二级同轴减速器课程设计设计说明书

重庆交通大学2009级机械设计课程设计

论文题目

——同轴二级圆柱齿轮减速器的设计（硬齿面）

作 者： 李彪 吴小勇 学 院： 机电与汽车工程学院 专 业： 工程机械二班 学 号： 09120403 09120231 指导教师： 尹力 论文成绩： 日 期： 2012年5月2日

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设计任务书

设计题目：

二级同轴圆柱斜齿轮减速器

设计要求：

1.运输带工作压力 F=6KN；

2.运输带工作速度v=1.3m/s；（允许运输带速度误差为±5%） 3.滚筒的直径D=400mm；

4.滚筒效率ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）； 5.工作情况 两班制，连续单向运作，载荷焦平稳； 6．使用折旧期 8y；

7.工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35℃； 8.动力来源 电力，三相交流点，电压380/220V;

9.检修间隔 四年一大修，两年一次中修，半年一次小修； 10.制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产

11.齿面为硬式齿面 设计进度要求：

第一周：熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。

第二周：完成减速器的设计及整理计算的数据，为下步图形的绘制做准备。 第三周：完成了减速器的设计及整理计算的数据。

第四周：按照上一阶段所计算的数据，完成零部件的CAD的绘制。

第五周：根据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文，完成了论文的撰写。 第六周：修改、打印论文，完成。

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摘 要

齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：

① 瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力； ② 适用的功率和速度范围广； ③ 传动效率高，η=0.92-0.98； ④ 工作可靠、使用寿命长；

⑤ 外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用。齿轮减速器的特点是效率高、寿命长、维护简便，因而应用极为广泛。齿轮减速器按减速齿轮的级数可分为单级、二级、三级和多级减速器几种；按轴在空间的相互配置方式可分为立式和卧式减速器两种；按运动简图的特点可分为展开式、同轴式和分流式减速器等。单级圆柱齿轮减速器的最大传动比一般为8～10，作此限制主要为避免外廓尺寸过大。若要求i>10时，就应采用二级圆柱齿轮减速器。二级圆柱齿轮减速器应用于i：8～50及高、低速级的中心距总和为250～400mmm的情况下。 本设计讲述了带式运输机的传动装置——二级圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计，完成齿轮减速器的二维平面零件图和装配图的绘制。 关键词：齿轮啮合 轴传动 传动比 传动效率

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目 录

摘要 ........................................................3 1.1传动简图 ............................................................... 5 1.2 选择电动机............................................................. 6 1.4 确定传动装置的总传动比及其分配......................................... 7 1.5计算传动装置的运动及动力参数 ........................................... 8 2 设计计算传动零件 .......................................................... 9 2.1 高速齿轮组的设计与强度校核............................................. 9 2.3 低速齿轮组的设计与强度校核............................................ 13 3 设计计算轴 ............................................................... 17 3.1 低速轴的设计与计算.................................................... 17 3.3 高速轴的设计与计算.................................................... 25 4.0箱体的设计 ............................................................ 30 4．1齿轮的润滑 ........................................................... 32 4．2滚动轴承的润滑 ....................................................... 32 4．3润滑油的选择 .............................................32 4．4密封方法的选取 ............................................33 结 论 ..................................................................... 33 致 谢 .................................................................... 34 参考文献 ................................................................... 35

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1.1传动简图

绘制传动简图如下：

从带的拉力、带的速度、卷筒直径、齿轮的工作寿命等多方面因素考虑，选择并确定传动简图。

1-1 传动简图 5

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一、电机的选择：

（1）、选择电动机类型：

按已知条工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。 （2）、选择电动机功率： 工作机所需的电机输出功率为： Pd?Pw?

Fv Pd?1000??Fv

所以：Pd?1000?w?

由电动机至工作机之间的总效率为：

???w??????????

