决定 由表决定 由表决定 C2 由结构确定 C1＋C2＋（5～10） ＞1.2 δ ＞δ ＞0.85 δ
1
上下机体结合处 联接螺栓直径 轴承端盖的螺钉直径 窥视孔盖的螺钉直径 螺钉 Mdf 至凸缘边缘直径 螺钉 Md2 至凸缘边缘直径 螺钉 Md1 至凸缘边缘直径 螺钉 Mdf 至外机壁距离 螺钉 Md2 至外机壁距离 螺钉 Md1 至外机壁距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承壁端面距离 大齿轮顶圆与内机壁间距 齿轮端面与内机壁的间距 上下机体筋厚度 轴承端盖外径直径 轴承旁联接螺栓距离 11、轴的结构设计 （1）高速轴设计 ①确定轴的最小直径
43 12 11
∆1
∆2
m1;m D2 S
＞0.85 δ
7;9 120
轴承孔直径＋（5～ 5.5）d3 尽量靠近，WM d1 和 M d3 可不干涉为准
选取轴的材料为 40Cr 调质处理，按书[1]表 12-2 取 A0=105，则得：
d min = A0 3 p1
n1
= 105 × 3 3.77
320
= 23.89mm
综合轴的强度，以价格要求，取 d0=30mm ②轴的结构设计（见下图）
13
计
算
及
说
明
备
注
14
A、d1 段设计 由于该段装有皮带轮，且皮带轮结构为 4 根 A 型 V 带，孔径 d=30mm, 查得 L=65mm。 B、d2 段设计 有皮带轮的右端靠轴肩轴向定位，按要求 h>0.07d，取 h=4mm,则书馆 d2=65mm。 C、d3、d7 段设计 d3 与 d7 段的结构尺寸相同，d2 段右侧不需轴向定位，h=(1~3)mm，故取 h=2mm,则 d3=40mm，d3 段口装有轴承，由于该轴，只受到径向力，综 合价格和安装尺寸的误差考虑。选用深沟球轴承，型号为 6211，其尺寸 为；D×P×T=40×80×18，轴段 l3=l7=18mm D、d5 段设计 前已计算出，d5=l5mm,l5=65mm E、d4、 d6 段设计 d4 段，与 d6 段的结构尺寸相同，由箱体设计时已确定，轮段面
距机箱内 端距离为 11mm，故 L4＝L6＝11mm.轴承右测需轴向定位，故 h>0.07d3， 取 h=4mm，d4=d6=48mm F、d2 段长度设计 由箱体设计时的箱体壁距凸台外测的距离 L=43mm 垫圈厚度 δ 1=2mm，端盖厚度 δ 2=8mm，伸进长度为 12mm 箱体壁厚为 δ 3=8mm。为了便于端盖的拆装以及皮带轮不与箱体接触， 故需轴留出 25～30mm 长度，取 L=29mm。 所以 L2=43+10+8+29－18=72mm 为了使端轴承端盖的伸进端顶住轴承，以免发生轴向移动，故需装上一 个轴 L=13mm G、轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=65+72+18+11+65+11+18=260mm （2）低速轴设计 ①确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为 45 钢调质，按书[1]表 12-2 取 A0=115，则得：
15
计
d min = A0 3 p1 n1
算
及
说
63.7
明
= 43.93mm
备
注
= 115 × 3 3.55
由于轴上开了键槽，结合强度考虑取 d=43.93mm ②结构设计
同理，把此轴分 6 段进行设计 A、d’1 段设计 由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算 转矩 Tca=KAT 查书[1]表 11 则 Tca=KAT=1.5×+5.33721×105=8×105N·mm 根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为 HL4 半联轴器长度 L=112mm（J 型孔）与轴的配合段长度 L1=84mm 为了保证轴端档圈固压半轴器，故轴长稍短一些，取 L’1=82mm B、d’2 段设计 由于联轴器右端需轴向定位， h>0.07d’1， h=3.5mm,则 d’2=52mm。 故 取 C、d3 段设计 机械出版社 《机械零件 设计》第 39-82 页 32211
由 d’2 段零件安装不需靠轴肩轴向定位故取 h=3mm，根据轴径
d’3=55mm，以综合轴承的价格考虑，选用圆柱滚子轴承，型号为 32211，其尺寸为；D×P×d=55×100×21，轴段 l =24mm 齿轮安装需轴向左端定位，左端需留出一定长度，取 L=24mm，以及 箱体的内宽 Lb=87mm，故轴套长度为 11mm。 d’3 总长度 L’3=21+1+14=36mm-1，取 KA=1.5 D、d’4 段设计 由轴套不需轴肩来轴向定位，取 h=3mm，d’4=58mm，前已算得齿轮 宽 bL=60mm，故取 L’4=60－4=56mm
16
计
E、d’5 段设计
算
及
说
明
备
注
齿轮右端需轴肩轴向定位，取 d=3.5mm，故 d’5=65mm，轴向长度取 L’5=12mm F、d’6 段设计 d’6 段与 d’3 段类同，d’6=55mm，L’6=21mm G、d2 段轴向长度设计 同高速轴的 d2 段 d2 段设计 L’2=69mm H、低速轴的总长度 L’= L’1+ L’2+ L’3+ L’4+ L’5+ L’6+ L7=82+69+21+11+60+12+21=280mm 12、平键联接的选用和计算 （1）告诉轴键联接选用及计算 皮带轮安装处，轴径为 d=30mm。查手册选择键 8×7×60 键的接触长度：L’=L－b=60－8=52mm. 接触高度；K’=h/2=7/2=3.5mm 查得键联接的挤压许用应力[δp]=200MPa 许用剪应力[T]=125Mpa EP1=2T1/d1lk=2×0.0955×106×10-3/30×52×3.5×109=34.98Mpa （2）低速轴键联接选用及计算 τ=2T1/d1lk=34.98≤125Mpa 查机械设计 手册 《机械出 版社》 P38-
18 横截面尺寸 为 8×7mm 《冶金工业 出版社》 P582 8×7×55 L=(18~90)mm 同上查询， 查 得截面尺寸： 16×10 L=（45~180） mm
a、 齿轮安装处。轮径为 d=58mm,
选择键 16×10×50 键的截面长度为：50-16=34mm 接触高度为：K=h/2=5mm Ep2=2T2/dlk=468×10 ×10 /58×34×5×10 =94.93 T2=94.93MPa≤[τ]
5 -3 -9
选择出处同 上 L=（36~160） mm 同上
