机械设计课程设计二级减速器中等冲击 载荷平稳有什么区别

机械设计课程设计原始资料

一、设计题目

热处理车间零件输送设备的传动装备

二、运动简图

图1

1—电动机 2—V带 3—齿轮减速器 4—联轴器 5—滚筒 6—输送带

三、工作条件

该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按300天计算),输送带的速度容许误差为 ±5%.

四、原始数据

滚筒直径D（mm）：320

运输带速度V（m/s）：0.75

滚筒轴转矩T（N•m）：900

五、设计工作量

1减速器总装配图一张

2齿轮、轴零件图各一张

3设计说明书一份

六、设计说明书内容

1. 运动简图和原始数据

2. 电动机选择

3. 主要参数计算

4. V带传动的设计计算

5. 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

6. 机座结构尺寸计算

7. 轴的设计计算

8. 键、联轴器等的选择和校核

9. 滚动轴承及密封的选择和校核

10. 润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法

11. 齿轮、轴承配合的选择

12. 参考文献

七、设计要求

1. 各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计

2. 在指定的教室内进行设计.

一. 电动机的选择

一、电动机输入功率

二、电动机输出功率

其中总效率为

查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。

Y132S-4(同步转速 ，4极)的相关参数

表1

额定功率 满载转速 堵转转矩额定转矩 最大转矩额定转矩 质量

二. 主要参数的计算

一、确定总传动比和分配各级传动比

传动装置的总传动比

查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器 。

初分传动比为 ， ， 。

二、计算传动装置的运动和动力参数

本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则

1、各轴转速

2、各轴功率

3、各轴转矩

表2

项目 电机轴 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ 低速轴Ⅲ

转速

1440 576 135.753 62.706

功率

5.5 5.28 5.070 4.869

转矩

36.476 87.542 356.695 1038.221

传动比 2.5 4.243 3.031

效率 0.96 0.96 0.922

三 V带传动的设计计算

一、确定计算功率

查表可得工作情况系数

故

二、选择V带的带型

根据 ，由图可得选用A型带。

三、确定带轮的基准直径 并验算带速

1、初选小带轮的基准直径 。

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径

2、验算带速

按计算式验算带的速度

因为 ，故此带速合适。

3、计算大带轮的基准直径

按式(8-15a)计算大带轮的基准直径 根据教材表8-8，圆整得 。

4、确定V带的中心距 和基准直径

（1）按计算式初定中心距

（2）按计算式计算所需的基准长度

=1364mm

查表可选带的基准长度

（3）按计算式计算实际中心距

中心距的变化范围为 。

5、验算小带轮上的包角

6、计算带的根数

（1）计算单根V带的额定功率

由 查表可得

根据 和A型带，查表可得 、 、 。

故

（2）计算V带的根数Z

故取V带根数为6根

7、计算单根V带的初拉力的最小值

查表可得A型带的单位长度质量

应使带的实际初拉力 。

8、计算压轴力

压轴力的最小值为

四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

一、高速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40 (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。

（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取

（5）选取螺旋角，初选螺旋角

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选 ，由图10-26 ， 则有

②小齿轮传递转矩

③查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数

④查表10-6可得材料的弹性影响系数 。

⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 。

⑥按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数 ，按计算式(10-12)得

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽 及模数

④计算总相重合度

⑤计算载荷系数

查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表10-8可得动载系数 ，由表10-4查得 的值与直齿轮的相同，为1.419 ，

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，按计算式得

⑦计算模数

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①、计算载荷系数

②根据纵向重合度 ，查图10-28可得螺旋角影响系数 。

③查图可选取区域系数 ， ， 则有

④查表取应力校正系数 ， 。

⑤查表取齿形系数 ， 。(线性插值法)

⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式(10-22)计算得

⑨计算大、小齿轮的 并加以计算

大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有

取 ，则

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因 值改变不多，故参数 、 、 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 ， 。

二、低速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40 (调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.

（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数

（5）选取螺旋角，初选螺旋角

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①试选

②小齿轮传递转矩

③查表10-7可选取齿宽系数 , 查图10-26可选取区域系数 ， ， 则有

④查表可得材料的弹性影响系数 。

⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿轮的接触疲劳强度极限 。

⑥按计算式计算应力循环次数

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数 ,于是得

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得

②计算圆周速度

③计算齿宽 及模数

④计算总相重合度

⑤计算载荷系数

查表可得使用系数 ，根据 ，7级精度，查表可得动载系数 ， ， ，

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，按计算式得

⑦计算模数

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即

（1）确定公式内的各计算数值

①计算载荷系数

②根据纵向重合度 ，查图可得螺旋角影响系数 。

③计算当量齿数

④查表可取齿形系数 ， 。

⑤查表可取应力校正系数 ， 。(线性插值法)

⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。

⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数 ，按计算式计算

⑨计算大、小齿轮的 并加以计算

大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数，于是有

取 ，则

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

将中心距圆整为 。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因 值改变不多，故参数 、 、 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 ， 。

五 轴的设计计算

一、高速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

高速级齿轮的分度圆直径为d

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使 与带轮相配合，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取 ，为满足大带轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取 ，根据装配关系，定

（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为 ，故 ， 段挡油环取其长为19.5mm,则 。

（3） 段右边有一定位轴肩，故取 ，根据装配关系可定 ，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取 。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡油环的长度为19mm,则

（5）计算可得 、

（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为 ,大带轮与轴的配合为 ，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.