224 式中

??、?、?分??别为联轴器、齿轮、轴承、滚筒的机械效率取

?1?????、?2=0.99、?3=?.??、?4?0.96

2232???0.96x0.99x0.98x0.96=0.83 则总效率为：??????12?323?所以：Pd=Fv1000????6000x1.31000x0.83?9.4KW

(3)、确定电动机的转速： 卷筒轴的转速为：nw=60x1000v?D=60x1000x1.3?x???=62.1r/min

由于二级圆柱齿轮减速器传动比i=8～40,所以电动机的可选范围为：

nd?i?nw?(8~40)x73.7?(496.8~2484)r/min''

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min由查表知（三相异步电动机JB3074-82摘录）。

额定功率 方案

电动机转速(r/min) 同步转速 6

堵转转矩 额定转矩 电动机型号 kw 满载转速 重庆交通大学2009级机械设计课程设计

1 Y180L?8 Y160L?6 Y160M?4 11 11 750 730 2.0 2 3 1000 1500 970 1460 2.0 2.2 11 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，比较三个方案可知：方案1电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案3电动机转速较高，但总传动比大传动装置尺寸大。方案2比较合适。因此选定电动机型号为Y160L?6，所选电机的额定功率为Ped=11KW，满载转速为nm=970r/min总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示： 中心高（H） 160 安装尺寸 A 254 B 254 轴伸尺寸 平键尺寸 DxE 42x110 FxGD 12x8 L 645 外形尺寸 HD 385 AC/2 162.5 AD 255 地脚螺丝 15 (4)、计算总传动比和分配传动比

由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动比为：

i?nmnw，所以: i=nmnw=97062.1=15.6

同轴式双级圆柱齿轮传动比为：i1?i2 从而推出：i1?i2?4

'?i 传动装置的实际传动比要由选定的齿轮齿数或齿轮基准直径准确计算，因而很可能与设定的传动比之间有误差，一般允许工作机实际转速与设定转速之间的相对误差为?（3~5）%。

（5）计算传动装置的运动和动力参数

为进行传动件的设计计算应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。

（1）、各轴的转速：

I轴转速： n电机=nI?nIi1nmi0?970r/min

Ⅱ轴转速：nII=?242.5r/min

Ⅲ轴转速：nⅢ? 卷筒轴：

nⅡi2?60.6r/min

n卷= nⅢ=60.6r/min

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（2）、各轴的输入功率 I轴:

PI?Pd??01?9.4x0.99?9.3KW ?PI??12?9.3x0.98x0.98=8.9KW ?PII??23?8.9x0.98x0.96?8.37KW

=PIII??23=8.37x0.98x0.96?7.87KW

II轴：PII III轴：PIII 卷筒轴：P(3)、各轴的输入转矩 电机轴：Td

卷筒?9550Pdnm?95509.4970?92.5N?m

I轴：TI?9550PInIPIInIIPIIInIII?95509.3970?91.56N?m

II轴：TII III轴: TIII?9550?9550x8.9245.6=346N?m

?9550?95508.3760.6?1319N?m

卷筒轴：T卷筒=9550P卷筒n卷筒=95507.8762.2=1240N?m

运动和动力参数的计算结果如下：

参数 转速（r/min） 输入功率（KW） 输入转矩（Nm）

8

电动机轴 970 9.4 I轴 970 9.3 II轴 242.5 8.9 III轴 60.6 8.37 卷筒轴 60.6 7.87 92.5 91.56 346 1319 1240 重庆交通大学2009级机械设计课程设计

二、传动零件的设计计算

斜齿传动齿轮计算

（1）、选择齿轮材料及精度等级

大、小齿轮选用40Cr钢调质，硬度为48~55HRC；选7级精度.据安装设计要求，选择左旋斜齿传动，初选螺旋角β=14。。

（2）、按齿面接触疲劳强度设计 1）、载荷系数K

查载荷系数表知：取K=1.4 2）、小齿轮转矩TII小齿轮

TII小齿轮=9550P2n2?346N?m

3）、齿数Z1和齿宽系数?d

考虑到此设计为同轴式减速器，故选小齿轮的齿数仍为Z1=25；则大齿轮齿数为

Z2=100；

由【齿宽系数表】查得齿宽度系数为?d=0.9 查表【弹性系数ZE】知：ZE=189.8MPa 【?H】 4)、许用接触应力

查【试验齿轮的接触疲劳极限】图知：??lim3=800MPa，?Hlim4?800MPa

查【安全系数SH和SF】表知：SH=1.2。

8 应力循环次数为：N3?60n3jLh?60x60.6x1(2x8x300x8)?1.396?10

N4?N3i齿27=1.396x10=3.49x 1048 查【接触疲劳寿命系数ZNT】图知：ZNT3?0.93；ZNT4?0.96。

5）、计算齿面接触疲劳许用应力【?H】 ???]3?ZNT3?SHHlim30.93x1100?=852.5M Pa1.2 9

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???]3?ZNT3?SHHlim40.96x1100?=880M Pa1.2 6)、计算小齿轮分度圆直径d1t

