减速机传动方案

机械设计基础

姓名 ______赵欢________ 班级 ___机电11级______ 学号 ____44____

指导教师： 吕军锁_

前言

1.1 本课程在相关专业中的定位

《CAD/CAM综合实训》是计算机辅助设计与制造专业的重要综合性项目实训。通过本实训训练，解决两方面的问题，其一，将本专业已学习过的专业课程中已掌握的知识、技能与所形成的单项、单元能力通过一个本综合性项目课程进行融合，使学生了解这些已掌握的知识、技能与所形成的单项、单元能力在完成一个本职业技术领域数字化设计与制造方面典型工作任务时所起的作用，并掌握如何运用这些知识、技能与单项、单元能力来完成一个综合性的项目，并激发与培养其从事本职业技术领域工作的兴趣与爱好；其二，通过本综合性项目课程，使学生在前期已进行技术平台项目训练的基础上，学习并培养自己完成一个本职业技术领域数字化设计与制造方面典型工作任务完整工作过程所需要的方法能力与社会能力，养成良好自觉的职业习惯与素养。

1. 2 本课程的基本教学理念

（一）突出学生主体，注重学生的能力培养

《CAD/CAM综合实训》面向计算机辅助设计与制造专业全体学生，注重学生从事本职业技术领域工作的所需基本理论、基本方法和基本技能的学习及综合职业能力的培养。教学中通过激发学生的学习兴趣，在启发、提示下引导其自主地、全面地理解本综合实训项目教学要求，提高学生的思维能力和实际工作技能，增强他们理论联系实际的能力，培养学生的创新精神，使学生养成善于观察、独立分析和解决问题的习惯；以提高能力、磨砺意志、活跃思维和扩展视野为基本目标。

本实训在目标设定、教学过程、评价和教学方式等方面都突出以学生为主体的思想，注重学生实际工作能力与技术应用能力的培养，使课程实施成为学生在教师指导下构建知识、提高技能、活跃思维、展现个性、拓宽视野和形成工作能力的过程。

（二）拓展学习领域，改变教学方式，培养学生实际工作经验

本实训在实施过程中，注重引导学生通过调研与资料的查询和分析，结合自己的思考提出问题或假设，在教师引导下，通过分析比较，使学生自主归纳总结，以便增强学生对技术方案的理解与评价能力；通过技术方案的决策、实施计划安排讨论与分工合作完成一个具体

项目任务，使学生学会如何在一个团队的工作中通过沟通与交流，形成工作方案和安排具体工作计划，并以团队方式合作完成项目工作的能力与经验。

（三） 尊重个体差异，注重过程评价，促进学生发展

本实训在实施过程中，倡导自主学习，启发学生对设定状况与目标积极思考、分析，鼓励多元思维方式并将其表达出来，尊重个体差异。建立能激励学生学习兴趣和自主学习能力发展的评价体系。该体系由过程性评价和结果性评价构成。在教学过程中以过程性评价为主，注重培养和激发学生的学习积极性和自信心。结果性评价应注重检测学生的技术应用能力。评价遵循有利于促进学生的知识与技术应用能力和健康人格的发展。建立以过程培养促进个体发展，以学生可持续发展能力评价教学过程的双向促进机制，以激发兴趣、展现个性、发展心智和提高素质为基本理念。

目录

1 确定传动方案及计算运动参数

1.1 方案设计…………………………………………………

1.1.1 拟定方案……………………………………………… 1.1.2 确定工作的环境………………………………………

1.2电动机的选择……………………………………………

1.2.1 选择电动机类型……………………………………

1.2.2确定电动机的功率…………………………………

1.2.3确定电动机的转速…………………………………

1.3 传动比的分配及转动校核………………………………

1.3.1传动装置的总传动比……………………………… 1.3.2计算传动装置的运动参数和动力参数……………

1.4 确定各轴的功率、转速、转矩…………………………

1.4.1各轴转速……………………………………………

1.4.2 各轴输入功率…………………………………………. 1.4.3 各轴输入转矩………………………………………….

2 传动零件的设计计算

2.1 普通V 带的传动设计……………………………………

2.1.1 确定计算功率………………………………………… 2.1.2 选择带型号…………………………………………… 2.1.3 计算大带轮基准直径…………………………………

2.1.4 确定中心距a 和胶带长度L d ……………………… 2.1.5 计算出实际中心距a ………………………………… 2.1.6 验算小带轮包角 1………………………………… 2.1.7确定带根数z ………………………………………… 2.1.8 计算预拉力F 0……………………………………… 2.1.9 计算带传动作用在轴上的压力F …………………

Q

2.2齿轮传动设计计算

2.2.1选材料，确定许用应力……………………………

2.2.2 计算法向模数m n ……………………………………

2.2.3 计算当量齿数……………………………………… 2.2.4计算中心距………………………………………… 2.2.5计算齿宽………………………………………… 2.2.6 计算齿轮几何尺寸……………………………… 2.2.7 校核齿面接触疲劳强度……………………………

3 轴的设计

3.1 输出轴设计…………………………………………………

3.1.1 选择轴的材料…………………………………………… 3.1.2 按扭转强度估算轴径…………………………………… 3.1.3 轴的结构设计…………………………………………… 3.1.4 确定各轴段直径………………………………………… 3.1.5 各轴段的长度. ……………………………………………

3.1.6 按弯扭合成强度校核轴径………………………………

3.2 输入轴设计………………………………………………….

