一级齿轮减速器带传动设计计算说明书

华南农业大学机械设计制造及其自动化8班谭景焕 机械设计课程设计

目录

一、 设计任务书---------------------------------------------------2 二、 传动方案的分析与拟定-----------------------------------3 三、 电动机的选择计算------------------------------------------4 四、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算---------6 五、 传动零件的设计计算--------------------------------------8 六、 轴的设计计算------------------------------------------------16 七、 滚动轴承的选择和计算-----------------------------------25 八、 键连接的选择和计算--------------------------------------28 九、 联轴器的选择------------------------------------------------29 十、 减速器的润滑方式和密封类型的选择

润滑油的牌号选择和装油量计算----------------------30 十一、铸造减速器箱体的主要结构尺寸-------------------31 十二、设计小结----------------------------------------------------32 十三、参考文献----------------------------------------------------33

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一、 设计任务书

1.1 机械课程设计的目的

课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较全面的机械设计训练。其目的是：

1. 通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，

来解决工程实际中的具体设计问题。通过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解决实际问题的能力。

2. 培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有

关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。 1.2 设计题目

设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮一级减速器。 1.3 工作与生产条件

两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300 天，减速器设计寿命10 年，电压为三相交流电（220V/380V）.

运输带允许速度误差：± 5％ 1.4 设计要求

根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。滚筒及运输带效率?=0.96，工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产。 1.5原始数据 见下表

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表1 原始数据

输送带拉力F (N) 输送带速度v (m/s) 驱动带轮直径D (m) 4000 1.6设计内容

1.6.1确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。 1.6.2选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。 1.6.3传动装置中的传动零件设计计算。

1.6.4绘制传动装置中一级减速器装配图一张（A0）。

1.6.5绘制高速轴齿轮轴、低速轴和低速轴大齿轮零件图各一张（A3）。 1.6.6编写和提交设计计算说明书（电子版和纸版）各一份。

0.9 350 二、传动方案的分析与拟定

1、设计方案

单级圆柱齿轮减速器及带传动。 2、原始数据（按学号分到第A16组）

输送带拉力F (N) 4000 3、工作与生产条件

两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300 天，减速器设计寿命10 年，电压为三相交流电（220V/380V），运输带允许速度误差：± 5％。 4、传动方案的分析

整体传动方案主要分为两部分，即带传动和齿轮传动，由于带传动传动平稳，故放在高速级，减速器齿轮传动放在带传动之后。

由于滚筒的工作转速较低，故减速器的齿轮传动采用直齿圆柱齿轮啮合传动就好，又由于滚筒的工作载荷较大，故带传动的传动比不宜过大，否则带容易打滑。

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输送带速度v (m/s) 0.9 驱动带轮直径D (m) 350 华南农业大学机械设计制造及其自动化8班谭景焕 机械设计课程设计

4、传动方案的拟定（如下图）

1、带传动 2、减速器 3、联轴器 4、输送带 5、滚筒 6、电动机

三、电动机的选择计算

（1）选择电动机的类型： Y系列三相异步电动机 （2）选择电动机的功率

根据已知条件F、v和D，确定求出输送带的功率Pw

PW?Fv4000?0.9??3.6kW 10001000 传动装置的总效率：

3????12??4?5

3式中各部分效率由《机械设计基础课程设计 邢琳、张秀芳主编》82页表8-20差得

普通V带传动效率η1 、一对滚动轴承（球轴承）的效率η2 、闭式齿轮传动效率η3、刚性联轴器效率η4、卷筒传动效率η5 取η1=0.96，η2=0.99，η3=0.97，η4=0.97，η5=0.96