d3t?KT2(???)3.52ZE2（）??d?[??]?71.2?2.8mm 2531.4x346x50.9x43x(3.52x189.8880)=71.2

2 m?d3tz3 7)、计算齿轮的圆周速度v

v??d3tn360x1000=3.14x71.2x60.660x1000=0.23m/s

8)、计算齿宽B及模数mnt

? B??dd3t?0.9x71.?26m4.m0 8。 mnt?d3tcos?z371.2xcos14??2.76m m25 h=2.25m=2.25x2.32=6.22mm

Bh?64.08?10. 36.22。 9）、计算纵向重合度：

???0.318?dz?tan??0.318x0.9x25xtan14=1.78

10）、计算载荷系数：

已知使用系数KA?1,V=0.23m/s,7级精度，查【动载系数】图知：kv=0.85；

KH??C1?C2[1?C3(bd3)](2bd3)?C4?10b?1.12?0.31x[1+0x1]x0.9+0.19x10x64.08?1.382?32-3由表【齿间载荷分配系数】表知：KH??KF????? 所以载荷系数为：K?KAKVKF??F???x????x????x1.2=1.41 11）、按实际的载荷系数校正分度圆直径：

d3?d3tK3Kt?71.2x31.411.4?71.2mm

12)、计算当量齿数ZV：

ZV3?Z1COS?3?253COS14。=27.36；

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ZV4?Z2COS?3?。=110

COS143100查表【齿轮齿形系数YFa】知：YFa3=2.55；YFa4=2.14 查表【齿轮应力修正系数YSa】知: YSa3=1.6; YSa4=1.81

查图【齿轮弯曲疲劳极限】得齿轮疲劳极限：?FE3=650MPa; ?FE4=650MPa; 查图【弯曲疲劳寿命系数】得齿轮寿命系数为：KFN3?0.88;KFN4?0.94; 根据纵向重合度εβ=1.9，由图查得螺旋角影响系数Yβ=0.88 13)、计算弯曲疲劳许用应力??F] 取弯曲疲劳安全系数S=1.35 ??F?3?KFN?3SKFN4?FE4SF3E?0.9?500 aMPa?423.7MP1.35MPa?452.6MPa??F?4??0.94?6501.35

14)、计算大小齿轮的

YFa3YSa2.55x1.6423.72.14x1.81452.6YFaYSa??F?并加以比较：

3??F?3YFa4YSa4==0.00963

??F?4==0.0086

所以：小齿轮的值大 15）、齿根弯曲强度计算

mn?1.173KTIICOS?YFa4YSa4?dz3[?F]422?1.1731.4x346xcos140.9x6252x0.00963?2.32mm

结论：对比计算结果，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，取mn=2.5mm,即可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=71.2应有的齿数。于是由Z1=Z3=28，Z4=Z3xi齿3=28x4=112。

d3xcos?mn=71.2x0.972.5=27.6，取

16）、几何尺寸计算

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（a）计算中心距：a?(z3?z4)mn2cos??(28?112)2cos14x2.5?180.4mm

将中心距进行圆整为：180mm (b) 确定螺旋角：?=arccosmn(Z3?Z4)2a?arccos2.5x(28?112)2x180?14.07

。 此值与初选?相差不大，故不必重新计算，小齿轮旋向左旋，大齿轮旋向右

（c）计算小、大齿轮的分度圆直径

d3= mn Z3/cosβ=72.1mm d4= mn Z4/cosβ=288.6mm (d)计算齿轮的宽度B

b??d?d3?0.9?72.1?64.89mm

所以：取B3=65,B4=60

综合上述，齿轮的参数如下： 名称 齿数 法面模数 符号 Z mn 公式 小齿轮 28 2.5 大齿轮 112 螺旋角 ? 14.07 分度圆直径 d d=mz=(mn/cos?)z 72.1mm 288.6mm 齿顶圆直径 da da?d?2ha 77.1mm 293.6mm 齿顶高 齿根高 ha ha?mn 2.5 3.125 2.5 3.125 hf hf?1.25mn 12

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全齿高 齿根圆直径 da da=2.25mn 5.625 67.1mm 5.625 282.3mm df df?d?2hf 标准中心距 a a?m(z1?z2)2cos?180mm 三、轴的设计与计算 3.1 低速轴的设计与计算

