机械设计减速器设计说明书

机械设计减速器设计说明书

东海科学技术学院

课程设计成果说明书

题 目：

院 系：

机械设计减速器设计说明书

机电工程系

机械制造及其自动化

C15机械一班

2017．12.12-2018.1.3

东海科学技术学院教学科研部

学生姓名： 专 业： 班 级： 指导教师： 起止日期：

浙江海洋大学东海科学技术学院课程设计成绩考核表

2017 — 2018 学年 第 一 学期

系（院、部） 班级 专业 学生姓名 课程设计 (学 号) 名 称 题 目 指导教师评语 指导教师签名： 年 月 日 答辩评语及成绩评定 答辩小组教师签名： 年 月 日

设计任务书

一、初始数据

设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 1500Nm，n = 33r/m，设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：3班制，每年工作天数：250天，三相交流电源,电压380/220V。

二. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择

3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计V带和带轮 6. 齿轮的设计

7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计

目 录

第一部分 设计任务书..............................................3 第二部分 传动装置总体设计方案.....................................6 第三部分 电动机的选择............................................6 3.1 电动机的选择............................................6 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比........................7 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数............................8 第五部分 V带的设计..............................................9 5.1 V带的设计与计算.........................................9 5.2 带轮的结构设计..........................................12 第六部分 齿轮传动的设计.........................................14 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................20 7.1 输入轴的设计...........................................20 7.2 输出轴的设计...........................................26 第八部分 键联接的选择及校核计算..................................34

8.1 输入轴键选择与校核......................................34 8.2 输出轴键选择与校核......................................35 第九部分 轴承的选择及校核计算....................................35 9.1 输入轴的轴承计算与校核..................................35 9.2 输出轴的轴承计算与校核...................................36 第十部分 联轴器的选择...........................................37 第十一部分 减速器的润滑和密封....................................38 11.1 减速器的润滑...........................................38 11.2 减速器的密封...........................................39 第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................39

12.1 减速器附件的设计及选取 .......................................39 12.2 减速器箱体主要结构尺寸...........................................45 设计小结.......................................................48 参考文献.......................................................48

设 计 及 说 明 结 果 第二部分 传动装置总体设计方案 一. 传动方案特点 1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。 2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。 3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。 二. 计算传动装置总效率 a=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.859 1为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,5为工作装置的效率。 第三部分 电动机的选择 3.1 电动机的选择 工作机的转速n: n=33r/min 工作机的功率pw:

2×Tπn2×1500×3.14×33pw= = = 5.18 KW 60×100060×1000电动机所需工作功率为: 5.18 = = 6.03 KW 0.859ηa pwpd=

设 计 及 说 明 工作机的转速为: n = 33 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=2~6，则总传动比合理范围为ia=4~24，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (4×24)×33 = 132~792r/min。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，选定型号为Y160L-8的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=720r/min，同步转速750r/min。 电动机主要外形尺寸： 结 果 中心高 外形尺寸 地脚螺栓安装尺寸 地脚螺栓孔直径 K 15mm 电动机轴伸出段尺寸 D×E 42×110 键尺寸 H 160mm L×HD 5×385 A×B 2×2 F×G 12×37 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

设 计 及 说 明 ia=nm/n=720/33=21.82 （2）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。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减速器传动比为: i=ia/i0=21.82/4=5.46 结 果 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速: 输入轴：nI = nm/i0 = 720/4 = 180 r/min 输出轴：nII = nI/i = 180/5.46 = 32.97 r/min 工作机轴：nIII = nII = 32.97 r/min （2)各轴输入功率: 输入轴：PI = Pd× = 6.03×0.96 = 5.79 KW 输出轴：PII = PI×× = 5.79×0.99×0.97 = 5.56 KW 工作机轴：PIII = PII×× = 5.56×0.99×0.99 = 5.45 KW 则各轴的输出功率：