b、 安装联轴器处，轴径为 d=45mm
选择键：14×9×72
17
L=（36~160） mm
计
算
及
说
明
备
注
键的接触长度：L‘=72-14=58mm 接触高度：K=h/2=9/2=4.5mm Ep3=2T2/dlk=2×4.68×105×10-3/58×4.5×45×10-9 =76.69MPa≤[Ep] T=76.69≤[τ] 故告诉轴与低速轴的强度满足要求 13、轴的校核 （1）高速轴的校核 ①受力分析 Fτ = 2T1 = 2 × 112511 = 3 . 75 KN d1 60000
F r = Fτ tg 20 0 = 1 . 3649 KN
在垂直南 V 面
Rv1 + Rv 2 = Fτ Rv1l 2 = Rv 2l3
在水平面 H 面
→
Rv1 = 1.59 N Rv 2 = 1.59 N
− RH 0 + Fr = − RH 1 + RH 2 RH 0l1 = RH 2l AC − Fτ l2 RH 2 = 1.91KN (向内) RH 4 = 2.32 KN (向外)
计算弯矩
l AC = l 2 + l3
M HC = M HC Rv1l3 = 118.44 N ⋅ m M VB = RH 0l1 = 168.73 N ⋅ m M VC = RH 2l3 = 120.33mm
合成弯矩
B处 : M B = M VB = 168.73
2 2 C处 : M C = M VC + M HC = 168.84 N ⋅ m
转矩
T2=112.5N·m
查表取 α =0.59
M Ca = M 2 + (αT ) 2
18
计
B 点 M Ca =195.99N·m ②弯矩图
算
及
说
明
备
注
C 点 M Ca =181.5N·m
19
计
算
及
说
明
备
注
③确定危险截面，由弯矩图得危险截面可出现在 A、B、C 截面外，综 合轴径、键槽以及力矩考虑得 A、 对 A 截面校核 力矩 M=57.3KN·mm 抗弯系数，查机械设计《机械出版社》P38-11 得
W=
bt (d − t ) 2 3.14 8 × 7 × (30 − 7) 2 = × 30 3 − = 2627.9 × 10 −9 32 2d 32 2 × 30 320.2 δ= = 23.8MPa
所以符合要求 B、 对 B 截面校核 弯矩 M=181.05KN·mm
πd 3
W=
3.14 × 403 = 6280 × 10 −9 m 32 32 181.05 δ= = 9.11MPa
πd 3
所以符合要求
C、 对 C 截面校核 弯矩 M=172.78KN·mm
W=
3.14 × 60 3 = 21195 × 10 −9 32 32 172.78 δ= = 8.15MPa
πd 3
所以符合要求
（2）低速轴校核 ①受力分析 ②弯矩图（如下图）
20
21
计
算
及
说
明
备
注
③确定，综合轴径与键槽考虑，A、C 截面为危险截面 a、 对于 A 截面 弯矩 M=2.85×105KN·mm
W=
bt (d − t ) 2 3.14 14 × 9 × (45 − 9) 2 = × 453 − = 7127.24 × 10 −9 32 2d 32 2 × 45 3.32 δ= = 46.6 MPa
b、 对于 C 截面 弯矩 M=2.95×105KN·mm
πd 3
W=
πd 3 10b(d − t )2
32 −
2d 3.52 δ= = 22.05MPa
符合要求
22
=
3.14 10×16× (58 −10)2 × 453 − = 1596743×10−9 . 32 2 × 58
计
算
及
说
明
备
注
14、安全系数法校核轴的疲劳强度 (1)、对 C 剖面进行校核。 (2)、轴材的
机械性能 材料为 45 钢， 调质处理， 由教程表可知：σ B =600MPa
σ b =350 Mpa
σ −1b =0.44 σ B =300MPa σ 0b =1.7 σ −1b =510Mpa
ψb =
2σ −1b − σ B =
τ −1 =0.3 σ B =155Mpa
τ 0 =1.6τ −1 =248Mpa
σ ob 2τ − τ 2 × 155 − 248 ψ r = −1 0 = = 0.25 τ0 248
2 × 300 − 510 = 0.176 510
(3)、剖面 C 的安全系数 查表得 抗弯断面系数：W=16.92 CM3 抗扭断面系数： Wτc =36.08CM3 弯曲应力幅： σ a =
Mc 1.21 × 10 5 = = 33.54 MPa Wc 36.08 × 10 −6
键槽所引起的有效应力集中系数，查表得：K6=1.84 Kr=1.6 表面状态系数： β = 0.85 尺寸系数 弯曲平均应力： σ m = 0
ε 6 = 0.78...ε r = 0.74
T 5.53 × 10 5 × 10 −3 扭转切应力幅： τ a = = = 7.68 2 wτc 2 × 36.08 × 10 −6
平均切应力： τ m = τ a = 7.68MPa 由齿轮计算的循环次数可知：寿命系数 Kv=1
S6 = Sτ =
KVσ −1 = βε σ σ a + ϕσ σ m
Kσ
1.82 0.95×0.78
300 × 1 = 4.30 × 2.53 + 0 3.35 × 1 = 15.13 × 7.68 + 0.25 × 7.68
KVτ −1 = βετ τ a + ϕτ τ m
Kτ
1.6 0.85×0.74
23
计
综合安全参数： S c =
算
2
及
Sσ Sτ
2
说
=
明
备
注
Sσ + Sτ
15.13 × 4.30 = 4.14 > [ S ] （安全 15.73
系数 1.5～1.8）剖面 C 具有足够的强度。 15、滚动轴承寿命计算 分别对两对不同的轴承进行受力分析 （1） 、轴承Ⅰ A、求两轴承受到的径向载荷 F1 和 R2 将轴承部件受到的力系分解为铅垂面（a）和水平面（b） 两个平面力系： （扭矩未标出）
由力分析可知：
R1v =
Fr × 62.5 = 1.80 KN 62.5 × 2
R2v = 3.68 − 1.80 = 1.88 N
F1 × 918.5 + 1Fr × 62.5 .16 62.5 × 2 1.564 × 118.5 + 1.16 × 62.5 = = 2.485 KN 125 R1H = R2 h = 2.889 KN
24
计
算
及
说
明
备
注
2 R1 = RW + R12H = 2.96 KN 2 2 R 2 = RW + R2 H = 3.30 KN
B、求当量动载荷，P1 和 P2 由于轴承未受到轴向力 A1=A2
