目 录
l 设计任务..................................................... 2 电动机的选择计算............................................ 3 传动装置的运动和动力参数计算..............................
4 带传动的设计计算.......................................... 5 传动零件的设计计算.............................................
6 轴的结构设计和强度校核....................................... 7 滚动轴承的选择及计算.......................................... 8 箱体内键连接的选择及校对........................... 9 箱体的结构设计......................................
10 联轴器的选择................................................. 11 减速器附件的选择............................................ 12 润滑与密封.............................................. 13 参考文献..................................................... 14 设计小结........................... .........................
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 一、设计任务
1、设计题目:用于带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器 2、系统简图:
3、工作条件:工作有轻微振动，经常满载、空载起动、两班制工作，运输带允许速度误差为 ,,，减速器小批量生产，使用寿命八年，每年按300天计。
4、原始数据
已知
输送带拉力F(KN) 2.4 输送带速度v(m/s) 1.4 滚筒直径D(mm) 400 5、设计工作量:
1. 减速器装配图一张(1号图纸)
2. 零件工作图二张(传动零件、轴各一张) 3. 设计计算说明书一份(A4纸，6000-8000字) 二、电动机的选择计算
如系统简图所示的胶带运输带的有效拉力F=2.4KN，工作速度v=1.4m/s,传动滚动直径D=400mm，电源为三相交流，电压为380/220V试选择电动机。 工作条件:单向运转，有轻微振动，空载起动，单班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为?5%。
1.选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机,封闭自扇冷式结构,电压为380V,Y系列。
.选择电动机功率 2
FV2400，1.4,3.36,P= kw W10001000 传动装置的总效率: ,,0.96 V带传动效率 b 圆柱齿轮的传动效率 η=0.97 g 2
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 一对滚动轴承的效率 η=0.98 r
联轴器的效率 η=0.99 c 传动滚筒效率 η=0.96 滚筒 32,,,,,,, 卷筒bcrg 传动总效率
32,,0.96，0.99，0.98，0.98，0.96,0.82 所需电动机功率 3.36Pw,4.1==kw Pr0.82, 3.电动机的转速
,6060，1.4滚筒转速 ==66.88r/min n,W3.14，0.4,D iV带=2~4 b
i双级圆柱齿轮 =8~40 g i=16~160 取i=16~40
n=1070~2675 r/min 取n=1500 r/min 通过比较决定选择电动机型号为Y132S-4, 同步转速为1440r/min，所选电动机的
数据和安装尺寸如下表
5.5 电动机外伸轴直径D/mm 38 额定功率P/kw 0 1440 电动机外伸轴长度E/mm 80 满载转速n(r/min) 0 额定扭矩 2.2 电动机中心高H/mm 132 三、传动装置的运动及动力参数计算 1、分配传动比
电动机的满载转数n=1440r/min 0 3
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 总传动比 I= n/n= 1440/66.88=21.5总 0w 分配传动装置各级传动比
，取带传动传动比 i,2.5i,ii,iiibbgb12 ii,i/i,21.5/2.5,8.6 12b 令，代入上式求得: i,1.3i12
高速级传动比，低速级传动比。 i,2.57i,3.3521 2、各轴功率、转速和转矩的计算 a.各轴转速 1轴转速 n,n/i,1440/2.5,576r/min1mb 2轴转速 n,n/i,576/3.35,171.9r/min 211 3轴转速 n,n/i,171.9/2.57,66.9r/min322 n,n,66.9r/min卷筒轴转速 43 b.各轴功率
P,P,,5.5，0.96,5.28kW1轴功率 1nb
