用于带式运输机的同轴式二级圆柱齿轮减速器

目录

1) 前言----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------1 2) 设计任务书------------------------------------------------------------------------------------------------------------2 3) 传动方案的拟定及说明--------------------------------------------------------------------------------------------3 4) 电动机的选择---------------------------------------------------------------------------------------------------------3 5) 传动装置的运动和动力参数的计算---------------------------------------------------------------------------5 6) 传动件的设计计算--------------------------------------------------------------------------------------------------6 7) 轴的结构设计及强度校核计算--------------------------------------------------------------------------------13 8) 滚动轴承的选择和寿命计算------------------------------------------------------------------------------------25 9) 键的选择和校核----------------------------------------------------------------------------------------------------27 10) 联轴器的选择-------------------------------------------------------------------------------------------------------28 11) 箱体的结构及其附件的设计-----------------------------------------------------------------------------------28 12) 润滑和密封的设计------------------------------------------------------------------------------------------------29 13) 设计小结--------------------------------------------------------------------------------------------------------------30 14) 参考资料--------------------------------------------------------------------------------------------------------------30

一． 前言

机械课程设计是考察学生全面掌握机械设计基础知识的主要环节，将“机械原理课程设计”和“机械设计课程设计”的内容体系有机整合为一个新的综合课程设计体系，使机械运动方案设计、机械运动尺寸设计、机械传动强度设计、零部件结构设计及现代设计方法应用等内容有机结合，培养学生的机械系统设计意识、现代设计意识和创新意识以及提高学生在设计、绘图等的综合能力，培养学生的专业素质。本次课题为设计一单级圆锥齿轮减速器，减速器是用于电动机和电动机之间独立的闭式传动装置。课程设计的主要内容包括:设计题目，传动效率的计算，电机的选择，传动装置的运动及动力参数的计算，轴和轴承的选择及相关计算，键的选择与校核，联轴器的选择，箱体结构设计，润滑和密封的设计等。课程设计的目的：

1、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； 2、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、分析问题及解决问题的能力；

3、提高学生在计算、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和机械CAD技术。 具体任务：

1、传动方案的分析和拟定；

2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算； 3、传动件的设计（齿轮传动、锥齿传动）；

4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核）； 5、轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）； 6、键的选择及强度校核； 7、减速器的润滑与密封；

8、减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等） 9、零件工作图设计；

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二． 设计任务书

【设计一用于带式运输机上的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） 1400 运输带速度（m/s） 0.75 卷筒直径（mm） 350 带速允许偏差（%） 5 使用年限（年） 10 工作制度（班/日） 2

4.设计内容

1) 电动机的选择与参数计算 2) 传动部分设计计算 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

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5.设计任务

1） 减速器装配图一张（1号图幅）

2） 零件工作图2张（3号图幅2张绘制输出轴及其上齿轮工作图各一张） 3） 设计计算说明书一份

三． 传动方案的拟定及说明

1. 传动方案：V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱

2. 特点：采用V带可起到过载保护作用；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。

3. 说明如下：

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先由已知条件计算

一般常选用同步转速为1000rmin或1500rmin的电动机作为原动机。

四． 电动机的选择

1. 电动机类型和结构的选择

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S-4系列三项异步电动机，它为卧室封闭结构。

2. 电动机容量的选择

1） 卷筒轴的输出功率PＷ

2?14002T?0.75vFvPw??D?0.350?6kW

1000100010002） 电动机输出功率Pd

Pd?pW?32???????传动装置的总效率123??4??5

式中?1?0.955——V带传动效率；

?2?0.9875——轴承传动效率（球轴承）；

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?3?0.97——齿轮的传动效率，齿轮精度8级； ?4?0.9925——弹性联轴器传动效率

?5?0.955——卷筒轴滑动轴承的传动效率；

则??0.955?0.98753?0.972?0.9925?0.955?0.82015

Pw故Pd???6?7.3157kW0.82015

电动机额定功率Ped3）

查表，选取电动机额定功率Ped?7.5kW

3.电动机转速的选择

查表得V带传动常用传动比范围i1'?2～4；两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2'?8～60 则电动机转速可选范围为nd'?nw?i1'?i2'?655～9827r/min

可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速 分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较,如下表所示： 方 案 1 2