3.2.1 选择轴的材料…………………………………………… 3.2.2 按扭转强度估算轴径…………………………………… 3.2.3 轴的结构设计…………………………………………… 3.2.4 确定各轴段直径………………………………………… 3.2.5 各轴段的长度. …………………………………………

4 滚动轴承的校核计算

4.1 轴承选择计算及校核…………………………………………

4.1.1轴承所受径向载荷……………………………………… 4.1.2 计算当量动载荷………………………………………… 4.1.3寿命计算…………………………………………………

5 键联接的选用和计算

5.1 高速带传动端的键 ………………………………………

5.1.1 键的选择………………………………………………… 5.1.2 强度验算…………………………………………………

5.2 输出轴中间的键 ……………………………………………

5.2.1 键的选择…………………………………………………. 5.2.2强度验算…………………………………………………

5.3 输出端连轴器端的键……………………………………….

5.3.1 键的选择…………………………………………………

5.3.2 强度验算………………………………………………

6 润滑油及润滑方式的选择

6.1 齿轮润滑剂的选择………………………………………….

6.1.1润滑方式的确定………………………………………… 6.1.2润滑剂的选择……………………………………………

6.2 滚动轴承润滑剂选择……………………………………….

6.2.1润滑方式的确定………………………………………….. 6.2.2 滚动轴承润滑剂选择…………………………………….

7箱体及其附件的设计选择

设 计 小 结

参 考 文 献

1、 确定传动方案及计算运动参数

1.1 方案设计

1.1.1 拟定方案

初步拟定出下面方案，如下图：

图1.1

方案

一

1.1.2 确定工作的环境

（1） 传动可逆转，载荷平稳，空载起动，常温、工作场所多灰，使用期8年，

连续工作，运输带速度允许误差±4％。

（2） 原始数据：运输带工作拉力F=6500N；带速V=1.9m/s；滚筒直径D=400mm；

1.2电动机的选择

1.2.1 选择电动机类型

由已知的工作要求和条件, 型全封闭笼型三相异步电动机.

1.2.2确定电动机的功率

(1）算工作机所需功率

P w =

Fw V w 1000ηw

3

P w

（kw ） =7.8125kw

=

5⨯10⨯1. 51000⨯0. 96

Fw

－工作拉力（N ）Vw －工作机的线速度（m/s）ηw －工作机的效率(0.96)

(2)计算机械传动装置的总效率η

η =η 1η 2η 32η 4η 5η 6=0. 96⨯0. 97⨯0. 992⨯0. 97⨯0. 96⨯0. 98=0. 83

η1——带传动效率 η2——齿轮的传动效率 η3——齿轮传动的轴承效率 η4——联轴器效率 η5——工作机效率 η6——工作机轴承效率 （3）计算电动机实际所需的输出功率P 0

p 0=

p w

η

=

7. 81250. 83

=9. 4kw

(4)确定电动机额定功率P m ，由P m ≥P 0查表得P m =11kw

1.2.3确定电动机的转速

工作机的工作转速nw, nw =D —工作机的直径(mm)

查表可得V 带传动比i ' 带=2~4，一级齿轮减速器i ' 齿轮=3~5，总传动比取值范围i ' 带⋅i ' 齿轮=6~20

所以电动机的转速可取范围为：nd =i 总nw =(6~20) ⨯68. 2=409~1364r min 符合这一范围的转速有750r min ，1000r min 两种