A A1 = 0
从书[1]表 10-4 查得当量动载荷系数 X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0 因轴承在运转中受到的冲击载荷不大 故 fp=1.1 查表
P = f p X 1P = 1.1 × 1 × 2.96 = 3.25 KN 1 1 P2 = f p X 2 P2 = 1.1 × 1 × 3.30 = 3.63KN
验算轴承寿命 因 P2>P1 所按轴承 4 的受力大小验算
Lh =
106 C ε 60n P 1
代入公式：
10 3
查得深沟轴承其所哉 Cr=29.5KN
Lh =
106 29.5 × = 23295.8h > 9600h = lh' 60 × 384 3.63
故 6211 轴承能满足预期计算寿命要求 （2）轴承Ⅱ
' A、分别求出圆锥滚子轴承 R1' .R2 同理分解到 H 和 V 平面上，如图
25
计
算
及
说
明
备
注
由受力可知：
' R1' v ≈ R2v = 1 Fr = 0.58 KN 2 ' R1' H ≈ R2 H = 1 Fτ = 1.59 KN 2 ' ' R1' ≈ R2 = R1' H + R2 H = 0.59 2 + 1.59 2 = 1.709 KN
B、当量动载荷 P ' 和 P2' 由于未受到轴向力 1 A1=A2=0
A1 A2 = =0
故取 X=1 Y=0 由轴承在运转中产生的冲击载荷不大，故 fp=1.1 则
P ' = P2' = f p XP = 1.1 × 1 × 1.709 = 1.88KN
1 1
C、验算轴承寿命 由圆锥滚子轴承（32211）查得：Cr=108 KN 代入公式
106 C 106 108 6 Lh = × = × = 8.21 × 10 > ln' = 9000h 60n P 60 × 74.59 1188
故能满足预期寿命要求。 16、润滑设计 A、齿轮的润滑 由大齿轮的圆周速度，V=nπD=63.7×3.14×330/60 =1.47m/s＜12 m/s 故采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高。 大齿轮为 45 钢调质 查得取油 N320，故齿轮用 N320 润滑油润滑 B、滚动轴承的润滑 高速轴和低速轴的滚动轴承采用油脂润滑， （齿轮浸油的圆周速度在
26
ε
3
《浙大出版 社》 、 《机械零 件课程设计》 表 4-3 和教材 《机械设计》 《冶金工业 出版社》 采用 26-2 高等学校 《机 械设计》表 15-4
计
算
及
说
明
备
注
1.5~2 m/s 内，润滑油飞溅起来，油液进入轴承，对轴承进行润滑。 ） 选油 N3，且在箱体上开有油槽，为防止油液的流失，采用迷宫式密 封结构。
三、设计心得与体会
减速器设计的设计是我们对《机械设计教程》课程学习成果的检验。 设计过程中，碰到了很多的问题：如数据的选用，以及数据的计算与 检验等。前者需要对所学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以及细 心的审核。选用数据的过程中，我们对于课本知识的不熟练以及实际经验 的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以及对 课本所学知识的复习和彭教授的耐心说明下，我们的理论知识水平有所提 高。在彭教授的精心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长 自行设计水平和实践检验能力。在不断的摸索爬行中，解决一个个疑团， 尝试不同的方案， 在教授指导和组员的共同协作下， 让设计得以基本完成。 由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望彭教授再提出 宝贵意见，并予以指正！再次感谢教授的精心指导和热情帮助！
四、参考文献
机械设计教程（1994 年修订本） 西北工业大学出版社 机械设计手册（第 2 版） 机械零件设计手册（第 3 版） 机械工业出版社 冶金工业出版社 龚桂义 濮良贵
机械设计课程设计指导书（第 2 版）高等教育出版社 机械工程师手册（第 2 版） 几何公差与检测 (第七版) 机械工业出版社 上海科学技术出版社
甘永立
27
28
XXXX 学 院
课程设计说明书
专业
级
班
题 姓
目 名
减速器设计
指导教师
职称 职称
1
课程设计评语：
课程设计答辩负责人签字 年 月 日
2
目
录
一、设计任务 ……………………………………………………………… 4 1、原始数据 …………………………………………………………… 4 2、工作条件 …………………………………………………………… 4 3、传动方案 …………………………………………………………… 4
二、总体设计
…………………………………………………………… 5
1、传动方案 …………………………………………………………… 5 2、选择电机的类型 …………………………………………………… 5 3、确定电动机转速 …………………………………………………… 5 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比 ………………………… 6 5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 …………………………… 6 6、V 带的设计 ………………………………………………………… 7 7、齿轮传动的设计 …………………………………………………… 8 8、齿轮的结构设计 …………………………………………………… 11 9、高速级齿轮传动的几何尺寸 ……………………………………… 12 10、箱体及附件设计 11、轴的结构设计
………………………………………………… 12 …………………………………………………… 13
12、平键联接的选用和计算 …………………………………………… 16 13、轴的校核
………………………………………………………… 17 ………………………………… 21
14、安全系数法校核轴的疲劳强度
15、滚动轴承寿命计算 ………………………………………………… 22 16、润滑设计
………………………………………………………… 24 ………………………………………………… 25
三、设计心得与体会 设计心得与体会 四、参考文献
…………………………………………………………… 25
3
一 、设
设计一带式运输机构传动装置 1、 原始数据 运输带拉力 F（KN）
计
任
务
