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单级圆柱直齿齿轮减速器

一、目的任务

1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。

2、让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要零件工作图。

3、培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。

4、培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手册，熟悉设计标准和规范等。

5、为今后的毕业设计和工作打下良好的基础。 二、设计内容

1．已知条件：

1）带式运输机传动系统示意图：

2）工作条件：单向运转，轻微振动，空载启动，两班制（每班8小时），使用年限10年，每年250天，允许滚筒转速误差为±5%。

3）原始数据：

组别 46 卷筒圆周拉力F(N) 3600 卷筒转速n(r/min) 260 卷筒直径D(mm) 280 2．设计内容

完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写设计说明书。 三、时间安排

本次课程设计大体可按以下几个步骤及进度进行： 1、设计准备（约占总设计时间的5％）

阅读设计任务书，明确设计要求，工作条件，内容和步骤；通过参观或减速器拆装实验，了解设计对象；阅读有关资料，明确进行课程设计的方法，并初步拟定设计计划。 2、传动装置的总体设计（约占总设计时间的10％）

分析和选定传动装置的方案（已给定）；选择电动机；确定总传动比分配和各级传动比；计算各轴的转速，转矩和功率；画传动装置方案简图。 3、传动零件的设计计算（约占总设计时间的10％）

传动零件的设计及几何尺寸的计算（主要包括：带传动、齿轮传动等）。 4、装配工作草图的绘制及轴、轴承、箱体等零部件的设计（约占总设计时间的35％）

（1）轴的设计及强度计算（包括联轴器的选择和键的选择）。 （2）滚动轴承的选择、寿命校核及组合设计。 （3）减速器的润滑和密封。

（4）箱体的设计及减速器附件设计（窥视孔盖和窥视孔、放油螺塞、油标、通气器、启盖螺钉、定位销、吊环或吊钩等）。 5、装配图的绘制（约占总设计时间的15％） 6、零件工作图的绘制（约占总设计时间的5％） 7、编写设计说明书(约占总设计时间的15％ )

8、整理、检查、修改设计资料，答辩、上交设计资料（约占总设计时间的5％） 四、设计工作要求

每个学生在规定的时间内，完成整个设计，答辩并上交以下资料： 1、减速器装配图一张（A1图纸，手绘）。

2、零件工作图一张（齿轮或轴）（A3图纸，机绘）。 3、设计计算说明书一份（封面及内容书写格式要规范）。

4、将图纸装订在说明书后面，一起装订成册。 五、成绩评定 (1) 考核方式

根据学生课题设计平时的工作态度、设计方案、图纸及设计说明书的质量、独立完成工作能力，设计完成后应进行答辩，对设计进行总结。指导教师应引导同学对设计中的问题进行研讨，直至得出正确答案。同时考察同学的理论设计能力。课程设计成绩应根据上交设计成果的质量、平时成绩和答辩成绩综合评定。 按照优秀、良好、中等、及格、不及格五级分制考核评定。 (2) 成绩评定标准

序号 １ 评分标准 项目 项目内容 100～90（优） 89～ 80（良） 79～70（中） 出勤 工作量 出勤与遵守纪律的情况 完成设计任务的比例 综合运用理论知识，计算机技能和外语的能力；独立思考和处理工程实际问题的能力 设计中回答指导教师的提问的正确性和全面性 全勤、无请假和迟到早退 按设计任务书要求完成所有的工作量 在问题研究中有综合运用专业知识以及计算机、英语等各方面的能力，有独到的个人见解，学术性较强 全面、正确回答出教师所提的问题 无迟到早退，有病事假 基本按设计任务书要求完成工作量 教师点名一次不到 能完成所有的工作量，部分不能满足设计任务书要求 69～60 （及格） 教师点名二次不到 能完成所有的工作量，但不能满足设计任务书要求 <60 （不及格） 教师点名三次不到 不能完成工作量或完全不满足设计任务书要求 缺乏应有的专业基础知识和综合能力，不能独立完成设计，结论观点有错误，或有抄袭部分的行为 ２ ３ 设计能力 有运用专业理论以及计算机、英语等各方面能力；有较好的理论基础和专业知识，有一定的个人见解和学术性 基础知识和综合能力一般，但能独立完成设计、能从个人角度分析和解决问题 基础知识和综合能力较差，经过努力可在教师指导下完成设计，无明显的个人见解 ４ 回答问题 回答问题基本正确而且比较全面 能回答出教师所提的问题，大部分回答正确 所提的部分问题不能回答或回答错误 不能回答教师所提问题 ５ 设计说明书和图纸的质量 文字表达、图、表和说明书质量 理论分析准确，逻辑严密，层次清楚，结构合理，语言流畅，图表清晰、正确；设计说明书格式符合要求，打印清晰漂亮，无错别字，达到正式出版物水平 理论分析恰当，条理清楚，层次比较清楚，语言通顺。能用图表反映问题。说明书格式基本符合要求，有个别错误，打印清楚，基本达到正式出版物水平 条理清楚，有一定的分析能力和说服力，有少许语病。说明书内容提要和正文基本符合要求，但注释和参考文献格式不规范，打印基本清晰 内容陈述较为清楚，但分析不够，个别地方语言不通顺。图表有错误；正文基本规范，但不符合学校规定的要求 分析能力差，论证不准确，材料简单堆砌。缺少图表，语言不准确，格式不规范，打印不清晰