3.1.1 轴的基本设计

（1）列出轴上的功率、转速和转矩

PIII?8.37kw

nIII?60.6r/minTIII?1319N?m

（2）求作用在齿轮上的力

因已知的低速级大齿轮的分度圆直径为

d4=288.6mm

??14.07

?而圆周力Ft?2T3d4?2X1319288.6?9140.6N

轴向力Fa?Fttan??2289.2N （3）初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。由文献[5]表15-3，取A0=112，则

d`min?A03P3n3?57.9mm

由于键槽的影响：dmin?1.05d`min?61mm

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

输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径d1?1处，如图上图所示。为了使所选轴直径d1?1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 查表知，考虑到转矩变化较小，所以取KA=1.5，则： 联轴器的计算转矩为 Tca?KAT3?1.5?1319?1978.5N?m

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用GICL4型鼓型齿式联轴器，其公称转矩为 2000N?m。半联轴器的孔径 d??70mm，故取d?????70mm，半联轴器长度L?142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L??107mm

输入轴

Ⅳ.轴的结构设计

(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

dⅡ?Ⅲ?76mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L??107mm，为了保证

轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L?略短一些，现取

lⅠ?Ⅱ?105mm

2).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。按照工作要求并根据dⅡ?Ⅲ?76mm，查机械设计手册表6-1选取轴承30216，其尺寸为

d?D?B?80mm?140mm?26mm，故dⅢ?Ⅳ?dⅥ?Ⅶ?80mm；而lⅥ?Ⅶ?44mm。

3).取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ?Ⅴ?90mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽

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度，故取lⅣ?Ⅴ?58mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h?0.07d，故取h?6mm，则轴环处的直径dⅤ?Ⅵ?97mm。轴环宽度b?1.4h，取lⅤ?Ⅵ?15mm。

4).轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端

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右端面间的距离

l?20mm，故lⅡ?Ⅲ?50mm。

5).取齿轮距箱体内壁的距离a?12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位

置时，应距箱体内壁一段距离s，取s?3mm，已知滚动轴承宽度T?26mm，大齿轮轮毂长度L?60mm，则lⅢ?Ⅳ?T?s?a?(60?58)?(26?12?3?2)mm?43mm

至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).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平键连接。按dⅣ?Ⅴ由《机械设计手册》表4-1查得平键截面b?h?22mm?14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为

H7n6；同样，半联轴器与轴的连接，

H7k6选用平键为20mm?12mm?100mm，半联轴器与轴的配合为是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

3).确定轴上圆角和倒角尺寸

。滚动轴承与轴的周向定位

参考《机械设计》表1-27，取轴端圆角2?45?。 Ⅴ.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩

图。

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

载荷 支反力F

水平面H FNH1?6823.53N 垂直面V FNV1?2483.56N15

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FNH2?6823.53N FNV2?2483.56N 弯矩M MH?375294.15N?mmMV?136595.8 总弯矩 扭矩T

M?399379.66N?mm T?2030000N?mm

Ⅵ.按弯扭合成应力校核轴的强度

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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C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力

?ca?M2?(?T)W2?20.87MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2查得[??1]?60MPa 因此?ca?[??1]，故安全。 Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面

截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴 只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。 (2).截面Ⅳ左侧

抗弯截面系数 W?0.1d3?0.1?803?51200mm3 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?403?102400mm3 截面Ⅳ左侧的弯矩M为 M左?M? 截面Ⅳ 上的扭矩T为

T?2030000N?mm 截面上的弯曲应力 ?b?MW?3.47MPa 55?2955?177411.78N?mm

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截面上的扭转切应力 ?T?平均应力

?m?0MPa，?m?应力幅

?a??b?3.74MPa，?a??m?9.91MPa

轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2得?B?640MPa，??1?275MPa，

??1?155MPa。

TWT?19.82MPa

?T2?9.91MPa

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数??及??按《机械设计》附表1.6查取。因

rd?2.080?0.025，

Dd?8580?1.0625，经差值后可查得

???1.90，???1.30

又由《机械设计》图2.7可得轴的材料的敏性系数为 q??0.80，q??0.85 故有效应力集中系数为

k??1?q?(???1)?1.72 k??1?q?(???1)?1.26

由《机械设计》图2.9 的尺寸系数???0.65；由图2.9的扭转尺寸系数???0.76 轴按磨削加工，由《机械设计》图2.12得表面质量系数为 ??????0.92 轴未经表面强化处理，即?q?1，则综合系数为 K??k??1?1?2.73

??k???1 K??