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那么有

?? 0.96?0.993?0.97?0.97?0.96 ? 0.87

电动机所需功率：

Pd?KPw?1?3.6?4.14kW 0.87?式中，取载荷系数K = 1

查《机械设计课程设计》表16-1，取电动机的额定功率 Ped=5.5kW （3）选择电动机的转速 滚筒的转速：

n?v?60?10000.9?60?1000??49.11r/min

?D??350 由《机械设计课程设计 朱文坚、黄平主编》表2-1差得

V带传动比常用值范围i1?2?4，单级齿轮减速器传动比i2?3?6 则总传动比范围为 i?6?24 。

故电动机转速的可选范围为295～1178.6 r/min 符合这一范围的同步转速有750和1000 r/min

根据容量和转速，由《机械设计课程设计》表16-1查出有两种适用的电动机型号，故有两种传动方案可供选择，如下表 传动电动机 方案 型号 额定功电动机转速率 （r/min） 传动装置的传动比 （kW） 同步转速 满载转总传动V带传减速器 速 1 2 Y160M2-8 Y132M2-6 5.5 5.5 750 1000 710 960 比 14.46 19.5 动 2.89 3.9 5 5 （4）确定电动机型号

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择方案2较为适合（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。

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因此，选用电机的型号和主要数据如下： 额定功率电动机型号 （kW） Y132M2-6 5.5 同步转速（r/min） 1000 堵截转截满载转速额定转矩 nm（r/min） 960 2.0 最大转矩额定转矩 2.0

四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算

1、传动装置的总传动比：

i?nm960??19.5 nw49.11又i?i1?i2 i1?2?4 i2?3?6

取V带传动比： i1?3.9 单级圆柱齿轮减速器传动比i2?5

2、计算运动和动力参数 （1）计算各轴的输入功率

电动机轴

Pd = 4.14kW

轴I（减速器高速轴）

PI??1Pd?0.96?4.14?3.97kW

轴II（减速器低速轴）

PII??2?3P1?0.99?0.97?3.97?3.81kW

卷筒轴

PIII??2?4P2?0.99?0.97?3.81?3.66kW

（2）计算各轴的转速

电动机轴

nm?960r/min

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轴I ：

nI?nm960??246r/min i13.9轴II ：

nII?n1246??49r/min i25卷筒轴 ：

nIII?nII?49r/min

（3）计算各轴的转矩

电动机轴 Td?9550轴I

TI?9550PI3.97?9550??154N?m nI246Pd4.14?9550??41.18N?m nm960轴II

TII?9550PII3.81?9550??743N?m nII49卷筒轴

TIII?9550PIII3.66?9550??713N?m nIII49把上述计算结果列于下表： 轴号 转速输入功率输入转矩传动比i 传动效率η P/kW 4.14 3.97 T/N?m 41.18 3.9 154 5 Ⅱ轴 49 3.81 743 1 卷筒轴 7

n/(r/min) 电机轴 Ⅰ轴 960 246 0.96 0.96 0.96 49 3.66 713 华南农业大学机械设计制造及其自动化8班谭景焕 机械设计课程设计

五、传动零件的设计计算

1、普通V带的设计计算

传动比： i1?3.9 两班制，每天工作16小时

电机轴输入功率Pd?4.14kW 电机轴转速 nm?960r/min 1）确定计算功率Pca

Pca?KAPd?1.3?7.5?9.75kW

式中取工作情况系数KA 由《机械设计 第八版》表8-7查得，取KA=1.3 2）选择V带的类型

根据计算功率Pca与小带轮的转速n1，查《机械设计 第八版》图8-10，选择A型V带

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《机械设计 第八版》表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1?112mm ②验算带速v v??dd1n160?1000???112?96060?1000?5.6m/s

由于5m/s＜v＜30m/s，故带速合适。 ③计算大带轮的基准直径dd2

dd2?idd1?3.9?112?436.8mm

根据《机械设计 第八版》表8-8，圆整为dd2=450mm 4）确定V带的中心距a和基准长度Ld ①初定中心距

0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2)