六、参考文献

1、龙振宇主编. 机械设计. 机械工业出版社，2002年

2、汝元功，唐照民主编. 机械设计手册. 高等教育出版社，1995年

3、周元康，林昌华等编著，机械设计课程设计指书. 重庆大学出版社，2001年 4、其它《机械设计》、《机械设计手册》及《机械设计课程设计》等书籍。

目 录

第一章 设计要求 ...................................................................................................................... 1

1.1 原始数据 .................................................................................................................... 1 1.2 工作条件 .................................................................................................................... 1 1.3 传动系统示意图 ........................................................................................................ 1 第二章 电动机选定及各传动轴的计算 .................................................................................. 2

2.1 电动机的选择 ............................................................................................................ 2

2.1.1选择电动机类型 ............................................................................................. 2 2.1.2 选择电动机容量 ............................................................................................ 2 2.1.3 确定电动机转速 ............................................................................................ 2 2.1.4 选定电动机 .................................................................................................... 3 2.2 传动装置的总传动比及其分配 ................................................................................ 3

2.2.1 计算总传动比 ................................................................................................ 3 2.2.2 分配各级传动比 ............................................................................................ 3 2.3 计算传动装置的运动和动力参数 ............................................................................ 3

2.3.1 各轴转速n ..................................................................................................... 3 2.3.2 各轴输入功率P ............................................................................................. 4 2.3.3 各轴输出转矩 ................................................................................................ 4

第三章 带传动设计计算 .......................................................................................................... 5

3.1 V带传动参数计算 ..................................................................................................... 5

3.1.1 V带带型选择 ................................................................................................. 5 3.1.2 大、小带轮基准直径确定及带速验算 ........................................................ 5 3.1.3 确定V带基准长度Ld和中心距a ................................................................ 5 3.1.4 验算小带轮上包角1.................................................................................... 6 3.1.5 计算带的根数 ................................................................................................ 6 3.2 带轮结构设计 ............................................................................................................ 6 第四章 齿轮设计计算 .............................................................................................................. 7

4.1 选择齿轮精度等级、材料及齿数 ............................................................................ 7

4.1.1 齿轮精度选择 ................................................................................................ 7 4.1.2 齿轮材料选择 ................................................................................................ 7 4.1.3 齿轮齿数确定 ................................................................................................ 7 4.2 按齿面接触疲劳强度设计 ........................................................................................ 7

4.2.1 试算分度圆直径 ............................................................................................ 7 4.2.2 调整小齿轮分度圆直径 ................................................................................ 8 4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 ........................................................................................ 9

4.3.1 试算模数 ........................................................................................................ 9 4.3.2 调整齿轮模数 .............................................................................................. 10 4.4 齿轮相关数据计算 .................................................................................................. 11

4.4.1 齿轮的几何尺寸计算 .................................................................................. 11 4.4.2 齿轮受力分析 .............................................................................................. 12

I

第五章 传动轴的设计计算 .................................................................................................... 13

5.1 输出轴设计计算 ...................................................................................................... 13

5.1.1 计算输出轴最小直径 .................................................................................. 13 5.1.2 输出轴的结构设计 ...................................................................................... 13 5.2 输入轴设计计算 ...................................................................................................... 14

5.2.1 计算输入轴最小直径 .................................................................................. 14 5.2.2 输入轴的结构设计 ...................................................................................... 15

第六章 轴承、键和联轴器的选择及校验计算 .................................................................... 17

6.1 轴承的确定及校核 .................................................................................................. 17