P,P,,,5.28，0.98，0.97,5.02kW2轴功率 21rg P,P,,,5.02，0.98，0.97,4.77kW3轴功率 32rg
P,P，,，,,4.77，0.98，0.99,4.63kW卷筒轴功率 43rcc.各轴转矩 3电机轴 T,9550P/n,9550，5.5/1440，10N,mm,36476N,mmnm0 31轴 T,9550P/n,9550，5.28/576，10N,mm,87542N,mm111 3T,9550P/n,9550，5.02/171.9，10N,mm,278889N,mm2轴 222 3T,9550P/n,9550，4.77/66.9，10N,mm,680919N,mm3轴 333 3T,9550P/n,9550，4.63/66.9，10N,mm,660934N,mm卷筒轴 ww4 4
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 计算结果如下表:
轴名 电动机轴 1轴 2轴 3轴 卷筒轴 参数
转速 n,171.9n,66.9n,66.9n,1440n,576234m,11 n/(r,min) P,5.5P,4.77P,4.63P,5.28P,5.02功率P/kW n3412
转矩 T,680919T,36476T,87542T,278889T,66091430124T/N?mm 传动比i 2.5 3.35 2.57 1 效率η 0.95 0.95 0.95 0.97 四、带传动的设计计算 P1 确定设计功率 d
由《机械设计》表5-6查K=1.1 A P,K,P,1.1，5.5kW,6.05kWdAn 2 选择V带型号
Pn选择V带的带型，由图8-11选用A型 ca0 dv3 确定带轮的基准直径并验算带速 d
d?初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，查取A型带轮，应 D,75mmd1min使D,D，小带轮转速较低，选。 D,100mm1min1
验算带速v
,D3.14，100，1440nv,,,7.536m/s 60，100060，1000 D带速在5~25m/s之间，选择合适。 1 D,iD(1,,),2.5，100，(1,0.01),247.5mm 21 D,250mm参考表8-8给出的带轮直径系列，取。 2 250,247.5,0.01,,5%转速误差 247.5 5
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 4 确定中心距a和带长 Ld
由式(8-20) 0.7(D，D),a,2(D，D)12012
245mm,a,700mm0 初选 a,400mm0
2(D,D),,21带长 L,2a，(D，D)，,1364mm012d24a0查表8-2取 L,mm1400d L,L,dd中心距 a,a，,418mm02 a的调整范围
a,a,0.015L,397mm mind a,a，0.03L,460mmmaxd 验算包角
DD,21 ,,180:,，57.3:,159.4:1a 6 确定V带根数 Pdz,按式 (P，,P)KK00ac P,1.32kW由表8-9a,插值求得得 0 ,P,0.17kW由表8-4b查得 0 K,0.95由表8-12查得 a K,0.96由表8-8查得 L 代入求根数公式，得
P6.05dz,,,4.45 PPKK(，,)(1.32，0.17)，0.95，0.9600aL 取z=5,符合表5-7推荐的轮槽数。 F7 确定初拉力 0 6
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 查表8-3得 q,0.1kg/m
P2.52d F,500(,1)，qv,136.7N0zvKa 8 计算作用在轴上的压力F Q
,1F,2zFsin,1345N Q02 9带轮结构设计
? 小带轮结构采用实心式电动机表8-11查的 ，D,38mm,e,15,0.4,f,90 。轮毂宽， L,(1.5~2)，D,57~76mmB,(z-1)e，zf,105mm0带带轮 五、传动零件的设计计算
?--?轴高速传动啮合的两直齿轮(传动比3.35) 1、选精度等级、材料及齿数 (1)材料及热处理
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。
(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选取精度等级7级 (3)试选小齿轮齿数Z =23，大齿轮齿数Z ?77 11 2、按齿面接触强度设计:
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10-9)试算，即 ZZZKTu，212,HE3d,() ,u,dH 3、确认公式中的各计算数值
(1) 由图10-20选取区域系数ZH= 2.5 (2) 由表8-18选取尺宽系数Фd =1
(3) 由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa 7
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 (4) 由式10-13计算应力循环次数
9 N=60njL=605761(230088)=1.3310 ，，，，，，，,h11
8 N=N/3.35=3.9710 ，12
(5)由图8-5查得接触疲劳寿命系数为1和1
