两级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计说明书

设计题目： 两级圆柱齿轮减速器

目 录

1 设计任务书 ................................................................................................................... 1 2 两级圆柱齿轮减速器设计........................................................................................... 3

2.1 传动方案的拟定及说明 .................................................................................... 3 2.2 电动机的选择 .................................................................................................... 4 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 .................................................................... 7 2.4 传动件的设计计算 ............................................................................................ 9 2.5 轴的设计计算 .................................................................................................. 32 2.6 轴承校核 .......................................................................................................... 44 2.7 键联接的选择及校核 ...................................................................................... 45 2.8 低速轴联轴器的选择 ...................................................................................... 47 2.9 润滑方式的确定 .............................................................................................. 47 2.10 减速器机体结构尺寸 ............................................................................................ 48 3 设计小结..................................................................................................................... 50

1 设计任务书

1.原始条件和数据：铸工车间碾砂机。单班工作，每班工作8小时。连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室外工作，有粉尘；工作期限10年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差为±5%。开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。其载荷变化图如下：

图1.1 载荷变化图

2.立轴工作所需转矩：1100N·m，立轴转速：30r/min 3.方案

图1.2 方案

1

4.传动方案的拟定和说明

由题目所知传动机构类型为：两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动。

2

2 两级圆柱齿轮减速器设计

设计计算及说明 结果 2.1 传动方案的拟定及说明 选择二级展开式援助直齿-斜齿轮减速器。整体如图所示：传动装置总体设计简图： 轴轴齿轮轴齿轮齿轮齿轮轴 轴图2.1 传动方案 轴

3

设计计算及说明 结果 2.2 电动机的选择 1．电动机类型和结构形式选择 按工作要求，可选一般用途的Y系列三相异步交流电动机，为卧式封闭结构。 2．选择电动机容量 W （1）工作机所需功率P Tnw90036 PwkW3.393kW 95509550（2）电动机的输出功率Pd PdPw Pw3.393kw由课程设计指导书P7页，表2-4查取圆柱斜齿轮，圆锥齿轮，联轴器，滚动轴承的传动效率分别为0.95，0.93，0.99，0.98， 则传动装置总效率： 0.77 12232430.9520.9920.930.9830.77 故PdPw3.393=3.986kW 0.85 3.选择电动机的转速 由《机械设计课程设计》表2—2中查得，两级圆柱齿轮减速器的传动比范围为i=8-6，从表2-1中查得圆锥齿轮传动比为i=2-3，故可得电机的输出转速范围为：

4

设计计算及说明 N=(8~60)*（2~3）*36=（576~6480）r/min 初选同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机 确定电动机的型号是：Y132m-4，根据课程设计指导书P13表2-5，可得具体方案为表1 表1电动机参数的选择方案 故Pd 结果 Pw3.393=3.986kW 0.85 3.选择电动机的转速 由《机械设计课程设计》表2—2中查得，两级圆柱齿轮减速器的传动比范围为i=8-6，从表2-1中查得圆锥齿轮传动比为i=2-3，故可得电机的输出转速范围为： N=(8~60)*（2~3）*36=（576~6480）r/min 初选同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机 确定电动机的型号是：Y132m-4，根据课程设计指导书P13表2-5，可得具体方案为表1

5

设计计算及说明 表1电动机参数的选择方案 方案 电机型号 额定功率(kw) 1 Y132M1-6 4 4 4 960 1440 2890 由表格数据可得，三个方案均符合要求。方案2的转速为1440r/min，较普通，价格便宜，其传动比也不大，传动装置结构紧凑，且质量也比较轻。型号为Y112m-4，可列出具体参数如表2 表2Y112m-4 电机的主要技术数据 系列代号 结果 质量 73 43 45 i14 i23 满载转速 (r/min) 堵转转矩/额定转矩 2.0 2.2 2.2 最大转矩/额定转矩 2.2 2.3 2.3 2 Y112M1-4 3 Y132S1-2 机座中心高 长度代号 M 极数 额定功率 满载转速 质量 外型 Y系列三相异步电机 112 4 4 1440 43 笼型封闭自扇冷式 6

设计计算及说明 结果 n11440rminn2408r/min2.3计算传动装置总传动比和各级传动比 n144040 （1）总传动比 imnw36（2）分配各级传动比：总的传动比等于各传动比之积。在此方案中共有3级传动比，即高速级传动比i1，低速级传动比i2，圆锥传动比i3=4 参考课程设计指导书可知，对于两级圆柱齿轮减速器，为使两级的大齿轮有相近的浸油程度，高速传动比和低速传动比可按下列方案分配： 通常取i1=（1.1～1.5）i2 则i2=3.53 i1=2.83 实际转速为：36433.31425.6r/min 立轴的速度误差：14401425.60.011%5% 因此，1440数据选择合理。 （四）计算传动装置的运动参数 1.各轴转速： 电动机轴、减速器高速轴，减速器低速轴。 n电动机n1nm1440r/min， n高速轴n2n11440408r/min i13.53n2408144.1r/min144r/min i22.83n3144r/min n低速轴n3 2．各轴的输入功率P 7

