带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.

机械课程设计说明书

机电学院09测控专业

设计者 ：农金德

学号： 0911212021

指导老师：杨建红

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《精密机械设计》课程设计任务书A(3)

姓名 农金德 专业 测控技术与仪器 班级（2）学号 0911212021

一、设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

二、系统简图：

三、工作条件：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，

大修期3年，输送带速度允许误差为±5％，减速器中小批量生产。

四、原始数据 已知条件 11 运输带拉力F/N 运输带速度v/(m/s) 卷筒直径D/mm 2500 1.5 450 1.6 320 12 13 2800 1.4 275 1.1 400 14 题 号 YZ-II 15 3000 1.5 250 0.8 250 16 17 3300 1.2 400 18 4000 1.6 400 19 4600 0.85 400 20 4800 1.25 500

五、设计工作量：

1. 设计说明书1份 2. 减速器装配图1张 3. 减速器零件图2张

指导教师：杨建红

开始日期： 2012年 1 月 2 日 完成日期：2012 年1 月 15 日

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计 算 及 说 明 结 果 一、 电动机的选择 1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电 动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动 机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用 于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa (kw) PW =FV/1000=4600× 0.85/1000=3.91（KW） 由电动机至输送机的传动总效率为： η总=η1×η２3×η３×η４×η5 根据《机械设计课程设计》Ｐ7表1式中：η1、η2 η3、 η4、η5分别为带、滚动轴承（三对）、圆柱直齿轮传动、联 轴器和滚筒的传动效率。 取η１=0.95，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5=0.96 则： η总=0.95×0.983×0.97×0.99×0.96=0.82 所以：电机所需的工作功率： Pd =ＰＷ/η总=3.91/0.82=4.77(KW) η总=0.82 Pd=4.77 (kw) 3

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计 算 及 说 明 3、确定电动机转速 结 果 卷筒轴工作转速为： n筒=60×1000V/πD=60×1000×0.85/(3.14×400) ＝40.6 r/min 根据《机械设计课程设计》Ｐ7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3～６。 V带传动的传动比ｉ０=２～４ 。则总传动比理论范围为： ｉａ’＝ ｉ０ ×i1=６～24。 故电动机转速的可选范为 Nd’=ｉａ’×n筒 =(6～24)×40.6 =243.6～974.4 r/min 则符合这一范围的同步转速只有750r/min 根据容量和转速，由相关手册查出此种电动机型号：（如下表） 电动机型额定电动机转速 (r/min) 电动机参考价号 功率 n筒=40.6r/min Nd=243.6’～974.4 r/min 传动装置传动比 总传动比 9.31 同步转速 满载转速 750 720 重量(N) 格 1240 2100 V带传动 减速器 2.5 3.72 Y160M2-8 5.5 4

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计 算 及 说 明 此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能： 外形尺寸 中心高H L×(AC/2+AD)×HD结 果 装键部位尺寸 F×GD 底角安装尺寸 A×B 254×210地脚螺栓孔直径 K 轴 伸 尺 寸 D×E ４２×110 １６０ 605×433×385 1５ １２×41 电动机主要外形和安装尺寸二、 计算传动装置的运动和动力参数 （一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为： ia=ｎｍ/n筒=720/40.6=17.73 ia=17.73 5

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计 算 及 说 明 总传动比等于各传动比的乘积 结 果 分配传动装置传动比 ia=i0×i （式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=4（带传动 i=2～4） 因为： ia＝i0×i 所以：i＝ia／i0＝17.73/4=4.43 四、传动装置的运动和动力设计： 将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及 i0,i1，......为相邻两轴间的传动比 η01，η12，......为相邻两轴的传动效率 PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW） TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m） nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩 （r/min） 可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 i0=4 i＝4.43 6

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计 算 及 说 明 n结 果 电=720（r/min） 1、运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转速： n电=nm=720（r/min） Ⅰ轴(高速轴）：nⅠ= nm/i0=720/4=180（r/min） Ⅱ轴（低速轴）：nⅡ= nⅠ/ i=180/4.43=40.6r/min III轴（滚筒）：nⅢ= nⅡ=40.6r/min （2）计算各轴的输入功率： nⅠ=180（r/min） nⅢ= nⅡ=40.6r/min PⅠ=4.53（KW） PⅡ=4.31（KW） PⅢ=4.18（KW） Ⅰ轴（高速轴）： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1=pd×η带 =4.77×0.95=4.53（KW） Ⅱ轴（低速轴）： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3=PI×η轴承×η齿轮 =4.53×0.98×0.97=4.31（KW） III轴（滚筒）： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4= PⅡ·η轴承·η联轴器 =4.31×0.98×0.99=4.18（KW） 7