??????1?1.74

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查机械设计手册得碳钢的特性系数

???0.1~0.2，取???0.1 ???0.05~0.1，取???0.05 于是，计算安全系数Sca值，则 S????1K??a????m?46.08

S????1K??a????m?8.74

Sca?故可知其安全。 (3).截面Ⅳ右侧

S?S?S??S?22?14.92?S?1.5

抗弯截面系数 W?0.1d3?0.1?853?61412.5mm3 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?853?122825mm3 截面Ⅳ右侧的弯矩M为 M?M?55?2955?177411.78N?mm

右 截面Ⅳ 上的扭矩T为

T?2030000N?mm 截面上的弯曲应力 ?b? 截面上的扭转切应力 ?T?平均应力

?m?0MPa，?m?应力幅

19

M右W?2.89MPa

TWT?16.53MPa

?T2?8.27MPa

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?a??b?2.89MPa，?a??m?8.27MPa

过盈配合处的

k???，由附表1.4用插值法求出，并取

k????0.8k???，于是得

k???3.16，

k?2.53

????轴按磨削加工，由《机械设计》图2.12得表面质量系数为 ??????0.92 故得综合系数为

K???k??1?1?3.25

??? Kk?1?????1?2.62

???所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为 S??1??K??a?????36.32

m S??1??K?8.11

??a????m SS?S?ca?.92

S2?S?1.5??S2?7? 故

该

轴

在

截

面

Ⅳ右侧的强度(二).高速齿轮轴的设计

Ⅰ.输入轴上的功率P?、转速n?和转矩T?

由上可知P??9.3kw，n??970rmin，T??91.56N?m Ⅱ.求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圆直径 d1?mz1/cos??72.1mm 而圆周力 F2TIIX346t?d?2172.1?9597N

20

也是足够。的

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轴向力 Fa?Fttan??2403.6N

Ⅲ.初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112，则dmin?A03P1n1?23.8mm取d=25mm。

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

联轴器的计算转矩Tca?KAT?，查《机械设计》表10.1，取KA?1.5，则： Tca?KAT??137.3N?m

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250N?m。半联轴器的孔径 d??25mm，故取d12?25mm 轴器长度L?82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L??60mm

，半联

输入轴

Ⅳ.齿轮轴的结构设计

(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1). 为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d23?30mm；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L??60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L?略短一些，现取l12?58mm

2).初步选择滚动轴承。因轴承受径向力和轴向力的作用，圆锥滚子轴承。按照工作要求并根据d23?30mm，查机械设计手册表6-1选取轴承30208，其尺寸为

d?D?B?40mm?80mm?18mm

，故d34?d78?40mm，l34?l78?18mm。

21

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3).轴肩高度h?0.07d，故取h?4mm，则轴环处的直径d45?d67?42mm。轴环宽度b?1.4h，取l45?l67?12mm

4).轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据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右端面间的距离

l?30mm，故l23?50mm。

5).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径d56?49.4mm，l56?65mm。 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (2).轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d12由《机械设计设计手册》表4-1查得平键截面b?h?10mm?8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配额为渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 (3).确定轴上圆角和倒角尺寸

参考《机械设计手册》表1-27，取轴端圆角2?45?。 Ⅴ.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距

L2?L3?57.5mm?57.5mm?115mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

H7k6；滚动轴承与轴的周向定位是由过

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

载荷 水平面H 垂直面V FNV1?515.26N支反力F FNH1?1415.65NFNH2 ?1415.65N FNV2?515.26N弯矩M 总弯矩 扭矩T

MH?81399.88N?mm MV?29627.45N?mm M?86624.05N?mm T?81400N?mm 22

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Ⅵ.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C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力

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?ca?M2?(?T)W2?5.23MPa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表11.2查得[??1]?60MPa 因此?ca?[??1]，故安全。 （三）中间轴II轴的设计 轴的基本设计

（1）列出轴上的功率、转速和转矩

PII?8.9kw nII?242.5r/minTII?346N?m

（2）求作用在齿轮上的力

因已知的大齿轮的分度圆直径为

d=288.6mm

???14.07

而圆周力Ft?2TIId?2X346288.6?2397.7N

轴向力Fa?Fttan??600.3N 作用在小齿轮上的力为： 已知小齿轮的分度圆为：

d=72.1 ??14.07? 圆周力为：Ft?2TIId?2X34672.1?9597.7N

轴向力Fa?Fttan??2403N

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（3）初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112，则

dmin?A0P2n2?37.2mm

3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d????。为了使所选的轴直径d????与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。