6.1.1 对输出轴上滚动轴承进行寿命校核 .......................................................... 17 6.1.2 对输入轴上滚动轴承进行寿命校核 .......................................................... 17 6.2 键的选用和校核 ...................................................................................................... 18

6.2.1 输出轴上键的选用与校核 .......................................................................... 18 6.2.2 输入轴上键的选用与校核 .......................................................................... 18 6.3 联轴器的校核 .......................................................................................................... 18 第七章 减速器箱体结构尺寸确定 ........................................................................................ 20 设 计 总 结 ............................................................................................................................ 22 参 考 文 献 ............................................................................................................................ 23

II

课程设计

第一章 设计要求

1.1 原始数据

根据设计要求，带式运输机原始设计参数如表1-1所示。

卷筒圆周拉力F(N) 3600 表1-1 设计参数 卷筒转速n(r/min) 260 卷筒直径D(mm) 280 1.2 工作条件

单向运转，轻微振动，空载启动，两班制（每班8小时），使用年限10年，每年250天，允许滚筒转速误差为±5%。

1.3 传动系统示意图

带式运输机的传动系统示意如图1-1所示

图1-1 传动系统示意图

1

课程设计

第二章 电动机选定及各传动轴的计算

2.1 电动机的选择

2.1.1选择电动机类型

选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，其具有防止灰尘或其他杂物侵入的特点。可采用全压或降压启动。 2.1.2 选择电动机容量

工作机所需功率为

F （2-1） 1000 输送带速度 PW 式中：F——工作机阻力，N D——卷筒直径，mm n——卷筒转速，r/min

WDnW601000 （2-2）

由式（2-1）（2-2）计算出工作机所需功率P电动机所需输出功率为

W13.72kw

PdPW （2-3）

式中： ——电动机到工作机总效率

参考“机械设计课程设计[1]”表2.4，确定各部分传动效率为:V带传动效率10.96，

20.99，滚动轴承传动效率（一对）齿轮转动效率30.97，联轴器传动效率40.99，根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率50.96；代入得

40.960.990.990.970.990.960.867

计算出电机所需功率为

13.72P15.83kw 0.86721235d由于电动机额定功率Ped需大于电动机所需功率Pd，参考“机械设计课程设计[1]”表20.1，选定电动机额定功率Ped18.5kw。 2.1.3 确定电动机转速

参考“机械设计课程设计[1]”表2.1，知V带传动的传动比推荐范围为2～4，单级圆

2

课程设计

柱齿轮传动比范围为3～6。

故总传动比推荐范围为6~24。

已知卷筒工作转速nW260r/min，则电动机转速的推荐范围为

ndn6~242601560~6240r/min。 2.1.4 选定电动机

参照推荐数值，根据电动机额定功率与电动机推荐转速范围，参考“机械设计课程设

计”表20.1，选择电动机型号为Y160L—2。其相关参数如表2-1。

[1]

电动机型号 额定功率（kw） Y160L—2 18.5 表2-1 电动机型号及相关参数 电动机转速（r/min） 满载转速 2930 同步转速 3000 堵载转矩/额定转矩 2.0 最大转矩/额定转矩 2.2 2.2 传动装置的总传动比及其分配 2.2.1 计算总传动比 由电动机满载转速nm2930r/min和卷筒轴转速nW260r/min确定传动装置总传动比为：

nnmW293011.27 2602.2.2 分配各级传动比

对各级传动比的取值应在推荐值范围内，不应超过最大值；且为了使各级传动机构外轮廓尺寸不过大，要保证各级传动尺寸协调，结构均匀合理。

由于总传动比等于V带传动比与减速器齿轮传动比的乘积，分配传动比时要考虑V带滑动率及齿轮齿数的取值，综合考虑于是对V带传动比取值12.52，则减速器齿轮传动比24.47。

2.3 计算传动装置的运动和动力参数

2.3.1 各轴转速n

如图1.1所示传动装置中各轴转速为

n02930r/min

nⅠnm129301162.70r/min 2.52

3

课程设计

nⅡnⅠ915.63260.11r/min 4.472 由上可知滚筒实际转速为260.11r/min，其转速误差在±5%范围内，满足设计中工作条件要求。

2.3.2 各轴输入功率P

各轴输入功率分别为

P0Ped18.5kw

PⅠPed118.50.9617.76kw

22PⅡPⅠ2317.760.990.9716.88kw

2.3.3 各轴输出转矩

传动系统中各轴转矩为

T09550P018.5955060.30Nm n02930TⅠ9550P17.76Ⅰ9550145.87Nm nⅠ1162.70PⅡ16.889550619.75Nm nⅡ260.11TⅡ9550