(6)接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ,,,HlimHlim1Hlim2 (7) 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 Z720,HNlim1 =720Mpa ,,,,,H1S1H Z580,HNlim2 =580Mpa ,,,,,H2S1H ,, ,=580Mpa H 4、计算载荷系数K
(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25
根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1 (2) (3)由表8-5查得 K,1.1,
K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, Z(4)确定重合度系数 , 11 ,,1.88,3.2(，),1.7 zz12 4,,Z, =0.88 ,3 (5)所需小齿轮直径d1 ZZZKTu，212HE,3d,() 1,u,dH 8
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 2，1.59，875423.35，1190，2.5，0.8823 ==57.26mm ,,()13.35580 d1 模数m==2.49 z
5、根据齿根弯度强度设计 由式(10-17)
YY2KTFS1,, ,,m32,,,,zFd1 确定计算参数
1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限,=300Mpa;大齿轮,=220Mpa F1F2
2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)计算许用应力
取安全系数S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5) 查取齿型系数和应力校正系数 YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 YYFS,,6)计算大、小齿轮的并比较 ,,,F YYF1S1,, =0.01092 ,,,F1 YY,,F2S2 =0.01434 ,,,F2 大齿轮的数值大 7)载荷系数K=1.59 9
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 8)设计计算
2，1.59，875423 ?1.96 m,,0.0143421，23 6、标准模数的选择
由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的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，可取由弯度强度算得的模数1.96优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1=57.26mm。
1)小齿轮的齿数 Z1=d1/m=28.6,取z1=28 2)大齿轮的齿数
Z2=z1×3.35=93.8,取z2=94 7、几何尺寸计算 1)计算中心距
，，z，zm12 =122mm; a,2 2)计算大、小齿轮的分度圆直径
=×m=28×2=56mm ; =×m=94×2=188mm, dzdz1122 计算齿轮宽度 b,,，d =56mm d1
小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=60mm，B2=56mm ?--?轴低速传动啮合的两直齿轮(传动比2.57) 1、选精度等级、材料及齿数 (1)材料及热处理
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。 (2)选取精度等级7级
(3)试选小齿轮齿数Z =30，大齿轮齿数Z =77 11 10
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 2、按齿面接触强度设计:
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式(10-9)试算，即 KTu，ZZZ212,HE3 d,(),u,dH 3、确认公式中的各计算数值
(1) 由图10-30选取区域系数ZH= 2.5 (2) 由表10-7选取尺宽系数Фd =1
(3) 由表10-6查得材料弹性影响系数 ZE=190Mpa (4) 由式10-13计算应力循环次数
8L N=60nj=60171.91(230088)=3.9610 ，，，，，，，,h11 8 N=N/2.57=1.5410 ，12
(5)由图10-19查得接触疲劳寿命系数为1和1(不许出现点蚀)
(6)接触疲劳强度极限 由图8-20a查=720Mpa;=580Mpa ,,,HlimHlim1Hlim2 (7) 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 Z720,HNlim1 ,,,,=720Mpa ,H1S1H Z580,HNlim2 ,,,,=580Mpa ,H2S1H ,,, =580Mpa H 4、计算载荷系数K
(1)已知载荷轻微冲击，所以取Ka=1.25
(2) 根据8级精度，由图8-6查得动载系数Kv=1.1
K,1.1 (3)由表8-5查得 ,