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计 算 及 说 明 （3）计算各轴的输入转矩： 结 果 T

电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×4.77/720=63.29N·m Ⅰ轴（高速轴）： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1=Td·i0·η带 =63.29×4×0.95=240.5 N·m Td=63.29 N·m TⅠ=240.5 Ⅱ轴（低速轴）： TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3= TⅠ·i·η轴承·η齿轮 N·m =240.5×4.43×0.98×0.97=1012.78N·m III轴（滚筒）：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4=982.6 N·m （4）计算各轴的输出功率： TII=1012.78N·m TⅢ= 982.6 N·m PI=4.44KW PII=4.22KW PIII=4.10Kw TI=235.69 N·m 由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.53×0.98=4.44KW P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=4.31×0.98=4.22KW P’ Ⅲ= PⅢ×η轴承=4.18×0.98=4.10KW （5）计算各轴的输出转矩： 由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则： T’Ⅰ= TⅠ×η轴承=240.5×0.98=235.69 N·m T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承=1012.78×0.98= 992.52N·m T’ Ⅲ= TⅢ×η轴承=982.6×0.98= 962.95N·m TII=992.52 N·m TIII=962.95 N·m 8

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计 算 及 说 明 综合以上数据，得表如下： 结 果 功效率P （KW） 转矩T （N·m） 轴名 输入 电动机轴 输出 4.77 输入 输出 63.29 转速n 传动比 效率 r/min 720 0.95 4 i η Ⅰ轴 4.53 4.44 240.5 235.69 960 0.95 Ⅱ轴 4.31 4.22 184.68 1012.78 992.52 4.43 0.97 Ⅲ轴 4.18 4.10 982.6 962.95 200 1 9

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计 算 及 说 明 结 果 三、V带的设计算 (一)、V带的选择 （1）选择普通V带截型，由于单班工作，工作平稳，则由《精密机 械设计》P122表7-5得，KA=1.1，则 Pca=KA×P=5.5×1.1=6.05（ＫＷ） 由Pca=6.05KW和n1=720r/min查图7-17选取A型V带 由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径D1=112~140，选择D1=140，则大带轮直径： D2=（n1/n2）×D1（1-）=(720/180)×140×(1-0.02) =548.8(mm) ,(=0.02) 由表7-7，取D2=560 （2）验算带速V V=πD1n1/60×1000=π×140×720÷60×1000m/s=5.28m/s 介于5~25m/s范围内，故合格。 （3）确定带长和中心距a： 0.7（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）则有： 490≤a0≤1400， 初选a0=850mm则带长： L0=2·a0+π·（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4·a0)=2851(mm) 由表7-3选取Ld=2800mm Pca=6.05KW D1=140 D2=560 V=5.28m/s L0=2851(mm) 实际中心距a=a0+（Ld-L0）/2=850+（2800-2851）/2=824.5mm a=824.5m （4）验算小带轮包角α1 m 10

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α1=1800-(d2-d1)×57.30÷a=150.80>1200 (5)计算V带根数Z： α1=150.80 由表7-8得P0=1.29KW，由表7-9得Kα=0.92，由表7-3得 KL=1.11，由表7-10得△P0 =0.09Kw，则V带根数为： Z=PC÷（(P0+△P0)·KL·K=6.05÷((1.29+0.09)×0.92×1.11)=3.63 则Z=4 （6）计算轴上的载荷Fz： 由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m 单根V带张紧力：F0=500（2.5÷Kα-1)Pd÷zv+qv2=248.77N 轴上载荷：Fz=2zF0sin(α/2) =2×4×248.77×sin(150.80/2)=1925.9N Z=4 F0=248.77N Fz=1925.9N 四、减速器传动件的设计计算 (一)、减速器内传动零件设计 (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。 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。 齿轮精度初选8级,齿面粗糙度R<1.6~3.2um. (2)、初选主要参数 小齿轮齿数：Z1=18 ，齿轮传动比：u=4.43 φd＝1 Z1=18 大齿轮齿数：Z2=Z1·u=18×4.43=79.74 取Z2=80由表10-7Z2=80 选取齿宽系数φd＝1 11