设计计算及说明 P1Ped0140.993.96KW 结果 P13.96KWP2P1123.960.950.983.687KW P3P2143.6870.950.983.432KW P23.687KWP33.432KW T126.26Nm3．各轴的转矩T T19550P126.26Nm n1 T286.30NmPT29550286.30Nm， n2 T3227.61NmT39550P3227.61Nm n3将计算结果汇总列表得 项目 转） 功转率矩4 26.52 1 0.99 3.96 26．26 3.53 0.9216 3.687 86.30 2.83 0.9216 3.432 277.61 4 0.9207 （kg） （KN.M） 传动比 效率 中间轴 408 低速轴 144 电机轴 速1440 高速轴 1440 （r/min 8

2.4 传动件的设计计算 1.高速级圆柱齿轮传动的设计计算 1)选定齿轮的类型精度等级、材料及齿数： （1）选择材料及热处理 小圆柱齿轮选用40Cr，调质处理，调质硬度为280HBS，大圆柱齿轮选用45钢，调质处理，调质硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 （2）选齿轮 选择斜齿轮，小齿轮选Z125，大齿轮选Z2i1Z1100，大小圆柱斜齿轮选用7级精度。 （3）压力角20，初选12 2、按齿面接触强度计算 按式（10-24）试算（机械设计第九版 P219 d1t32kHTT1(u1)(ZHZEZZ)2du(H)2 1）确定式中各值 (1)试取载荷系数为Kt=1.3 (2)计算小齿传递的扭矩为 95.5105P95.51053.9612.627104 T1n11440(3)由《机械设计》 图10-20取区域系数ZH=2.433 (4)由表10-7取齿宽系数d=1.

9

设计计算及说明 12结果 (5)由表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa. (6)由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z Z125Z2100 20 14 u4 T126270N•mtarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos12)20.411at1arccosz1cost/(z1han*cos)20cos20.411/(2021cos12)31.383arccosat2arccosz2cost/(z2hancos)71cos20.411/(7121cos12)24.205arccosz1(tanat1tant)z2(tanat2tant)/220(tan31.383tan20.411)71(tan24.205tan20.411)/21.633dz1tan/12tan12/1.354(4)(1)z0.553由式（10-23）可得螺旋角系数 zcoscos120.989 (7)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限*d1 KHt1.3 ZE189.8MPa ZH2.433 ，t20.411 at131.383 lim1=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限lim2=550MPa. (8)应力循环次数 at224.205 1.354 N160n1Lh60144013008102.0736109NN215.875108i1由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力: 1.633 Z0.55 KHN10.91KHN20.94 KHN10.91 KHN20.94 10

设计计算及说明 取失效概率为1%.安全系数为 S=1. 由 式 结果 H1H2KHN1lim1540MPaS KHN2lim2522MPaS [H]517MPa取两者中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即： HH2517Mpa 2）计算 (1)小齿轮分度圆直径. Z0.985 d1t32KHTT1u1ZHZEZZ2()()HDu421.32.627103.5312.45189.80.550.98923() 13.5351734.988mm(2)计算圆周速度 d1tn13.1434.9881440v2.637m/s 60100060000(3)齿宽b及模数mnt bdd1t134.98834..988mm v2.637m/s b34.988mm KA1.25 (5)计算载荷系数K 由表10-2得使用系数KA1.25 根据v=2.637m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数Kv1.1， KV1.1 (6)齿轮的圆周力 11

设计计算及说明 结果 Ft12T1/d122.672104/34.9881.502103NKAFt1/b1.251.502103/34.98853.66N/mm100N/mm所以查表10-3得载荷分配系数KH1.4 （7）由表10-4查的KH1.417，由图10-13查的 KF1.45， KKAKVKHKH11.251.4171.42.728 KH1.4 (6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径 KH1.417 KH2.728d1d1t3K2.72834.988344.794mm Kt1.3 d144.794mm(7)计算模数m mnd1cos2.191mm z1m2.191mm d1t44.794mm3.按齿根弯曲强度设计 2KT1YYcos2YFYS由式（10-17）mn3 2dz1F (1) 确定参数 1)试选载荷系数KFt1.3 2）由式(10-8),可得计算疲劳强度的重合度系数Y