查表可得：选择同步转速为750r min Y 系列电动机Y180L-8，其满载速度为

730r min

60⨯1000⨯Vw

πD

=68. 2r min

1.3 传动比的分配及转动校核

1.3.1传动装置的总传动比

i 总=

n m n w

=73068. 2

=10. 7

1.3.2计算传动装置的运动参数和动力参数

该传动装置由带轮传动和齿轮传动

i 总=i 带⋅i 齿轮

取带传动比为i 带=2. 25

=4. 76

i 齿轮

i 总i 带

=

10. 72. 25

1.4 确定各轴的功率、转速、转矩

电动机轴至工作机各轴编号依此为D 轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴

1.4.1各轴转速

D 轴n 0=n m =730r min Ⅰ轴n ¹=

n m i 带

=7302. 25

=324r min

Ⅱ轴n =

n i 齿轮

=

3244. 76

68. 2r min

Ⅲ轴n w =68. 2r min

1.4.2 各轴输入功率

D 轴P=9.4kw Ⅰ轴P=9.024kw Ⅱ轴P=8.67kw Ⅲ轴P=8.24kw

1.4.3 各轴输入转矩

D 轴T =9. 55⨯106⨯

=122973N ∙mm 730

Ⅰ轴T =122973⨯0. 96⨯2. 25=265621N ∙mm

9. 4

Ⅱ轴T =265621⨯4. 76⨯0. 97⨯0. 99=1214160N ∙mm Ⅲ轴T =1214160⨯0. 97⨯0. 98=1154181N ∙mm

2、 传动零件的设计计算

联轴器的选择

根据传动装置的工作条件，选用LX 型弹性柱销联轴器 计算转矩T c ：T c =KT =1. 5⨯1214=1821N ∙m T —联轴器所传递的名义转矩 既：T =9550

p n

=9550⨯

8. 6768. 2

=1214N ∙m

K —工作情况系数，查表知工作机为带式运输机时，K=1.25~1.5，所以取K=1.5 根据T c =1812N ∙m 查LX 型联轴器能满足传递转矩要求

T n =2500N ∙m 〉T c [n ]=3870r min 〉68. 2r min

其轴孔直径d=40~63mm

2.1 普通V 带的传动设计

2.1.1 确定计算功率

P c =K A ⋅P m =1. 3⨯11=14. 3kw

K A —工作情况系数，查表得为1.3

2.1.2 选择带型号

根据计算功率P c =14. 3kw 和小带轮转速n 0=730r min 选择D 型V 带 确定带轮基准直径

自定小带轮基准直径d d 取d d =355mm

1

1

验算带速V

V =

πdd 1n 01000⨯60

=13. 56m s

因为V>5m s 且V

2.1.3 计算大带轮基准直径

d d 2=id d 1=2. 25⨯355=798. 75mm

参考表可取d d 2=800mm

2.1.4 确定中心距a 和胶带长度L d

初步确定中心距a

0. 7(d d 1+d d 2) ≤a 0≤2(d d 1+d d 2)

既808.5≤a 0≤2310 取a 0=900mm

初选a 0后，可根据下式计算带的初选长度L d

L d 0=

2a

+π(d

d 1

+d d 2)

2

+

(d d 2+d d 1)

2

(40)

=2⨯900+π⨯

(355+800)

2

+

(800-355)

2

(4⨯900)

=3668.36mm

2.1.5 计算出实际中心距a

a =a 0+

(L d -L d 0)

2

=900+

(4000-3668. 36)

2

=1065. 8mm

中心距的变动范围为-0. 015L d ~+0. 03L d 所以a =1005. 8~1185. 8mm

2.1.6 验算小带轮包角α1

α1=180-57. 3

(d d 2-d d 1)

a

=156

≥120

2.1.7确定带根数z

z ≥

p c p 0

=

p c

(p 1+∆p 1) k a k l

查表知：p 1=14. 83 ∆p 1=2. 5 k a =0. 93 k l =0. 91

k a -包角系数 k l -

长度系数

14. 3

(14. 83+2. 5) ⨯0. 93⨯0. 91

=0. 98

z ≥

p c

(p 1+∆p 1) k a k l

=

取z=1

2.1.8 计算预拉力F 0

F 0=500⨯

p c 2. 52

(-1) +9v

k a

vz

q -带每米长的质量（kg m ）取q =0. 62kg m

0. 93

-1) +0. 62⨯13. 56

2

得：F 0=500⨯

14. 313. 56⨯1

⨯(2. 5

=1004. 2N

2.1.9 计算带传动作用在轴上的压力F

Q

F Q =2zF 0sin(

d 1

2

) =2⨯1⨯1004. 2⨯sin(

1562

) =1964. 5N

2.2齿轮传动设计计算

2.2.1选材料，确定许用应力

两轮均选用20CrMnTi ，渗碳淬火，小轮硬度59HRC ，大轮硬度56HRC 查表得：σH lim 1=1440MPa σH lim 2=1360MPa σF lim 1=370MPa σF lim 2=360MPa

SH =1. 3 SF =1. 6

14401. 313600. 3

=1108MPa

故 [σH ]1= [σH ]2=

σH lim 1

SH

=

σH lim 2

SH

=

=1046MPa

[σF ]1= [σF ]2=

0. 7σF lim 1

SF 0. 7σF lim 2

SF

=

0. 7⨯3701. 60. 7⨯3601. 6

=162MPa

=

=158MPa

2.2.2 计算法向模数m n

m n ≥

3

3. 2KT 1Y FS cos

2

β

ϕa (i -1) z 1[σ

2

F

]