将以上计算结果列于表2-2中 表2-2 传动装置运动动力参数 功率P（kw） 转速n（r/min） 转矩T（N·m） 电动机 Ⅰ轴 Ⅱ轴 18.5 17.76 16.88 2930 1162.70 260.11 60.30 145.87 619.75 传动比 2.52 4.47

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课程设计

第三章 带传动设计计算

3.1 V带传动参数计算

已知电动机功率P18.5kw，转速n12930r/min。 3.1.1 V带带型选择

根据设计要求，带式运输机工况为“两班制（每班8小时）”投入生产，轻载启动。由“机械设计[2]”表8-8，查得工作情况系数KA1.2，故计算功率

PcaKAP1.218.522.2kw

根据Pca、n1由图8-11选用B型V带。 3.1.2 大、小带轮基准直径确定及带速验算

参考表8-9[2]，取小带轮基准直径dd1125mm。由已知V带传动比12.52，计算得大带轮基准直径dd2315mm，查表取实际基准直径dd2315mm。

由式（8-14）[2]计算V带传动滑动率值接近于0，满足带传动中对滑动率的要求，即滑动率2%，因此大小带轮基准直径的取值符合要求。

计算带速

dd1n1601000125293060100019.18m/s

因为5m/s30m/s，故带速合适。 3.1.3 确定V带基准长度Ld和中心距a 根据式（3-1）初选带传动中心距

0.7dd1dd2a02dd1dd2 （3-1） 式中：a0——初选的带传动中心距，mm 于是初定中心距a0410mm。 计算带所需基准长度

（d-d）Ld02a0（dd1dd2）d2d11511mm

24a0 由表8-2[2]，选带标准基准长度为Ld1560mm。 计算实际中心距a

aa0Ld-Ld0434.5mm2

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课程设计

由式（3-2）计算带传动中心距变动范围

amina0.015Ld amaxa0.03Ld

（3-2）

计算出中心距变动范围可在411.1mm~481.3mm之间。 3.1.4 验算小带轮上包角1

根据大小带轮基准直径以及实际中心距确定小带轮上包角，得

1180（dd2dd1） 因为155120，因此带轮参数选择合理。 3.1.5 计算带的根数

57.3155a

由dd1125mm和n12930r/min，查表8-4[2]，得P02.96kw。

12.52和带型为B型带， 根据n12930r/min，查表8-5得P00.89kw。查表8-6[2]，用插值法取K0.93，表8-2[2]，得KL0.92，于是

Pr（P0P0）KKL3.29kw

最后计算V带的根数z

zPca18.55.62 Pr3.29取6根

3.2 带轮结构设计

V带轮的结构形式与基准直径有关。因为大带轮基准直径dd2315mm300mm，所以采用轮辐式，其结构样式可查“机械设计[2]”图8-14。

V带轮轮毂宽度与其轮槽有关，由V带带型为B型查表8-11[2]，可知轮毂宽度

B52f，其中19，f11.5，于是求得B118mm。

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课程设计

第四章 齿轮设计计算

4.1 选择齿轮精度等级、材料及齿数

4.1.1 齿轮精度选择

对直齿圆柱齿轮的压力角取20°，齿轮精度为7级。 4.1.2 齿轮材料选择

由表10-1[2]，选择小齿轮材料为40Cr（调质），强度极限B1700MPa，屈服极限S1500MPa,齿面硬度280HBS；大齿轮材料45钢（调质），强度极限B2650MPa,屈服极限S2360MPa,齿面硬度240HBS。 4.1.3 齿轮齿数确定

为使结构紧凑，齿数和SZ尽可能选小，最小齿轮齿数要满足：Zmin17。 取小齿轮齿数Z118，已知减速器齿轮传动比24.47，则大齿轮齿数Z280.46，取Z281。

4.2 按齿面接触疲劳强度设计

4.2.1 试算分度圆直径

由式（4-1）对小齿轮分度圆直径进行试算 d1t3 1、确定公式中各参数值

①试选接触疲强度计算用载荷系数KHt1.3。 ②计算小齿轮传递转矩

2KHtT1u1ZHZEZduH （4-1） T1145.87Nm1.46105Nmm

③由表10-7[2]选取齿宽系数d1 ④齿数比u81/18

⑤由图10-20[2]查得区域系数ZH2.5

⑥由表10-5[2]查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 ⑦计算接触疲劳强度用重合度系数Z

arccoszcos/z2h*18cos20/182132.250aarccosa111

arccoszcos/z2h*aarccos81cos20/812123.502a222

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课程设计

ztantanztantan/21a12a2

18tan32.250tan2081tan23.502tan20/21.679

Z4341.6790.880 3⑧计算接触疲劳许用应力[H]