12

设计计算及说明 结果 barctan(tancost)arccos(tan12cos20.411)11.266b11.266 v/cos2d1.633/cos211.2661.698Y0.250.75/av0.250.75/1.6980.6923) 由式（10-19），可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y14) 计算V1.698 Y0.692 120 11.345120.865 120 Y0.865 YFaYSaF 由当量齿数 Z1Zv121.37cos3 Z2Zv275.87cos3由图10-17查得齿形系数为 YF12.77,YF22.28 由图10-18查得应力校正系数: YS11.56,YS21.76 由图10-24C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 YFa12.77YFa22.28 Ysa11.56Ysa21.76 FE1500MPa FE2380MPa由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取KFN10.85 KFN20.88 KFN10.85KFN20.88 13

设计计算及说明 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式（10-14）得 [F]1303.57Mpa[F]2238.86Mpa结果 FN1KN1FE1303.57MPaS KN2FE2FN2238.86MPaS计算YFaYSaF 2.771.560.0142303.57 大于小齿轮，所以取： YFaYsa0.0168[F]YF1YS1F1YF2YS2F22.281.760.0168238.86用为大齿轮的YFaYSaFYFaYSaF=0.0168 5)．试算模数 2KT1YYcosYFYS mnFdz1232 ＝ mnt1.183mm321.32.6271040.6920.865cos2120.01681.183mm1202 （2）调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备 1) 圆周速度v 14

设计计算及说明 结果 b24.189mm d1mntz1/cos1.18320/cos1224.189 vd1n160100024.18914406010001.823m/s 齿宽b bdd1124.18924.189mm 3）尺高h及齿宽高比b/h h2hancnmnt(210.25)1.1832.662mmb/h24.189/2.6229.087*b/h9.087 （6）计算实际载荷系数kF 1) 根据v=1.823m/s，7级精度，由图10-8查得系数kv1.07 由kv1.07 Ft12T1/d122.627104/24.1892.172103NkAFt1/b1.252.172103/24.189112.24N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分布系数kF1.2 2) 由表10-4用插值法查得kH1.147 结合b/h=9.087查图10-13得kF1.35 则载荷系数为 v1.823m/s KF1.2 kH1.147kF1.35 KF2.167 kFkAkvkkF1.251.071.21.352.167 （7）由试（10-13），可得按实际载荷系数得的齿轮模数 mnmnt3 mn1.403mmkF2.1671.18331.403mm kFt1.3 15

设计计算及说明 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准值中就近取mn2mm，为了同时满足接触疲劳强 度，需按接触疲劳强度计算分度圆直径d144.794mm来计算小齿轮，即 Z122 Z278 结果 Z1d1cos44.794cos1221.908 取为22 mn2z2iz177.66取为78 4．几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距 (zz)ma12n102.234mm 2cos a102mm 圆整后取中心距a＝102mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 (zz)marccos12n11.365 2a（3）计算大小齿轮的分度圆直径 11.365 d144.88mm d2159.12mmzm222d11n44.88mmcoscos11.365 z2mn782d2159.12mmcoscos（4）计算齿轮宽度 b145b250 bdd144.88mm圆整后取B2＝45mm，B1＝50mm 16

设计计算及说明 结果 5.圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整后，kH，kF，z，和Y，Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （1） 尺面接触疲劳强度校核 H2KHT1•u1•ZHZEZZ 3dd1u按前面方法计算以上数据得 KH2.752T12.627104mmd1d44.88mmu3.545ZH2.46ZE189.8MPaZ0.532Z0.99 将以上数据代入得 22.7522.627104(3.5451)H2.46189.80.532144.8833.5450.99532.149MPa352.149[H] 所以齿面接触疲劳满足要求2）齿根弯曲疲劳强度校核 F 2KFT1YSaYFaYYcos2dmn3Z12F 17 按前面的方法计算出数据，得

设计计算及说明 KF2.528T12.627104N.mYFa12.71YFa22.25Ysa11.57Ysa21.78Y0.695Y0.867结果 11.365d1mn2Z129所以 2KFT1YSa1YFa1YYcos2F1dmn3Z1222.5282.6271042.711.57cos211.365 321222140.28MPaF1F22KFT1YSa2YFa2YYcos2dmn3Z1222.5282.6271042.251.78cos211.365 321222132.049MPaF2所以：满足齿根弯曲疲劳，且小齿轮的抗弯曲破坏能力大于大齿轮 18

设计计算及说明 结果 齿数 Z1=22 Z2=78 (二)低速级齿轮设计计算 1、选择精度等级，材料和齿轮齿数 1）材料：由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS. 2）由于碾砂机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选7级 3）选择小齿轮齿数为Z3=20，则大齿轮的齿数Z4=202.8357 6.结论如下表 齿宽 b1=45mm b2=50mm 螺旋角 精度 压力角 20中心距 a=129mm Z3=20 11.3657 Z457 4）初选取螺旋角=12° 5）压力角20 19