输入轴：PI' = PI×0.99 = 5.73 KW 输出轴：PII' = PII×0.99 = 5.5 KW 工作机轴：PIII' = PIII×0.99 = 5.4 KW (3)各轴输入转矩: 设 计 及 说 明 输入轴：TI = Td×i0×结 果 电动机轴的输出转矩: pd6.03Td9550× = 9550× = 79.98 Nm 720nm 所以： 输入轴：TI = Td×i0× = 79.98×4×0.96 = 307.12 Nm 输出轴：TII = TI×i×× = 307.12×5.46×0.99×0.97 = 1610.3 Nm 工作机轴：TIII = TII×× = 1610.3×0.99×0.99 = 1578.26 Nm 输出转矩为： 输入轴：TI' = TI×0.99 = 304.05 Nm 输出轴：TII' = TII×0.99 = 1594.2 Nm 工作机轴：TIII' = TIII×0.99 = 1562.48 Nm 第五部分 V带的设计 5.1 V带的设计与计算 1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.2，故

Pca = KAPd = 1.2×6.03 kW = 7.24 kW 2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用B型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 结 果 设 计 及 说 明 1）初选小带轮的基准直径dd1。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 140 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度 πdd1nm60×1000π×140×720 m/s = 5.28 m/s 60×1000 = 因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径 dd2 = i0dd1 = 4×140 = 560 mm 根据课本查表，取标准值为dd2 = 560 mm。 4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度 π Ld0 ≈ 2a0+(dd1+dd2)+2 (dd2-dd1)2 4a0 π(560-140)2= 2×500+×(140+560)+ ≈ 2187 mm 24×500 由表选带的基准长度Ld = 2180 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。 a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 500 + (2180 - 2187)/2 mm ≈ 496 mm 按课本公式，中心距变化范围为463 ~ 561 mm。

5.验算小带轮上的包角 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（560 - 140)×57.3°/496 ≈ 131.5°> 120° 6.计算带的根数z 设 计 及 说 明 结 果 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 140 mm和nm = 720 r/min，查表得P0 = 1.68 kW。 根据nm = 720 r/min，i0 = 4和B型带，查表得P0 = 0.23 kW。 查表得K = 0.87，查表得KL = 0.99，于是 Pr = (P0 + P0)KKL = (1.68 + 0.23)×0.87×0.99 kW = 1.65 kW 2）计算V带的根数z z = Pca/Pr = 7.24/1.65 = 4.39 取5根。 7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得B型带的单位长度质量q = 0.17 kg/m，所以 (2.5-Kα)PcaF0 = 500 + qv2 Kαzv = 500×8.计算压轴力FP FP = 2zF0sin(1/2) = 2×5×261.×sin(131.5/2) = 2384.91 N (2.5-0.87)×7.24 + 0.17×5.282 N = 261. N 0.87×5×5.28

设 计 及 说 明 9.主要设计结论 带型 小带轮基准直径dd1 V带中心距a 小带轮包角α1 单根V带初拉力F0 496mm 131.5° 261.N B型 140mm 根数 大带轮基准直径dd2 带基准长度Ld 带速 压轴力Fp 2180mm 5.28m/s 2384.91N 5根 560mm 结 果 5.2 带轮结构设计 1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算 设 计 及 说 明 代号名称 内孔直径d 分度圆直径dd1 da d1 B 计算公式 电动机轴直径D dd1+2ha (1.8~2)d (z-1)×e+2×f 代入数据 D = 42mm 140+2×3.5 (1.8~2)×42 (5-1)×19+2×11.5 L 2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 (1.5~2)d (1.5~2)×42 84mm 尺寸取值 42mm 140mm 147mm 84mm 99mm 结 果

设 计 及 说 明 2）大带轮主要尺寸计算 代号名称 内孔直径d 分度圆直径dd1 计算公式 输入轴最小直径 代入数据 D = 37mm 结 果 尺寸取值 37mm 560mm

da d1 B L dd1+2ha (1.8~2)d (z-1)×e+2×f (1.5~2)d 560+2×3.5 (1.8~2)×37 (5-1)×19+2×11.5 (1.5~2)×37 567mm 74mm 99mm 74mm 第六部分 齿轮传动的设计 1.选精度等级、材料及齿数 （1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。 （2）一般工作机器，选用8级精度。 （3）选小齿轮齿数z1 = 28，大齿轮齿数z2 = 28×5.46 = 152.88，取z2= 153。 （4）压力角 = 20°。 2.按齿面接触疲劳强度设计 （1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 d1t ≥ 3 2KHtT1u±1ZHZEZε2×× u ψd[σH] 结 果 设 计 及 说 明 1）确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt = 1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩 T1 = 307.12 N/m