由图10-25d[2]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1600MPa、

Hlim2550MPa

计算应力循环次数

N160n1jLh601028.07110250282.467109

N2N1/u2.467109/83/216.243108

由图10-23[2]查取接触疲劳寿命系数KHN10.90、KHN20.95 取失效概率为1%、安全系数S1,于是得

H1KHN1Hlim10.90600540MPa

S1H2KHN2Hlim20.95550523MPa

S1取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 2、试算小齿轮分度圆直径

d1t32KHtT1u1ZHZEZduH 2321.31.4610581/1812.5189.80.88066.625mm 81/1815234.2.2 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

②齿宽b

d1tn160100066.6251162.706010004.06m/s

bdd1t166.625mm66.625mm

2、计算实际载荷系数KH

①由工作条件查表10-2[2]得使用系数KA1.25

②根据4.06m/s、7级精度，由图10-8[2]查得动载系数Kv1.11

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课程设计

③计算齿轮圆周力

Ft12T1/d1t21.46105/66.625N4.38103N

KAFt1/b1.254.38103/66.625N/mm82.23N/mm100N/mm

查表10-3[2]得齿间载荷分配系数KH1.2

④由表10-4[2]用插值法查得KH1.423,得到实际载荷系数

KHKAKVKHKH1.251.111.21.4232.37

3、按实际载荷系数算得分度圆直径

d1d1t3KH2.3766.625381.39mm KHt1.34.3 按齿根弯曲疲劳强度设计

4.3.1 试算模数

由式（4-2）对齿轮模数进行试算

mt3 1、确定公式中各参数值

2KFtT1Y2dz1YFaYsa（4-2） F

①试选劳弯曲疲劳强度计算用载荷系数KFt1.3。 ②计算弯曲疲劳强度用重合度系数

Y0.25YFaYsa0.750.250.750.697 1.679③计算

F

由图10-17[2]查得齿形系数YFa12.92，YFa22.23 由图10-18[2]查得应力修正系数Ysa11.53，Ysa21.77

由图10-24c[2]查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1500MPa、

Flim2380MPa。

由图10-22[2]查得弯曲疲劳寿命系数

KFN10.85、

KFN20.88。

取弯曲疲劳安全系数S1.4，于是得

F1KFN1Flim10.85500MPa303.57MPa

S1.4

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课程设计

F2KFN2Flim20.88380MPa238.86MPa

S1.4YFa1Ysa1F12.921.530.0147

303.572.231.770.0104

380YFa2Ysa2F2因为大齿轮的

YFaYsaF大于小齿轮，所以取

YFaYsaYFa1Ysa12.921.530.0147

303.57FF1 2、试算模数

mt32KFtT1Y2dz1YFaYsaF321.31.461050.6970.0147mm2.29mm2118

4.3.2 调整齿轮模数

1、计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v d1mtz12.2918mm41.22mm  ②齿宽b

d1n160100041.221162.70601000m/s2.51m/s bdd1141.22mm41.22mm

③宽高比b/h

*h2h*acmt210.252.29mm5.15mm

b/h41.22/5.158.00

2、计算实际载荷系数KF

①根据2.51m/s，7级精度，由图10-8[2]查得动载系数KV1.08。 ②由Ft12T1/d121.46105/41.22N7.08103N，

KAFt1/b1.257.08103/41.22N/mm214.82N/mm100N/m，查表10-3[2]得齿间载荷分配系数KF1.0。

③由表10-4[2]用插值法查得KH1.417，结合b/h8查图10-13[2]，得KF1.32。

10

课程设计

则载荷系数为

KFKAKVKFKF1.251.081.01.321.782

3、按实际载荷系数计算齿轮模数

mmt3KF1.7822.293mm2.544mm KFt1.3由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，因此齿轮模数的设计按齿根弯曲疲劳强度进行计算。按实际载荷系数计算出的齿轮模数