? 由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。

因此，采用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。

额定 电动机转速（r/min） 电动机 传动装置的传动比 功率质量（kg） 总传动比 同步 满载 V带传动 两级减速器 （kW） 7.5 7.5 1500 1000 1440 970 81 119 34.468 23.218 2.5 2.2 13.787 10.554 电动机 型号 Y132M-4 Y160M-6 3. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸

查表得出出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。

额定功率(kw) 7.5 E 80 同步转速 (r/min) 1500 G 33 K 12 满载转速 (r/min) 1440 L 515 - 4 -

型号 Y132M-4 H 132 D 38 堵转转矩额定转矩 2.2 F×GD 10×8 最大转矩额定转矩 2.3 质量（kg） 81

五． 传动装置的运动和动力参数的计算

1.传动装置总传动比

i?

nm1440??35.168nw40.9463

2.分配各级传动比

取V带传动的传动比i1?2.5，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为：

i2?i3?i35.168??14.067i12.5

i2?i3?3.75所得i2?i3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

3.各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为

n0?nm?1440r/minnⅠ?

nⅡ

n01440??576r/mini12.5nⅠ576??153.6r/mini23.75nⅡ153.6??40.96r/mini33.75?

nⅢ?4.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?7.5kWPkWⅠ?P0?1?7.5?0.955?7.1625P?2?3?7.1625?0.9875?0.97?6.8608kWⅡ?PⅠPⅢ?P?2?3?6.8608?0.9875?0.97?6.5718kW Ⅱ

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5.各轴转矩

T0?9550TⅠ?9550P07.5?9550??49.74N?mn01440P7.1625Ⅰ?9550??118.75N?mnⅠ576P6.8608Ⅱ?9550??426.57N?mnⅡ153.6PⅢ6.5718?9550??1532.24N?mnⅢ40.96

TⅡ?9550TⅢ?9550总结：

转速（r/min） 功率（kW） 转矩（N?m） 电动机轴 高速轴Ⅰ 1440 7.50 49.74 576 7.1625 118.75 中速轴Ⅱ 153.6 6.8608 426.57 低速轴Ⅲ 40.96 6.5718 1532.24

六． 传动件的设计计算

1. V带传动设计计算

1）确定计算功率

由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计》中表得：工作情况系数KA?1.2 则计算功率为：

Pca?KAPed?1.2?7.5?9kW

2）选择V带的带型

由Pca、 n0查图，选用A型

3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v

①初选小带轮的基准直径dd1：由表取得小带轮的基准直径dd1②验算带速v：v??125mm

?dd1n060?1000???125?144060?1000?9.425m/s

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因为5m/s?v?30m/s,故带速合适。

③计算大带轮的基准直径dd2：

dd2?i1dd1?2.5?125?312.5mm

? 根据表得圆整为dd2?315mm 4）确定V带的中心距a和基准长度Ld ①初定中心距a0?500mm。 ②计算带所需的基准长度

Ld0(dd2?dd1)2(dd2?dd1)2??2a0?(dd1?dd2)??2a0?(dd1?dd2)?24a024a0??2?500??

?2(125?315)?(315?125)?1709.2mm4?5002

由表选得的基准长度Ld?1750mm

③计算实际中心距a

a?a0?Ld?Ld11750?1709.2?500??520.4mm 22? 中心距变化范围为494.15～572.9mm。 5）验算小带轮上的包角?1

?1?180??(dd2?dd1)6）确定带的根数

57.3?57.3??180??(315?125)?160??120? a545.4① 计算单根V带的额定功率

由dd1?125mm和n0?1440r/min，查表得P0?1.91kW

根据n0?1440r/min，i=2.5和A型带，查表得?P0?0.03kW查表得K??0.95，KL?0.99。于是： Pr?(P0??P0)?K??KL?1.91kW?1.8246kW

② 计算V带的根数z

z?Pca9??4.93Pr1.8246

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? 取5根。

7）计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以

(F0)min?500?[500??165N(2.5?K?)Pca?qv2K?zv(2.5?0.95)?9?0.1?9.4252]N0.95?5?9.425

应使带的实际初拉力F0?(F0)min 8）计算压轴力Fp

(Fp)min?2z(F0)minsin总结：

?12?2?5?165?sin152??1622N2

中心距范围 a（mm） 494.15～572.9 单根带初拉力 V带/轮槽数 F0（N） Z 165 5 带基准长度 小带轮基准直径 大带轮基准直径 dd1（mm） dd2（mm） Ld (mm) 1750