0.7?(112?450)?a0?2?(112?450) 故393.4mm?a0?1124mm，初定a0?700mm

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②计算带所需的基准长度

(dd1?dd2)2?3382Ld0?2a0?(dd1?dd2)??2?700??562??2324mm

24a024?700? 由《机械设计 第八版》表8-2选带的基准长度Ld?2500mm ③计算实际中心距a L?Ld02500?2324?700??788mm a?a0?d22 amin?a?0.015Ld?788?0.015?2500?751mm amax?a?0.03Ld?788?0.03?2500?863mm 故中心距的变化范围为751?863mm 5）验算小带轮上的包角?1

dd2?dd1450?112?57.3??180???57.3??155??120? a7886）计算带的根数z

?1?180?? ①计算单根V带的额定功率Pr

由dd1?112mm和n1?960r/min查《机械设计 第八版》表8-4a得

Po?1.15kW

根据n1?960r/min，i1 = 3.9和A型带，查《机械设计 第八版》表8-4b

得?P0?0.11kW

查《机械设计 第八版》表8-5得K??0.93 查《机械设计 第八版》表8-2得KL?1.09

故 Pr??Po??P0?K?KL??1.15?0.11??0.93?1.09?1.28kW ②计算V带根数z z?

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Pca6.05??4.7 取5根 Pr1.28 华南农业大学机械设计制造及其自动化8班谭景焕 机械设计课程设计

7）计算单根V带的初拉力的最小值?Fo?min

由《机械设计 第八版》表8-3得B型带的单位长度质量q=0.1kg/m 所以F0?500Pca2.5500?6.052.5(?1)?qv2??(?1)?0.1?5.62?186N zvK?5?5.60.93 应使带的实际初拉力Fo＞?Fo?min 8）计算压轴力FQ FQ?2z?Fo?minsin9）带轮的结构设计

材料选择HT150

小带轮直径dd1?112mm＜300mm，采用腹板式 大带轮实景dd2?450mm＞300mm，采用轮辐式 《机械设计 第八版》表8-10差得各参数如下 小带轮 11 基准宽度bd 基准线上槽深hamin 基准线下槽深hfmin 槽间距e 槽边距fmin 轮缘厚?min 外径da 内径ds 带轮宽度B3 带轮结构 槽型

10

?12?2?5?186?sin155??1816N 2 大带轮 11 2.75 8.7 15?0.3 9 8 450 30 80 轮辐式 A 2.75 8.7 15?0.3 9 8 112 30 80 实心式 A

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结构如下图所示

2、齿轮传动的设计计算 齿轮传动传动比i2 = 5，工作寿命10年，每年工作300天，每天两班制，每班8小时。

㈠选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

⑴选用直齿圆柱齿轮传动

⑵卷筒机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88） ⑶材料选择

由《机械设计 第八版》表10-1选大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，两齿轮均为硬齿轮，齿面硬度均为48—55HRC。

⑷初选小齿轮的齿数z1?20，大齿轮的齿数z2?i2z1?5?20?100 ㈡按齿面接触强度设计 d1t?2.323 ⑴确定公式内的各计算值 ①试选载荷系数Kt?1.3

②小齿轮传递的转矩T1?154N?m?15.4?104N?mm ③由《机械设计 第八版》表10-7选取齿宽系数?d?1

④由《机械设计 第八版》表10-6查得齿轮材料的弹性影响系数

12KT1?i?1?Z2E?di??H?2 ZE?189.8MPa

⑤由《机械设计 第八版》表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强

度极限?Hlim1?1100MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?1100MPa

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⑥计算应力循环次数 N1?60n1jLh

j为齿轮每转一周，同一齿面啮合的次数，取j=1 Lh为齿轮的工作寿命，Lh?2?8?300?10?48000h 故N1?60n1jLh?60?960?1?48000?2.76?109

N12.76?109??5.53?108 N2?i5 ⑦由《机械设计 第八版》表10-19取接触疲劳寿命系数

KHN1?0.9,KHN2?0.95

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1

K? ??H?1?HN1Hlim1?0.9?1100?990MPa

SK? ??H?2?HN2Hlim2?0.95?1100?1045MPa

S ⑵计算

①计算小齿轮分度圆直径d1t，带入??H?中较小的值 d1t?2.323KtT1?i?1?Z2E?d?i??H?2421.3?15.4?10?6?189.8?2.32?3?46.3mm