（4).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。按照工作要求并根据dI?II?40mm，查机械设计手册表6-1选取轴承30208，其尺寸为

d?D?B?40mm?80mm?18mm，故dI?II?dV?VI?40mm；

3).取安装齿轮处的轴端II-IⅤ的直径dII?IIII?45mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取lII?III?58mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h?0.07d，则轴环处的直径

dIII?IV?50mm。轴环宽度b?1.4h，取lIII?IV?110mm。

4).轴承端盖的总宽度为30mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端

盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与轴承左端面间的距离

lIV?117mm，

（5).取齿轮距箱体内壁的距离a?12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承

位置时，取则lVI?VII?57mm

至此，已初步确定了轴的各段和长度。 (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平键连接。按dII?III由《机械设计手册》表4-1查

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得平键截面b?16mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为

H7k6H7n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为

16mm，半联轴器与轴的配合为

。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此

处选轴的直径尺寸公差为m6。 （7）轴的受力分析

画轴的受力简图

2）计算支承反力

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在水平面上 F1H?3218.N4 1 F2H?F1t?F2t?F1H?6533.9 5N在垂直面上

d1?M2?0,F1v?Fr2L3?Fa1?F1r?(L2?L3)2?1481.39N L1?L2?L3 故F2v?Fr1?F2r?F1v?2093N 总支承反力

F1?F2?F1H?F1v?F2H?F2v?22223218.41?1481.39?3542.98N 6533.95?2093.4?6861.11N

22223 ) 画弯矩图 M1H?M,1H?254254.39N?mm

8?1mm M1v?11729.N

M,1v?4674.1N4?3mm

,M2H?M2H?516182.05N?mm

M2v?M2,v?165378.6N?mm

(故 M1?(M,1H)2?MM2?22,v1)?225429N7?.mm35

M2H?M2v?542027.66N?mm

W?0.1d?0.1?47?10382.3mmM233

22?ca??(?T)W2?542027.66?(0.6?450641)10382.3?7.31MPa

查表15-1得[??1]=60mpa,因此

?ca?[??1],故安全.

四.确定轴上圆角和倒角尺寸

参考《机械设计》表1-27，取轴端圆角2?45?

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1、轴承型号为30208的校核

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2、基本额定动载荷C=51.5KN，基本额定静载荷C0=37.2KN，e=0.37,Y=1.6,当

FaFrFaFr?e时x=1,y=0;当计算轴承受力

1）径向力

Fr1?Fr2??e时x=0.4,y=1.6

FBy?FBz?FDy?FDz?22222289 ?601 222?2367N2

2289 ?1123 ?2550N

2）派生力

Fa?1212N,Fd?Fd1?Fr12Y?23672?1.6Fr2Y?740N,Fd2?Fr22Y?25502?1.6?797N

3）轴向力

由于Fd2?Fa?797?1212?2009N?Fd1?740N，

所以轴承1被压紧，轴承2被放松，Fa1?2009N，Fa2?797N 4）计算当量动载荷 由于

Fa1Fr1?F797?0.85?e?0.37，a2??0.31?e?0.37 2367Fr225502009所以X1?0.4，Y1?1.6；X2?1，Y2?0；由于为一般载荷，所以载荷系数为fp?1.2，故当量载荷为

P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.2??0.4?2367?1.6?2009?N?4993NP2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?1.2??1?2550?0?797?N?3060N

计算轴承寿命

L10h?10660n1P106(C)，???103，n1?970r/min，P?P1?4993N103

h?41042h?24000hL10h??51500????60?970?4993?II轴：

（1）轴承30208的校核

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基本额定动载荷C=51.5KN，基本额定静载荷C0=37.2KN，e=0.37,Y=1.6,当