求两轴承所受的径向载荷 和

带传动有压轴力 (过轴线，水平方向)， 。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

[注]图二中 通过另加弯矩而平移到作用轴线上

图三中 通过另加转矩而平移到指向轴线

同理

6 、求两轴承的计算轴向力 和

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

故

7、求轴承的当量动载荷 和

对于轴承1

对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

8、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

故 符合要求。

9、弯矩图的计算

水平面： , N,则其各段的弯矩为：

BC段：

由弯矩平衡得M-

CD段：

由弯矩平衡得

铅垂面： 则其各段弯矩为：

AB段：

则

BC段：

则

CD段：

则

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表3

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

10、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 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。

11、键的选择和校核

高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）

根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度： 高度： ,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

取其平均植，

键的工作长度

键和轮毂键槽的接触高度

则 ，故合适。

所以选用：键CGB/T 1096-2003

12、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。

二、中间轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为

中速轴小齿轮上的三个力分别为

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径 的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取 。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：

故 用挡油环定位轴承，故 段右边有一定位轴肩，故 低速级小齿轮与箱体内壁距离为16 ,与箱体内壁距离为8 ，故左边挡油环长为24 ，则

（2）低速级小齿轮轮毂为95 ，即 取两齿面的距离为8 ，即

（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故 。 段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为55 ，故取

、 、 各有一定位轴肩，故依次可取

（4）计算可得

6、轴上零件的周向定位

低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。

其尺寸为 齿轮与轴的配合为 ，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。

求两轴承所受的径向载荷 和

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

7、求两轴承的计算轴向力 和

由齿轮中计算得，

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

算得

所以

8、求轴承的当量动载荷 和

对于轴承1

对于轴承2

查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

9、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

故 符合要求。

10、弯矩图的计算

水平面： 。

AB段：

则 即

BC段：

则

CD段：

则

。

铅垂面：

AB段：

BC段：

CD段：

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表4

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

11、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 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ， ，故安全。

12、键的选择和校核

一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

取键长 ，

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得

取其平均植，

键的工作长度

键和轮毂键槽的接触高度

则 ，故合适。

所以选用：键GB/T 1096-2003

13、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径见365页……

三、低速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的 、 、 都是作用力与反作用力的关系，则

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相配合，且对于直径 的轴有两个键槽时，应增大10%-15%，然后将轴径圆整，故取 。并选取所需的联轴器型号

联轴器的计算转矩 ，查表可得，考虑到转矩变化小，故取

其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故Ⅱ-Ⅲ段的直径 。

②查手册99页，选用 型弹性柱销联轴器L

③初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为

故 左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，

则

④挡油环右侧用轴肩定位，故可取

⑤取齿面与箱体内壁距离 轴承座距箱体内壁距离为 。

用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮， 段应略短于轮毂宽度，故取 所以取

⑥齿轮左侧用轴肩定位，取 则 ，轴换宽度 ，取 。

⑦由装配关系可确定

⑧计算得 ， ， 。

6、轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键 型 连接。轴与齿轮连接采用平键 ，L=70 ，齿轮轮毂与轴的配合为 。同样半联轴器与轴连接，采用键 。半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为 。

7、轴上齿轮所受切向力 ，径向力 ，轴向力

， 。

8、求两轴承所受的径向载荷 和

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

图三

9、求两轴承的计算轴向力 和

对于 型轴承，轴承的派生轴向力

故

10、求轴承的当量动载荷 和

， 。查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1 ，

对于轴承2 ，

因轴承运转载荷平稳，按表13-6， ，取

则 。

。

11、求该轴承应具有的额定载荷值

因为 则有

预期寿命 故合格

12、弯矩图的计算

水平面： , .

AB段：弯矩为0

BC段：

CD段：

铅垂面： , .

AB段弯矩为0

BC段:

CD段：

做弯矩图如下

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表

表5

载荷 水平面

垂直面

支持力

弯矩

总弯矩

扭矩

13、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 )的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取 ，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得 ，因此 ，故安全。

14、键的选择和校核

选键型为普通平键（A） 根据 ，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 =25 ，高度 。取键长 。键轴和毂的材料都是钢，有表6-2查得许用挤压应力 ，取平均值 。键的工作长度 ，键与轮毂键槽的接触高度 ， 故选取键A： GB/T 1096-2003

7、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为 ，各轴肩处圆角半径为2。

六.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

大端盖分机体采用 配合.