125 312.5 2. 斜齿轮传动设计计算

按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1?TⅡ?426.57N?m，小齿轮转速n1?nⅡ?153.6r/min， 传动比i?i3?3.75。

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

①选用斜齿圆柱齿轮

②运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） ③由《机械设计》表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS； 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。

④选小齿轮齿数z1?24：大齿轮齿数z2?i?z1?3.75?24?90

⑤初选取螺旋角??14? （2）按齿面接触强度设计

公式：d1t?32KHtT1u?1ZHZEZ?Z?2?()?du[?H]

①确定公式内各计算数值

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a) 试选载荷系数KHt?1.6

b) 选取区域系数ZH?2.433

c) 由图查得??1?0.78,??2?0.88，?????1???2?0.78?0.88?1.66 d) 小齿轮传递的传矩T1?426.57N?m e) 由表选取齿宽系数?d?1

f)

g)

h)

12

i) 由表查得材料弹性影响系数ZE?189.8MPaj) 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限

?Hlim2?550MPa

k) 计算应力循环次数：

N1?60?n1?j?Lh?60?153.6?1?(2?8?365?10)?538214400?5.38?108N538214400N2?1??143523840?1.435?108i13.75l) 由图查得接触疲劳寿命系数KHN1?0.90,KHN2?0.94 m) 计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%，安全系数S=1得

???H1?KHN1??Hlim1???H2SK???HN2Hlim2S?0.90?600MPa?540MPa;1

0.94?550?MPa?517MPa1540?517?528.5MPa 2n) 许用接触应力

???H????H1????H22

?

②计算

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a) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d1t?32?1.6?426.57?1033.75?1?2.433?189.8?0.665?0.985?????mm?82.737mm13.75?528.5?

2b) 计算圆周速度

v?

??d1t?n160?1000???82.737?153.660?1000ms?0.665ms

c) 齿宽b

b??d?d1t?1.0?82.737mm?82.737mm

d) 计算载荷系数KH

由表查得使用系数KA?1

根据v?0.665ms，7级精度，查得动载系数Kv?1.05； 由表查得KH?的值与直齿轮的相同，故KH??1.321；

因KAFt/b?1?[426.57/(109.7/2)]/109.7?70.9N/mm?100N/mm 查表得KH??KF??1.4；KF??1.18

故载荷系数：

KH?KA?KV?KH??KH??1?1.05?1.4?1.321?1.94

e) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1?d1t3KH1.94?82.737?3mm?88.225mm KHt1.6及其相应的齿轮模数mn

d1cos?88.225?cos14?mn??mm?3.57mm

z124

（3）按齿根弯曲强度设计

mnt?32KFtT1Y?Y?cos2?YFaYSa? 2[?F]?dz1①确定计算参数 a) 试选载荷系数KFt =1.6

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b) 计算玩去疲劳强度的重合度系数

c) 螺旋角系数d) 计算当量齿数

zv1?zv2z124??26.2733?cos?cos14

z290???98.52cos3?cos314?e) 查取齿形系数 查表得YFa1?2.592,YFa2?2.185

?1.596,YSa2?1.787

f) 查取应力校正系数 查表得YSa1g) 计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE2?380MPa

h) 由图查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.84,KFN2?0.88

取弯曲疲劳安全系数S=1.4得

???F1?KFN1??FE1???F2i) 计算

SK???FN2FE2S?0.84?500?300.0MPa1.4 0.88?500??238.9MPa1.4YFaYSa，并加以比较 [?F]YFa1?YSa1???F1??YFa2?YSa22.592?1.596?0..01379300 2.185?1.787?0.01634238.9- 11 -