K 由表10-4插值法查8级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时=1.05 , 载荷系数 K,K.K.K.K,1.25，1.1，1.1，1.05,1.59AVH,H, 11
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 Z(4)确定重合度系数 , 11 ,,1.88,3.2(，),1.732zz12 4,, Z,=0.87 ,3 (6)所需小齿轮直径d1 KTu，ZZZ212HE,3 d,()1,u,dH
2，1.59，6809192.57，1190，2.5，0.8723,,() ==115mm 12.57580 d1 模数m==3.83 z 5、根据齿根弯度强度设计 17) 由式(10-
2KTYYFS1,, ,,3m2,,,,zFd1 确定计算参数
,,1)由图10-20c查的小齿轮的弯度疲劳强度极限=300Mpa;大齿轮=220Mpa F1F2
2)由图10-18取弯度疲劳寿命系数为YN为1和1 3)Yx1=1;Yx2=1 4)计算许用应力
取安全系数S=1.6，由式10-12得 YY2,FNxlim, =1=375Mpa F1SF YY2,FNxlim =1=275Mpa ,F2SF 5) 查取齿型系数和应力校正系数
YY 由表10-5查得=2.52;=2.18 F,1F,2 YY 由表10-5查得=1.625;=1.81 S,1S,2 12
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 YYFS,,6)计算大、小齿轮的并比较 ,,,F
YYF1S1,, =0.01092 ,,,F1 YYF,2S,2 =0.01434 ,,,F2 大齿轮的数值大 7)载荷系数K=1.59 8)设计计算
2，1.59，6809193 ?3.25 m,,0.0143421，30 7、标准模数的选择
由于齿面接触疲劳强度计算模数m大于齿根弯度疲劳强度计算模数，由于齿轮模数的大小取决于弯度强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳的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，可取由弯度强度算得的模数3.2优先采用第一系列并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径的d1= 115mm。
3)小齿轮的齿数 Z1=d1/m=38.3,取z1=38 4)大齿轮的齿数
Z2=z1×2.57=97.7, 取z2=98 7、几何尺寸计算 1)计算中心距
，，z，zm12 =204mm a,2 2)计算大、小齿轮的分度圆直径
=×m=38×3=114mm ; =×m=98×3=294mm, dzdz1122 计算齿轮宽度 b,,，d =114mm d1
小齿轮齿宽相对大一点，因此B1=120mm，B2=114mm 13
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 六、轴的结构设计和强度校核 第一部分 轴的设计 (一)结构设计 1、初选轴的最小直径
选取轴的材料为45#钢，热处理为调质。 A 取=110， =30~40Mpa ,,,0
P1dA3 1轴 23.02mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取=25mm ,,d110n1 P23 2轴 d,A,33.87mm，取=35mm d202n2 P33dd,A,45.6 3轴 mm，取=46mm 330n3 2、初选轴承
1轴高速轴选轴承为7207C 2轴中间轴选轴承为7208C 3轴低速轴选轴承为7211C 各轴承参数见下表
基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定/kN 轴承代号 d D B da Da 动载荷Cr 静载荷Cor
7207C 35 72 17 42 65 23.5 17.5 7208C 40 80 18 47 73 36.8 30.8 7211C 55 100 21 64 91 42.8 36.8 3、确定轴上零件的位置和定位方式 14
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
1轴:由于高速轴转速高，传动载荷不大时，为保证传动平稳，提高传动效率， 将高速轴取为齿轮轴，使用角接触球轴承承载。
2轴:低速啮合、高速啮合均用锻造齿轮。低速啮合齿轮左端用甩油环定位， 右端用轴肩定位，高速啮合齿轮左端用轴肩，右端用甩油环定位，两端使用角 接触球轴承承载。
3轴:采用锻造齿轮，齿轮左端用甩油环定位，右端用轴肩定位，为减轻轴的 重量采用中轴颈，使用角接触球轴承承载，右端连接单排滚子链。 (?)高速轴的结构设计
1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
A)为了满足V带轮的轴向定位，此段设计应与带轮轮毂孔的设 计同步进行 选为25mm。
选毡圈油封，查表8-27，选取毡圈30JB/ZQ4606—1997，则d2=30mm B ) C)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，则轴承选用7207C 型，该段直径定位35mm。