2.3 1.7 420
运输带工作速度 V（m/s） 卷筒直径 D（mm） 2、 工作条件
运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期 限 4 年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为 97%，运输带允许速度误差为 5%。 3、 传动方案
附图Ⅰ
4
计
算
及
说
明
备
注
二、总
体
设
计
1、传动方案：已经给出，如第 4 页附图Ⅰ 2、选择电机的类型： Y 系列三相异步电动机 选择电动机的容量
Pd =
Pw
ηa
Pw=3.91KW
FV 2.3 ×1.7 ×103 Pw = KW
= KW = 3.91KW 1000 1000
3 η a = η1 ⋅ η 2 ⋅ η 3 ⋅ η 4 ⋅ η 5
式中 η 1、 η 2、 η 3、 η 4、 η 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动联轴器和 卷筒的传动效率。 取 η 1=0.96，η 2=0.98（滚子轴承） η 3=0.97（齿轮精度为 8 级，不包括轴承效率） η 4=0.99（齿轮联轴器） η 5=0.97
3 则 η a = η 1 ⋅ η 2 ⋅ η 3 ⋅ η 4 ⋅ η 5 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.97=0.84
η a=0.84
Pd =
Pw 3.91 = = 4.65 KW η a 0.84
60 ×1000V 60 ×1000 ×1.7 = = 77.34r / min πD π × 420
Pd=4.65KW
3、 确定电动机转速 卷筒工作速度为 n = n=77.34r/min
按高等教育出版社出版的机械设计课程设计指导书第 7 页表 1， 常见机 械传动的主要性能推荐的传动比合理范围，取 V 带传动比合理范围为
i 0=2～4，一级圆柱齿轮减速器传动比 i =3～6，则总传动比合理范围
i ′ a=6～24，故电动机转速的可选范围为：
nd= i ′ a×n=(6～24)×77.34=464.0～1856.16 r/min 符合这一范围的同步转速有 750，1000 和 1500 转。 根据容量和转速，由机械设计出版社出版的《机械设计手册一卷（2） 》 （查出 Y132M1-6 满足要求）综合考虑电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择电机型号为 Y132M1-6 ， 其主要参数 如下（第 6 页） ：表 1
5
计
算
及
说
明
4KW 960r/min 38mm 80mm
备
注
电动机额定功率 P 电动机满载转速 n 电动机轴伸出端直径 电动机伸出端安装长度 4、确定传动装置的总传动比和分配传动比：
Y132M1-6 三 相异步电动机 P=4KW nm=960r/min
nm 960 = =12.4 n 77.34 ②分配传动装置传动比： i a= i 0× i i 0, i 分别为带传动和减速器的传动比
①总传动比： ia = 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大， 初步取 i 0=3(实际传动比要在设计 V 带轮传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算)，则减速器的传动 比为： i =
i a=12.4
ia 12.34 = = 4.13 i0 3
i 0=3 i =4.13
5、减速器各轴转速、功率、转距的计算 （1）各轴转速 高速轴： n1 =
nm 960 = = 320r / min i0 3 nm 960 = = 77.8r / min ia 12.34
n1 =320r/min
n1 =320r/min
低速轴： n2 =
n2 =77.8 r/min
n2 =77.8r/min
（2）各轴输入功率： 高速轴：P1=Pdη 01=3.93×0.96=3.77KW 低速轴：P2= Pdη 12=Pdη 1 η 2 η 3 η 4=3.93×0.98×0.97×0.96×0.99=3.55KW 卷筒轴：P3= P2η 2 η 4=3.55×0.98×0.99=3.81 KW （3）各轴转矩计算 高速轴转矩：T1=9550×103×P1/n1=112511 N·mm 低速轴转矩： T2=9550×103×P2/n2=533721 N·mm 卷筒轴输入转矩：T3= T2η 2 η 4=53000×0.98×0.99=517816 N·mm （4）各轴的运动参数如下表：表 2 轴名称 高速轴 低速轴 卷筒轴 功率(KW) 3.77 3.55 3.81 转速(r/min) 320 64 63.7 转矩(N·mm) 112511 533721 517816
P1=3.77KW P2=3.55 KW P3=3.81 KW T1=112511 N·mm T2=53721 N· mm T3=517846
N·mm
6
计
算
及
说
明
备
注
6、V 带的设计 ①
确定设计功率 Pd 由机械出版社出版的《机械零件设计手册》查得电机效率η =84% 由西北工业大学出版社出版的《机械设计教程》 （后面称书[1]）表 6-6 查得工况系数：KA=1.0 Pd=KAP=1.0×4×84%=3.36KW ②选定带的型号 n=960 r/min 根据 Pd=3.36KW 由书[1]中图 6-10 确定带为 A 型 V 带 ③传动比 取 i= nm n1 = 960 320 =3 ④小轮基准直径 参照书[1]中表 6-7 和图 6-10 取 dd 1=100mm 大轮基准直径 dd 2=i dd 2(1－ε)=100×3×0.99=297mm 由书[1]中表 6-8 取 dd 2=320mm ⑤带速
η =84%
Pd=3.36KW
i=3
dd 1=100mm
V=
πdd1n1
⑥初定间距 所需带的基准长度 Ld0= 2a0 +
60 × 1000 60000 按要求取 a0=500mm
=
π × 100 × 320
= 1.67 m / s
dd 2=320mm V=1.67m/s
π
2
(dd1 + dd 2 ) +
(dd 2 − dd1 ) 2 = 1674.66mm 4 a0
a=462.67mm
由书[1]中表 6-2 选取带的基准长度为取 Ld=1600mm ⑦实际间距 a ≈ a0 + ⑧小带轮包角
Ld − Ld1 1600 − 1674.66 = 500 + = 462.67 mm 2 2