③选取齿宽系数φd = 1。 ④由图查取区域系数ZH = 2.5。 ⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 1.8 MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε 。 端面压力角： a1 = arccos[z1cos/(z1+2ha*)] = arccos[28×cos20°/(28+2×1)] = 28.72° a2 = arccos[z2cos/(z2+2ha*)] = arccos[153×cos20°/(153+2×1)] = 21.943° 端面重合度：  = [z1(tana1-tan)+z2(tana2-tan)]/2π = [28×(tan28.72°-tan20°)+153×(tan21.943°-tan20°)]/2π = 1.767 重合度系数： Z⑦计算接触疲劳许用应力[H] 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1 = 600 MPa、Hlim2 = 550 MPa。 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数N1= 60nkth =60×180×1×10×250×3×8 = 6.48×108 结 果 设 计 及 说 明 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.48×108/5.46 = 1.19×108 查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.、KHN2 = 0.92。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

KHN1σHlim10.×600[H]1 = = = 534 MPa S1 KHN2σHlim20.92×550[H]2 = = = 506 MPa S1取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [H] = [H]2 = 506 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 3d ≥ 1t 2KTZZZHt1u±1HEε×× u[σ ]ψdH2 32×1.3×307.12×10005.46+12.5×1.8×0.8632 = ×× 15.46506 = 85.213 mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v πd1tn1π×85.213×180v = = = 0.8 m/s 60×100060×1000②齿宽b b = φdd1t = 1×85.213 = 85.213 mm 2）计算实际载荷系数KH 设 计 及 说 明 结 果 ①由表查得使用系数KA = 1。 ②根据v = 0.8 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。 ③齿轮的圆周力

Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×307.12/85.213 = 7208.29 N KAFt1/b = 1×7208.29/85.213 = 84.59 N/mm < 100 N/mm 查表得齿间载荷分配系数KH = 1.2。 ④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH = 1.465。 由此，得到实际载荷系数 KH = KAKVKHKH = 1×1.05×1.2×1.465 = 1.846 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1 = d1t及相应的齿轮模数 mn = d1/z1 = 95.779/28 = 3.421 mm 模数取为标准值m = 3 mm。 3.几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1 = z1m = 28×3 = 84 mm d2 = z2m = 153×3 = 459 mm （2）计算中心距 a = (d1+d2)/2 = (84+459)/2 = 271.5 mm （3）计算齿轮宽度331.846 = 85.213× = 95.779 mm 1.3KHt KH 设 计 及 说 明 结 果

b = φdd1 = 1×84 = 84 mm 取b2 = 84、b1 = 。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件 2KFT1YFaYSaYεF = ≤ [F] 32φmzdn11）确定公式中各参数值 ①计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY = 0.25+0.75/ = 0.25+0.75/1.767 = 0.674 ②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1 = 2. YFa2 = 2.16 YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.84 ③计算实际载荷系数KF 由表查得齿间载荷分配系数KF = 1.2 根据KH = 1.465，结合b/h = 12.44查图得KF则载荷系数为 KF = KAKvKFKF = 1×1.05×1.2×1.435 = 1.808 ④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1 = 500 MPa、Flim2 = 380 MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0. 结 果 设 计 及 说 明

取安全系数S=1.4，得 KFN1σFlim10.85×500[F]1 = = = 303.57 MPa S1.4 KFN2σFlim20.×380[F]2 = = = 241.57 MPa S1.42）齿根弯曲疲劳强度校核 2KFT1YFaYSaYεF1 = 32φmzdn12×1000×1.808×307.12×2.×1.63×0.674= = 146.399 MPa ≤ [F]1 321×3×28 2KFT1YFaYSaYεF2 = 32φdmnz1= 2×1000×1.808×307.12×2.16×1.84×0.674 = 140.536 MPa ≤ [F]2 321×3×28 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.主要设计结论 齿数z1 = 28、z2 = 153，模数m = 3 mm，压力角 = 20°，中心距a = 271.5 mm，齿宽b1 = mm、b2 = 84 mm。

设 计 及 说 明 6.齿轮参数总结和计算 代号名称 模数m 齿数z 齿宽b 分度圆直径d 齿顶高系数ha 顶隙系数c 齿顶高ha 齿根高hf 全齿高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 计算公式 m×ha m×(ha+c) ha+hf d+2×ha d-2×hf 高速级小齿轮 3mm 28 mm 84mm 1.0 0.25 3mm 3.75mm 6.75mm 90mm 76.5mm 结 果 高速级大齿轮3mm 153 84mm 459mm 1.0 0.25 3mm 3.75mm 6.75mm 465mm 451.5mm 第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计