D)该段轴为齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 E)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为50mm。 F)轴肩固定轴承，直径为35mm。 2)各段长度确定:
A)该段轴连接带轮与轴配合的毂孔长度为65mm，该段长度定为63mm; B)该段取90mm;
C)该段安装轴承，考虑间隙取该段为40mm
D)该段考虑齿轮的宽度，根据齿轮校核，选定该段54mm; E)该段轴肩选定10mm; F)该段取17mm; (?)中间轴的结构设计 15
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径:
a) I段轴用于安装轴承7208，故取直径为40mm。 b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经强度计算，直径
定为44mm。
c) III段为轴肩，相比较比II段取直径为52mm。 d) IV段安装大齿轮直径为44mm。
e) V段安装轴承，与I段相同直径为40mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度:
a) I段轴承安装轴承和挡油环，轴承7208C宽度B=18，该段长度选为28mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为80mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。
d) IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为44mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。
(?)低速轴的结构设计
1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径
a) I段轴用于安装轴承7211C，故取直径为55mm。 b) II段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经强度计算，直径定为60mm。
c) III段为定位轴肩，取72mm。
d) IV段安装大齿轮直径与II段相同，直径为60mm。 e) V段安装轴承，与I段相同直径为55mm。
f) VI段直径52mm
g) VII段直径与弹性注销选择有关，取LX3，直径为46mm。 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
a) I段轴承安装轴承和挡油环，7211C宽度B=21，该段长度选为28mm。 b) II段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为68mm。 c) III段为定位轴肩，长度略小8mm。
d)IV段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为62mm。 e) V段用于安装轴承与挡油环，长度与I相同，为28mm。
16
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 f) VI长度为32mm。
g) VII长度与联轴器有关，取56mm。 第二部分 强度校核 ?高速轴
对于角接触球轴承7207C从手册中可以查得a=15.7mm 校核该轴和轴承: 1L=82.8mm 2L=120.8mm 3L=30.8mm 轴的最小直径:d1=25mm 3 轴的抗弯截面系数:W1=1533mm 作用在齿轮上的力: 2T1=3126.5N F,t1d1
F,Ftan,=3126.5×tan20=1138N r1t1
按弯扭合成应力校核轴的强度: 17
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
30.8F,F=635.2N H1t1151.6
F,F,F=3126.5-635.2=2491.3N H2t1H1 N,mFM=120.8=76.7 HH1 30.8F,F=231N v1r1151.6
F,F,F=1138-231=907N v2r1v1 MF=120.8=27.9 N,mvv1 22M,M，M总弯矩:=81.6 N,mmHv T扭矩:=87.5 N,m1
,,, 45#钢的强度极限为=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 p 18
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 22MT，，，,m1,, =84.2Mpa, ,,,ppW 所以该轴安全 ?中间轴
对于角接触球轴承7208C从手册中可以查得a=17mm 校核该轴和轴承:
1L=53mm 2L=70mm 3L=35mm 轴的最小直径:d1=35mm
33 轴的抗弯截面系数:W2=0.1d =4207mm作用在2，3齿轮上的圆周力: 2T2N,m=2967 ,F2td2 2T2F,=5025 N,mt1d1 径向力:
F,Ftan,=1080 N,mr2t2 F,Ftan,=1829 N,mr1t1 求垂直面的之反力:
,Fl，F,l，l，，23123rrF,=976N 1vl，l，l123 F,F,F,F=1835-1086-765=-227N 2vr11vr2 计算垂直弯矩: M,Fl=51.7 N,mavm1v1