1. 机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3. 机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4. 对附件设计

A 视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

B 油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D 通气孔：

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

E 盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

F 位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

G 吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称 符号 计算公式 结果

箱座壁厚

10

箱盖壁厚

9

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M24

地脚螺钉数目

查手册 6

轴承旁联接螺栓直径

M12

机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）

M10

轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）

10

视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）

8

定位销直径

=（0.7~0.8）

8

， ， 至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4 34

22

18

， 至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4 28

16

外机壁至轴承座端面距离

= + +（8~12）

50

大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2

15

齿轮端面与内机壁距离

>

10

机盖，机座肋厚

9 8.5

轴承端盖外径

+（5~5.5）

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

七. 润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为H+

H=30 =34

所以H+ =30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接

凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

八、课程设计心得体会

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有

理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 auto CAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。

虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错误，还望老师批评指正。

参考文献

〔1〕濮良贵,纪明刚. 机械设计. 7版. 北京:高等教育出版社, 2001

.

〔2〕张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社， 2004.

[3] 吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京: 高等教育出版社, 2007.

[4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). 北京: 机械工业出版社,2006

说明书

学院：西安交通大学机械学院

专业：机械设计制造及其自动化

班级：机设0602

姓名：XXX

教师：XXX

目 录

一、设计数据及要求 2

1.工作机有效功率 2

2.查各零件传动效率值 2

3.电动机输出功率 3

4.工作机转速 3

5.选择电动机 3

6.理论总传动比 3

7.传动比分配 3

8.各轴转速 4

9.各轴输入功率： 4

10.电机输出转矩： 4

11.各轴的转矩 4

12.误差 5

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5

四、齿轮传动校核计算 5

（一）、高速级 5

（二）、低速级 9

五、初算轴径 13

六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14

（一）、中间轴 14

（二）、输入轴 20

（三）、输出轴 24

七、选择联轴器 28

八、润滑方式 28

九、减速器附件： 29

十一 、参考文献 29

一、设计数据及要求

F=2500N d=260mm v=1.0m/s

机器年产量：大批；机器工作环境：清洁；

机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班；

二、 确定各轴功率、转矩及电机型号

1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值

联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒

故：

3.电动机输出功率

4.工作机转速

电动机转速的可选范围： 取1000

5.选择电动机

选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw

电动机外形尺寸

中心高H 外形尺寸

底脚安装尺寸

底脚螺栓直径

K 轴伸尺寸

D×E 建联接部分尺寸

F×CD

132

216×140 12 38×80 10×8

6.理论总传动比

7.传动比分配

故 ，

8.各轴转速

9.各轴输入功率：

10.电机输出转矩：

11.各轴的转矩

12.误差

带式传动装置的运动和动力参数

轴 名 功率 P/

Kw 转矩 T/

Nmm 转速 n/

r/min 传动比 i 效率 η/

%

电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99

Ⅰ轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96

Ⅱ轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96

Ⅲ轴 2.6840 348963.911 73.46

Ⅳ轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98

三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级

考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。

选用8级精度。

四、齿轮传动校核计算

（一）、高速级

1．传动主要尺寸

因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和

尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选 =19, 则

式中： ——大齿轮数；

——高速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 。

（4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

（5）初取齿轮载荷系数 =1.3。

（6）齿形系数 和应力修正系数 ：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20

由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：

由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和 。

由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。

小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：

式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

——齿轮工作时间。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2 ．计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ；

由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ；

由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则

（2）对 进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为

（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为105mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=20mm