7.1 输入轴的设计 1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1 = 5.79 KW n1 = 180 r/min T1 = 307.12 Nm 2.求作用在齿轮上的力 设 计 及 说 明 结 果 已知小齿轮的分度圆直径为: d1 = 84 mm 则: 2T12×307.12×1000Ft = = = 7312.4 N 84d1Fr = Ft×tan = 7312.4×tan20° = 2660 N 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，取A0 = 112，得： 3dmin = A0× P135.79 = 112× = 35.6 mm 180n1 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 37 mm 4.轴的结构设计图

5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 结 果 设 计 及 说 明 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 42 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 47 mm。大带轮宽度B = 99 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 97 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 42 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为d×D×T = 45×85×19 mm，故d34 = d78 = 45 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 19+15 = 34 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = mm，d56 = d1 = 84 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有

一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则 l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 设 计 及 说 明 6.轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6209深沟球轴承查手册得T = 19 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 99/2+50+19/2 = 109 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = /2+34+9-19/2 = 78 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = /2+9+34-19/2 = 78 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： 7312.4×78FtL3FNH1 = = = 3656.2 N L2+L378+787312.4×78FtL2FNH2 = = = 3656.2 N L2+L378+78垂直面支反力（见图d）： 2660×78-2384.91×(109+78+78)FrL3-Fp(L1+L2+L3)FNV1 = = = L2+L378+78结 果

-2721.3 N 2660×78+2384.91×109FrL2+FpL1FNV2 = = = 2996.4 N L2+L378+783）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 3656.2×78 Nmm = 285184 Nmm 截面A处的垂直弯矩： MV0 = FpL1 = 2384.91×109 Nmm = 259955 Nmm 设 计 及 说 明 截面C处的垂直弯矩： MV1 = FNV1L2 = -2721.3×78 Nmm = -212261 Nmm MV2 = FNV2L3 = 2996.4×78 Nmm = 233719 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： M1 = M2 = 作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取 = 0.6，则有： 22MH+MV1 = 355506 Nmm 22MH+MV2 = 368720 Nmm 结 果

Mcaca = = W2M+(αT1)21 = W3555062+(0.6×307.12×1000)2 0.1×843MPa = 6.8 MPa≤[] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 设 计 及 说 明 结 果

设 计 及 说 明 7.2 输出轴的设计 1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 P2 = 5.56 KW n2 = 32.97 r/min T2 = 1610.3 Nm 2.求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为: d2 = 459 mm 则: 2T22×1610.3×1000Ft = = = 7016.6 N 459d2Fr = Ft×tan = 7016.6×tan20° = 2552.4 N 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，取:A0 = 112，于是得 3dmin = A0× P235.56 = 112× = 61.9 mm 32.97n2结 果 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 = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3，

则: Tca = KAT2 = 1.3×1610.3 = 2093.4 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT11型联轴器。半联轴器的孔径为80 mm故取d12 = 80 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为132 mm。 结 果 设 计 及 说 明 4.轴的结构设计图 5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 85 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 90 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 132 mm，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 = 130 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 85 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6218，

其尺寸为d×D×T = 90mm×160mm×30mm，故d34 = d67 = 90 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 30+15 = 45 mm 设 计 及 说 明 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6218型轴承的定位轴肩高度h = 5 mm，因此，取d56 = 100 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 95 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 84 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 82 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 30 mm，则 l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 30+8+16+2.5+2 = 58.5 mm l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6.轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6218深沟球轴承查手册得T= 30 mm 结 果

齿宽中点距左支点距离L2 = 84/2-2+58.5-30/2 = 83.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 84/2+11.5+45-30/2 = 83.5 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： 7016.6×83.5FtL3FNH1 = = = 3508.3 N L2+L383.5+83.5 设 计 及 说 明 FNH2 = 7016.6×83.5FtL2 = = 3508.3 N L2+L383.5+83.5结 果 垂直面支反力（见图d）： 2552.4×83.5FrL3FNV1 = = = 1276.2 N L2+L383.5+83.52552.4×83.5FrL2FNV2 = = = 1276.2 N L2+L383.5+83.53）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 3508.3×83.5 Nmm = 292943 Nmm 截面C处的垂直弯矩： MV = FNV1L2 = 1276.2×83.5 Nmm = 106563 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： M = 作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。22MH+MV = 311723 Nmm