???F2

大齿轮的数值大，值为0.01634

②设计计算

mnt?32?1.6?426.57?103?0.778?0.679?cos14?1?242??2?0.01634mm?2.68mm

? 调整齿轮模数

a) 圆周速度

b) 齿宽

c) 齿高h及宽高比b/h

d) 计算实际载荷系数

6.03

KF?KA?KV?KF??KF??1?1.05?1.4?1.18?1.73

e) 得出按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯疲劳强度出发，从标准中就近取mn=3mm。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 z1?来计算小齿轮应有的齿数。于是:

d1cos?88.225cos14???28.53，取z1?29；则z2?3.75?29?108.75，取z2?109。 mn3（4）几何尺寸计算

①计算中心距

a??Z1?Z2?mn2cos???29?109??3mm?213.34mm

2?cos14?考虑到模数从2.75mm增大整圆至3mm，为此将中心距减小圆整为213mm。 ②按圆整后的中心距修正螺旋角

??arccos

?Z1?Z2?mn2a(29?109)?3?arccos?13?37'48''

2?213- 12 -

因?值改变不多，故参数??,K?,ZH等不必修正 ③计算大、小齿轮的分度圆直径

④计算齿轮宽度

b??d?d1?1?89.52mm?89.52mm

圆整后取b1?95mm,b2?90mm

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。

为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故采用高速级小齿轮左旋，大齿轮右旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋的方案。

总结：

传动比 法向模数(mm) 螺旋角 中心距(mm) 齿数 齿宽(mm) 直径(mm) 分度圆 齿根圆 齿顶圆 旋向

29 95 87 79.5 93 左旋 109 90 327 319.5 333 右旋 高速级 小齿轮 大齿轮 3 13°37’48’’ 213 29 95 87 79.5 93 右旋 109 90 327 319.5 333 左旋 3.75 低速级 小齿轮 大齿轮

七． 轴的结构设计及强度校核计算

1. 高速轴的设计

(1) 高速轴上的功率、转速和转矩

转速n（ 高速轴功率P（ 转矩T1（N?m） 1r/min）1kw）576 (2) 作用在轴上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为d1=87mm ，根据《机械设计》中公式得：

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7.1625 118.75

2T12?118.75??2729.89N?3d187?10Ftan?ntan20?Fr?t?2729.89??1022.39Ncos?cos13.63?Fa?Fttan??2729.89?tan13.63??661.94N Ft?(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。根据表得A0=103~126取A0?112,于是 得dmin?A03P17.1625?112?3?25.95mm n1576

轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径应为

(4) 轴的结构设计

1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a) 轴段Ⅰ-Ⅱ的设计。 Ⅰ-Ⅱ轴段上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂孔的设计同步进行。初定Ⅰ

-Ⅱ段轴径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）d1=（1.5~2.0）x30mm=45~60mm，结合带轮结构取L带轮=60mm。为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段长度略小于轮毂宽度，取L1=58mm。

b) 密封圈与轴段Ⅱ-Ⅲ的设计。 为了满足V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，轴肩

高度h=（0.07~0.1）d1=（0.07~0.1）x30mm=2.1~3mm。轴段Ⅱ-Ⅲ的轴径d2=d1+2x（2.1~3）mm=34.1~36mm，其最终由密封圈确定。查表选取毡圈35JB/ZQ4606-1997，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d2=35mm。

c) 初步选择滚动轴承与轴段Ⅲ-Ⅳ和Ⅵ-Ⅶ的设计。 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d2=35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，B=18mm；为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取△

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至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

3）轴上零件的轴向定位

大小齿轮与轴的周向定位都选用A型普通平键连接，查表选其型号为16x70GB/T 1096-1990，尺寸为16mm×10mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

4）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角1.2?45?，各圆角半径见图

总结： 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ 总长度

（5） 求轴上的载荷

轴上力作用点间距。 轴承反力的作用点与轴承外圈大断面距离a3=20mm，则可得轴的支点及受力点间的距离为：

长度（mm） 直径（mm） 46.5 88 62.5 93 42 50 55 63 55 50 配合说明 与滚动轴承30210配合，套筒定位 与大齿轮键联接配合 定位轴环 与小齿轮键联接配合 与滚动轴承30210配合 332mm

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图：

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从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。

载荷 支反力F 水平面H 垂直面V FNH1?68N FNH2?6186N MH?FNH2?L3?460875N?mm FNV1?1382N FNV2?2682N MV?FNV2?L3?Ma2?353536N?mm C截面弯矩M 总弯矩 扭矩 22Mmax?MH?MV?4608752?3535362?580856N?mm T?422360N?mm （6） 按弯扭合成应力校核轴的强度