取 ，

式中： ——小齿轮齿厚；

——大齿轮齿厚。

3．校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1] P135公式8.7

式中各参数：

（1）齿数比 。

（2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。

（3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。

（4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力

式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146

图8.28（）分别查得 ，

；

——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ；

——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。

（二）、低速级

1．传动主要尺寸

因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得：

式中各参数为：

（1）小齿轮传递的转矩：

（2）初选 =23, 则

式中： ——大齿轮数；

——低速级齿轮传动比。

（3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数

（4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：

由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71

由式8.2得

由图8.26查得螺旋角系数

（5）初取齿轮载荷系数 =1.3。

（6）齿形系数 和应力修正系数 ：

齿轮当量齿数为

，

由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28

由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76

（7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：

由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和 。

由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。

小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为：

式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；

——齿轮工作时间。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：

故许用弯曲应力为

=

所以

初算齿轮法面模数

2 .计算传动尺寸

（1）计算载荷系数

由参考文献[1] P130表8.3查得使用

由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ；

由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ；

由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则

（2）对 进行修正，并圆整为标准模数

由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为

（3）计算传动尺寸。

中心距

圆整为145mm

修正螺旋角

小齿轮分度圆直径

大齿轮分度圆直径

圆整b=35mm

取 ，

式中： ——小齿轮齿厚；

——大齿轮齿厚。

3.校核齿面接触疲劳强度

由参考文献[1] P135公式8.7

式中各参数：

（1）齿数比 。

（2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。

（3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。

（4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数

（5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数

（5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力

式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146

图8.28（）分别查得 ，

；

——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ；

——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故

满足齿面接触疲劳强度。

五、初算轴径

由参考文献[1]P193公式10.2可得：

齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。

中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取

输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。

式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取

六、校核轴及键的强度和轴承寿命：

（一）、中间轴

1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中： ——齿轮所受的圆周力，N；

——齿轮所受的径向力，N；

——齿轮所受的轴向力，N；

2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：

由参考文献[1]P140公式8.16可知

式中： ——齿轮所受的圆周力，N；

——齿轮所受的径向力，N；

——齿轮所受的轴向力，N；

3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：

4.轴向外部轴向力合力为：

5.计算轴承支反力：

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。

轴承2 ，与所设方向相反。

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

6.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

b-b剖面右侧，竖直方向

水平方向

a-a剖面右侧合成弯矩为

b-b剖面左侧合成弯矩为

故a-a剖面右侧为危险截面。

7.计算应力

初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。

由

，故齿轮3可与轴分离。

又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

8.计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限 =650MPa

弯曲疲劳极限 =300MPa

扭转疲劳极限 =155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

9．校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力

齿轮3处键连接的挤压应力

由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！

10.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

故轴承1的轴向力 ，

轴承2的轴向力

由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

（二）、输入轴

1.计算齿轮上的作用力

由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 ，轴承2 ，

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

危险截面在a-a剖面左侧。

5.计算截面应力

由参考文献[1]P205附表10.1知：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限 =650MPa

弯曲疲劳极限 =300MPa

扭转疲劳极限 =155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

7.校核键连接的强度

联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm

联轴器处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！

8.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

由于

故轴承1的轴向力 ，

轴承2的轴向力

由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

（三）、输出轴

1.计算齿轮上的作用力

由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力

2.平移轴向力所产生的弯矩为：

3.计算轴承支撑反力

竖直方向，轴承1

轴承2

水平方向，轴承1 ，轴承2 ，

轴承1的总支撑反力：

轴承2的总支撑反力：

4.计算危险截面弯矩

a-a剖面左侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

a-a剖面右侧，竖直方向

水平方向

其合成弯矩为

危险截面在a-a剖面左侧。

5.计算截面应力

初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。

由参考文献[1]P205附表10.1知：

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

6．计算安全系数

对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知:

抗拉强度极限 =650MPa

弯曲疲劳极限 =300MPa

扭转疲劳极限 =155MPa

由表10.1注②查得材料等效系数：

轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得

绝对尺寸系数由附图10.1查得：

键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法）

由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数

查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的

7.校核键连接的强度

联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm

联轴器处键连接的挤压应力

齿轮选用双键连接，180度对称分布。

齿轮处键连接的挤压应力

由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！

8.计算轴承寿命

由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN

轴承1的内部轴向力为：

轴承2的内部轴向力为：

由于

轴承1的轴向力

故轴承2的轴向力

由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：

又

取

故

取

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命

，故轴承寿命满足要求

七、选择联轴器

由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。

八、润滑方式

由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/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。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。

九、减速器附件：

1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。

2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。

3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。

4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。

5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。

6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。

7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。

十一 、参考文献

1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006

2 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005

3 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003

4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004

5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003

6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005

目 录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2

四． 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 斜齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张 2． 齿轮、轴零件图各一张3． 设计说明书一份

六． 设计进度

1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1） 工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW

2） 电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择 nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮

转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57

转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

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） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

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—21）试算，即 dt≥

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.6 （2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95； KHN2＝0.98

（9） 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

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85

（2） 计算圆周速度 v= = =0.68m/s

（3） 计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89

（4） 计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1= = mm=73.6mm

（7） 计算模数mn mn = mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥

1） 确定计算参数

（1） 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 （2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47

（4） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5） 查取应力校正系数 由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6） 计算[σF]

σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa

（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468

大齿轮的数值大。

2） 设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5

4．几何尺寸计算

1） 计算中心距

z1 =32.9，取z1=33 z2=16 a =255.07mm a圆整后取255mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos =13 55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1 =85.00mm d2 =425mm

4） 计算齿轮宽度

b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm

5） 结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1） 拟定轴上零件的装配方案

i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6. VI-VIII长度为44mm。

4． 求轴上的载荷

66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。 故：Fa1=638N Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1） 判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2） 截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）

a) 综合系数的计算

由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为 ， ， （[2]P37附图3-1） 故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， （[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， （[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为

b) 碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为 ，

c) 安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计

1） 确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h) 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46mm。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2） 各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f) 该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm T=39400N.mm

45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 轴上零件的装配方案

2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII

直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm T=925200N.mm

6. 弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、 轴承30206的校核

1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ，所以轴向力为 ，4） 当量载荷

由于 ， ， 所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

II轴：

6、 轴承30307的校核

1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力 由于 ， 所以轴向力为 ，

4） 当量载荷 由于 ， ，所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

III轴：

7、 轴承32214的校核

1） 径向力 2） 派生力 3） 轴向力

由于 ，所以轴向力为 ，

4） 当量载荷 由于 ， ， 所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm） 工作长度 （mm） 工作高度 （mm） 转矩（N•m） 极限应力（MPa）