设计计算及说明 结果 Kt=1.3 2、按齿面接触强度计算 按式（10-24）试算（机械设计第九版 P219），即 dnt332kHTT1(u1)(ZHZEZZ)2du(H)2 1）确定式中各值 (9)试取载荷系数为Kt=1.3 (10) 计算小齿传递的扭矩为 95.5105P195.51053.687T28.63104N.mm n1408(11) 由《机械设计》 图10-20取区域系数ZH=2.433 (12) 由表10-7取齿宽系数d=1. (13) 由表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa. 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 12T28.63104N.mmZH=2.433 d=1

20

设计计算及说明 结果 ZE189.8MPatarctan(tann/cos)arctan(tan20/cos12)20.411at1arccosz1cost/(z1han*cos)20cos20.411/(2021cos12)31.383arccosat2arccosz2cost/(z2han*cos)71cos20.411/(7121cos12)25.026arccosz1(tanat1tant)z2(tanat2tant)/2 20(tan31.383tan20.411)71(tan24.205tan20.411)/21.618dz1tan/12tan12/1.354z ZH2.433 ，t20.411 at131.383 at225.026 1.354 (4)(1)30.5561.618 Z0.55 (14) 由式（10-23）可得螺旋角系数 zcoscos120.989 (15) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限 lim2=550MPa. (16) 应力循环次数 N35.87510888N360n3jLh6040813008105.87510N460n4jLh6014483001012.07410由10-23取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力: 取失效概率为1%.安全系数为 S=1. 由 式 H3KHN3Hlim30.94600564MPa s1K0.98550HN4Hlim4539MPa s1 N42.074108 KHN10.94 KHN20.98 KHN30.94KHN40.98 H3 21

设计计算及说明 取两中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即： 结果 HH2539Mpa 2）计算 (1)小齿轮分度圆直径. H539Mpa d3t40.88mmd3t32KHTT2u1ZHZEZZ2()()HDu421.38.63102.8312.45189.80.5560.98923() 12.8353940.88mm (2)计算圆周速度 vd1tn16010003.1440.884080.873m/s 60000v0.873m/s (3)齿宽b及模数mnt bdd3t140.8840.88mm b40.88mm KA1.25 (5)计算载荷系数K 由表10-2得使用系数KA1.25 根据v=0.873m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数Kv1.07， Kv1.07 (6)齿轮的圆周力 Ft34.252103NFt32T2/d3t28.63104/40.884.252103NKAFt3/b1.254.25210/40.88130.95N/mm100N/mm

22

3

设计计算及说明 所以查表10-3得载荷分配系数KH1.2 （7）由表10-4查的KH1.417，由图10-13查的KF1.45， 结果 KH1.2KH1.417 KF1.45 KKAKVKHKH1.071.251.4171.22.274 K2.274 (6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径 d3d3t3K2.27440.88349.256mm Kt1.3d349.256mm mn2.409mm(7)计算模数m dcosmn32.409mm z3 KFt1.3 3.按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）mn3(2) 确定参数 1)试选载荷系数KFt1.3 2）由式(10-8),可得计算疲劳强度的重合度系数Y 2KT2YYcos2YFYS 2Fdz3 barctan(tancost)arccos(tan12cos20.411) 11.266b11.266v1.682 Y0.696v/cos2d1.633/cos211.2661.682Y0.250.75/av0.250.75/1.6820.696

23

设计计算及说明 3) 由式（10-19），可计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y 12 Y111.3450.865 120120结果 Y0.865  5) 计算YFaYSaF 由当量齿数 Zv3Z321.3713cos Z460.9063cos Zv2由图10-17查得齿形系数为 YF32.77,YF42.31 由图10-18查得应力校正系数: YS31.56,YS41.74 由图10-24C查得小齿轮弯曲疲劳强度 Flim3500MPa 查得大齿轮弯曲疲劳强度 Flim4380MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取KFN30.85 KFN40.88 YF32.77YF42.31 YS31.56YS41.74 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式（10-14）得 FN1KN1FE1303.57MPaS FN2KN2FE2238.86MPaS

24

设计计算及说明 YFYS结果 计算F 2.771.560.0142303.57YF1YS1F1YF2YS2F22.281.760.0168238.86YFYS YFYS用为大齿轮的YFYSF大于小齿轮，所以取： F=0.0168 F0.0168 5)．试算模数 2KT2YYcos2YFYS mn32Fdz33 ＝ 21.38.631040.6960.865cos2120.01681.757mm 1202 （2）调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备 3) 圆周速度v d3mntz3/cos1.75720/cos1235.14 vd3n360100035.144086010000.75m/s d335.14v0.75m/s 2）齿宽b b35.14mm bdd3135.1435.14mm