根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取??0.6，轴的计算应力

2M2?(?T)2?580856??0.6?422360?ca＝?Mpa?50.70Mpa

W0.1?5032已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[?-1]?70MPa。因此?ca?[?-1]，故安全。

3. 低速轴的设计

(1) 低速轴上的功率、转速和转矩

转速（r/min） 中速轴功率（kw） 转矩T（N?m） 40.96 6.57 1532.24 (2) 作用在轴上的力

已知低速级齿轮的分度圆直径为d4?327mm，根据公式得

2T42?1532.24??9371.5Nd4327?10?3Ftan?ntan20?Fr4?t4?9371.5??3509.79Ncos?cos13.63?Fa4?Ft4tan??9371.5?tan20??3410.95N Ft4?(3) 初步确定轴的最小直径

先按公式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

dmin?A03P36.57?112?3?60.85mmn340.96

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轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，所以轴端最细处直径为：

(4) 轴的结构设计

1） 拟订轴上零件的装配方案

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

① 联轴器及轴段Ⅰ-Ⅱ的设计。 为补偿联轴器所连接两周的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联

轴器。查表取KA=1.5，则计算转矩为Tc=KAT3=1.5x1532240N·mm=2298360N·mm。查表得GB/T 5014-2003中的LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500N·mm，许用转速为3870r/min，轴孔范围为40~75mm。考虑d>（62.68~63.89）mm，取联轴器毂孔直径为63mm，轴孔长度107mm，J型轴孔，A型键。相应轴段Ⅰ-Ⅱ的直径d1=63mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1=105mm

② 密封圈与轴段Ⅱ-Ⅲ的设计。 联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）d1=（0.07~0.1）

x63mm=4.41~6.3mm。轴段Ⅱ-Ⅲ的轴径d2=d1+2xh=（71.82~75.6）mm，最终由密封圈确定。查表选取毡圈70JB/2Q4606-1997，则取d2=70mm

③ 轴承与轴段Ⅲ-Ⅳ和Ⅵ-Ⅶ的设计。 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。现暂取轴承为30215，由表得其尺寸为d×D×T=75mm×130mm×27.25mm，B=25mm，通

常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d3=d6=75mm。该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故左端轴承采用脂润滑，需要挡油环。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离取△=12mm。因为是同轴式减速器，该轴上右端轴承的轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取L6=B=25mm。该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承相邻端面间距离取为6.5mm，满足安防拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即l5=(19.75++27.75+6.5)mm=53.5mm

④ 齿轮与轴段Ⅳ-Ⅴ的设计。 为便于齿轮的安装，d4应略大于d3，可初定d4=77mm。齿轮4轮毂的

宽度范围为

，取其轮毂宽度为l4=91.5mm，其左端面与齿轮左侧

轮缘处于同一平面内，采用轴肩定位，有段采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段Ⅳ-Ⅴ的长度应比齿轮4的轮毂宽度略短，故取L4=88mm

⑤ 轴段Ⅴ-Ⅵ的设计。 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩高度为h=（0.07~0.1）d4=（0.07~0.1）x76mm=

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（5.32~7.6）mm，取h=5.5mm，则轴肩直径d5=87mm，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取为△1=10mm，则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离

，取L5=△1=10mm，该轴段也可提供轴承的轴向

定位。

⑥ 轴段Ⅱ-Ⅲ与Ⅲ-Ⅳ的长度。 轴段Ⅱ-Ⅲ的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承

端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下可以装拆轴承端盖带连接螺栓，取联轴器毂端面与轴承

端盖表面距离K=35mm，则有

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3） 轴上零件的轴向定位

半联轴器与轴的联接，选用A型普通平键连接，查表选其型号为18x100GB/T 1096-1990,尺寸为18mm×11mm×100mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。

齿轮与轴的联接，选用A型普通平键连接，查表选其型号为22x80GB/T 1096-1990，尺寸20x80GB/T1096-1990，尺寸为22mm×14mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 4） 确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角2.0?45?，各圆角半径见图