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（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 3 d1t≥2kT1u1ZEdu［σH］2 T1=2.36×105N·mm 确定各参数值 1) 试选载荷系数K=1.3 2) 计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.44/180 =2.36×105N·mm 3) 材料弹性影响系数 由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8MPa 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；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2580MPa。 N1＝2.07×108 N2＝4.67×107 4) 由式10－13计算应力循环次数 N1＝60n1jLh＝60×180×1×（8×300×8）＝2.07×108 N2＝N1÷4.43＝4.67×107 5) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 6）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 KHN1*σHlim1S[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]1＝570MPa 12

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KHN2*σHlim2S[σH]2＝＝0.98×580MPa＝568.4MPa [σH]2＝568.4MPa 7）、计算 （1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值 KtT1u-1ZE2.32·φduσH32 d1t≥ 52=2.3231.32.36103.43188.94.43568.42=68.9mm d1t≥68.9 mm v=0.649m/s b=68.9mm mt=3.83mm h=8.62mm b/h=7.99 （2）计算圆周速度 πd1tn2v=6010003.1468.9180=601000=0.649m/s V<5m/s,故选择8级精度合适。 （3）计算齿宽b及模数mt b=φd×d1t=1×68.9mm=68.9mm 68.9dmt=1t=18=3.83 mm z1h=2.25mt=2.25×3.83mm=8.62mm b/h=68.9÷8.62=7.99 （4）计算载荷系数K 根据v=0.649m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1； 直齿轮KHα=KFα=1；由表10-2查得KA=1，

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计 算 及 说 明 结 果 由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KHβ=1.355 由图10—13查得KFβ=1.45故载荷系数 K=KA×KV×KHα×KHβ=1×1×1×1.355=1.355 K=1.355 （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10— 10a）得 d1=d1tK/Kt=3 68.931.3551.3mm=69.8mm （6）计算模数m m d1=69.8/18mm=3.87 mm z1d1=69.89mm m=3.87 mm 8）按齿根弯曲强度设计 由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为 m≥32KTYFaYSa ·2σFφdz11） 确定计算参数 由图10-20C查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 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.97 计算弯曲疲劳应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则 [σF]1=KFN1×FE1/S=500×0.90/1.4=321.43MPa [σF]2=KFN2×FE2/S=380×0.97/1.4=263.29MPa [F]1=321.43Mpa [F]2=263.29MPa 14

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计算载荷系数K： K=KA×KV×KFα×KFβ=1×1×1×1.45=1.45 查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.91；YFa2=2.22 查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.53；Ysa2=1.77 计算大、小齿轮的YFa1YSa1σF1YFaYSa并加以比较 σF K=1.45 2.911.53=321.43=0.0139 2.221.77=263.29=0.0149 YFa1YSa1= σF10.0139 YFa2YSa2σF2YFa2YSa2= σF20.0149 m≥3.26mm 大齿轮的数值大。 9）、设计计算 21.5952.36105·0.01492118m≥=3.26mm 3对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为标准值m=3.5mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.86/3.5=19.96取Z1=20 大齿轮齿数 Z2=4.43x20=88.6 取Z2=89 m=3.5mm Z1=20 Z2=89 d1=70 mm d2=311.5mm 10）、几何尺寸计算 a) 计算分度圆直径 d1=m·Z1=3.5×20=70 mm d2=m·Z1=3.5×89=311.5mm 15

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b) 计算中心距 a=（d1+d2）/2=190.75 c) 计算齿轮宽度 b= d1·φd=70 取B2=70mm B1=75mm a=190.75 mm B2=70mm B1=75mm 11）、按齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式：F2KT12KT1YFYsYFYs［σF］进行校核。 2bd1mbmz1由《机械设计基础》P196图6-32查得:：σFlim1=210MPa；σFlim2=190Mpa 查表6-9得：安全系数SF=1.30，YNT1=YNT2=1，则： ［σF］1 ［σF］2F1YNT1σFlim1210162MPa SF1.30YNT2σFlim2190146MPa SF1.30[σF]1 =162MPa [σF]2 =146MPa σF1=136.9MPa 2KT1YF1Ys1b1z1m221.12.361052.911.5368.9203.52 =136.9MPa<［σF］1 F2YYF1F2S2YF1YS12.221.772.911.53 σF2=120.8MPa 136.9 =120.8MPa＜［σF］2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求。 16