，，M,Fl，l,Fl=-8 N,mavn1v12r12 求水平面的支撑力:
Fl，F,l，l，，23123ttF,=3997N 1Hl，l，l123 F,F，F,F=3995N 2Ht1t21H 19
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 计算、绘制水平弯矩图: =211.8 M,FlN,maHm1H1
=-139.9 ，，M,,Fl，l，FlN,maHn1H12t12 求合成弯矩图，按最不利情况考虑: 22M,M，M=218 N,mamavmaHm 22M,M，M=140.1 N,manavnaHn 求威胁截面当量弯矩:
从图可见，m-m,m-n处截面最危险，当量弯矩为:(取折合系数a=0.6) 20
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 22，，M,M，,T=275 N,meam2 22'，，M,M，,T =218 eN,man2 计算危险截面处轴的强度:
22MT，，，,2e,, =76.5Mpa,, ,,ppW2 2'2MT，，，,2e,,, =65.3Mpa, ,,ppW2
所以该轴安全 ?低速轴
对于角接触球轴承7211C从手册中可以查得a=20.9mm 校核该轴和轴承:
1L=49mm 2L=107mm 轴的最小直径:d1=46mm 33 d /32=9556mm轴的抗弯截面系数:W3=, 作用在齿轮上的力: 2T3F,=4632N t3d3
F,Ftan,=4632×tan20=1686N r3t3 按弯扭合成应力校核轴的强度: 21
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
49=1455N F,FH1t3156
F,F,F=4632-1455=3177N H2t3H1 FM=107=340 N,mHH1 49=530N F,Fv1r3156
F,F,F=1686-530=1156N v2r3v1 MF=107=56.7 N,mvv1
22M,M，M总弯矩:=345 N,mmHv 扭矩:=681 TN,m3
22
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书
45#钢的强度极限为,,=275Mpa，由于轴受的为脉动循环载荷，所以a=0.6 ,p 22MT，，，,m3,, =56Mpa, ,,,ppW 所以该轴安全
七、滚动轴承的选择及计算 ?高速轴:
轴承7207C的校核，即轴承寿命校核:
,6,,fc10t轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于,,L,h,,60np,,
工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取
3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本额定负载C=23.5×10N pt 22F,F，F=676N r11H1v 22F,F，F=2651N r22H2v
,6,,fc10t,,=46417h>38400h 轴承寿命满足使用8年 ,Lhh,,60npf1p,, ?中间轴:
轴承7208C的校核，即轴承寿命校核:
,6,,fc10t,,轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于L,h,,60np,,
工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取
3ff,=1，=1.1，取=10/3，e=0.6,Y=1.1,基本额定负载C=36.8×10N pt 22F,F，F=4114N r11H1v 22F,F，F=4001N r22H2v
,6,,fc10t,,,Lh=39567h 轴承寿命满足使用8年 h,,60npf1p,,
?低速轴: 23
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 轴承7211C的校核，即轴承寿命校核:
,6,,fc10t轴承寿命可由式进行校核，轴承只承受径向载荷的作用，由于,,L,h,,60np,,
工作温度不高且冲击不大，故查表13-4和13-6可取 3ff=1，=1.1，取=10/3，基本额定负载C=42.8×10N ,pt 22F,F，F=3381N r22H2v
,6,,fc10t,,=221890h 轴承寿命满足使用8年 ,Lhh,,60npf1p,, 八、箱体内键连接的选择及校对: 1. 递转矩已知;
2. 键的工作长度l=L-b b为键的宽度; 3. 键的工作高度k=0.5h h为键的高度; 4. 普通平键的强度条件
由于键采用静连接，材料钢，冲击轻微，以上全符合要求小于110Mpa。 九、箱体的结构设计:
箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、质量及成本等有很大影响。
1. 减速器箱体为铸造箱体，材料HT200。
2. 箱体结构为剖分时，剖分面为水平面，与传动件轴心线平面重合，有利于轴系
部件的安装与拆卸。 24
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 3. 剖分时箱体的结构尺寸选择:
1) 箱座壁厚δ=0.025a+5>=8mm;a为二级圆柱齿轮减速器的低速级中心距a=204，
δ=10.1>=8满足要求，取壁厚δ=10mm;
