同轴式二级圆柱齿轮减速器完结详解

设计计算及说明 结果 一、 设计任务书 设计一用于带式运输机上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 卷筒有效圆周力（N） 4600 4. 设计内容 (1) 电动机的选择与参数计算 (2) 斜齿轮传动设计计算 (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 运输带卷筒直径速度（mm） （m/s） 2.4 500 二、 传动方案的拟定及说明 如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。

0

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 nw601000v6010002.491.72r/min D500三、 电动机的选择 1. 电动机类型选择 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。 2. 电动机容量 (1) 卷筒轴的输出功率Pw PwFv5000*2.412kW 10001000Pw12kW (2) 电动机的输出功率Pd PdPw 32传动装置的总效率12345 1,2为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。式中，由《机械设计课程设计》（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动10.955；滚动轴承20.9875；圆柱齿轮传动30.97；弹性联轴器40.9925；卷筒轴滑动轴承50.955，则 0.9550.987530.9720.99250.9550.82015 1214.63kW 故 Pd0.82015(3) 电动机额定功率Ped 由第二十章表20-1选取电动机额定功率Ped15kW。 3. 电动机的转速 由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1'2～4，由表2-2查得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 设计计算及说明

1

0.82015 PwPd14.63kW Ped15kW 结果 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

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： 方电动机型额定功电动机转速（r/min） 传动装置的传动比 案 号 率（kW） 同步 满载 总传动V带两级减 比 传动 速器 1 Y160L-6 15 1000 970 34.468 2.5 13.787 2 Y160L-4 15 1500 1460 23.218 2.2 10.554 由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的电动机质量较小，且比价低。因此， 可采用方案2，选定电动机型号为Y160L-4。 四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1. 传动装置总传动比 n1460im16..0 nw91.72 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 i16i2i36.4 i12.5 i2i32.5 i16 nd'nwi1'i2'668～10026r/min 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。

2 i12.7 i2i32.7 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 五、 计算传动装置的运动和动力参数 1. 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1460r/minnⅠn01460576r/mini12.5 n576nⅡ1155.13r/mini22.5nⅢn2155.1345.78r/mini32.52. 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12kWPⅠP01120.95511.4kWPⅡP12311.40.98750.9711kW PⅢP223110.98750.9710.5kW3. 各轴转矩 T09550TⅠ9550P012955049.74Nmn01460P11.4Ⅰ9550118.75NmnⅠ576P11Ⅱ9550422.36NmnⅡ155.13PⅢ10.595501370.92NmnⅢ45.78电动机轴 高速轴Ⅰ 1460 12 49.74 576 11.4 118.75 中速轴Ⅱ 155.13 11 422.36 低速轴Ⅲ 45.78 10.5 1370.92 TⅡ9550TⅢ9550 转速（r/min） 功率（kW） 转矩（Nm）

3

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 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》（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得， 工作情况系数KA1.2 PcaKAPd1.21214.4kW （2） 选择V带的带型 由Pca、 n0由图8-11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8-6和表8-8，取小带轮的基准直径 Pca14.4kW A型 dd1125mm ②验算带速v。按式(8-13)验算带的速度 dd1125mm vdd1n060100012514606010009.425m/s 因为5m/sv30m/s,故带速合适。 ③计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径dd2 dd2i1dd12.5125312.5mm 根据表8-8，圆整为dd2315mm （4） 确定V带的中心距a和基准长度Ld ①根据式(8-20)，初定中心距a0500mm。 ②由式(8-22)计算带所需的基准长度 dd2315mm (dd2dd1)2dd2) 4a0 Ld0(dd2dd1)22a0(dd1dd2)2a0(dd124a02(315125)22500(125315)1709.2mm24500由表8-2选带的基准长度Ld1800mm

Ld1800mm 4

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 ③按式(8-23)计算实际中心距a。 结果 aa0LdLd118001709.2500545.4mm 22a545.4mm 中心距变化范围为518.4～599.4mm。 （5） 验算小带轮上的包角1 1180(dd2dd1)57.357.3180(315125)16090 a545.41160 5根 （6） 确定带的根数 ① 计算单根V带的额定功率 由dd1125mm和n01460r/min，查表8-4a得P01.91kW 根据n01460r/min，i=2.5和A型带，查表8-4b得P00.03kW查表85得K0.95，表82得KL0.99于是Pr(P0P0)KKL1.91kW1.8246kW② 计算V带的根数z。 zPca124.93Pr1.8246 取5根。 （7） 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 (F0)min165N (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