高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0

12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32

中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2

低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5

18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。

连轴器的选择 由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它

高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200 公称转矩 轴孔直径 ， 轴孔长 ， 装配尺寸 半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长 ，装配尺寸 半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器 选用游标尺M16

起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片M16×1.5

二、润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、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。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。

本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。

本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图的机会。

最后借此机会，对本次课程设计的各位指导老师以及参与校对、帮助的同学表示衷心的感谢。

由于缺乏经验、水平有限，设计中难免有不妥之处，恳请各位老师及同学提出宝贵意见。

带式输送机概论

带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输燃料的机械。应用它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送，也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外，还可以与各工业企业生产流程中的工艺过程的要求相配合，形成有节奏的流水作业运输线。所以带式输送机广泛应用于现代化的各种工业企业中。在矿山的井下巷道、矿井地面运输系统、露天采矿场及选矿厂中，广泛应用带式输送机。它用于水平运输或倾斜运输。使用非常方便。

输送机发展历史

中国古代的高转筒车和提水的翻车，是现代斗式提升机和刮板输送机的雏形；17世纪中，开始应用架

空索道输送散状物料；19世纪中叶，各种现代结构的输送机相继出现。

1868年，在英国出现了带式输送机；1887年，在美国出现了螺旋输送机；1905年，在瑞士出现了钢带式输送机；1906年，在英国和德国出现了惯性输送机。此后，输送机受到机械制造、电机、化工和冶金工业技术进步的影响，不断完善，逐步由完成车间内部的输送，发展到完成在企业内部、企业之间甚至城市之间的物料搬运，成为材料搬运系统机械化和自动化不可缺少的组成部分。

输送机的特点

带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备，与其他运输设备(如机车类)相比具有输送距离长、运量大、连续输送等优点，而且运行可靠，易于实现自动化和集中化控制，尤其对高产高效矿井，带式输送机已成为煤炭开采机电一体化技术与装备的关键设备。

带式输送机主要特点是机身可以很方便的伸缩，设有储带仓，机尾可随采煤工作面的推进伸长或缩短，结构紧凑，可不设基础，直接在巷道底板上铺设，机架轻巧，拆装十分方便。当输送能力和运距较大时，可配中间驱动装置来满足要求。根据输送工艺的要求，可以单机输送，也可多机组合成水平或倾斜的运输系统来输送物料。

带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门，是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。

带式输送机还应用于建材、电力、轻工、粮食、港口、船舶等部门。

一、 设计任务书

设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器

1. 总体布置简图

2. 工作情况

工作平稳、单向运转

3. 原始数据

运输机卷筒扭矩（N•m） 运输带速度（m/s） 卷筒直径（mm） 使用年限（年） 工作制度（班/日）

350 0.85 380 10 1

4. 设计内容

(1) 电动机的选择与参数计算

(2) 斜齿轮传动设计计算

(3) 轴的设计

(4) 滚动轴承的选择

(5) 键和联轴器的选择与校核

(6) 装配图、零件图的绘制

(7) 设计计算说明书的编写

5. 设计任务

(1) 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）

(2) 齿轮、轴、轴承零件图各1张（2号或3号图纸）

(3) 设计计算说明书一份

二、 传动方案的拟定及说明

为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动:方案,可由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw:

三． 电动机的选择

1. 电动机类型选：Y行三相异步电动机

2. 电动机容量

(1) 卷筒轴的输出功率

(2) 电动机的输出功率

传动装置的总效率

式中， 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动 ；滚动轴承 ；圆柱齿轮传动 ；弹性联轴器 ；卷筒轴滑动轴承 ，则

故

(3) 电动机额定功率

由第二十章表20-1选取电动机额定功率

由表2-1查得V带传动常用传动比范围 ，由表2-2查得两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围 ，则电动机转速可选范围为

可选符合这一范围的同步转速的电动3000 。

根据电动机所需容量和转速，由有关手册查出只有一种使用的电动机型号，此种传动比方案如下表：

电动机型号 额定功率

电动机转速

传动装置传动比

Y100L-2 3 同步 满载 总传动比 V带 减速器

3000 2880 62.06 2

三、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比

1. 传动装置总传动比

2. 分配各级传动比

取V带传动的传动比 ，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为

按展开式布置考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近由图12展开式曲线的

则i

所得 符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

四、计算传动装置的运动和动力参数：

按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数

1.各轴转速：

2．各轴输入功率：

Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.99，卷筒轴输出功率则为输入功率乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。