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齿轮的基本参数如下表所示： 名称 符号 公式 Z d=mz 齿1 20 70 齿2 89 311.5 齿数 Z 分度d 圆直径 齿顶ha 高 齿圆径 分圆径 顶da 直度a 直ha=ha*m da=d+2ha 3.5 77 3.5 318.5 A=m（z1+z2）/2 190.75 （9）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图10-39（《机械设计》） 五、轴的设计计算 （一）、减速器输入轴（I轴） 1、初步确定轴的最小直径 选用40Cr调质，硬度280HBS，抗拉强度极限应力 σB=700MPa，屈服极限σs=500MPa； 轴的输入功率为PI=4.53 KW 转速为nI=180r/min 根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100 d≥3A0·P4.53100329.3mmn180Ⅰ，考虑到有键槽，将直径增加 3%~5%，则取d=32mm。 2、轴的结构设计 17

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1）轴上零件的定位，固定和装配： 一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。 2）确定轴的各段直径和长度 ① 由上述可知轴的右起第一段直径最小d1=32mm。长度为：L1=80mm。 ② 轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，由于该段穿过轴承盖且安装垫圈，取d2=36mm，长度为：L2=72mm。 ③ 轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径d3=40mm，长度为：L3=40mm。 ④ 轴的右起第四段安装齿轮，一般要比轴段3的直径大1~5mm，由于齿轮的齿顶圆直径为77mm，分度圆直径为70mm，轮毂的宽度为75mm，则，此段的直径为d4=45mm，长度为：L4=73mm d1=32mm d2=36mm d3=40mm d4=45mm d5=55mm d6=45mm d7=40mm L1=80mm L2=72mm 18

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⑤、轴的右起第五段位轴环，对齿轮定位作用，取d5=55mm，长L3=40mm 度为：L5=7mm。 L4=73mm ⑥、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承，所以L5=7mm 该轴径为：d6=d3=40mm，长度为L6=41mm。 3）求作用在齿轮上的受力 轴承支点的距离为：L=（18/2+2+18+75/2)×2=133mm 因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm， 小齿轮转矩：T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.44/180 =236N·m 而圆周力：Ft1=2T=2×2.36×105÷（70×10-3）=6743N dL6=41mm L=133mm T1=236N·m Ft1=6743N Fr1=2454N FHA=FHB=3372N FVA=FVB=1227N MHC=224.2N·m MVC=81.6N·m Mc=238.8 径向力： Fr1=Fttanαn=6743×tan200=2454N 水平支点反力：FHA=FHB=Ft÷2=6743÷2=3372N 垂直支点反力：FVA=FVB=Fr÷2=2454÷2=1227N 水平弯矩：MHC=FHA×L÷2=3372×133×10-3÷2=224.2N·m 垂直弯矩：MVC=FVA×L÷2=1227×133×10-3÷2=81.6N·m 综合弯矩：McMHCMVC224.4281.62238.8Nm22 222（T）238.82（0.6236）277.6Nm 当量弯矩：MecMc 它们图形如下所示： 19

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Nm Mec=277.6Nm 4）、判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不 大，所以剖面C为危险截面。 已知MeC=277.6Nm ,由课本表15-1有: ［σ-1］=70Mpa 则： σe1= MeC/W= MeC2/(0.1·d43)=30.5MPa<［σ-1］ 右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： σe2= Mec/W= MD/(0.1·d13)=156÷（0.1×0.0323） =47.6MPa <［σ-1］ σe1= 30.5MPa<［σ-1］ σe2= 20

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所以确定的尺寸是安全的 。 47.6MPa <［σ-1］ （二）、减速器输出轴（II轴） 1、初步确定轴的最小直径 选用45#调质，硬度240HBS，抗拉强度极限应力 σB=640MPa，屈服极限σs=355MPa； 轴的输入功率为PⅡ=4.31KW 转速为n=40.6r/min 根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100 d≥A0·3P4.31100347.35mmn40.6，考虑到有键槽，将直径增加3%~5%，则取d=50mm。 1）轴上零件的定位，固定和装配： 一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。 2）确定轴的各段直径和长度 21