1225165sin1521622N2 (Fp)min1622N 5

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 2. 斜齿轮传动设计计算 结果 按低速级齿轮设计：小齿轮转矩T1TⅡ422.36Nm，小齿轮转速 n1nⅡ155.13r/min，传动比ii33.713。 （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 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） 7级精度 ③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1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。 z124 ④选小齿轮齿数z124：大齿轮齿数z2iz13.7132489 ⑤初选取螺旋角14 （2） 按齿面接触强度设计 按式(10-21）试算，即 14 d1t32KtT1u1ZHZE2() du[H]①确定公式内各计算数值 a) 试选载荷系数Kt1.6 b) 由图10-30选取区域系数ZH2.433 c) 由图10-26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422.36Nm e) 由表10-7选取齿宽系数d1 f) 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE189.8MPa g) 由图10-21d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 h) 由式10-13计算应力循环次数： 12N160n1jLh605761(2836510)2.02109N12.02109N25.44108i13.713

6

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 2结果 KHN10.90,KHN20.94 j) 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 H1KHN1Hlim1H2SKHN2Hlim2S0.90600MPa540MPa;1 0.94550MPa517MPa1540517528.5MPa 2HH1H22②计算 k) 许用接触应力 a) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t321.6422.361033.71312.433189.8mm92.40mm 11.663.713528.5d1t92.40mm b) 计算圆周速度 vd1tn160100092.40155.13601000ms0.7505ms v0.7505ms c) 齿宽b及模数mnt bdd1t1.092.40mm92.40mmd1tcos92.40cos14mntmm3.74mm z124h2.25mnt2.253.74mm8.41mmb/h92.40/8.4110.76d) 计算纵向重合度 0.318dz1tan0.318124tan141.903 e) 计算载荷系数K 由表10-2查得使用系数KA1 根据v0.7505ms，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv1.04；由表10-4查得KH的值与直齿轮的相同，故KH1.321；因KAFt/b1[422.36/(92.4/2)]/92.498.9N/mm100N/mm表10-3

7

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

查得KHKF1.4；图10-13查得KF1.28 设计计算及说明 结果

8

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

故载荷系数： KKAKVKHKH11.041.41.3211.92 f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得 d1d1t3K1.9290.403mm98.19mm Kt1.6g) 计算模数mn d1cos98.19cos14mnmm3.97mm z124（3） 按齿根弯曲强度设计 由式(10-17) mn3.97mm mn32KT1Ycos2YFaYSa 2[]dz1F①确定计算参数 a) 计算载荷系数 KKAKVKFKF11.041.41.281.86 b) 根据纵向重合度1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88 c) 计算当量齿数 zv1zv2z12426.2733coscos14 z28997.4333coscos14d) 查取齿形系数 由表10-5查得YFa12.592,YFa22.185 e) 查取应力校正系数 由表10-5查得YSa11.596,YSa21.787 f) 计算弯曲疲劳许用应力 由图10-20c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

9

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 由图10-18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，由式(10-12)得 结果 F1KFN1FE1F2SKFN2FE2S0.84500300.0MPa1.4 0.88500238.9MPa1.4g) 计算大、小齿轮的YFaYSa，并加以比较 [F]YFa1YSa1F12.5921.5960..01379300YFa2YSa2F22.1851.7870.01634238.9 大齿轮的数值大 ②设计计算 mn321.86422.361030.88cos1412421.6620.01634mm2.81mm mn2.81mm 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，取mn3mm，已可满足弯曲强度。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d198.19mm来计算应有的齿数。于是由 z1d1cos98.19cos1431.76 mn3z132 z2119 取z132，则z2uz13.71324119 （4） 几何尺寸计算 ①计算中心距 aZ1Z2mn2cos321193mm233.43mm 2cos14将中心距圆整为233mm ②按圆整后的中心距修正螺旋角