FaFrFaFr?e时

x=1,y=0;当

?e时x=0.4,y=1.6

计算轴承受力

（2）径向力

Fr1?Fr2?FBy?FBz?FDy?FDz?22222289 ?601 222?2367N2

2289 ?1123 ?2550N

（3）派生力

Fa?1212N,Fd?Fd1?Fr12Y?23672?1.6Fr2Y?740N,Fd2?Fr22Y?25502?1.6?797N

（4）轴向力

由于Fd2?Fa?797?1212?2009N?Fd1?740N，

所以轴承1被压紧，轴承2被放松，Fa1?2009N，Fa2?797N 计算当量动载荷 由于

Fa1Fr1?F797?0.85?e?0.37，a2??0.31?e?0.37 2367Fr225502009所以X1?0.4，Y1?1.6；X2?1，Y2?0；由于为一般载荷，所以载荷系数为fp?1.2，故当量载荷为

P1?fp(X1Fr1?Y1Fa1)?1.2??0.4?2367?1.6?2009?N?4993NP2?fp(X2Fr2?Y2Fa2)?1.2??1?2550?0?797?N?3060N

计算轴承寿命

L10h?10660n1P106(C)，???103，n1?970r/min，P?P1?4993N103

h?41042h?24000hL10h?51500?????60?970?4993?III轴：

轴承32216的校核

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1）径向力

FrA?Frb?FH1?FV1?852.5N FH2?FV2?842.5N

22222）派生力

FdA?FrA2Y?294.6N，FdB?FrB2Y?294.6N

3）轴向力

由于Fa1?FdB?294.6?1115?1409.6N?FdA， 所以轴向力为FaA?1115N，FaB?294.6N 4）当量载荷 由于

FaAFrA?1.32?e，

FaBFrB?0.34?e，

所以XA?0.4，YA?1.5，XB?1，YB?0。

由于为一般载荷，所以载荷系数为fp?1.2，故当量载荷为

PA?fp(XAFrA?YAFaA)?2317.87NPB?fp(XBFrB?YBFaB)?1011N

5）轴承寿命的校核

Lh?10660n1(CrPA)??56.1?10h?24000h7

4.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

H7is6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大于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6.3。

3. 机体结构有良好的工艺性.

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铸件壁厚为10mm，圆角半径为R=5。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M8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 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. F 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 箱座壁厚 箱盖壁厚 符号 ? ?1 计算公式 ??0.025a?3?8 ?1?0.02a?3?8 b1?1.5?1 结果 10 8 12 15 25 M20 4 箱盖凸缘厚度 b 1箱座凸缘厚度 b 箱座底凸缘厚b 2度 地脚螺钉直径 d f地脚螺钉数目 n b?1.5? b2?2.5? d?0.036a?12f 查手册 31

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轴承旁联接螺d 1栓直径 机盖与机座联d 2接螺栓直径 轴承端盖螺钉d 3直径 视孔盖螺钉直d 4径 定位销直径 df，d1，d2至d1?0.75df M16 M12 M10 M8 8 28 24 20 28 18 52 15 12 m?8.5,m1?6.8 d2=（0.5~0.6）df d3=（0.4~0.5）df d4=（0.3~0.4）df d C1 d=（0.7~0.8）d2 查《机械设计课程设计指导书》表11-2 查《机械设计课程设计指导书》表11-2 l1=C1+C2+（8~12） ?1>1.2? ?2>? 外机壁距离 d2至凸缘df，C2 边缘距离 外机壁至轴承l 1座端面距离 大齿轮顶圆与? 1内机壁距离 齿轮端面与内? 2机壁距离 机座肋厚 m、m1 m?0.85?m1?0.85? 轴承端盖外径 D 2D2?D+（5~5.5）d3 120 80 4．1齿轮的润滑

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

4．2滚动轴承的润滑

如果减速器用的是滚动轴承，则轴承的润滑方法可以根据齿轮或蜗杆的圆周速度来选择： 圆周速度在2m／s～3m／s以上时，可以采用飞溅润滑。把飞溅到箱盖上的油，汇集到箱体剖分面上的油沟中，然后流进轴承进行润滑。飞溅润滑最简单，在减速器中应用最广。这时，箱内的润滑油粘度完全由齿轮传动决定。

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圆周速度在2m/s～3m/s以下时，由于飞溅的油量不能满足轴承的需要，所以最好采用刮油润滑，或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑。利用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油，并导入油沟和流入轴承进行润滑的方法称为刮油润滑。