3. 各轴输入转矩：

Ⅰ～Ⅲ轴的输出转矩分别为输入转矩乘轴承效率0.99，卷筒轴输出转矩则为输入转矩乘卷筒的传动效率0.96，计算结果见下表。

综上，传动装置的运动和动力参数计算结果整理于下表：

轴名 功率

转矩

转速

传动比

效率

输入 输出 输入 输出

电机轴 2.3 7.63 2880 2

0.96

I轴 2.21 14.65 1440

7.13

0.95

II轴 2.1 99.29 201. 96

4.35 0.95

III轴

2.0 410.58 46.43

1.00 0.98

卷筒轴 1.94 398.34

第三章 主要零部件的设计计算

§3.1 展开式二级圆柱齿轮减速器齿轮传动设计

§3.1.1 高速级齿轮传动设计

1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。

3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，大齿轮为正火处理,小齿轮热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为260HBS,215HBS。

4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 。

2． 按齿面接触强度设计

由设计公式进行试算，即

(1) 确定公式内的各计算数值

1) 试选载荷系数

2) 由以上计算得小齿轮的转矩：

3) 查6－12（机械设计基础）表选取齿宽系数 ，查图6－37（机械设计基础）按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。

计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

4)计算应力循环次数

5) 按接触疲劳寿命系数

（2） 计算：

1) 带入 中较小的值，求得小齿轮分度圆直径 的最小值为

3) 计算齿宽：取 ，

4) 计算分度圆直径与模数、中心距：

模数: 取第一系列标准值m=1.5

分度圆直径:

中心距：

5) 校核弯曲疲劳强度:

符合齿形因数 由图6－40得 ＝4.35， ＝3.98

弯曲疲劳需用应力：

1) 查图6-41得弯曲疲劳强度极限 ：

2) 查图6-42取弯曲疲劳寿命系数

3) 计算弯曲疲劳许用应力.

取弯曲疲劳安全系数S=1,得

4) 校核计算：

<

<

故弯曲疲劳强度足够

确定齿轮传动精度：

圆周速度：

对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级

§3.1.2 低速级齿轮传动设计

1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

2）运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB 10095-88）。

3) 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用45钢，热处理均为正火调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为200HBS,250HBS，二者材料硬度差为40HBS。

4）选小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数为 ，取 。

2． 按齿面接触强度设计

由设计公式进行试算，即

2) 确定公式内的各计算数值

1） 试选载荷系数

2） 由以上计算得小齿轮的转矩

3） 查表及其图选取齿宽系数 ，由图6－37按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 。

4） 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

5） 查图6-42取弯曲疲劳寿命系数

按接触疲劳寿命系数

模数： 由表6－2取第一系列标准模数

分度圆直径：

中心距：

齿宽：

校核弯曲疲劳强度:

复合齿形因数 由图6－40得

6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1％，安全系数S=1

得

校核计算： <

<

故弯曲疲劳强度足够

确定齿轮传动精度：

圆周速度：

对照表6－9（机械设计基础）根据一般通用机械精度等级范围为6～8级可知，齿轮精度等级应选8级

对各个轴齿轮相关计算尺寸

表6－3高速轴齿轮各个参数计算列表

名称 代号 计算公式

齿数 Z

模数

压力角

齿高系数

顶隙系数

齿距 P

齿槽宽 e

齿厚 s

齿顶高

齿根高

齿高 h

分度圆直径 d

基圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距

表6－3低速轴齿轮各个参数计算列表

名称 代号 计算公式

齿数 Z

模数

压力角

齿高系数

顶隙系数

齿距 P

齿槽宽 e

齿厚 s

齿顶高

齿根高

齿高 h

分度圆直径 d

基圆直径

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距

V带的设计

1)计算功率

2)选择带型

据 和 =2880由图10-12<械设计基础>选取z型带

3)确定带轮基准直径

由表10-9确定 <械设计基础>

1) 验算带速

因为 故符合要求

2) 验算带长

初定中心距

由表10-6选取相近

3) 确定中心距

4) 验算小带轮包角

故符合要求

5) 单根V带传递额定功率

据 和 查图10-9得

8) 时单根V带的额定功率增量:据带型及 查表10-2<械设计基础>得

10)确定带根数

查表10-3 查表10-4 <械设计基础>

11) 单根V带的初拉力

查表10-5

12)用的轴上的力

13带轮的结构和尺寸

以小带轮为例确定其结构和尺寸,由图10-11<械设计基础>带轮宽

§3.3 轴系结构设计

§3.3.1 高速轴的轴系结构设计

一、轴的结构尺寸设计

根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图2所示:

图2

由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理, 材料系数C为118。

所以,有该轴的最小轴径为:

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

标准化取

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表6 高速轴结构尺寸设计

阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果

第1段

(考虑键槽影响)

13.6

16

60

第2段

(由唇形密封圈尺寸确定)

20(18.88)

50

第3段 由轴承尺寸确定

(轴承预选6004 B1=12)

20

23

第4段

24(23.6)

145

第5段 齿顶圆直径

齿宽

33

38

第6段

24

10

第7段

20

23

二、轴的受力分析及计算

轴的受力模型简化(见图3)及受力计算

L1=92.5 L2=192.5 L3=40

三、轴承的寿命校核

鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.