10

a233.43mm 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 arccosZ1Z2mn2a(32119)3arccos133355 2233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 Z1mn323mm98.75mmcoscos133355 Z2mn1193d2mm367.24mmcoscos133355d1 ④计算齿轮宽度 d198.75mmd2367.24mm bdd1198.75mm98.75mm 圆整后取B1105mm,B2100mm 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，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。 传动比 模数(mm) 螺旋角 中心距(mm) 齿数 齿宽(mm) 分度圆 直径齿根圆 (mm) 齿顶圆 旋向

11

B1105mmB2100mm 高速级 小齿轮 大齿轮 3 133355233 32 105 98.75 91.25 104.75 左旋 119 100 367.24 359.74 373.24 右旋 3.713 低速级 小齿轮 大齿轮 32 105 98.75 91.25 104.75 右旋 119 100 367.24 359.74 373.24 左旋 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 七、 轴的设计计算 1. 高速轴的设计 (1) 高速轴上的功率、转速和转矩 转速（r/min） 高速轴功率（kw） 转矩T（Nm） 576 (2) 作用在轴上的力 6.91 118.75 已知高速级齿轮的分度圆直径为d=98.75mm ，根据《机械设计》（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-14)，则 2T2118.752405.06N3d98.7510Ftanntg20Frt2405.06900.49Ncoscos133355FaFttan2405.06tg20875.37N FtFp1622N (3) 初步确定轴的最小直径 先按照式子（15-2）初步估算的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取A0112,于是得 Ft2405.06NFr900.49N Fa875.37NFp1622N dminA03P6.91112325.64mm n576dmin25.64mm (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 设计计算及说明

12

结果 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

2）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V带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dV带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而Ⅱ-Ⅲ=32mm。不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=75mm。 ②初步选择滚动轴承。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dⅡ-Ⅲ=32mm，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30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=21+21=42mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm。 ③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。 ④轴承端盖的总宽度为36mm（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，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。 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 V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×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 参考表15-2，取轴端倒角1.245，各圆角半径见图 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 总长度 长度（mm） 直径（mm） 75 60 42 103 10 23 30 32 35 40 44 35 配合说明 与V带轮键联接配合 定位轴肩 与滚动轴承30307配合，套筒定位 与小齿轮键联接配合 定位轴环 与滚动轴承30307配合 313mm （5） 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。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。 设计计算及说明 结果

13

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果

14

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

载荷 支反力F C截面弯矩M 总弯矩 扭矩 水平面H 垂直面V FNH11143N，FNH21262N MHFNH2L385185Nmm FNV12237N，FNV21516N MVFNV2L3Ma145551Nmm 22MmaxMHMV8518521455512168646Nmm T118750N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 M2(T)216864620.6118750ca＝Mpa28.61Mpa 3W0.1402 ca28.61Mpa 安全 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。 2. 中速轴的设计 (1) 中速轴上的功率、转速和转矩 转速（r/min） 中速轴功率（kw） 转矩T（Nm） 153.6 (2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为d1367.24mm，根据式(10-14)，则 6.64 422.36 2T2422.362300.19N3d367.2410Ftanntg20Fr1t2300.19861.22Ncoscos133355Fa1Fttan2300.19tg20837.20N Ft1已知低速级齿轮的分度圆直径为d298.75mm，根据式(10-14)，则 Ft12300.19NFr1861.22N Fa1837.20N设计计算及说明 结果

15

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

2422.368554.13N398.7510Ftanntg20Fr2t8554.133202.79Ncoscos133355Fa2Fttan8554.13tg203113.45N Ft2(3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)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15-3，取A0112,于是得 Ft28554.13NFr23202.79NFa23113.45N dminA03(4) 轴的结构设计 P6.64112339.31mm n153.6 dmin39.31mm 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ①初步选择滚动轴承。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dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=27+20=47mm。 两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。 ②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。 ③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 设计计算及说明 结果

16

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

3）轴上零件的轴向定位 大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×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 参考表15-2，取轴端倒角1.245，各圆角半径见图 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ 总长度 长度（mm） 直径（mm） 49 98 90 103 45 45 50 55 50 45 配合说明 与滚动轴承30309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30309配合 385mm （5） 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为 L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。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 C截面弯矩M 总弯矩 扭矩 MVFNV2L3Ma2353536Nmm 22MmaxMHMV46087523535362580856Nmm T422360Nmm 设计计算及说明 结果