1?5?10452 ②计算圆周速度v

?d1tn1??46.3?960??2.3m/s v?60?100060?1000 ③计算齿宽b

b??d?d1t?1?46.3?46.3mm ④计算齿宽与齿高之比 模数 mt?b hd1t46.3??2.32mm z120 齿高 h?2.25mt?2.25?2.32?5.22mm

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b46.3??8.87 h5.22 华南农业大学机械设计制造及其自动化8班谭景焕 机械设计课程设计

⑤计算载荷系数

根据v?2.3m/s，7级精度，由《机械设计 第八版》表10-8查得动载荷

系数kv?1.12；直齿轮选kH??kF??1

由《机械设计 第八版》表10-2查得使用系数kA?1

由《机械设计 第八版》表10-4用插值法查得 7级精度、两齿轮相对支

承对称布置取KH??1.316

由

b?8.87，KH??1.316查《机械设计 第八版》图10-13得KF??1.25 h 故载荷系数 K?KAKvKH?KH??1?1.12?1?1.316?1.474 ⑥按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1?d1t3 ⑦计算模数m m?d148.3??2.415 z120K1.474?46.3?3?48.3mm Kt1.3㈢按齿根弯曲强度设计 由弯曲强度的设计公式m?32KT1YFaYSa ?dz21??F? ⑴确定公式内的各计算数值

①由《机械设计 第八版》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

?FE1?620MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限?FE2?620MPa

②由《机械设计 第八版》图10-18取弯曲疲劳寿命系数

KFN1?0.85,KFN2?0.88

③计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则

K?0.85?620?376.43MPa ??F?1?FN1FE1?S1.4K?0.88?620?389.71MPa ??F?2?FN2FE2?S1.4④计算载荷系数K

K?KAKvKF?KF??1?1.12?1?1.25?1.4 ⑤查取齿形系数

由《机械设计 第八版》表10-5查得 YFa1?2.8，YFa2?2.18

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⑥查取应力校正系数

由《机械设计 第八版》表10-5查得 YSa1?1.55，YSa2?1.79 ⑦计算大、小齿轮的

YFaYSa??F?并加以比较

YFa1YSa1??F?1?2.8?1.55?0.0115

376.432.18?1.79?0.0100

389.71YFaYSa较大

YFa2YSa2??F?2? 故小齿轮的

⑵设计计算

??F?42KTY2?1.4?15.4?10?0.1001FaYSa3??2.2mm m?3?dz21??F?1?202 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲疲劳强度所算得的模数2.2，并就近圆整为标准值m=2.5，由接触疲劳强度所算得的分度圆直径d1?48.3mm 算出小齿轮的齿数 z1?d148.3??19.32 取z1?20 m2.5大齿轮的齿数 z2?i2z1?5?20?100

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 ㈣几何尺寸计算

⑴计算分度圆直径 d1?mz1?2.5?20?50mm d2?mz2?2.5?100?250mm ⑵计算中心距

d?d50?250?150mm a?12?22

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⑶计算齿轮宽度

d??d?d1?1?50?50mm

取大齿轮宽度B2?50mm，小齿轮宽度B1?55mm

则齿轮传动的几何尺寸，制表如下：（详细见零件图） ⑷计算大、小齿轮的齿顶高ha、齿根高hf和齿全高h 取h?a?1 c??0.25

ha1?ha2?mh?a?2.5?1?2.5mm

hf1?hf2?m?h?a?c???2.5??1?0.25??3.125mm

h1?h2?ha1?hf1?2.5?3.125?5.625mm ⑸计算大、小齿轮齿顶圆直径da 和齿根圆直径df da1?d1?2ha1?50?2?2.5?55mm da2?d2?2ha2?250?2?2.5?255mm df1?d1?2hf1?50?2?3.125?43.75mm df2?d2?2hf2?250?2?3.125?243.75mm ㈤齿轮的结构设计