4．3 润滑油的选择

采用脂润滑时，应在轴承内侧设置挡油环或其他内部密封装置，以免油池中的油进入轴承稀释润滑脂。滴油润滑有间歇滴油润滑和连续滴油润滑两种方式。为保证机器起动时轴承能得到一定量的润滑油，最好在轴承内侧设置一圆缺形挡板，以便轴承能积存少量的油。挡板高度不超过最低滚珠(柱)的中心。经常运转的减速器可以不设这种挡板。

转速很高的轴承需要采用压力喷油润滑。

如果减速器用的是滑动轴承，由于传动用油的粘度太高不能在轴承中使用，所以轴承润滑就需要采用独自的润滑系统。这时应根据轴承的受载情况和滑动速度等工作条件选择合适的润滑方法和油的粘度。

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。

4．4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。

结 论

我们的设计是自己独立完成的一项设计任务，我们工科生作为祖国的应用型人才，将来所从事的工作都是实际的操作及高新技术的应用。所以我们应该培养自己市场调查、收集资料、综合应用能力，提高计算、绘图、实验这些环节来锻炼自己的技术应用能力。

本次设计针对“二级圆柱齿轮减速器设计”的要求，在满足各种参数要求的前提下，拿出一个具体实际可行的方案，因此我们从实际出发，认真的思考与筛选，经过一个多月的努力终于有了现在的收获。回想起来，在创作过程中真的是酸甜苦辣咸味味俱全。有时为了实现一个参数翻上好几本资料，然而也不见得如人心愿。我们设计的主体思想更多的是为了生产的需要，也为今后的工作提供一个良好的实践平台。在制作的过程中，遇到了很多的困难，通过去图书馆查阅资料，上网搜索，还有和老师与同学之间的讨论、交流，最终实现了这些问题较好的解决。

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由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。本次设计的是带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器。首先熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。进行了传动方案的评述，选择齿轮减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算（包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容）。然后用AutoCAD进行传统的二维平面设计，完成圆柱齿轮减速器的平面零件图和装配图的绘制。通过毕业设计，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力及学习机械设计的一般方法和步骤。掌握机械设计的一般规律，进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计和绘图的

训练。

通过这次毕业设计的学习和研究，我们开拓了视野，掌握了设计的一般步骤和方法，同时这三年来所学的各种专业知识又得到了巩固，同时，这次设计又涉及到计算、绘图等，让我们又学到很多新的知识。但毕竟我们所学的知识有限。本设计的好多地方还等待更完善。

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致 谢

短暂的设计是紧张而有效的，在掌握了三年所业学的专知识后，自己能够综合的运用并能完成自己和同学拟订的设计，这也是对自己所学专业知识的考察和温习，虽然这是第一次全面的从完成由构思到设计完成，我从中也学到了很多。

综合运用了课本知识，再加上实际生产所用到的一些设计工艺，认真的对自己设计的数据进行计算和核对，严格按照设计的步骤和自己已经标出的设计过程来进行计算。这些都是自己在设计中所能获得的好处。虽然在计算的过程中也遇到了很多在课本中没有遇到过的问题，这些都是在实际生产中所要考虑到的细节问题，而自己往往都会遗漏这样的设计，但在设计指导老师厉相宝老师指导下，他给出我们在设计中必须及在实际中所要考虑到的细节的讲解，使我体会到了理论联系实践的重要性。另外在设计的过程中需要用大量的数据，而这些数据都是计算得来的，因此需要翻阅大量的相关设计的文献。所以我在学校图书馆里认真的查阅并记录了数据，再进行数次的核对最终有了正确的设计数据。

设计能够顺利的完成与厉老师的指导是分不开的。遇到的问题和自己不能设计的步骤，都是在厉老师的讲解下得到满意的答案。从而加快了自己设计的进度和设计的正确性、严谨性。对学校要求的设计格式，厉老师也反复的检查每一个格式和布局的美观，这样我们才能设计出符合标准的设计。

时间就这样在自己认真设计的过程中慢慢的过去了，几周的时间过的是有效和充实的。到最后看到自己设计的题目完成后心情是非常喜悦的。因为这凝结了自己辛苦的劳动和指导老师的指导，所以说这次和同学完成设计收获甚多。

最后在对厉老师感激的同时，也要对在百忙中认真评阅我们设计的学院领导表示感谢，你们丰富的专业知识能给我们提出很多可行的方案。所以我由衷的表示谢意！

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参考文献

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[9] 吴宗泽,机械设计课程设计手册.第2版. 北京：高等教育出版社,1999

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重庆交通大学2009级机械设计课程设计

参考文献

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