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① 、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴 应该增加5%，取d1=50mm，根据计算转矩： TC=KA×TⅡ=1.2×1012.78=1215.34Nm，查标准GB/T 4323d1=50mm —2002，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=80mm,轴段d2=55mm 长L1=80mm d3=60mm ② 、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d4=65mm d2=55mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要d5=75mm 求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该d6=60mm 段长为L2=70mm ③ 、右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有 径向力，而轴向力为零，选用6212型深沟球轴承，其尺寸为dL1=80mm ×D×B=60×100×22，那么该段的直径为d3=60mm，长度为L2=70mm L3=39mm L3=39mm ④ 、右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要L4=68mm 增加5%，大齿轮的分度圆直径为311.5mm，则第四段的直径取L5=7mm d4=65mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴L6=51mm 段长度为L4=68mm ⑤ 、右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 d5=75mm ,长度取L5=7mm ⑥、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承，则 d6=d3=55mm，长度L6=51mm 3、）求作用在齿轮上的受力 22

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因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm 大齿轮转矩：T=9.55×106×P/n2=9.55×106×4.31/40.6 =1.0×106N·mm=1000Nm 大齿轮分度圆直径：d=311.5mm 而圆周力：Ft1=2T=2×1.0×106/311.5=6420.5N d T=1.0×106N·mm Ft1=6420.5N Fr1=2336.9N FHA=FHB=3210.25N FVA=FVB=1 径向力： Fr1=Fttanαn=6420.5×tan200=2336.9N 水平支点反力：FHA=FHB=Tt/2=6420.5/2=3210.25N 垂直支点反力：FVA=FVB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N 水平弯矩：MHC=FHA×L/2=3210.25×0.12/2=192.6N·m 垂直弯矩：MVC=FVA×L/2=1168.45×0.12/2=70N·m 22 综合弯矩：Mc192.670205Nm 当量弯矩：MecMc2(T)220526002634Nm 168.45N MHC=192.6N·m MVC=70N·m Mc=205Nm Mec=634Nm 它们图形如下所示： 23

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1） 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不 大，所以剖面C为危险截面。 已知MeC2=634Nm ,由课本表15-1有: ［σ-1］=60Mpa 则： σe4= MeC/W= MeC2/(0.1·D43)=23MPa<［σ-1］ σe4= 23MPa<［σ-1］ 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： σe1= σe1= Mc/W= Mc/(0.1·d13)=2.0MPa<［σ-1］ 所以确定的尺寸是安全的 。 2.0MPa<［σ-1］ 24

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六、箱体的设计 1. 窥视孔和窥视孔盖 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 2. 放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 3. 油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结 构类型，有的已定为国家标准件。 4.通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压 增 大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 5.启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧， 不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 25

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6.定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 7.调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用 8.环首螺钉、吊环和吊钩 在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 9.密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。 箱体结构尺寸选择如下表： 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 符号 δ δ1 b b 1 b 2 df n 尺寸（mm） 8 8 12 12 24 20 4 26

华侨大学 课程设计说明书 轴承旁联结螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 d1 d2 L d3 d4 d C1 16 10 150~200 10 8 8 26， 22, 16 24, 20，14 14 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作 A10×70GB/T10联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1, d2至外机壁距离 df，d1, d2至凸缘边缘距离 C2 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 R1 h l1 48 △1 △2 m1 ,D2 t S 20 25.5 8， 8 110， 122 8 尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 七、键联接的选择及校核计算 1、输入轴与大带轮连接用平键连接 此段轴径d1=32mm，L1=80mm，TⅠ=240.5Nm 查《机械设计基础（第二版）》P296表11-1GB 1095—1979选用A型平键得，公称尺寸（b×h）：10×8 则，L=L1-b=70mm。 27