17

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

18

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 （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 结果 M2(T)258085620.6422360ca＝Mpa50.70Mpa W0.15032ca＝50.70Mpa 安全 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 (2) 作用在轴上的力 已知低速级齿轮的分度圆直径为d367.24mm，根据式(10-14)，则 6.37 1370.92 2T21370.927466.07N3d367.2410Ftanntg20Frt7466.072791.54Ncoscos133355FaFttan7466.07tg202717.43N Ft(3) 初步确定轴的最小直径 先按式(15-2)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15-3，取A0112，于是得 dminA03(4) 轴的结构设计 1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） Ft7466.07NFr2791.54NFa2717.43N dmin60.23mm P6.37112360.23mm n40.96 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ 设计计算及说明

19

结果 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

2） 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，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。 ②初步选择滚动轴承。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dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=38mm，LⅣ-Ⅴ=38+20=58mm。 左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得dⅡ-Ⅲ=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。 ③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。 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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。 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，选用平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×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 参考表15-2，取轴端倒角2.045，各圆角半径见图 轴段编号 Ⅰ-Ⅱ Ⅱ-Ⅲ Ⅲ-Ⅳ Ⅳ-Ⅴ Ⅴ-Ⅵ Ⅵ-Ⅶ 总长度 长度（mm） 直径（mm） 38 10 98 58 60 105 70 82 75 70 68 63 配合说明 与滚动轴承30314配合 轴环 与大齿轮以键联接配合，套筒定位 与滚动轴承30314配合 与端盖配合，做联轴器的轴向定位 与联轴器键联接配合 369mm 设计计算及说明 结果

20

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

21

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 （5） 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a 值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为 L1L26775142mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。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 垂直面V FNH13943.35N FNV12039.50N 支反力 F FNH23522.72N FNV24831.04N MFLB截面VNV22 MHFNH1L1264204Nmm 弯矩M 362325Nmm 2222总弯矩 MmaxMHMV264204362325448423Nmm 扭矩 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 结果 M2(T)244842320.61370920ca＝Mpa22.21Mpa 3W0.1752ca22.21Mpa 安全 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。 （7） 精确校核轴的疲劳强度 1） 判断危险截面 截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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ⅤⅥⅦ无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B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），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ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。 设计计算及说明

22

结果 机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

2） 截面Ⅳ左侧 抗弯截面系数W0.1d30.1753mm342187.5mm3 抗扭截面系数WT0.2d0.275mm84375mm 截面Ⅳ左侧的弯矩为 3333 7548161432Nm 75截面Ⅳ上的扭矩为T1370920Nmm M161432截面上的弯曲应力bMPa3.83MPa W42187.5M448423截面上的扭转切应力TT1370920MPa16.25MPa WT84375轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得 b735MPa,1355MPa,1200MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 r2.00.027,D75D751.07 d70经插值后可查得2.3,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为 k1q110.822.312.07k1q110.851.3211.27由附图3-2得尺寸系数0.65 由附图3-3得扭转尺寸系数0.80 轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为 Kk112.07113.27 0.650.92设计计算及说明 结果

23

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

1.271K111.67 0.800.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数 k10.1~0.2, 取0.15； 0.05~0.1, 取0.075； 于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)～(15-8)则得 S135528.35 Kam3.273.830.150S120014.11 16.2516.25Kam1.670.07522SSSS22 Sca28.3514.1128.35214.11212.63S1.5 Sca12.63S1.5安全 故可知其安全。 3） 截面Ⅳ右侧 抗弯截面系数W0.1d30.1703mm334300mm3 抗扭截面系数WT0.2d0.270mm68600mm 截面Ⅳ右侧的弯矩为 33337548161432Nm 75截面Ⅳ上的扭矩为T1370920Nmm M161432截面上的弯曲应力bMPa4.71MPa W34300M448423截面上的扭转切应力TT1370920MPa19.98MPa WT68600轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得 b735MPa,1355MPa,1200MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 r2.00.029,D70D751.07 d70设计计算及说明 结果

24

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

经插值后可查得2.2,1.30 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为 k1q110.822.211.98k1q110.851.3011.26由附图3-2得尺寸系数0.67 由附图3-3得扭转尺寸系数0.82 轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为0.92 轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为 Kkk1111.98113.04 0.670.92K11.26111.62 0.820.92又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数 0.1~0.2, 取0.15； 0.05~0.1, 取0.075； 于是，计算安全系数Sca值，按式(15-6)～(15-8)则得 S135524.79 Kam3.044.710.150S120011.81 19.9819.98Kam1.620.07522SSSS22 Sca24.7911.8124.79211.81210.66S1.5 Sca10.66S1.5 安全 故可知其安全。 设计计算及说明 结果