合适
α1 = 180 0 −
dd 2 − dd1 × 57.30 = 153.370>1200 a
α1 =153.370
⑨单根 V 带的基本额定功率 根据 dd 1=100mm 和 nm=960r/min，由书[1]中表 6-4（C）查得 A 型 V 带 P1=0.97KW ⑩单根 V 带的基本额定功率的增量 由书[1]中表 6-4（C）查得：△P=0.11KW
11 ○V 带根数 z =
P1=0.97KW
pd ( p1 + p2 )kα kl
由书[1]中表 6-9 查得：kα=0.92（运用插值法） 由书[1]中表 6-9 查得：kl=0.93
7
计
z=
算
及
说
明
取4根
备
注
3.36 = 3.636 (0.11 + 0.97) × 0.93 × 0.92
p 2 .5 − 1) d + mv 2 kα zv
12 ○单根 V 带的预拉力： F0 = 500(
由书[1]中表 6-3 查得：m=0.10kg/m
F0 = 500(
2 .5 3.36 − 1) + 0.10 × 5.024 2 = 143.65 N 0.93 4 × 5.024
1 0
α . 13 ○计算对轴的压力 Fr ≈ 2 zF0 sin 2 = 2 × 4 ×143.65 × sin 153237 = 1.118kn
7、齿轮传动的设计 （1）选择材料 小齿轮选择 40Cr 调质 HBS1=241～286 大齿轮选择 45 钢调质 HBS2=217～255 此时两轮最小硬度差为 241－217=24 比希望值小些，可初步计算 （2）计算当量齿数，查齿形系数 现为软齿轮面齿轮，齿数以比根切齿数较多为宜。 初选 z1=24 圆整：取 z2=120 z2=iz1=5.02×24=120 则齿数比（即实际传动比）为 u = z 2 z1 = 120 24 = 5.00 与原要求 仅差
(5.02 − 5.00) 5.02
× 100% = 0.39% 故可以满足要求。
（3）选择齿宽系数 由于减速器为闭式齿轮传动，故齿宽系数不宜过大。 参考书[1]中表 8-5 选取齿宽系数 φd=1.0 （4）选择载荷系数 原动机为平稳工作的电动机，而工作机为冲击不大的转筒，参考书 [1]中表 8-3 得：K 为 1.0～1.2 取 K=1.0 （5）计算小齿轮轴上的扭矩 T1 T1=112511 N·mm （6）按齿面接触疲劳强度设计 ① 按说明， 对于直齿圆柱齿轮， 应以大齿轮材料所决定的许用接触应 力为准对 45 钢，取 HBS2=230，由书[1]中表 8-7 取较低极限应力 值 σ Hlin1 = σ Hlin 2 = 539 MPa ，又由表 8-6 取安全系
数 SH=1.0，计 算接触疲劳的寿命系数 K
HN
=
6
N0 N
8
计
算
及
说
8
明
备
注
N=60ntn=60×320×4×300×8=1.8432×10
N0=30×(HBS)2.4=1.397×107
因为 N>N0，所以 KHN=1 许用接触应力
[σ H ] = K HN ⋅ σ H lim
SH
= 539 MPa
②根据书[1]中 8-8 式说明，得 区域系数 zH=2.5 弹性影响系数 zE=189.8 MPa
③小齿轮分度圆直径：
d1 ≥ 3 =3
2 FT1 u1 + 1 z H z E 2 ( ) φd u1 [σ ]H
2
2 × 1.0 × 112511 5 + 1 2.5 × 189.8 × × ≈ 61.11mm 1 .0 5 539 mn = d1 61.11 = = 2.55mm z1 24
④计算法面模数 mn
（7）按齿根弯曲疲劳强度设计 ①由书[1]中表 8-8，查得齿型系数 YFa1=2.67 YFa2=2.167 ②由于表中没有 z=120 的齿形， 故用线性插值法得弯曲疲劳强度极 限应力分别为：
δ F lim 1 = 218 + δ F lim 2
278 − 218 (260 − 200) = 244.5MPa 353 − 120 185 − 155 = 155 + (230 − 120) = 192 MPa 210 − 120
③. 由书[1]表 8-6 可得安全系数 S F =1.3
计算弯曲疲劳寿命系数
K FN =
9
4 × 10 6 N
因为 N=1.8432×108 > 4×106 许用应力
取 KFN =1
[σ ]F1 = K FN σ F lim1 S
= 244.5
F
1 .3
= 188.1MPa
9
计
算
F
及
= 192
说
1 .3
明
备
注
[σ ]F 2 = K FN σ F lim 2 S
③比较
= 148MPa
{ [σ ] Y
[σ ]F 2
YFa 2
YFa1
F1 Fa 2
= =
2.67 = 0.014195 188 2.167 = 0.01464 > 0.014195 148
[σ ]F 2
因为参数
较大，代入公式
按公式计算齿轮所需的法面模数
m≥3
2 KT1 YFa 2 2 × 1.1× 112511× 0.01464 =3 = 1.8461 2 φd z1 [σ ]F 2 1.0 × 24 2
（8）决定模数值 对比两次求出的结果，按接触强度所需的模数较大，这说明当两 齿轮均为软面材料时，齿轮易于发生点蚀破坏，即以 m≥2.55 ㎜为 准，根据标准模数表，选取 mn =2.5 （9）计算齿轮的几何尺寸
d1=z1m=24×2.5=60 mm d2=z2m=124×2.5=310 mm da1= d1+2m =60+2.5×2=65 mm da2= d2+2m =310+2.5×2=315 mm b2=φ1d1=1×60=60 mm b1= b2+(5～10)=65 mm
（10）计算节圆速度 V=
π × d1 × n1
60000
=
3.14 × 60 × 320 = 1.0048m / s 60000
（11）计算齿面上的载荷
Ft =
2T1 2 × 112511 = = 3.75 KN d1 60000
Fr = Ft tgα = Ft tgα = 3.75 × tg 20 0 = 1.36 KN
（12）校核 因为齿轮为轮齿面闭式齿轮传动，所以按抗弯曲强度校核 查表得 φ 2 为 0.25～0.35，取 φl =1/3
10
计
算
及
说
明
备
注
[σ F ] = 186MPa
σ H = z H z E KFt (u ± 1) bd1u
= 2.5 × 189.8 3750 × 1.1× 6 65 × 60 × 5 = 534.6 MPa ≤ [σ H ] = 539 MPa