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σp=4T/(d·h·L)=48.8MPa<[σp](110Mpa)(表11-2） 故选择键A10×70GB/T1096-1979 2、输入轴与齿轮1联接用平键联接 轴径d3=45mm L3=73mm TⅡ=240.5Nm 96-1979 查《机械设计基础（第二版）》P296表11-1GB 1095—1979选用 A型平键得，公称尺寸（b×h）：10×8 则，L=L3-b=63mm。 σp=4T/(d·h·L)=39.23MPa<[σp](110Mpa)(表11-2） 故选择键A10×63GB/T1096-1979 3、输出轴与大齿轮联接采用平键联接 轴径d4=65mm L3=68mm TⅠ=1012.78N·m A10×63GB/T1096-1979 查《机械设计基础（第二版）》P296表11-1GB 1095—1979选用 A型平键得，公称尺寸（b×h）：20×12 则，L=L3-b=48mm。 σp=4T/(d·h·L)=89.5MPa<[σp](110Mpa)(表11-2） 故选择键A20×48GB/T1096-1979 4、输出轴与联轴器联接采用平键联接 轴径d1=50mm L1=82mm TⅠ=1012.78N·m A20×48GB/T1096-1979 查《机械设计基础（第二版）》P296表11-1GB 1095—1979选用 A型平键得，公称尺寸（b×h）：16×10 则，L=L3-b=64mm。 σp=4T/(d·h·L)=109.5MPa<[σp](110Mpa)(表11-2） A16×64GB/T1028

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故选择键A16×64GB/T1096-1979 96-1979 Lh=19200h 九、滚动轴承的选择及计算 根据条件，轴承预计寿命 Lh=8×300×8=19200小时 1、输入轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以 P=Fr=2501N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 fP60·n1.22501601803C'd（·6Lh）(19200)317.76KN6ft10110 11 fd=1.2 ft=1.0 选择6206轴承Cr=19.5KN （3）选择轴承型号 选择6208轴承 Cr=29.5KN Lh`10ftCε101298003()（）90644.2>19200 60nfdP601801.2250166∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 2、输出轴的轴承设计计算 （1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以 P=Fr=2336.9N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 29

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f·P60·n1.22336.96040.633C'd（·6Lh）（19200）6ft1011011 10103.7N（3）选择轴承型号 选择6012轴承 Cr=29.9KN fd=1.2 ft=1.0 选择16012轴承 Cr=19.9KN 106ftCε1061199003Lh()（）146695.8h19200h60nfdP6040.61.22336.9 ∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 一、 联连轴器的选择 （1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。 （2）载荷计算 计算转矩TC2=KA×TⅡ=1.3×1012.78=1316.6Nm， 其中KA为工况系数，KA=1.3 （3）型号选择 根据TC2，轴径d4，轴的转速n2， 查标准GB/T 5014—1985，TC2=1316.输出轴选用LZ4型弹性柱销联轴器，其额定转矩[T]=1800Nm, 许6Nm 用转速[n]=4200r/m ,故符合要求。 KA=1.3 选择LZ4型弹性柱销联轴器 30

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十、密封和润滑的设计 （一）密封： 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 （二）润滑： 1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于一级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V 0=0.35~0.7m3。 2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。 3）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。 31

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十一、设计小结 此次课程设计，项目为设计带式一级圆柱齿轮减速器，主要设计步骤有：电动机的选择，传动比的计算与分配，V带的选择计算，齿轮设计计算，轴设计计算，轴承的选择与计算，联轴器的类型和型号，减速器箱体设计等。 通过本次的课程设计，我有许多的收获： 1、设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研等等，才能在设计思想，方法和技能等各方面获得较好的锻炼与提高。 2、课程设计过程中，必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。 3、设计中要正确处理参考已有资料。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，合理参考已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。 4、订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。 5、整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据、结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。 通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了实践能力，综合素质得到较大提高。安排课程设计的基本目的在于通过32

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理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。 通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。在两个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。 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、齿轮的计算不够精确、轴设计计算不够准确等等缺陷。我相信，通过这次的实践，在以后的学习生活工作中，我一定能够以自己的不懈努力去奋斗，我会做的更好！

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华侨大学 课程设计说明书 附：参考资料

【1】濮梁贵 纪名刚，《机械设计（第八版）》 北京：高等教育出版社，2010 【2】吴暐 林立萍，《机械设计基础（第二版）》 北京：北京理工大学出版社，2010

【3】 庞振基 黄其圣，《精密机械设计》 北京：机械工业出版社，2000 【4】 龚溎义，《机械设计课程设计指导书（第二版）》 北京：高等教育出版社，2007

【5】 刘希平，《工程机械构造图册》 北京：机械工业出版社，1991 【6】 周明衡，《减速器选用手册》 北京：化学工业出版社，2002

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