25

设计计算及说明 3）尺高h及齿宽高比b/h 结果 h2hancnmnt(210.25)1.7573.953mmb/h35.14/3.9538.89*h3.953mm b/h8.89 （6）计算实际载荷系数kF 1) 根据v=0.75m/s，7级精度，由图10-8查得系数kv1.04 kv1.04 由Ft32T2/d328.63104/35.144.912103NkAFt3/b1.254.91210/35.14174N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分布系数kF1.2 4) 由表10-4用插值法查得kH1.147 结合b/h=9.087查图10-13得kF1.34 则载荷系数为 3Ft34.912103N kF1.2 kH1.147 kFkAkvkkF1.251.041.21.342.09 （7）由试（10-13），可得按实际载荷系数得的齿轮模数 mnmnt3kF2.09 kF2.091.75732.058mm kFt1.3mn2.058mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准值中就近取mn2.5mm，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算分度圆直径d149.256mm来计算小齿轮， 26

设计计算及说明 即: 结果 d3cos49.256cos12Z319.27 取为25 mn2.5Z325 z4iz370.75取为71 4．几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距 (zz4)mn25712.5a3122.68mm 2cos2cos12z471 a122mm 圆整后取中心距a＝122mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 (zz4)mnarccos310.389 2a（3）计算大小齿轮的分度圆直径 10.389 zm252d13n63.54mmcoscos10.389 zm712d24n180.46mmcoscos（4）计算齿轮宽度 d163.54mmd2180.46mm bdd363.54mm圆整后取B2＝64mm，B1＝69mmB2＝64mm B1＝69mm 5.圆整中心距后的强度校核 轮副的中心距在圆整后，kH，kF，z，和Y，Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （2） 尺面接触疲劳强度校核 H2KHT1•u1dd3u3•ZHZEZZ 27

设计计算及说明 按前面方法计算以上数据得 KH2.732T28.63104mmd1d63.542mmu2.83ZH2.45ZE189.8MPaZ0.518Z0.992结果 将以上数据代入得 22.7328.63104(2.831)H2.45189.80.5183163.5422.830.992376.85MPa376.85[H] 所以齿面接触疲劳满足要求2）齿根弯曲疲劳强度校核 F2KFT1YSaYFaYYcos2dmnZ132F 按前面的方法计算出数据，得 28

设计计算及说明 KF2.464T28.63104N.mYFa32.62YFa42.23Ysa31.61Ysa41.72Y0.687Y0.875结果 10.389d1mn2Z129所以 2KFT2YSa3YFa3YYcos2F3dmn3Z3222.4648.631042.621.610.875cos210.389 3212.525155.5MPaF3 F42KFT2YSa4YFa4YYcos2dmn3Z1222.4648.631042.231.720.875cos211.365 123252141.4MPaF4所以：满足齿根弯曲疲劳，且小齿轮的抗弯曲破坏能力大于大齿轮

29

设计计算及说明 结果 6.结论如下表 齿数 Z1=22 Z2=78 齿宽 b1=69mm b2=64mm 螺旋角 精度 压力角 20中心距 a=122mm 10.3897 2.5、轴的设计 1高速轴的设计 1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T 高速轴：P13.96KW； n11440r/min； P3.96T195501955026.26N/M n1`1440材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取35Mpa dmin15.4mm35Mpa C=108。 4．确定轴的最小直径 dminA3P3.96110315.4mm，因此根据联轴器n1440 d120mm选择（后面将有计算），取 d120mm

30

设计计算及说明 选用HL2型弹性套柱联轴器。半联径d1=20mm,故取 d1-2=20mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L＝53mm 轴配合的毂孔长度L ＝53mm 3）结构设计 拟定轴上零件的装配方案 采用图示的装配方案 4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d2325mm，因此取d2325mm。 （2）设计轴段d34，为使轴承装拆方便，查手册平P14-135页，表14.6-70，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7206，根据轴承孔径，所以d34d7830mm，长度略比轴承宽度短，取为 （3）齿轮分度圆直径为44.88mm，齿轮宽度为50mm,,因此d5644.88mm,L5650mm （4）轴承由轴肩膀定位， 取d45d6750mm,L6721.5mm，L45136.5。 结果 d1-2=20mm d2325mm d3430 L5650 d4550mm d6750mm

31

设计计算及说明 (5)校核该轴: 结果 L1=122.5 L2=183 L1=122.5 L2=183 L3=68 2T作用在齿轮上的圆周力为：Ft11170N d1L3=68 Ft1170N 径向力：FrFttan/cos434.4N Fr434.4N 32