校核步骤及计算结果见下表:

表7 轴承寿命校核步骤及计算结果

计算步骤及内容 计算结果

6007轴承

A端 B端

由手册查出Cr、C0r及e、Y值 Cr=12.5kN

C0r=8.60kN

e=0.68

计算Fs=eFr(7类)、Fr/2Y(3类) FsA=1809.55 FsB=1584.66

计算比值Fa/Fr FaA /FrA>e FaB /FrB<e

确定X、Y值 XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0

查载荷系数fP 1.2

计算当量载荷

P=Fp(XFr+YFa) PA=981.039 PB=981.039

计算轴承寿命

9425.45h

小于

12480h

由计算结果可见轴承6007合格.

表8 中间轴结构尺寸设计

阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果

第1段

由轴承尺寸确定

(轴承预选6008 )

33.6

40

25

第2段

(考虑键槽影响)

45(44.68)

77.5

第3段

50

12.5

第4段

99

109

第5段

46

39

考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45,热处理调质处理,取材料系数

所以,有该轴的最小轴径为:

考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:

标准化取

其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表10 低速轴结构尺寸设计

阶梯轴段 设计计算依据和过程 计算结果

第1段

(考虑键槽影响)

(由联轴器宽度尺寸确定)

52.49

60(55.64)

142

第2段

(由唇形密封圈尺寸确定)

64(63.84)

50

第3段

66

16

第4段 由轴承尺寸确定

(轴承预选6014C )

70

24

第5段

78

75

第6段

20

88

20

第7段

齿宽+10

80(79.8)

119

§3.3.4 各轴键、键槽的选择及其校核

因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.

一、 高速级键的选择及校核:

带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键B8X7,键长50,GB/T1096

联结处的材料分别为: 45钢(键) 、40Cr(轴)

二、中间级键的选择及校核:

(1) 高速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B14X9GB/T1096

联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、20Cr(轴)

此时, 键联结合格.

三、低速级级键的选择及校核

(1)低速级大齿轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键B22X14,键长 GB/T1096

联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45钢(键) 、45(轴)

其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

该键联结合格

(2)联轴器处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键16X10,键长100,GB/T1096

联结处的材料分别为: 45钢 (联轴器) 、45钢(键) 、45(轴)

其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其

该键联结合格.

第四章 减速器箱体及其附件的设计

§4.1箱体结构设计

根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=322.5）

表12 箱体结构尺寸

名称 符号 设计依据 设计结果

箱座壁厚 δ 0.025a+3=11 11

考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8

箱盖壁厚 δ1 0.02a+3≥8 9.45

箱座凸缘厚度 b 1.5δ 16.5

箱盖凸缘厚度 b1 1.5δ1 14.18

箱座底凸缘厚度 b2 2.5δ 27.5

地脚螺栓直径 df 0.036a+12 24(23.61)

地脚螺栓数目 n 时，n=6

6

轴承旁联结螺栓直径 d1 0.75df 18

箱盖与箱座联接螺栓直径 d 2 (0.5～0.6)df 12

轴承端盖螺钉直径和数目 d3，n (0.4～0.5)df,n 10,6

窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3～0.4)df 8

定位销直径 d (0.7～0.8) d 2 9

轴承旁凸台半径 R1 c2 16

凸台高度 h 根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 34

外箱壁至轴承座端面距离 l1 c1+c2+ (5～10) 42

大齿轮顶圆距内壁距离 ∆1 ＞1.2δ 11

齿轮端面与内壁距离 ∆2 ＞δ 10

箱盖、箱座肋厚 m1 、 m m1≈0.85δ1 =8.03 m≈0.85δ=9.35 7

轴承端盖凸缘厚度 t (1～1.2) d3 10

轴承端盖外径 D2 D+(5～5.5) d3 120

轴承旁边连接

螺栓距离

S

120

第五章 运输、安装和使用维护要求

1、减速器的安装

（1）减速器输入轴直接与原动机连接时，推荐采用弹性联轴器；减速器输出轴与工作机联接时，推荐采用齿式联轴器或其他非刚性联轴器。联轴器不得用锤击装到轴上。

（2）减速器应牢固地安装在稳定的水平基础上，排油槽的油应能排除，且冷却空气循环流畅。

（3）减速器、原动机和工作机之间必须仔细对中，其误差不得大于所用联轴器的许用补偿量。

（4）减速器安装好后用手转动必须灵活，无卡死现象。

（5）安装好的减速器在正式使用前，应进行空载，部分额定载荷间歇运转1~3h后方可正式运转，运转应平稳、无冲击、无异常振动和噪声及渗漏油等现象，最高油温不得超过100℃；并按标准规定检查轮齿面接触区位置、面积，如发现故障，应及时排除。

2、使用维护

本类型系列减速器结构简单牢固，使用维护方便，承载能力范围大，公称输入功率0.85—6660kw，公称输出转矩100—410000N.m，不怕工况条件恶劣，是适用性很好，应用量大面广的产品。可通用于矿山、冶金、运输、建材、化工、纺织、轻工、能源等行业的机械传动。但有以下限制条件：