25

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

八、 滚动轴承的选择及计算 轴承预期寿命 Lh10365825.84104h 1. 高速轴的轴承 ' Lh5.84104h ' 选用30307型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 115135，Cr71.2kN e1.5tan1.5tan1151350.315 （1） 求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由高速轴的校核过程中可知： FNH11143N，FNH21262N FNV12237N，FNV21516N 22Fr1FNH1FNV111432(2237).22512N 2222Fr2FNH2FNV2126215161973N （2） 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 Fr 由《机械设计》表13-7得 Fd 2Y 2512Fd1659N 20.4ctg115135 1973 Fd2518N20.4ctg115135 因为Fae875N FaeFd21393NFd1 所以 Fa1FaeFd21393NFa2Fd2518N（3） 求轴承当量动载荷P1和P2 Fa11393NFa2518N 设计计算及说明 结果

26

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

Fa113930.5545eFr12512Fa25180.2625eFr21973 由《机械设计》表13-6，取载荷系数 fp1.1 P1fp0.4Fr1YFa11.1(0.425120.4ctg1151351393) 4024NP2fpFr21.119732170N （4） 验算轴承寿命 因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算 P14024N P22170N 10C1071.2Lh60nP605764.024故所选轴承满足寿命要求。 2. 中速轴的轴承 661034.1810hLh' 5Lh4.18105hLh' 满足寿命要求选用30309型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 125710，Cr102kN e1.5tan1.5tan1257100.345 （1） 求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由中速轴的校核过程中可知： FNH168N，FNH26186N FNV11382N，FNV22682N Fr1FNH1FNV16821382.21384N Fr2FNH2FNV261862268226742N（2） 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 设计计算及说明 结果 2222

27

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

F由《机械设计》表13-7得 Fdr2Y 1384Fd1398N20.4ctg1257106742Fd21938N20.4ctg125710 因为FaeFa2Fa131138372276N 所以FaeFd24214NFd1 Fa1FaeFd24214NFa2Fd21938N（3） 求轴承当量动载荷P1和P2 Fa14214NFa21938N Fa142143.045eFr11384 Fa219380.2875eFr26742由《机械设计》表13-6，取载荷系数 fp1.1 P1fp0.4Fr1YFa11.1(0.413840.4ctg1257104214)8671NP2fpFr21.167427416N（4） 验算轴承寿命 P18671N P27416N Lh4.02105hLh'因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算 10C10102Lh60nP60153.68.671故所选轴承满足寿命要求。 661034.02105hLh' 满足寿命要求设计计算及说明 结果

28

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

3. 低速轴的轴承 选用30314型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 125710，Cr208kN e1.5tan1.5tan1257100.345 （1） 求两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由低速轴的校核过程中可知： FNH13943N，FNH23522N FNV12039N，FNV24831N 2222Fr1FNH1FNV13943(2039).4439N 22Fr2FNH2FNV235232483125979N （2） 求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2 Fr由《机械设计》表13-7得 Fd 2Y 4439Fd11276N 20.4ctg125710 5979 Fd21719N20.4ctg125710 因为Fae2717N FaeFd13993NFd2 所以 Fa1Fd11276NFa2FaeFd13993N（3） 求轴承当量动载荷P1和P2 Fa11276NFa23993N Fa112760.2875eFr14439Fa239930.6678eFr25979

29

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 由《机械设计》表13-6，取载荷系数 fp1.1 结果 P1fpFr11.144394883N P14883N P2fp0.4Fr2YFa21.1(0.459790.4ctg1257103993)10270N（4） 验算轴承寿命 因为P1P2，所以按轴承2的受力大小验算 P210270N Lh9.21106hLh10C1020860nP6040.961.0272661039.21106hLh' Lh' 故所选轴承满足寿命要求。