由于小齿轮的直径很小，故暂定为齿轮轴结构，大齿轮采用孔板式结构，大齿轮结构设计如下 如图所示

D4?70mm（由后面轴的计算决定） D3?1.6D4?1.6?70?112mm

D0?da2??10?14?m?255??10?14??2.5?220?230mm取D0?222mm

D1?D0?D3222?112??167mm 22

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㈡输出轴（低速轴）的设计计算 ⑴选择轴的材料，确定许用应力

选用40Cr，调质处理，由《机械设计 第八版》表15-1查得材料的硬度为

241?286HBS,拉伸强度极限?B?735MPa,弯曲疲劳强度极限

??1?355MPa，许用弯曲应力???1??70MPa

⑵估算轴的基本直径

根据教材《机械设计 第八版》公式，取A0?110，则

3dII?A0PII?112nII33.81?47.8mm 49 考虑有键槽，将直径增大5%，则dIImin?47.8??1?5%??50mm ⑶轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸

考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取与联轴器连接处轴径d1?50mm；根

据密封件的尺寸，初选装轴承处的轴径为d＝60mm ①轴上零件的定位、固定和装配

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如图所示，将大齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，大齿轮左

端面由轴肩轴向定位，右端面由轴套轴向定位，靠平键和过盈配合实现周向固定，两轴承分别以轴肩和轴套实现轴向定位，靠过盈配合和轴承座实现周向固定，固定方式为两支点单向固定，即全固式，选取挡油环高度h=6mm，轴承端盖宽度Δ=30mm

②确定各段轴的直径和长度 Ⅰ段：直径d1?50mm

该段轴与联轴器配合，长度取决于联轴器的结构和安装位置，半联 轴器与轴配合的毂孔长度为L?84mm（转入联轴器的选择计算）

为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ段轴左端需制出一轴肩，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D?65mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L?84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ段轴的轴头长度应比L略短一些，取L1?82mm

Ⅱ段：定位轴肩高度h??0.07?0.1?d1??0.07?0.1??50?3.5?5mm 故d2?d1?2h?50?2??3.5?5??57?60mm 取d2?60mm

选取6212型深沟球轴承，内径60mm，外径110mm，宽B?22mm （输入轴轴承选择计算）

取轴套长度a?17.5mm，内径为60mm，外径为78mm，轴承端盖 端面到联轴器的距离为x?30mm，则

L2?2?a?h?B???x?2?17.5?6?25?30?30?107.5mm 取L2?108mm

Ⅲ段：直径d3?d2?2h?60?2??3.5?5??67?70mm 取d3?70mm 该段轴与大齿轮配合，为了保证大齿轮的定位可靠，故取该段轴 的轴头长度比大齿轮宽度B2?50mm小2mm，取

L3?B2?2?50?2?48mm

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Ⅳ段：直径d4?d3?2h?70?2??3.5?5??77?80mm 取d4?78mm

该段位大齿轮的定位轴肩，由于两轴承相对于大齿轮对称布置， 故须大齿轮左端的定位轴肩和右端的定位轴套也要关于大齿轮对 称，则该段定位轴肩的长度应等于定位轴套的长度，即 L4?17.5mm

Ⅴ段：由于该段和Ⅱ段同装轴承，故d5?d2?60mm

L5?B?h?22?6?28mm，取L5?30.5mm

则轴的总长为L=286mm ③按弯扭合成应力校核轴的强度 由轴上零件的装配图有

L1B8222?L2?a?h??2??108?17.5?6??2?112.5mm 2222BB2250?6?17.5??59.5mm l2??h?a?2?2?2222BB5022?17.5?6??59.5mm l3?2?L4?h??2222 l1?1）绘出轴的计算简图

轴的计算简图如图所示 2)计算作用在轴上的力

计算作用在大齿轮上的力

圆周力：Ft2?2T22?743??5944N d20.25径向力：Fr2?Ft2tan?n?5944?tan20??2163N 简化力系如图（b）所示 3)计算支反力