所以，齿轮满足强度要求 8、齿轮的结构设计 小齿轮由于直径小，采用齿轮轴结构 大齿轮的结构尺寸， 按上面计算和后续设计出的轴子 l 直径计算得出
名
称
公
式
结
果（㎜） 90 70 1.25 4 275 183 54 15
轮毂处直径 D1 轮毂处轴向量 倒角尺寸 n 齿轮圆处厚度 z0 腹板最大直径 D0 板孔分布圆直径 Dz 板孔直径 d1 腹板厚 C
D1=1.6d=1.6×58 L=(1.2～1.5)d n=0.05mn
δ 0 =(2.5～4) mn
D0=df2～2 δ 0 D2=0.5(D0+ D1)
d1=(0.25～0.35) (D0-D1) C=(0.2～0.3)62
11
计
算
及
说
明
表3 结果 (mm) 2.5 20o 60 310 65 315 53.75 363.25 185 60 65
备
注
9、高速级齿轮传动的几何尺寸：如下表 名 称 计算公式
法面模数 法面压力角
m
α
d1
分度圆直径 d2
* d a1 = d1 + 2ha m
齿顶圆直径
* d a2 = d 2 + 2ha m
d f 1 = d1 − 2 h * m f
齿根圆直径
d f 2 = d 2 − 2h * m f
中心距
a=
d1 + d 2 2
b2=b
齿
宽 b1= b2+(5～10)
10、箱体及附件设计 （1）箱体材料的选择 选用 HT200 （2）减速器机体结构尺寸设计 参考《机械零件课程设计图册》11 页，得下表 名 称 符号
δ0
尺寸关系 0.025a＋1≥8 (0.8～0.85) δ ≥8 1.5 δ 2.5 δ 0.036a+12 0.75df
12
结果（㎜） 10 8 12 12 20 18 14
机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘的厚度 机盖凸缘的厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉的直径 轴承旁联接螺钉直径
z1 b b1 b2 df d1
1.5 δ
计
续上页： 名 称
算
及
说
明
结果（㎜） 10 8 8 22 14 18 24 16 20 18
备
注
符号 d2 d3 d4 C2 C2 C2 C1 C1 C1 R1 h
l1
尺寸关系 (0.5～0.6)df (0.4～0.5)df (0.3～0.4)df 由表决定 由表决定 由表决定 由表决定 由表决定 由表决定 C2 由结构确定 C1＋C2＋（5～10） ＞1.2 δ ＞δ ＞0.85 δ
1
上下机体结合处 联接螺栓直径 轴承端盖的螺钉直径 窥视孔盖的螺钉直径 螺钉 Mdf 至凸缘边缘直径 螺钉 Md2 至凸缘边缘直径 螺钉 Md1 至凸缘边缘直径 螺钉 Mdf 至外机壁距离 螺钉 Md2 至外机壁距离 螺钉 Md1 至外机壁距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承壁端面距离 大齿轮顶圆与内机壁间距 齿轮端面与内机壁的间距 上下机体筋厚度 轴承端盖外径直径 轴承旁联接螺栓距离 11、轴的结构设计 （1）高速轴设计 ①确定轴的最小直径
43 12 11
∆1
∆2
m1;m D2 S
＞0.85 δ
7;9 120
轴承孔直径＋（5～ 5.5）d3 尽量靠近，WM d1 和 M d3 可不干涉为准
选取轴的材料为 40Cr 调质处理，按书[1]表 12-2 取 A0=105，则得：
d min = A0 3 p1
n1
= 105 × 3 3.77
320
= 23.89mm
综合轴的强度，以价格要求，取 d0=30mm ②轴的结构设计（见下图）
13
计
算
及
说
明
备
注
14
A、d1 段设计 由于该段装有皮带轮，且皮带轮结构为 4 根 A 型 V 带，孔径 d=30mm, 查得 L=65mm。 B、d2 段设计 有皮带轮的右端靠轴肩轴向定位，按要求 h>0.07d，取 h=4mm,则书馆 d2=65mm。 C、d3、d7 段设计 d3 与 d7 段的结构尺寸相同，d2 段右侧不需轴向定位，h=(1~3)mm，故取 h=2mm,则 d3=40mm，d3 段口装有轴承，由于该轴，只受到径向力，综 合价格和安装尺寸的误差考虑。选用深沟球轴承，型号为 6211，其尺寸 为；D×P×T=40×80×18，轴段 l3=l7=18mm D、d5 段设计 前已计算出，d5=l5mm,l5=65mm E、d4、 d6 段设计 d4 段，与 d6 段的结构尺寸相同，由箱体设计时已确定，轮段面
距机箱内 端距离为 11mm，故 L4＝L6＝11mm.轴承右测需轴向定位，故 h>0.07d3， 取 h=4mm，d4=d6=48mm F、d2 段长度设计 由箱体设计时的箱体壁距凸台外测的距离 L=43mm 垫圈厚度 δ 1=2mm，端盖厚度 δ 2=8mm，伸进长度为 12mm 箱体壁厚为 δ 3=8mm。为了便于端盖的拆装以及皮带轮不与箱体接触， 故需轴留出 25～30mm 长度，取 L=29mm。 所以 L2=43+10+8+29－18=72mm 为了使端轴承端盖的伸进端顶住轴承，以免发生轴向移动，故需装上一 个轴 L=13mm G、轴的总长度 L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=65+72+18+11+65+11+18=260mm （2）低速轴设计 ①确定轴径最小尺寸 选取轴的材料为 45 钢调质，按书[1]表 12-2 取 A0=115，则得：
15
计
d min = A0 3 p1 n1
算
及
说
63.7
明
= 43.93mm
备
注
= 115 × 3 3.55
由于轴上开了键槽，结合强度考虑取 d=43.93mm ②结构设计
同理，把此轴分 6 段进行设计 A、d’1 段设计 由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算 转矩 Tca=KAT 查书[1]表 11 则 Tca=KAT=1.5×+5.33721×105=8×105N·mm 根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为 HL4 半联轴器长度 L=112mm（J 型孔）与轴的配合段长度 L1=84mm 为了保证轴端档圈固压半轴器，故轴长稍短一些，取 L’1=82mm B、d’2 段设计 由于联轴器右端需轴向定位， h>0.07d’1， h=3.5mm,则 d’2=52mm。 故 取 C、d3 段设计 机械出版社 《机械零件 设计》第 39-82 页 32211
由 d’2 段零件安装不需靠轴肩轴向定位故取 h=3mm，根据轴径