设计计算及说明 轴向力：FFttan20425.9N 求垂直面的支反力： Fvn1l3Fr68434.4181.7N l3l268122.5结果 F425.9N Fvn1181.7N Fvn2252.7NFvn2FrFvn1434.4181.7252.7N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 求水平面的支承力： mv1222.6N.mm mv1Fvn1l1181.7122.5103222.6N.mmmv2Fvn2l2252.7183103462.44N..mmmv2462.44N..mm FHN1700.85NFHN2469.15N MH128.26N/mFHN1l2183Ft1170700.85Nl1l2122.5183 FHN2FtFHN11170700.85469.15N求并绘制水平面弯矩图： MHFHN1l2700.85183103128.26N/m 求合成弯矩图： M1Mv1MH256.91N.mM2Mv2MH479.90N.m2222M1256.91N.m M2479.90N.m 求危险截面当量弯矩： 从图可见，m-m处截面最危险，其合成弯矩为：（取折合系数0.6） 2.16MPa Ma2T2/W479.92(0.626.26)2/(0.1503) 2.16MPa所以该轴是安全的。 33

设计计算及说明 2 中间轴的设计： 材料：选用45号钢调质处理。查机械设计手册P12-4取 结果 35mpa,C=110。 35mpa d1240mm d5640mm dmin②根据课本第230页式14-2得pA32mmn23.68711022.914083dmin最小轴径段安装轴承，在此选择7208轴承，因此，d12d5640mm d23装配低速级小齿轮，且d23d12取d2345mm，轴L3-2=67mm d4545mm 长比齿宽略短取L3-2=67。 d45段主要是定位高速级大齿轮，所以取d4545mm，轴长比齿宽略短取L4-5=44mm

L4-5=44mm 34

设计计算及说明 d34段轴肩定位齿轮，所以取d4560mm，L4-5=7.5mm。 3低速轴的设计： 低速轴：；P33.432KW； n3144r/min； ； PT395503277.61N.mm n3`结果 d4560mm L4-5=7.5mm 1）计算最小轴段直径。 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算： d130mm ⑴确定各轴段直径 P3.432d1A33110325.43mm； n3277.61 考虑到该轴段上开有键槽，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取 d130mm 35

设计计算及说明 选用HL3型弹性套柱联轴器，公称直径为1250N*m。半联径d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L ＝53mm. 2）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径d2335mm。因此取d2335mm。 3）设计轴段d34，为使轴承装拆方便，查机械设计手册P14-135页，表14,.6-7，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7208，根据轴承孔径，所以d34d7540mm，长度略比轴承宽度短，取为L3418mm. 4）齿轮孔径为80mm，齿轮宽度为64mm,,因此d6780mm,L6761mm 结果 d1-2=30mm d2335mm d3440d7540 L3418mm d6780mmL6761mmd4583mmL4595mmd5685mmL5610mm 5）轴承由轴肩膀定位， 取d4583mm,L4595mm 6），齿轮同轴肩定位，d5685mm,L5610mm （4）．校核该轴： 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 2T1850.7N d 作用在齿轮上的圆周力： FtFt1850.7N径向力：FrFttan/cos684.8N 轴向力：FaFt.tan20673.6N Fr684.8N Fa673.6N 36

设计计算及说明 结果 L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm 由减速器图可知，可知：L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm 求水平面的支承力。 FN1lF3t639.5Nl3l2FN1639.5N FN21211.2N FN2FtFN11211.2N计算、绘制水平面弯矩图。

37

设计计算及说明 求垂直面的支反力： d2335mm 结果 d2335mm FVN1l3FrFad/272.39Nl2l3 FVN172.39NFVN2612.11N FVN2FrFVN1612.11N计算垂直弯矩： MV1FVN1l212270Nmm MV2FVN2l2217123Nmm 合成弯矩。 M1392963N.mm M2448789N.mm M1392963N.mmM2448789N.mm 扭转切应力是脉动循环变应力，则折合系数0.6，则 轴的计算应力： caM1aT311.87Mpa 轴的材料为45钢，调质处W 160Mpa 理，由（2）表15-1查得：160Mpa，因此ca1！故安全。 （5）．精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面,从应力集中对轴疲劳强度的影响，截面7应力集中最严重，因此需校核截面7两侧 校核危险截面左侧： 38

设计计算及说明 抗弯截面系数：W0.1d0.17034300mm 抗扭截面系数：WT0.2d368600mm3 弯矩及弯曲应力：M230118Nmm M b6.7Mpa W扭矩及扭转切应力：T370663Nmm TT5.4Mpa WT333结果 w3400mm2 wT68600mm2M230118Nmmb M6.7MpaWT T5.4MpaWT轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得： b640Mpa，1275Mpa，1155Mpa 应力集中系数：r2D800.02857，1.1429，查附d70d702.0表3-2得：2.0，T1.31 由附表3-1得轴的敏性系数为： q0.82， q0.85 故有效应力集中系数： T1.31 q0.82q0.85 k1q11.82 k1q11.2635 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