m2.544mm，就近圆整为标准值m3mm。

按接触疲劳强度算得的分度圆直径d181.39mm，算出小齿轮齿数

z1d1/m81.39/327.13。

取z127，则大齿轮齿数为

z22z14.4727120.69

取z2121，z1与z2互为质数。

4.4 齿轮相关数据计算

4.4.1 齿轮的几何尺寸计算

1、计算分度圆直径

d1z1m27381mm d2z2m1213363mm

2、计算中心距

ad1d2/281363/2mm222mm

3、计算齿轮宽度 齿轮设计齿宽

bdd1181mm81mm

考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽5～10mm，即

b1b5~10mm86~91mm

取b188mm，而使大齿轮齿宽等于设计齿宽，即b2b81mm。 对大、小齿轮各参数进行汇总，如表4-1。

11

课程设计

小齿轮 大齿轮 4.4.2 齿轮受力分析

大小齿轮的受力分析如图4-1所示

齿数z 27 121 表4-1 齿轮参数汇总 模数m 3 分度圆直径d（mm） 81 363 齿宽b（mm） 88 81 中心距（mm） 222

对小齿轮的受力分析：

图4-1直齿圆柱齿轮轮齿受力分析

2T121.46105切向力：Ft1N3605N

d181径向力：Fr1Ft1tan3605tan20N1312N

对大齿轮的受力分析：

2T226.2105切向力：Ft2N3116N

d2363径向力：Fr2Ft2tan3116tan20N1243N

12

课程设计

第五章 传动轴的设计计算

5.1 输出轴设计计算

5.1.1 计算输出轴最小直径

按扭转强度条件对最小轴径进行设计。因为传动轴可能还受有不大弯矩，在设计时可降低许用扭转切应力予以考虑。

对传动轴最小直径的计算有

d39550000P95500003PP（5-1） 3A030.2[T]n0.2[T]nn

式中：[T]——许用扭转切应力，MPa P——轴传动的功率，kw N——轴的转速，r/min

选取轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3[2]轴常用几种材料的[T]及A0值，取

A0120。于是得

dminA03P16.88Ⅱ120348.3mm nⅡ260.11由于该轴上有一个键槽，因此dmin值应增大5%～7%，故

dmin48.315~7%50.72mm~51.68mm

5.1.2 输出轴的结构设计

1、拟定轴上零件装配简图如图5-1。

图5-1 输出轴零件装配简图

13

课程设计

2、根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度

（1）对于输出轴，右端轴直径应与半联轴器相配合且不得小于52mm。根据计算转矩Tca930Nm，查“机械设计综合课程设计[3]”表6-96及表6-97，选用J型联轴器YL11，选用轴孔直径为55mm，于是取d655mm，因其轴孔长度为84mm，因此

L684mm。

（2）由于L5轴段右端制有轴肩且要安装轴承端盖，参考表6-85[3]，取d565mm；由于在L5轴段要安装轴承端盖，轴承端盖总深度取为50mm（由减速器及轴承端盖结构设计而定），取端盖外端面与半联轴器左端面间距离l30mm，故取L580mm。

（3）对L4轴段装配的滚动轴承，选用角接触球轴承，参考表6-66[3]，其型号为7015C，尺寸为dDB75mm115mm20mm，于是L4轴段直径d475mm，因为L1轴段采用相同滚动轴承，则d175mm；轴环L3的宽度要大于1.4倍轴肩高度，于是取

L315mm；确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm；取箱体内壁

距轴环L3右端面7mm，则L4Bs735mm。

（4）L2轴段上装配有大齿轮，其齿宽b281mm，为了使套筒端面更可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L278mm；其直径d2应小于轴承安装直径，则取d283mm，对d3按轴肩设计可取93mm。

（5）为使大齿轮尽量布置在两轴承中心位置，得L1L3L4b2L253mm。 至此，已初步确定轴的各段直径和长度如表5-1。 表5-1 输出轴各段直径及长度 - d175mm d283mm d393mm d475mm d565mm d655mm L146mm L278mm L315mm L428mm L580mm L684mm 3、确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2[2] ，对轴径在30~50mm之间的，取C或R为1.2～1.6；对轴径在

50~80mm之间的，取C或R为2.0。

5.2 输入轴设计计算

5.2.1 计算输入轴最小直径

输入轴选用材料45钢，调质处理。取A0120，由式（5-1）对输出轴最小直径的计算有

dminA03P17.76Ⅱ120329.8mm nⅡ1162.70

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课程设计

由于该轴上有一个键槽，因此dmin值应增大5%～7%，故

dmin29.815~7%31.29mm~31.89mm

5.2.2 输入轴的结构设计

1、拟定轴上零件装配简图如图5-2。

图5-2 输入轴零件装配简图

2、根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度

（1）对于输入轴，按计算得到的最小轴径取L1轴段直径d134mm；由于L3轴段需要装配轴承且L3轴段左端需制出一轴肩，按许用设计轴径及轴承内径考虑，取L3轴段直径d345mm，于是d6d345mm；由于L2轴段需装配轴承端盖，参考“机械设