1.减速器高速轴转速不高于1000r/min

2.减速器齿轮圆周速度不高于20m/s

3.减速器工作环境温度为—40~45℃，低于0℃时，启动前润滑油应预热到8℃以上，高于45℃时应采取隔热措施。

3、减速器润滑油的更换：

（1）减速器第一次使用时，当运转150~300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每500~1000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200~3000h换油一次。

（2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油允许混合用。

（3）换油过程中，蜗轮应使用与运转时相同牌号的油清洗。

（4）工作中，当发现油温温升超过80℃或油池温度超过100℃及产生不正常的噪声等现象时，应停止使用，检查原因。如因齿面胶合等原因所致，必须排除故障，更换润滑油后，方可继续运转。

减速器应定期检修。如发现擦伤、胶合及显著磨损，必须采用有效措施制止或予以排除。备件必须按标准制造，更新的备件必须经过跑合和负荷试验后才能正式使用。 用户应有合理的使用维护规章制度，对减速器的运转情况和检验中发现的问题应做认真的记录 。

小 结

转眼两周的时间过去了，感觉时间过得真快，忙忙碌碌终于把机械设计做出来了。我通过这次设计学到了很多东西。使我对机械设计的内容有了进一步的了解.

因为刚结束课程就搞设计,还没有来得及复习,所以刚开始遇到好多的问题,都感觉很棘手.因为机械设计是把我们这学期所学知识全部综合起来了,还用到了许多先前开的课程,例如金属工艺学,材料力学,机械原理等.

首先，我们要运用知识想好用什么结构，然后进行轴大小长短的设计，要校核，选轴承。最后还要校核低速轴，看能否用。键也是一件重要的零件，校核也不可避免。所有这些都用到了力学和机械设计得内容，可是我当时力学没有学好，机械设计又没完全掌握，做这次设计真是不容易啊!.

但通过这次机械设计学到了许多,不仅是在知识方面，重要是在观念方面。以往我们不管做什么都有现成的东西，而我们只要算别人现有的东西就可以了，其实那就是抄。但现在很多是自己设计，没有约束了反而不知所措了。其次，我在这次设计中出现了许多问题,经过常老师得指点,我学到了许多课本上没有的东西他并且给我们讲了一些实际用到的经验.收获真是破多啊!最后就是我们大学的课程开了这么多,我们一定要把基础打牢,为以后的综合运用打下基础啊.这次机械设计课程就体现了,我们现在很缺乏把自己学的东西联系起来的能力.

最后我总结一下通过这次机械设计我学到的。实践出真知，不假。通过设计我现在可以了解真正的设计是一个怎样的程序啊.而且其中出现了许多错误,为以后工作增加经验。虽然机设很累，但我很充实，我学到了许多知识，我增加了社会竞争力，我又多了解了机械，又进步了。总之，这次机械设计虽然很累,但是我学到了好多自己从前不知道和没有经历的经验。

参 考 文 献

1<<机械设计>>第八版 濮良贵主编 高等教育出版社 ，2006

2<<机械设计课程设计>>第1版 . 王昆,何小柏主编.机械工业出版社 ,2004

3 <<机械原理>> 申永胜主编 清华大学出版社 ,1999

4 <<材料力学 >> 刘鸿文主编 高等教育出版社 ,2004

5 <<几何公差与测量>>第五版 甘永力主编 上海科学技术出版社 ，2003

6 <<机械制图>>

输带工作速度V=0.67m/s

滚筒直径D=0.31m

我的课设数据是这样的，室外微震，二楼说已发，不知道还需不需要

1.理论和实践同等重要。理论能指导实践，使你能事半功倍，实践能上升成为理论，为以后的设计打下基础。 从校门走出后,一定要重视实践经验的积累,要多学多问。把学校学习的专业知识综合的应用起来，这非常重 要。

2.机械设计需要个人不断积累不断思考，不能为了机械而机械，一定要有自己的想法，形成自己的风格，也要 有创新。

3.现在纯机械已经越来越少了,一般要求我们会一点电或者控制方面的知识了,还有就是会3D绘图和有限元分析 也好好学学。

4.做事的态度很重要!凡事都要全力以赴，认真努力去做!

5.把技术搞好就必须安心的学习，虚心向别人请教，耐心的对待每一个问题，不放过任何一个自己遇到的问题，要善于发现问题。

6.设计人员要不断的学习新知识，完善自己的知识结构，活到老学到老!

7.对国外的新设备要跟踪,在设计上要有创新,搞设计的人一定要稳重,小心,仔细,对自己的设计要多提问题,有点自问自答的感觉!

8.多到车间，多与一线老工人交流交流，你会发现让你豁然开朗的感觉的!

9.多多帮助你能帮上的人，这是双赢的行为!

10.外语非常重要，特别是口语。行业的专业英语也非常重要，这将对你看国外的资料以及与国外的技术人员交流有很大的帮助!

最后，说一句，要成为真正的机械工程师,不是一步就能完成的,要慢慢积累，路慢慢其修远兮,吾将上下而求索!