总结： 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 总长度 （5） 求轴上的载荷

轴上力作用点间距。 轴承反力的作用点与轴承外圈大断面距离a3=27.4mm，则可得轴的支点及受力点间的距离为：

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长度（mm） 直径（mm） 105 60 50.5 88 10 25 63 70 75 77 87 75 配合说明 与联轴器键联接配合 与端盖配合，做滚动轴承的轴向定位 与滚动轴承30215配合 与大齿轮以键联接配合，套筒定位 轴环 与滚动轴承30215配合 338.5mm

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图：

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从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及

M的值列于下表

载荷

水平面H - 26 - 垂直面V

支反力 FNH1?3943.35N FNH2?3522.72N MH?FNH1?L1?264204N?mm FNV1??2039.50N FNV2?4831.04N MV?FNV2?L2?362325N?mm F

B截面弯矩M 总弯矩 扭矩 22Mmax?MH?MV?2642042?3623252?448423N?mm T?1370920N?mm （6） 按弯扭合成应力校核轴的强度

根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取??0.6，轴的计算应力

2M2??(T)2?448423??0.6?1370920?ca＝?Mpa?22.21Mpa

W0.1?7532已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得[?-1]?70MPa。因此?ca?[?-1]，故安全。

八． 滚动轴承的选择和寿命计算

轴承预期寿命 Lh?10?300?8?2?4800h 0'1. 高速轴的轴承

1) 计算轴承的轴向力。 查表得30208轴承的Cr=63000N，C0r=74000N，e=0.37，Y=1.6。查表得其内部

轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：

外部轴向力A=734.6N，各轴向力方向如轴力图所示。

则两轴承的轴向力分别为

2) 计算当量动载荷。 因为

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，轴承1的当量动载荷为

因为

，轴承2的当量动载荷为P2=R2=2354.3N。

3) 校核轴承寿命。 因P1>P2，故只需交合轴承1，P=P1。轴承在100℃一下工作，查表得fT=1。对于

减速器，查表得载荷系数fP=1.5。轴承1的寿命为：

故轴承寿命足够。

2. 中间轴的轴承

1) 计算轴承的轴向力。 查表得30210轴承的Cr=73200N，C0r=92000N，e=0.42，Y=1.4。查表得其内部

轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：

外部轴向力A=1840.9N，各轴向力方向如轴力图所示。

则两轴承的轴向力分别为

2) 计算当量动载荷。 因为 因为

，轴承1的当量动载荷为

，轴承2的当量动载荷为P2=R2=8239.1N。

3) 校核轴承寿命。 因P2> P1，故只需交合轴承2，P=P2。轴承在100℃一下工作，查表得fT=1。对于

减速器，查表得载荷系数fP=1.5。轴承1的寿命为：

但在允许范围内，故轴承寿命足够。

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3. 低速轴的轴承

1) 计算轴承的轴向力。 查表得30215轴承的Cr=138000N，C0r=185000N，e=0.44，Y=1.4。查表得其内

部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：

外部轴向力A=2575.5N，各轴向力方向如轴力图所示。

则两轴承的轴向力分别为

2) 计算当量动载荷。 因R1>R2，

，故只需校核轴承2，因为

，轴承2的当量动载荷为

3) 校核轴承寿命。 轴承在100℃一下工作，查表得fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fP=1.5。轴承

1的寿命为：

故轴承寿命足够。

九． 键的选择和校核

【取键、轴、带轮、齿轮及联轴器的材料都为钢，查表得[σ]P=125~150MPa】

1. 高速轴

1) 带轮处。 选择A型普通平键连接，型号8x45GB/T 1096-1990，尺寸为8mm×7mm×45mm。

该处挤压应力为

2) 齿轮处。 选择A型普通平键连接，型号12x80GB/T 1096-1990，尺寸为12mm×8mm×80mm。

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该处挤压应力为

2. 中间轴

两齿轮处均选择A型普通平键连接，型号16x70GB/T 1096-1990，尺寸为16mm×10mm×70mm。 该处挤压应力为

3. 低速轴

1) 联轴器处。 选择A型普通平键连接，型号18x100GB/T 1096-1990，尺寸为18mm×11mm×100mm。

该处挤压应力为

2) 齿轮处。 选择A型普通平键连接，型号22x80GB/T 1096-1990，尺寸为22mm×12mm×80mm。

该处挤压应力为

故各处键强度均足够。

十． 联轴器的选择

为补偿联轴器所连接两周的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取KA=1.5，则计算转矩为Tc=KAT3=1.5?1532240N·mm=2298360N·mm。查表得GB/T 5014-2003中的LX4型联轴器 符合要求： 公称转矩为2500N·mm，许用转速为3870r/min，轴孔范围为40~75mm。考虑d>（62.68~63.89）mm，取联轴器毂孔直径为63mm，轴孔长度107mm，J型轴孔，A型键。