计综合课程设计”表6-85，取L2轴段直径d240mm；对齿轮安装的L5轴段，其直径应

[3]

小于轴承安装直径da52mm，则取d550mm，对d4按轴肩设计可取58mm。

（2）L5轴段上装配有小齿轮，其齿宽b288mm，为了使套筒端面更可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L585mm；为使大小齿轮对中安置，则

L641.5mm；轴环L4的宽度要大于1.4倍轴肩高度，于是取L412mm；由输出轴尺

寸得到L326.5mm

（3）由于L1轴段为装配大带轮，由本文3.2节内容可知大带轮轮毂宽度为118mm，为便于带轮的装配，因此取L1118mm。承端盖的总宽度为50mm，取端盖外端面与带轮间距离为50mm，故取L2100mm；

（4）初步选定滚动轴承。因轴承主要受径向力和和少量轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参考其基本额定动载荷及L3轴段直径的选定，参考表6-66[3]，选取轴承型号7209C，其尺寸为dDB45mm85mm19mm。

至此，已初步确定轴的各段直径和长度如表5-2。

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课程设计

表5-2 输入轴各段直径及长度 d134mm d240mm d345mm d458mm d550mm d645mm L1118mm L2100mm L326.5mmL412mm L585mm L641.5mm 3、确定轴上圆角和倒角尺寸

参考表15-2[2] ，对轴径在30~50mm之间的，取C或R为1.6；对轴径在50~80mm之间的，取C或R为2.0。

16

课程设计

第六章 轴承、键和联轴器的选择及校验计算

6.1 轴承的确定及校核

对两根传动轴所装配的滚动轴承，均选用角接触球轴承，其主要承受径向力及少量轴向力。根据安装轴径与基本额定动载荷选择的输出轴角接触球轴承型号为7015C；输入轴角接触球轴承型号为7209C。

由于传动齿轮为直齿圆柱齿轮，且齿轮采用对中布置，因此在计算过程中只校核一

1025028h4104h。 端轴承的寿命即可。设计对轴承的寿命要求为Lh6.1.1 对输出轴上滚动轴承进行寿命校核

由式（6-1）计算轴承寿命

106C Lh （6-1）

60nP式中：n—轴承转速，r/min C—基本额定动载荷，KN P—当量动载荷，N

—为指数，对于球轴承，3；对于滚子轴承，10 3确定各值：由前文中表3.1可知输出轴转速n260.11r/min，查表6-66[3]得到

[2]

C49.5KN。对P有PfdFr，查表13-6取fd1.5，由前文得到Fr1243N，则

P1.51243N1864.5N。

于是有

106C106495006Lh1.1910hLh

60nP60260.111864.5因此输出轴上所选角接触球轴承寿命满足工作要求。 6.1.2 对输入轴上滚动轴承进行寿命校核

计算式（6-1）中各值：由前文中表3.1可知输入轴转速n1162.70r/min，查表6-66[3]

得到C38.5KN。由前文得到Fr1312N，于是PfdFr1.51312N1968N。

于是有

33106C106385005Lhh1.0710hLh

60nP601162.701968 17

课程设计

因此输入轴上所选角接触球轴承寿命满足工作要求。

6.2 键的选用和校核

6.2.1 输出轴上键的选用与校核

1、选择键连接类型和尺寸

由于齿轮不在轴段且对齿轮有定心精度要求，故选用圆头普通平键（A型）。 对L2轴段：参考轴的直径d283mm，从“机械设计[2]”表6-1，查取键的截面尺寸：宽度b22mm，高度h14mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L70mm。

对L6轴段：参考轴的直径d655mm，从表6-1[2]查取键的截面尺寸：宽度b16mm，高度h10mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L70mm。

2、校核键连接的强度

由表6-2[2]，得到许用挤压应力p100~120MPa，取其平均值，p110MPa。 对L2轴段：键的工作长度Lb7020mm50mm。则键的挤压应力为

4000T4000619.75pMPa42.7MPap

hd145083对L6轴段：键的工作长度Lb7016mm54mm。则键的挤压应力为 4000T4000619.75pMPa100.2MPap

hd104555因此，对轴上两键的选用都合理。 6.2.2 输入轴上键的选用与校核

1、选择键连接类型和尺寸

对L5轴段：参考轴的直径d550mm，从表6-1[2]查取键的截面尺寸：宽度b14mm，高度h9mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L70mm。