39

0.67 0.82

设计计算及说明 查附图3-4表面质量系数为：0.92 轴未经表面强化处理，则：q1 综合系数值： Kk结果 0.92 k1111.82112.803 0.670.92q1 K11.26111.6278 0.820.92碳钢的特性系数： 0.10.2，取：0.15 0.050.1，取：0.08 则计算安全系数Sca，得： S114.6 Kam1S16.8 Kam ScaSSSS2211S1.5 轴左截面安全 3．校核危险截面右侧 抗弯截面系数：W0.1d30.180351200mm3 抗扭截面系数：WT0.2d3102400mm3 40

设计计算及说明 弯矩及弯曲应力：M230189Nmm M b4.49Mpa W 扭矩及扭转切应力：T370663.6Nmm TT3.62Mpa WT结果 M230189Nmm T370663.6Nmm 过盈配合处的k值，由附表3-8用插入法求出，并取 k0.8k，于是得： k3.1，k2.48  轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 0.92 故得综合系数为： Kkk0.92 1113.187 K12.567 所以轴在危险截面右侧的安全系数为： S1119.2S16.2 KamKamSSSS22 Sca12.4S1.5 故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。 41

设计计算及说明 结果 1 低速轴轴承校核 由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴 轴承7214的校核 求两轴承受到的径向载荷 径2H2 2.6轴承的校核 ， XA0.44YA1.422Fr1FH1FV12318N向2V2力Fr2FF5014N 查[1]表15-1，得Y=1.4，e=0.4，Cr56.0kN 派生力Fd1Fr1F828N，Fd2r21790N 2Y2Y轴向力Fa1466N，右侧轴承压紧 由于FaFd12294NFd1， 所以轴向力为Fa12294N，Fa21790.8N 当量载荷 FF由于a10.98e，a20.35e， Fr1Fr2XB1 YB0 P14231NP25014N 所以XA0.44，YA1.4，XB1，YB0。 由于为一般载荷，所以载荷系数为fp1.0，故当量载荷为 P1fp(XAFr1YAFa1)4231N， P2fp(XBFr2YBFa2)5014N Lh119704.86h 42

设计计算及说明 轴承寿命的校核 结果 106CrLh1()8.4105h4.3104h 60n3P1Lh210Cr()4.8105h4.3104h60n3P2 6故轴承寿命满足要求。 2.7 键的设计与校核: 1高速轴键的校核 根据d130,T1106.68N.m，，故d1轴段上采用键bh：87, 采用A型普通键: 综合考虑取l=45得4T154.9Mpap dlh 查课本155页表10-10b5060所选键为：bhl:8745安全合格。 2 中间轴键的校核： 只校核大齿轮处的键，因为小齿轮处比大齿轮处长，而键的其它参数相同，大齿轮的合格，小齿轮处也合格。 因为d=45装齿轮查课本153页表10-9选键为bh:149查课本 43

设计计算及说明 155页表10-10得b100120 因为L1=70mm初选键长为63mm ,校核 因为L1=70初选键长为,校核 因为L1=100初选键长为,校核 结果 4T4370.6610374.7Mpab dlh4563149所以所选键为:bhl:14963 安全合格。 3低速轴齿轮处的键校核： 因为d=80装联轴器查课本153页表10-9选键为bh:2012查课本155页表10-10得b100120 4T4887.8410346.24Mpab所以所选键dlh801002012为:bhl:2012100 安全合格。 6.4低速轴联轴器处的键校核： 因为d=50装联轴器查课本153页表10-9选键为bh:1811查课本155页表10-10得b100120 4T4887.810350.28Mpab所以所选键dlh601251811为:bhl:1811125 安全合格。 44

设计计算及说明 结果 2.8.低速轴联轴器的选择： 1输入轴联轴器 计算联轴器所需的转矩： TCKAT查课本269表17-1取KA1.3 TCKAT1.3106.68138.7Nm查手册94页表8-7选用型号为HL2的弹性柱销联轴器。 2输出轴联轴器 计算联轴器所需的转矩： TCKAT查课本269表17-1取KA1.3 TCKAT1.3887.841154.2Nm查手册94页表8-7选用型号为HL4的弹性柱销联轴器。 2.9. 润滑方式的确定 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远5(1.5~2)10mm.r/min，所以采用油润滑，箱体内选用小于SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。 45