d’3=55mm，以综合轴承的价格考虑，选用圆柱滚子轴承，型号为 32211，其尺寸为；D×P×d=55×100×21，轴段 l =24mm 齿轮安装需轴向左端定位，左端需留出一定长度，取 L=24mm，以及 箱体的内宽 Lb=87mm，故轴套长度为 11mm。 d’3 总长度 L’3=21+1+14=36mm-1，取 KA=1.5 D、d’4 段设计 由轴套不需轴肩来轴向定位，取 h=3mm，d’4=58mm，前已算得齿轮 宽 bL=60mm，故取 L’4=60－4=56mm
16
计
E、d’5 段设计
算
及
说
明
备
注
齿轮右端需轴肩轴向定位，取 d=3.5mm，故 d’5=65mm，轴向长度取 L’5=12mm F、d’6 段设计 d’6 段与 d’3 段类同，d’6=55mm，L’6=21mm G、d2 段轴向长度设计 同高速轴的 d2 段 d2 段设计 L’2=69mm H、低速轴的总长度 L’= L’1+ L’2+ L’3+ L’4+ L’5+ L’6+ L7=82+69+21+11+60+12+21=280mm 12、平键联接的选用和计算 （1）告诉轴键联接选用及计算 皮带轮安装处，轴径为 d=30mm。查手册选择键 8×7×60 键的接触长度：L’=L－b=60－8=52mm. 接触高度；K’=h/2=7/2=3.5mm 查得键联接的挤压许用应力[δp]=200MPa 许用剪应力[T]=125Mpa EP1=2T1/d1lk=2×0.0955×106×10-3/30×52×3.5×109=34.98Mpa （2）低速轴键联接选用及计算 τ=2T1/d1lk=34.98≤125Mpa 查机械设计 手册 《机械出 版社》 P38-
18 横截面尺寸 为 8×7mm 《冶金工业 出版社》 P582 8×7×55 L=(18~90)mm 同上查询， 查 得截面尺寸： 16×10 L=（45~180） mm
a、 齿轮安装处。轮径为 d=58mm,
选择键 16×10×50 键的截面长度为：50-16=34mm 接触高度为：K=h/2=5mm Ep2=2T2/dlk=468×10 ×10 /58×34×5×10 =94.93 T2=94.93MPa≤[τ]
5 -3 -9
选择出处同 上 L=（36~160） mm 同上
b、 安装联轴器处，轴径为 d=45mm
选择键：14×9×72
17
L=（36~160） mm
计
算
及
说
明
备
注
键的接触长度：L‘=72-14=58mm 接触高度：K=h/2=9/2=4.5mm Ep3=2T2/dlk=2×4.68×105×10-3/58×4.5×45×10-9 =76.69MPa≤[Ep] T=76.69≤[τ] 故告诉轴与低速轴的强度满足要求 13、轴的校核 （1）高速轴的校核 ①受力分析 Fτ = 2T1 = 2 × 112511 = 3 . 75 KN d1 60000
F r = Fτ tg 20 0 = 1 . 3649 KN
在垂直南 V 面
Rv1 + Rv 2 = Fτ Rv1l 2 = Rv 2l3
在水平面 H 面
→
Rv1 = 1.59 N Rv 2 = 1.59 N
− RH 0 + Fr = − RH 1 + RH 2 RH 0l1 = RH 2l AC − Fτ l2 RH 2 = 1.91KN (向内) RH 4 = 2.32 KN (向外)
计算弯矩
l AC = l 2 + l3
M HC = M HC Rv1l3 = 118.44 N ⋅ m M VB = RH 0l1 = 168.73 N ⋅ m M VC = RH 2l3 = 120.33mm
合成弯矩
B处 : M B = M VB = 168.73
2 2 C处 : M C = M VC + M HC = 168.84 N ⋅ m
转矩
T2=112.5N·m
查表取 α =0.59
M Ca = M 2 + (αT ) 2
18
计
B 点 M Ca =195.99N·m ②弯矩图
算
及
说
明
备
注
C 点 M Ca =181.5N·m
19
计
算
及
说
明
备
注
③确定危险截面，由弯矩图得危险截面可出现在 A、B、C 截面外，综 合轴径、键槽以及力矩考虑得 A、 对 A 截面校核 力矩 M=57.3KN·mm 抗弯系数，查机械设计《机械出版社》P38-11 得
W=
bt (d − t ) 2 3.14 8 × 7 × (30 − 7) 2 = × 30 3 − = 2627.9 × 10 −9 32 2d 32 2 × 30 320.2 δ= = 23.8MPa
所以符合要求 B、 对 B 截面校核 弯矩 M=181.05KN·mm
πd 3
W=
3.14 × 403 = 6280 × 10 −9 m 32 32 181.05 δ= = 9.11MPa
πd 3
所以符合要求
C、 对 C 截面校核 弯矩 M=172.78KN·mm
W=
3.14 × 60 3 = 21195 × 10 −9 32 32 172.78 δ= = 8.15MPa
πd 3
所以符合要求
（2）低速轴校核 ①受力分析 ②弯矩图（如下图）
20
21
计
算
及
说
明
备
注
③确定，综合轴径与键槽考虑，A、C 截面为危险截面 a、 对于 A 截面 弯矩 M=2.85×105KN·mm
W=
bt (d − t ) 2 3.14 14 × 9 × (45 − 9) 2 = × 453 − = 7127.24 × 10 −9 32 2d 32 2 × 45 3.32 δ= = 46.6 MPa
b、 对于 C 截面 弯矩 M=2.95×105KN·mm
πd 3
W=
πd 3 10b(d − t )2
32 −
2d 3.52 δ= = 22.05MPa
符合要求
22
=
3.14 10×16× (58 −10)2 × 453 − = 1596743×10−9 . 32 2 × 58
计
算
及
说
明
备
注
14、安全系数法校核轴的疲劳强度 (1)、对 C 剖面进行校核。 (2)、轴材的
机械性能 材料为 45 钢， 调质处理， 由教程表可知：σ B =600MPa
σ b =350 Mpa
σ −1b =0.44 σ B =300MPa σ 0b =1.7 σ −1b =510Mpa
ψb =
2σ −1b − σ B =
τ −1 =0.3 σ B =155Mpa
τ 0 =1.6τ −1 =248Mpa
σ ob 2τ − τ 2 × 155 − 248 ψ r = −1 0 = = 0.25 τ0 248
2 × 300 − 510 = 0.176 510