水平面 ?Fy?0 FAy?FCy?Ft2?0 ?MBz?0 59.5FAy?59.5FCy 算得 FAy?FCy?2972N

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垂直面 ?Fz?0 FAz?FCz?Fr2?0 ?MBy?0 59.5FAz?59.5FCz?0

算得 FAz?FCz?1082N

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4）作弯矩图

作x0y面的弯矩图Mz，如图（c）所示 作x0z面的弯矩图My，如图（d）所示 作合成弯矩图M 如图（e）所示 5）作扭矩图

如图（f）所示 T?743N?m 6）按弯扭合成应力校核轴的强度

只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的B截面的强度，在B截面处

MB?Mmax?180N?m，TC?743N?m，d3?70mm 轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6则

?Ca?M2max???TC?W2?1802??0.6?743?0.1?0.0732?14MPa????1??70MPa故安全。 ④确定轴上圆角和倒角

参考《机械设计 第八版》表15-2，由d1?50mm，d5?60mm取左轴 端倒角为1.5?45?，右轴端倒角为2?45?，各轴肩处圆角半径为2mm。 ⑤绘制轴的工作图（见零件图《输出轴》）

七、滚动轴承的选择和计算

根据工作条件，各轴承的预计寿命均为L'h?2?8?300?10?48000h 1、计算输入轴承

轴承转速n1?nI?246r/min

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由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷 FrB?F2By?F2Bz???410?2?11212?1194N

FrD?F2Dy?F2Dz?47542?11212?4884N＞FrB

故取径向载荷Fr1?FrD?4884N，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论

上轴向力为零，即Fa1?0 ①初步计算当量动载荷P

按《机械设计 第八版》式13-8a计算当量动载荷P?fp(XFr?YFa) 查《机械设计 第八版》表13-5得e=0.22，载荷系数X=1，Y=0 查《机械设计 第八版》表13-6得fp?1.0?1.2，取fp?1.2则 P1?fp(XFr1?YFa1)?1.2?(1?4884?0)?5860.8N

②根据《机械设计 第八版》式13-6a《机械设计 第八版》式13-6求轴承

应有的基本额定动载荷

工作温度正常，查《机械设计基础》表18-8得，温度系数为ft?1，则

11P5860.860?246160n1'3C?(6Lh)??(?48000)3?52248N 6ft10110 ③试选轴承型号

根据计算轴颈d?35mm及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择 C=56800N的6407型深沟球轴承 ④验算6407轴承的寿命

根据《机械设计 第八版》式13-5得

10?C?106?56800?' Lh1???????61672h＞Lh

60n1?P60?246?5860.8?1?6?3 故所选轴承满足寿命要求。 2、计算输出轴承

轴承转速n2?nII?49r/min

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由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷 FrA?FrC?F2Ay?F2Az?29722?10822?3163N

故取径向载荷Fr2?FrA?3163N，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论

上轴向力为零，即Fa2?0 ①初步计算当量动载荷P

按《机械设计 第八版》式13-8a计算当量动载荷P?fp(XFr?YFa) 查《机械设计 第八版》表13-5得e=0.22，载荷系数X=1，Y=0 查《机械设计 第八版》表13-6得fp?1.0?1.2，取fp?1.2则 P2?fp(XFr2?YFa2)?1.2?(1?3163?0)?3795.6N

②根据《机械设计 第八版》式13-6a《机械设计 第八版》式13-6求轴

承应有的基本额定动载荷

工作温度正常，查《机械设计基础》表18-8得，温度系数为ft?1，则

1P260n2'13795.660?49C?(6Lh)3??(?48000)3?19761N 6ft10110 ③试选轴承型号

根据计算轴颈d?60mm及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择 C=47800N的6212型深沟球轴承 ④验算6212轴承的寿命

根据《机械设计 第八版》式13-5得

106?C?106?47800?' Lh2???????680000h＞ Lh

60n2?P2?60?49?3795.6??3 故所选轴承满足寿命要求。

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八、键连接的选择和计算 1.高速轴（输入轴）与大带轮用平键联接 （1）选择键联接的类型和尺寸