对L1轴段：参考轴的直径d134mm，从表6-1[2]查取键的截面尺寸：宽度b10mm，高度h8mm，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L90mm。 2、校核键连接的强度

对L5轴段：键的工作长度Lb7014mm56mm。则键的挤压应力为 4000T4000145.87pMPa23.2MPap

hd95650对L1轴段：键的工作长度Lb9010mm80mm。则键的挤压应力为 4000T4000145.87pMPa23.9MPap

hd88034因此，对轴上两键的选用都合理。

6.3 联轴器的校核

18

课程设计

1、类型选择

由上内容知选用联轴器为J型凸缘联轴器，其型号为YL11，公称转矩为1000Nm，许用转速为3200r/min。

2、载荷计算

由本文表3.1可知，T619.75Nm

由“机械设计[2]”表14-1，查得工作系数KA1.5,计算转矩得到

TcaKAT1.5619.75Nm930Nm

3、型号确定

由于所选用联轴器公称转矩1000Nm大于计算转矩Tca930Nm，且其许用转速

3200r/min也大于轴Ⅱ转速260.11r/min，因此联轴器选用合理。

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课程设计

第七章 减速器箱体结构尺寸确定

参考“机械设计综合课程设计[3]”图3-1、图3-2及表3-1完成对减速器箱体结构尺寸的设计。

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度 箱盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓直径 地脚螺栓数目 轴承旁联接螺栓直径 箱盖与箱座联接螺栓直径 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 螺栓扳手空间与凸缘宽度 安装螺栓直径 至外箱壁距离 至凸缘边距离 沉头座直径 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内壁距离 齿轮端面与内壁距离 箱盖、箱座肋厚 符号 结构尺寸/mm 8 8 12 12 12 20 4 16 10 尺寸关系  1 b b1 b2 0.025a18 0.02a18 1.5 1.51 2.5 0.036a12 a250，n4 0.75df df n d1 d2 0.5~0.6df 150~200  d3 8 6 7 d4 d dx c1min 0.4~0.5df 0.3~0.4df 0.7~0.8d2 M10 16 14 24 c2 M8 13 11 20 M16 22 20 32 M20 26 24 40 c2min Dcmin R1 h 根据d1位置及轴承座外径决定 c1c25~8 1 1 10 10 m16.8 1.2  m10.851 2 m1、m m6.8

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m0.85 课程设计

名称 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 注：a为圆柱齿轮传动的中心距 符号 D2 结构尺寸/mm 尺寸关系 D5~5.5d3；D轴承外径 t S 10 1~1.2d3 一般取SD2

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课程设计

设 计 总 结

通过这两周时间的课程设计，由最初的设计方案，到中间过程的内容补充，再到最后的方案完成，过程虽然辛苦但很充实。在最后看到说明书的出炉很是欣慰，它证明着自己这段时间的努力没有白费，代表着自己在这次课设中的收获。虽然以前做过相关课程设计，有过经验，但这次的课程设计并不是很顺利。课程设计里的很多内容都需要查表完成，因此尺寸间存在着关联的关系。整个课程设计都是边设计、边计算、边修改，就需要在大堆的草稿里寻找以前的计算步骤，然后一边回忆一边修改，为此浪费很多时间，但也渐养成了对草稿归序的习惯。

在设计过程中不断翻阅的资料，在源源不断的扩充着自己的知识储量的同时，也慢慢的加深了我对机械设计的了解和认识。认识最深的是发现对机械设计中，每个零部件的设计使用都有着标准。通过这次课程设计，阔宽了自己的视野，为以后的工作打下了坚实的基础。

在这次得课程设计里，很感谢老师的帮助。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。通过这次的课程设计，让自己所学的专业知识进行了一次熔合，让自己的知识点更加扎实、知识面更加宽阔，能够在以后的学习和工作中更加灵活的去应用它们。

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参 考 文 献

[1]芦书荣，张翠华等. 机械设计课程设计. 成都：西南交通大学出版社，2017 [2]濮良贵，陈国定等. 机械设计（第九版）. 北京：高等教育出版社，2013 [3]王之栎，王大康. 机械设计综合课程设计. 北京：机械工业出版社，2003 [4]郇艳，刘秀杰等. 互换性与技术测量. 西安：西北工业大学出版社，2015 [5]吴志军，翟彤. 机械制图. 西安：西北工业大学出版社，2015