必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取 = 0.6，则有： 2M1+(αT3)2W3117232+(0.6×1610.3×1000)2 30.1×95Mcaca = = W = MPa = 11.8 MPa≤[] = 60 MPa 结 果 设 计 及 说 明 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

设 计 及 说 明 结 果

7.精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面 截面I、II、III段只受扭矩作用，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I、II、III段均无需校核。 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，安装大齿轮段截面上的应力最大。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。安装大齿轮段截面上虽然应力最大，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，故安装大齿轮段截面也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。由第三章附录可知，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 = 0.1×903 mm = 72900 mm 抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2×903 mm = 145800 mm 截面IV左侧的弯矩W = ×83.5-40 = 0 Nmm 83.5 截面IV上的扭矩T2 = 1610300 Nmm M0 = MPa = 0 MPa W72900T21610300截面上的扭转切应力T = = = 11.04 MPa WT145800截面上的弯曲应力b = 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得B = 0MPa，-1 = 275MPa，-1 = 155MPa。 设 计 及 说 明 结 果

r截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因 = d2.5D95 = .028、 = = 1.056，经插值后可查得 90d90 = 1.  = 1.32 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 q = 0.82 q = 0.85 故有效应力集中系数按式（附3-4）为 k = 1+q-1) = 1+0.82×(1.-1) = 1.73 k = 1+q-1) = 1+0.82×(1.32-1) = 1.27 由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q = 1，则按式（3-12）及式（3-14b）得综合系数为： kσ11.731 -1 = + -1 = 2.79 .0.92βσ K = εσ kτ11.271K = + -1 = + -1 = 1.72 .780.92ετβτ +又由ξ3-1及ξ3-2得碳钢的特性系数为： ， 取， 取于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）~（15-8）则得： σ-1275S = = = 0 2.79×0+0.1×0 Kσσb+ψσσm 结 果 设 计 及 说 明

τ-1155S = = = 16.6 1.72×11.04/2+0.05×11.04/2 Kττa+ψττm SσSτ×16.6Sca = = = 0>S=1.5 2222Sσ+Sτ+16.6故可知其安全。 （3）截面IV右侧 抗弯截面系数 W = 0.1d3 = 0.1×953 mm = 85737.5 mm 抗扭截面系数W = 0.2d3 = 0.2×953 mm = 171475 mm 弯矩M及弯曲应力为： 83.5-40 = 0 Nmm 83.5M0b = = MPa = 0 MPa W85737.5W = ×扭矩T2及扭转切应力为： T2 = 1610300 Nmm T21610300T = = = 9.39 MPa WT171475 kσkσkτ过盈配合处的 ，由附表3-8用插值法求出，并取 = 0.8 ，于是 ετεσεσ得： kσkτ = 3.73， = 0.8×3.73 = 2.984 ετεσ轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为: 设 计 及 说 明 结 果

11K = + -1 = 3.73+ -1 = 3.82 0.92εσβσ kτ11K = + -1 = 2.984+ -1 = 3.07 0.92ετβτ所以轴在截面IV右侧的安全系数为： σ-1275S = = = 3.82×0+0.1×0 Kσσ+ψσσbm τ-1155S = = = 10.99 3.07×9.39/2+0.05×9.39/2 Kττ+ψττam SσSτ×10.99Sca = = = 0>S=1.5 2222Sσ+Sτ+10.99故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。 kσ 第八部分 键联接的选择及校核计算 8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 10mm×8mm×90mm，接触长度:l' = 90-10 = 80 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[F] = 0.25×8×80×37×120/1000 = 710.4 Nm 结 果 设 计 及 说 明

T≥T1，故键满足强度要求。 8.2 输出轴键选择与校核 1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 25mm×14mm×70mm，接触长度:l' = 70-25 = 45 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[F] = 0.25×14×45×85×120/1000 = 1795.5 Nm T≥T2，故键满足强度要求。 2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 22mm×14mm×125mm，接触长度:l' = 125-22 = 103 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[F] = 0.25×14×103×80×120/1000 = 3460.8 Nm T≥T2，故键满足强度要求。 第九部分 轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承预计寿命： Lh = 10×3×8×250 = 60000 h 9.1 输入轴的轴承计算与校核 1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和 设 计 及 说 明 结 果

轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×2660+0× = 2660 N 2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: εC = P 60n1 360×180Lh = 2660××60000 = 23018 N 661010 3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr = 31.5 KN，由课本式11-3有： 106C10/3Lh =  P60n110631.5×10003 = 1.×105≥Lh = 60×1802660所以轴承预期寿命足够。 9.2 输出轴的轴承计算与校核 1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以: P = XFr+YFa = 1×2552.4+0× = 2552.4 N 2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: εC = P 60n1 360×32.97Lh = 2552.4××60000 = 124 N 6610103）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6218轴承，Cr = 95.8 KN，由课本式11-3有：

设 计 及 说 明 106C10/3Lh =  P60n110695.8×10003 = 2.67×107≥Lh = 60×32.972552.4所以轴承预期寿命足够。 结 果 第十部分 联轴器的选择 1.载荷计算 公称转矩： T = T2 = 1610300 Nm 由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为： Tca = KAT2 = 1.3×1610300 = 2093.4 Nm 2.型号选择 选用LT11型联轴器，联轴器许用转矩为T = 4000 Nm，许用最大转速为n = 1800 r/min，轴孔直径为80 mm，轴孔长度为132 mm。 Tca = 2093.4 Nm ≤ T = 4000 Nm n2 = 32.97 r/min ≤ n = 1800 r/min 联轴器满足要求，故合用。

设 计 及 说 明 结 果 第十一部分 减速器的润滑和密封 11.1 减速器的润滑 1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v ≤ 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 6.75 mm ≤ 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177 cSt。 2）轴承的润滑 3） 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。 由于大齿轮圆周速度v = 0.8 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维

持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。 结 果 设 计 及 说 明 11.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，输出轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。 第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸 12.1 减速器附件的设计与选取 1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：

设 计 及 说 明 结 果 查辅导书手册得具体尺寸如下： L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 4 2.放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞

及对应油封圈尺寸如下图所示： 设 计 及 说 明 结 果

3.油标（油尺） 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下： 设 计 及 说 明 结 果

4.通气器 通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下： 5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：

设 计 及 说 明 结 果 吊孔尺寸计算： b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mm d = b =16 mm R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm 吊耳尺寸计算： K = C1+C2 = 18+16 = 34 mm H = 0.8×K = 0.8×34 = 27 mm h = 0.5×H = 0.5×27 = 14 mm r = 0.25×K = 0.25×34 = 8 mm b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm 6.起盖螺钉 为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。

起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下： 设 计 及 说 明 结 果 7.定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。 为便于装拆，定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：

设 计 及 说 明 12.2 减速器箱体主要结构尺寸 结 果 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底符号 δ 公式与计算 0.025a+3=0.025×271.5+3=7.8 结果取值 取8mm δ1 0.02a+3=0.02×271.5+3=6.4 取8mm b1 1.5δ1=1.5×8=12 取12mm b 1.5δ=1.5×8=12 取12mm b2 2.5δ=2.5×8=20 取20mm

凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 n a＞250~500时，取n=6 取6 df 0.036a+12=0.036×271.5+12=21.8 取M22 设 计 及 说 明 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75df=0.75×22=16.5 取M18 n a＞250~500时，取n=6 取6 df 0.036a+12=0.036×271.5+12=21.8 取M22 结 果

盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 d2 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×22=11-13.2 取M12 l 150-200 取150 d3 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×22=8.8-11 取M10 d4 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×22=6.6-8.8 取M8 设 计 及 说 明 结 果

定位销直径 d (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×12=8.4-9.6 df、d1、d2至外箱壁距离 df、d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚 m1、m ≈0.85δ=0.85×8=6.8 取7 Δ ＞δ=8 取16 Δ1 L1 C1+C2+(5-10)=24+22+(5-10) ＞1.2δ=1.2×8=9.6 取12 取51 R1 =22 C2 根据螺栓直径查表 C1 根据螺栓直径查表 取30、24、18 取26、22、16 取22 取10mm 设计小结

这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，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。

机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《互换性与技术测量》、《工程材料》、《机械设计（机械设计基础）课程设计》等于一体。

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,结合生产实际反应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。

本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。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。

参考文献

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[4] 机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社，2004