(2) 箱盖壁厚δ=(0.8~0.85)，1δ>=8mm ，则δ1=8.5mm; d(3) 地脚螺栓直径=0.036a+12=19.3 ，选择M20 f (4) 地脚螺栓数目:由于a=204<250 ，所以n=4; (5) 根据表5-2得: 名称 符号 尺寸确认 箱座凸缘厚度 b 1.5δ=15mm 箱盖凸缘厚度 1.5=12.75mm b,11 箱座底凸缘厚度 2.5δ=25mm b2
轴承旁连接螺栓直径 d=14.5 M16 0.75 df1 箱盖与底座连接螺栓直径 d M14 0.5~0.6 df2 L 150~200 取160mm 连接螺栓的间距 d2 轴承盖螺钉直径 d 取M12 0.4~0.5d f3 视孔盖螺钉直径 d0.3~0.4 取M10 df4 定位销直径 d 0.7~0.8 取8mm d2
查表5-3 24 20 16mm d、、至外箱壁距离 ddc121
查表5-3 22 14mm d、至凸缘边缘距离 d cf22 轴承旁凸台半径 22 14mm Rc12 凸台高度 h 图7-2 >50mm
外箱壁至轴承座端面距离 ++(5~8)mm Lcc112 大齿轮顶圆与内壁箱距离 ?δ 15mm ,1 25
xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 齿轮端面与内壁距离 ?δ 12~20 ,2 箱盖肋厚 0.85=7.5mm m,11 箱盖肋厚 0.85δ=8.5mm m2 十、联轴器的选择
根据轴的计算转矩，转速和三轴T,KT,1.3，
680.9N,m,885.2N,mn,57.4r/mincaA33的最小直径，从《机械设计课程设计》表16-2查得，采用弹性柱销联轴器
JA48，84HL4GB/T5014,2003,其公称转矩，许用转速T,1250N,mnYA48，112 。 [n],4000r/min 由于 ， T,Tn,[n]can3 可知联轴器满足要求。 十一、减速器附件的选择:
1.通气器:由于在室内使用，选用通气器(一次过滤)，采用M8x1.5。 2.油面指示器:选用游标尺M16。 3.起吊装置:采用箱盖吊耳、箱座吊耳。 4.放油螺塞:选用外六角油塞及垫片M16x1.5。 十二、润滑与密封:
1.齿轮的轮滑:
根据表5-4浸油深度推荐值，选取二级圆柱式齿轮减速器类型:
h 由于低速级周向速度小于12m/s，采用浸油润滑，?级大齿轮浸油高度约为0.7f
h各齿高但不小于10mm，该大齿轮高=2.5,10mm，所以二级大齿轮浸油高度取f h=11mm。 f
h?级大齿轮浸油高度大于一个齿高小于1/6半径(3.125-43.2mm)，由于?级大s 齿轮和二级大齿轮半径差为26mm。所以大齿轮浸油深度选为50mm。 h大齿轮齿顶圆到油池底面的距离为30-50mm，所以选取的油池深度为80mm。 02.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度小于2m/s，所以采用脂润滑，为防止轴承室内的润滑脂流入箱体而造成油脂混合，在箱体轴承座箱内一侧装设甩油环。
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xxxx工 业 大 学 机 械 设 计 基 础 课 程 设 计 说 明 书 3.润滑油的选择
齿轮润滑油，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
轴承润滑脂，选用锂基润滑脂ZL-1，普遍应用在各种机械部位。 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。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 十三、参考资料
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，李育锡主编，2008年6月第1版; [2]《机械设计课程设计》，北京大学出版社，许瑛主编，2008年8月第1版;
[3]《机械设计课程设计》，科学出版社，巩云鹏，田万禄，张伟华，黄秋波主编，2008年3月第一版;
[4]《机械设计综合课程设计》，机械工业出版社，王之栎，王大康主编，2009年1月第二版;
[5]《机械设计(第八版)》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版;
[6]《机械原理(第七版)》，高等教育出版社，孙桓，陈作模，葛文 杰主编，2006年5月第七版;
[7]《机械制图(第2版)》，西北工业大学出版社，臧宏琦，王永平 主编，2004年9月第2版;
[8]《机械精度设计与检测技术》，国防工业出版社，王玉主编，2005年8月第1版。
十四、设计小结
机械设计课程设计是一次对机械设计和机械原理课程知识的全面复习和综合运用。设计题目是从工程实际中选取复杂的机械系统，要求从全面、整体的角度进行一次完整的设计，使我从整体上把握机械设计课程的全貌，使知识系统化，同时也培养了解决实际问题的能力。
设计的优缺点
经过设计计算和校核，减速器设计完成后在理论上基本能够设计要求。由于设计过程中对某些知识缺乏实际工作经验，未能充分考虑实际工作条件，所完成的设计在特定实际工况中可能出现问题。
设计的改进意见
本设计的改进方向之一是重新设计三根轴的尺寸，以使在满足的强度的前提下能够节省材料。
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