十一． 箱体的结构及其附件的设计

1. 附件的设计与选择

1) 窥视孔和视孔盖

孔尺寸120mm?210mm，位置在传动件啮合区的上方； 盖尺寸为150mm?240mm。 2) 通气器

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选用手提式通气器。 3) 油面指示器

选用油标尺M16。 4) 放油孔和螺塞

设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M16?1.5JB/T 1700-2008，螺塞垫24?16JB/T 1718-2008。 5) 起吊装置

上箱盖采用调换，箱座上采用吊钩。 6) 定位销

选用销GB/T 117-2000 5?35两个。 7) 起盖螺钉

选用GB/T 5781-2000 M10?25。 8) 箱体的设计

名称 高速级中心距 低速级中心距 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 地脚螺栓底脚厚度 加强筋厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 地脚凸缘尺寸 地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 名称 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺栓沉头座直径 剖分面凸缘尺寸 上下箱联接螺栓直径 上下箱联接螺栓通孔直径 上下箱联接螺栓沉头座直径 箱缘尺寸 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 圆锥定位销 直径 减速器中心高 轴承旁凸台高度 轴承旁凸台半径 轴承端盖外径 符号 a1 a2 δ δ1 b、b1 P m dφ dφ D0 L1、L2 n d1 符号 d1··尺寸 213mm 213mm 9mm 9mm b=b1=12mm 20mm 8mm M16 20mm 45mm 27mm、25mm 4 M12 尺寸 13.5mm 26mm 20mm、16mm M10 11mm 24mm 18mm、14mm M8 M6 8mm 250mm 55mm 16mm 120mm、130mm、170mm D0 c1、c2 d2 d2 D0 c1、c2 d3 d4 d5 H h Rδ D2 ·- 31 -

轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面距离 轴承座孔长度 大齿轮顶圆与箱体内壁间距离 齿轮端面与箱体内壁间距离 S K △1 △2 142.5mm、147.5mm、 137.5mm、177.5mm 41mm 50mm 12mm 10mm

十二． 润滑和密封的设计

1. 润滑

轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑油，润滑油深度为0.65dm，

箱体底面尺寸为4.54dm x 2.70dm，箱体内所装润滑油量为：V=4.54 x 2.7 x 0.65dm3

该减速器所传递的功率为6.86kW。对二级减速器，每传递1kW的功率，需油量为V0=0~1.4dm3

则该减速器所需油量为V1=P0V0=6.86 x (0.7~1.4)dm3=4.8~9.6dm3。

箱体内所装油量在所需油量的范围中间偏大值，润滑油量基本满足要求；如不满足润滑和降温

要求，可增大减速器中心高，即增加油池深度的方法使润滑油量满足要求。

2. 密封

高速轴上选取毡圈35JB/ZQ4606-1997，内径为35mm

低速轴上选取毡圈70 JB/ZQ4606-1997，内径为70mm

十三． 设计小结

这次关于带式运输机上的二级同轴式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们第一次真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实际锻炼。通过几个星期的设计实践，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。

通过这次设计，认识到不同种类减速器的内部布置和设计以及由此而来机箱的不同形式。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,结合生产实际反系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。

在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

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由于时间紧迫，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。

十四． 参考资料

1．《机械设计（第八版）》 高等教育出版社 濮良贵 纪名刚 主编 2．《机械原理（第六版）》 高等教育出版社 孙 桓 陈作模 主编 3．《课程设计》

4.《机械制图》

5. 《减速器设计实例精解》

高等教育出版社 同济大学出版社 机械工业出版社 - 33 -

王 昆 何小柏 汪信远 主编

许连元 李强德 徐祖茂 主编

张春宜 郝广平 刘敏 主编

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/3hn6.html