(3)、剖面 C 的安全系数 查表得 抗弯断面系数：W=16.92 CM3 抗扭断面系数： Wτc =36.08CM3 弯曲应力幅： σ a =
Mc 1.21 × 10 5 = = 33.54 MPa Wc 36.08 × 10 −6
键槽所引起的有效应力集中系数，查表得：K6=1.84 Kr=1.6 表面状态系数： β = 0.85 尺寸系数 弯曲平均应力： σ m = 0
ε 6 = 0.78...ε r = 0.74
T 5.53 × 10 5 × 10 −3 扭转切应力幅： τ a = = = 7.68 2 wτc 2 × 36.08 × 10 −6
平均切应力： τ m = τ a = 7.68MPa 由齿轮计算的循环次数可知：寿命系数 Kv=1
S6 = Sτ =
KVσ −1 = βε σ σ a + ϕσ σ m
Kσ
1.82 0.95×0.78
300 × 1 = 4.30 × 2.53 + 0 3.35 × 1 = 15.13 × 7.68 + 0.25 × 7.68
KVτ −1 = βετ τ a + ϕτ τ m
Kτ
1.6 0.85×0.74
23
计
综合安全参数： S c =
算
2
及
Sσ Sτ
2
说
=
明
备
注
Sσ + Sτ
15.13 × 4.30 = 4.14 > [ S ] （安全 15.73
系数 1.5～1.8）剖面 C 具有足够的强度。 15、滚动轴承寿命计算 分别对两对不同的轴承进行受力分析 （1） 、轴承Ⅰ A、求两轴承受到的径向载荷 F1 和 R2 将轴承部件受到的力系分解为铅垂面（a）和水平面（b） 两个平面力系： （扭矩未标出）
由力分析可知：
R1v =
Fr × 62.5 = 1.80 KN 62.5 × 2
R2v = 3.68 − 1.80 = 1.88 N
F1 × 918.5 + 1Fr × 62.5 .16 62.5 × 2 1.564 × 118.5 + 1.16 × 62.5 = = 2.485 KN 125 R1H = R2 h = 2.889 KN
24
计
算
及
说
明
备
注
2 R1 = RW + R12H = 2.96 KN 2 2 R 2 = RW + R2 H = 3.30 KN
B、求当量动载荷，P1 和 P2 由于轴承未受到轴向力 A1=A2
A A1 = 0
从书[1]表 10-4 查得当量动载荷系数 X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0 因轴承在运转中受到的冲击载荷不大 故 fp=1.1 查表
P = f p X 1P = 1.1 × 1 × 2.96 = 3.25 KN 1 1 P2 = f p X 2 P2 = 1.1 × 1 × 3.30 = 3.63KN
验算轴承寿命 因 P2>P1 所按轴承 4 的受力大小验算
Lh =
106 C ε 60n P 1
代入公式：
10 3
查得深沟轴承其所哉 Cr=29.5KN
Lh =
106 29.5 × = 23295.8h > 9600h = lh' 60 × 384 3.63
故 6211 轴承能满足预期计算寿命要求 （2）轴承Ⅱ
' A、分别求出圆锥滚子轴承 R1' .R2 同理分解到 H 和 V 平面上，如图
25
计
算
及
说
明
备
注
由受力可知：
' R1' v ≈ R2v = 1 Fr = 0.58 KN 2 ' R1' H ≈ R2 H = 1 Fτ = 1.59 KN 2 ' ' R1' ≈ R2 = R1' H + R2 H = 0.59 2 + 1.59 2 = 1.709 KN
B、当量动载荷 P ' 和 P2' 由于未受到轴向力 1 A1=A2=0
A1 A2 = =0
故取 X=1 Y=0 由轴承在运转中产生的冲击载荷不大，故 fp=1.1 则
P ' = P2' = f p XP = 1.1 × 1 × 1.709 = 1.88KN
1 1
C、验算轴承寿命 由圆锥滚子轴承（32211）查得：Cr=108 KN 代入公式
106 C 106 108 6 Lh = × = × = 8.21 × 10 > ln' = 9000h 60n P 60 × 74.59 1188
故能满足预期寿命要求。 16、润滑设计 A、齿轮的润滑 由大齿轮的圆周速度，V=nπD=63.7×3.14×330/60 =1.47m/s＜12 m/s 故采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高。 大齿轮为 45 钢调质 查得取油 N320，故齿轮用 N320 润滑油润滑 B、滚动轴承的润滑 高速轴和低速轴的滚动轴承采用油脂润滑， （齿轮浸油的圆周速度在
26
ε
3
《浙大出版 社》 、 《机械零 件课程设计》 表 4-3 和教材 《机械设计》 《冶金工业 出版社》 采用 26-2 高等学校 《机 械设计》表 15-4
计
算
及
说
明
备
注
1.5~2 m/s 内，润滑油飞溅起来，油液进入轴承，对轴承进行润滑。 ） 选油 N3，且在箱体上开有油槽，为防止油液的流失，采用迷宫式密 封结构。
三、设计心得与体会
减速器设计的设计是我们对《机械设计教程》课程学习成果的检验。 设计过程中，碰到了很多的问题：如数据的选用，以及数据的计算与 检验等。前者需要对所学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以及细 心的审核。选用数据的过程中，我们对于课本知识的不熟练以及实际经验 的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以及对 课本所学知识的复习和彭教授的耐心说明下，我们的理论知识水平有所提 高。在彭教授的精心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长 自行设计水平和实践检验能力。在不断的摸索爬行中，解决一个个疑团， 尝试不同的方案， 在教授指导和组员的共同协作下， 让设计得以基本完成。 由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望彭教授再提出 宝贵意见，并予以指正！再次感谢教授的精心指导和热情帮助！
四、参考文献
机械设计教程（1994 年修订本） 西北工业大学出版社 机械设计手册（第 2 版） 机械零件设计手册（第 3 版） 机械工业出版社 冶金工业出版社 龚桂义 濮良贵
机械设计课程设计指导书（第 2 版）高等教育出版社 机械工程师手册（第 2 版） 几何公差与检测 (第七版) 机械工业出版社 上海科学技术出版社
甘永立
27
28