设计计算及说明 结果 2.10 减速器机体结构尺寸 名称 箱座厚度 符号 计算公式 结果 10  0.025a38 箱盖厚度 1 10.02a38 10 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 b1 b12.01 20 20 20 b b2 b2.0 b22.0 df df0.036a12 M16 地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 盖与座联结螺钉直径 n d1 d2 查手册 4 M8 M12 d10.72df d2=（0.5 0.6）df 视孔盖螺钉直径 d3 d3=（0.40.5）M6 df 定位销直径 d4 d=（0.70.8）d2 8 df，d1，d2至外箱壁的距离 d 查手册表11—2 27,19,19 46

df，d1，d2至凸缘边缘的距离 外箱壁至轴承端面距离 C1 查手册表11—2 30,27 C2 l1=C1+C2+30 （510） 大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 1>1.2 26 箱盖，箱座肋厚 m1,m 8,8 m10.851,m0.85 齿轮端面与内箱壁距离 2 D2 2> 12.5 106,116,166 轴承端盖外径 D2D+（55.5）d3

47

参考资料

【1】、《机械设计》（第八版）濮良贵 主编 高等教育出版社出版； 【2】、《机械设计课程设计》 陈殿华 主编 大连大学机械工程学院； 【3】、《机械制图》（第六版）高等教育出版社；

【4】《机械设计》 陈东主编 –北京：电子工业出版社 2010.7 【5】《.机械设计手册》成大先 主编 化学工业出版社

【6】《机械设计课程设计图册》（第三版）龚溎义 主编 哈尔滨工业大学出版

3.设计小结

心得体会：

课程设计是学生在结束一门课程的理论知识学习后，检验其综合应用水平的重要环节。在我看来，这一环节十分重要，因为它是我“千里之行始于足下”的第一步。因此，为了脚踏实地走好这一步，从一开始，我便抱着严谨的学习态度，准备打一场“持久战”。

我一直坚信：实践是检验真理的唯一标准，但通过这次设计，我才知道检验过程的艰辛。事实上，由于没有经验，每一步都步履维艰。经常有的时候，为了查得一个数据甚至需要翻查3、4本资料。但正是在这反复翻查过程中，我收获了很多实践的果实以及心得。简单描述如下：

1、要具有筛选有用信息的能力：因为查取的资料往往数据和参数等都很多，因此，又快又准的将有用信息筛选出来的能力很重要。

2、要锻炼自己的识图和绘图能力，这是设计的基础。

3、细节决定命运：无论是计算的数据还是绘图，都需要这种态度。因为它决定的是——成败！

4、温故而知新：即使知识当时学的再透，时间久了不复习也会淡忘。这次的设计确实让我深刻的体会了这个道理，也让“复习”成了我今后重要的课程。

5、勤向老师请教：老师犹如一本厚厚的辞海，其中有无穷的知识和经验可以学习、请教。而老师的这些指导和帮助是我这次设计积累的又一笔宝贵的财富。

这场“持久战”即将结束，为了走好这踏实的一步，我付出了努力。相信一分耕耘、一分收获的我会继续这样踏实的走下去，谢谢老师对我的帮助，我

48

会再接再厉，一直这样走下去！

毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明

原创性声明

本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。

作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日 期：

使用授权说明

本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。

作者签名： 日 期：

49

50

学位论文原创性声明

本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。

作者签名： 日期： 年 月 日

学位论文版权使用授权书

本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。

涉密论文按学校规定处理。

作者签名： 日期： 年 月 日

51

导师签名： 日期： 年 月 日

52

注 意 事 项

1.设计（论文）的内容包括：

1）封面（按教务处制定的标准封面格式制作） 2）原创性声明

3）中文摘要（300字左右）、关键词 4）外文摘要、关键词 5）目次页（附件不统一编入）

6）论文主体部分：引言（或绪论）、正文、结论 7）参考文献 8）致谢

9）附录（对论文支持必要时）

2.论文字数要求：理工类设计（论文）正文字数不少于1万字（不包括图纸、程序清单等），文科类论文正文字数不少于1.2万字。

3.附件包括：任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）。 4.文字、图表要求：

1）文字通顺，语言流畅，书写字迹工整，打印字体及大小符合要求，无错别字，不准请他人代写

2）工程设计类题目的图纸，要求部分用尺规绘制，部分用计算机绘制，所有图纸应符合国家技术标准规范。图表整洁，布局合理，文字注释必须使用工程字书写，不准用徒手画

3）毕业论文须用A4单面打印，论文50页以上的双面打印 4）图表应绘制于无格子的页面上

5）软件工程类课题应有程序清单，并提供电子文档 5.装订顺序 1）设计（论文）

53

2）附件：按照任务书、开题报告、外文译文、译文原文（复印件）次序装订

54