由于大带轮在轴端，故选用单圆头普通平键（C型）

按轴径d＝30mm，及带轮宽 B3＝80mm，查《机械设计 第八版》表6-1选

键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm，由带轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L=70mm。 （2）校核键联接的强度

键的材料选择45钢，大带轮的材料为铸铁，查《机械设计 第八版》表6-2

得键联接的许用应力[?]p?50~60MPa，键的工作长度

l?L?b8h7?70??66mm，键与轮毂键槽的接触高度k???3.5mm。 2222由《机械设计 第八版》式6-1得挤压应力

2TI?1032?154?103?p???44.4MPa?[?]p,故安全

kld3.5?66?30则所选键为：键C 8×70 GB/T 1096-2003 2. 低速轴（输出轴）与大齿轮用平键联接 （1）选择键联接的类型和尺寸

由于大齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

按轴径d＝70mm，及与大齿轮配合段轴长L3?48mm，查《机械设计 第八

版》表6-1选键的截面尺寸为：宽度b=20mm，高度h=12mm，由大齿轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L=40mm。 （2）校核键联接的强度

键的材料选择45钢，大带轮和轴的的材料均为40Cr，查《机械设计 第八

版》表6-2得键联接的许用应力[?]p?100~120MPa，键的工作长度

l?L?b?40?20?20mm，键与轮毂键槽的接触高度k?h12??6mm。 22由《机械设计 第八版》式6-1得挤压应力

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2TII?1032?743?103?p???176.9MPa＞[?]p

kld6?20?70故所选键联接的挤压强度不够，改为平头普通平键联接。 则键的工作长度改为：l'?L?40mm，则

2TII?1032?743?103?p???88MPa＜[?]p，故安全。

kl'd6?40?70则所选键为：键B 20×40 GB/T 1096-2003 3、低速轴（输出轴）与联轴器用平键联接 （1）选择键联接的类型和尺寸

由于联轴器在轴端，故选用单圆头普通平键（C型）

按轴径d＝50mm，及与联轴器配合段轴长L1?82mm，查《机械设计 第八

版》表6-1选键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由带轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L=80mm。 （2）校核键联接的强度

键的材料选择45钢，轴的材料为40Cr，联轴器的材料为碳钢，查表得键

联接的许用应力[?]p?100~120MPa，键的工作长度

l?L?b14h9?80??73mm，键与轮毂键槽的接触高度k???4.5mm。 2222由《机械设计 第八版》式6-1得挤压应力

2TII?1032?743?103?p???90MPa?[?]p,故安全

kld4.5?73?50则所选键为：键C 14×80 GB/T 1096-2003

九、联轴器的选择

联轴器的计算转矩

Tca?KaT2

查《机械设计 第八版》表14-1取工作情况系数KA?1.3，则

Tca?KATII?1.3?743?965.9N?m

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根据工作条件，查机械设计手册选用GY7凸缘联轴器，其公称转矩为

1600N?m，许用转速[n]?6000r/min，配合轴径d = 50mm，半联轴器长

度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 = 84mm（J1型）。

十、减速器的润滑方式和密封类型的选择

⑴齿轮润滑方式的选择 ①齿轮传动的圆周速度v为

v??d1nI60?1000???50?24660?1000?0.64m/s

因v?12m/s，所以采用浸油润滑。 ②润滑油牌号的选择

由齿轮材料和圆周速度查《机械设计 第八版》表10-12，选取齿轮传动润滑油粘度为??177cSt(50?C)，由所选润滑油粘度查《机械设计 第八版》表10-11润滑油的牌号为220（GB 5903-1995） ③齿轮浸油高度的设计