30

满足寿命要求机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 该键满足强度要求 该键满足强度要求 该键满足强度要求 该键满足强度要求 该键满足强度要求 九、 键联接的选择及校核计算 2T103pa 由《机械设计》式(6-1）得 pkld键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2，取p110MPa （1） V带轮处的键 取普通平键10×63GB1096-79 键的工作长度lLb631053mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm 2T1032118.75103p37.34MPap110MPa kld45330（2） 高速轴上小齿轮处的键 取普通平键12×70GB1096-79 键的工作长度lLb701258mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.584mm 2T1032118.75103p25.59MPap110MPa kld45840（3） 中速轴上大齿轮处的键 取普通平键14×70GB1096-79 键的工作长度lLb701456mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 2T1032422.36103p67.04MPap110MPa kld4.55650（4） 中速轴上小齿轮处的键 取普通平键14×70GB1096-79 键的工作长度lLb701456mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.594.5mm 2T1032422.36103p67.04MPap110MPa kld4.55650（5） 低速轴上大齿轮处的键 取普通平键20×80GB1096-79 键的工作长度lLb802060mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5126mm 2T10321370.92103p101.53MPap110MPakld66075

31

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 （6） 联轴器周向定位的键 取普通平键18×80GB1096-79 结果 键的工作长度lLb801862mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5115.5mm 332T1021370.9210 p129.69MPap110MPa kld5.56262 联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布置。 则该双键的工作长度为l1.56293mm 该键满足 2T10321370.92103强度要求 p86.46MPap110MPakld5.59362 十、 联轴器的选择 根据输出轴转矩TⅢ1370.92Nm，查《课程设计》表17-4 选用HL5联轴器60×142GB5014-85，其公称扭矩为2000Nm符合要求。 十一、 减速器附件的选择和箱体的设计 1. 窥视孔和视孔盖 查《课程设计》（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖A100mm， d4M8。 2. 通气器 查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒M362。 3. 油面指示器 查表9-14，选用油标尺dM12。 4. 放油孔和螺塞 查表9-16，选用外六角油塞及封油垫dM161.5。 5. 起吊装置 查表9-20，选用箱盖吊耳d18，R18，e18，b18 箱座吊耳B45，H36，h18，r211，b18 6. 定位销 查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A1240 7. 起盖螺钉 查表13-7，选用GB5782-86 M835

32

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 8. 箱体的设计 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱体凸缘厚度 加强筋厚 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖、箱座联接螺栓直径 符号 δ δ1 b、b1、b2 m、m1 df n d1 d2 尺寸 9 9 b=14;b1=12;b2=23 m=9;m1=8 32 4 24 16 结果 十二、 润滑与密封 由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。

33

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

设计计算及说明 结果 十三、 设计小结 作为一名机械设计制造及自动化的学生，我觉得能做这样的课程设计是十分有意义。在已度过的两年半大学生活里我们大多数接触的是专业基础课。我们在课堂上把握的仅仅是专业基础课的理论面，如何往面对现实中的各种机械设计？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中往呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感慨最深确当属查阅了很多次设计书和指导书。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计书是十分必要的，同时也是必不可少的。我们做的是课程设计，而不是艺术家的设计。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。作为一名专业学生把握一门或几门制图软件同样是必不可少的，固然本次课程设计没有要求用 auto CAD制图，但我却在整个设计过程中都用到了它。用cad制图方便简洁，易修改，速度快，我的设计，大部分尺寸都是在cad上设计出来的，然后按这尺寸画在图纸上。这样，有了尺寸就能很好的控制图纸的布局。 另外，课堂上也有部分知识不太清楚，于是我又不得不边学边用，时刻巩固所学知识，这也是我作本次课程设计的第二大收获。整个设计我基本上还满足，由于水平有限，难免会有错误，还看老师批评指正。希看答辩时，老师多提些题目，由此我可用更好地了解到自己的

34

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

不足，以便课后加以弥补 设计计算及说明 结果

35

机械设计课程设计—同轴式二级圆柱齿轮减速器

十四、 参考资料 1．《机械设计（第八版）》 高等教育出版社 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 濮良贵 纪名刚 主编 2．《机械原理（第六版）》 高等教育出版社 西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著 孙 桓 陈作模 主编 3．《课程设计》 高等教育出版社 华中理工大学 王 昆 重 庆 大 学 何小柏 同 济 大 学 汪信远 主编 4.《机械制图》 5. 《机械设计手册(软件版)R2.0》 同济大学出版社 许连元 李强德 徐祖茂 主编

36