大齿轮浸入油中的深度约为1～2个齿高，但不应少于10mm。 ④装油量的计算

取油面的高度为70mm，箱体内腔的尺寸为l=374mm，b=85mm，则装油量为 V?lbh?374?85?70?2?106mm3?2L ⑵轴承润滑方式的选择

对轴承的润滑，因圆周速度v?0.64?2m/s，采用脂润滑，由《机械设计课程设计》表8-168，选用钙基润滑脂L-XAAMHA2（GB 491-1987），只需

11填充轴承空间的~，并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能进入

32轴承以致稀释润滑脂。 ⑶减速器的密封类型

减速器需要密封的部位一般有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。

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①轴伸出处的密封

选用接触式密封，采用毡圈油封，在轴承端盖的透盖上开出梯形槽，

将毛毡圈放置在梯形槽中以与轴密合接触。 ②轴承室内侧的密封

采用挡油环密封，使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂。 ③箱盖与箱座接合面的密封

采用在箱盖与箱座接合面上涂密封胶密封。 ④其他部位的密封

检查孔盖板、排油螺塞、油标与箱体的接合面加纸封油垫或皮封油圈。 轴承端盖为螺钉式轴承端盖，故其与箱体之间加密封垫片。

十一、铸造减速器箱体的主要结构尺寸

铸造减速器箱体主要结构尺寸计算结果 名称 底座壁厚 箱盖壁厚 座上部凸缘厚度 底座下部凸缘厚度 轴承座连接螺栓凸缘厚度 底座加强肋厚度 箱底加强肋厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承座连接螺栓直径 底座与箱盖连接螺栓直径 轴承盖固定螺钉直径 视孔盖固定螺钉直径 轴承盖螺钉分布直径 轴承座凸缘端面直径 代号及计算公式 尺寸（mm） 8 8 12 20 8 8 8 16 4 12 10 8 6 120 130 36 ? ?1 h0 h1 h2 e e1 d1 n d2 d3 d4 d5 D1 D2 D 31

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d1、d2、d3至箱外壁距离 d1、d3至凸缘边缘的距离 箱体内壁与齿顶圆的距离 箱体内壁与齿轮端面的距离 底座深度 底座高度 箱盖高度 外箱壁至轴承座端面距离 箱底内壁横向宽度 其他圆角

十二、设计小结

c1、c2、c3 22、18、16 22、14 10 15 198 212 140 40 85 3 c'1、c'3 ? ?1 H H1 H2 l L r0、r1、r2 写到了这里也就意味着为期三周的课程设计差不多接近尾声了，虽然感觉很累，但是收获了许多。严格来说大家差不多都是在最后的18周才集中精力去搞这个课程设计的，因为16和17周大家都要去准备考试，不过计算部分的话我在之前就差不多完成了，剩下的差不多只是画图和写设计说明书，这两部分也是工作量最大的，我觉得自己亲自动手设计计算、画图和一字一句的写这份说明书虽然过程很艰辛，但是就像之前带我们测绘实习的杜莹老师说的，我们只有亲自走完一遍这些流程之后才知道这些东西怎么设计并制造出来的，现在走了一遍流程以后出去之后就不用那么辛苦了。所以我觉得这次的课程设计很有意义，也是十分必要的。

这也算是一次的实践了，万事开头难，第一次搞设计难免会感觉很辛苦，但是搞完这次之后那么以后的课程设计我们搞起来就相对简单一些了。经过这次的课程设计我们大家都学到了很多，比如现在查阅机械设计手册也得心应手了，打开设计手册软件后要查什么大概都知道在那一栏，还有查阅其他资料也比较方便，自己忘得差不多的CAD也差不多捡回来了，Proe也熟练了许多，还有对公式编辑器的运用也熟练了······这些对我们下学期或是以后的课程设计或是其他一些设计无可否认都奠定了一定的基础，所以这次的课程设计是很有意义的。作为我们机制专业的学生，设计是非常重要的一块，画图是我们专业大部分学生日后工作要必备的技能，所以在大学里多做一些设计是非常必要的。

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十三、参考文献

《机械设计 第八版》 主编 濮良贵 纪名刚 《机械设计手册》 软件版

《机械设计基础课程设计》 主编 邢琳、张秀芳 《机械设计课程设计》 主编 朱文坚、黄平

《机械设计课程设计 第四版》 主编 陈秀宁 施高义

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/wxf8.html