由于原动机为电动机，载荷平稳，支撑对称布置，故选8级精度K=1 计算小轮转矩

T 1=9. 55⨯10⨯

6

9. 4730

⨯0. 96⨯2. 25=265621N ∙mm

按一般减速器，取齿宽系数ϕa =0. 4 初选螺旋角β=15

取z 1=16i =4. 76 z 2=i ⋅z 1=4. 76⨯16=76. 16 取z 2=76

2.2.3 计算当量齿数

z v 1=

z 1cos β

3

=

16cos 15

3

=18 z v 2=

z 2cos β

Y Fs

3

=

76cos 15

3

=84

查表可得Y Fs 1=4. 48 Y Fs 2=3. 88 比较有

Y Fs 1Y Fs 2

σF ]

σF ]1σF ]2

=4. 48=3. 88

=0. 0276=0. 0241

知：

m n ≥

Y Fs 1

σF ]1的数值大，将该值代入式（1）中，得

2

3. 2KT 1Y Fs cos

β

ϕa (i +1) z 1[σ

2

F

]

=

3. 2⨯265621⨯1⨯4. 48⨯cos 15

0. 4⨯(4. 76+1) ⨯10⨯162

2

2

=3. 54mm

查表得：m n =4. 5mm 确定基本参数，计算主要尺寸

2.2.4计算中心距

a =m n

(z 1+z 2)

(2cos β)

=214. 3mm

取a =214mm 修正螺旋角

β=arccos

m n (z 1+z 2)

2a

螺旋角在8 ~25 之间可用

2.2.5计算齿宽

b =ϕa a =0. 4⨯190=76mm

为补偿两轮轴向尺寸误差，取b 1=76mm b 2=76mm

2.2.6 计算齿轮几何尺寸

*

h a =h

an

m n =1⨯4. 5=4. 5mm

*

*

a =m n (z 1+z 2)

(2cos β)

=214mm

h f =(h

h =(2h

an *an

+c n ) m n =(1+0. 25) ⨯4. 5=5. 6mm

*

+c

n

m n =(2⨯1+0. 25) ⨯4. 5=10. 1mm

d 1=m t z 1=(

m n m n

cos β

) z 1=(4. 5

cos 15

) ⨯16=74. 5mm ) ⨯76=354. 1mm

d 2=m t z 2=(

cos β

) z 2=(4. 5

cos 15

d a 1=d 1+2h a =74. 5+2⨯4. 5=83. 5mm

d a 2=d 2+2h a =354. 1+2⨯4. 5=363. 1mm d d

f 1

=d 1-2h f =74. 5-2⨯5. 6=63. 3mm

f 2

=d 2-2h f =354. 1-2⨯5. 6=342. 9mm

d b 1=d 1cos at =74. 5⨯cos 20. 6=69. 7mm

d b 2=d 2cos at =354. 1⨯cos 20. 6=331. 5mm

齿顶高—h a 齿根高—h f 齿高—h 分度圆直径—d 齿顶圆直径—d 0 齿根圆直径—d f 基圆直径—d b 中心距—a

2.2.7 校核齿面接触疲劳强度

σH =305

KT 1(i +1) a bi

2

3

==305⨯

1⨯265621⨯(4. 76+1)

214

2

3

⨯76⨯4. 76

=533. 9MPa 〈[σ

H

]2

满足强度条件

3 轴的设计

3.1.1 选择轴的材料

输出轴

选择轴的材料，由已知条件减速器传递的功率不大，又对材料无特殊要求，故选用45钢并调质处理，查表知强度极限σb =640MPa ，许用弯曲应力

[σ

-1]b =65MPa

3.1.2 按扭转强度估算轴径

查表得：A 0=126~103

d ≥A 0p n

=(103~126) 8. 6768. 2

=51. 8~63. 4mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，该轴有键槽存在，将估算直径加大5%~7% 取d =60mm

3.1.3 轴的结构设计

（Ⅰ）轴上的零件布置 轴上安装有齿轮，联轴器，两个轴承，因单级传动，一般将齿轮安装在箱体中间，轴承安装在箱体的轴承孔内，相对于齿轮左右对称，联轴器布置在箱体外面的一端

（Ⅱ）零件的装拆顺序

齿轮从左端装入，齿轮，套筒，轴承，轴承端盖，联轴器从左端装入，右侧的轴承从右端装入。d 联〈d 肩〈d 承〈d 轮〈d 环〈d 肩〈d 承，两端安装轴承处的直径相等。 （Ⅲ）轴上零件的定位和固定

周向固定：联轴器和齿轮均采用键连接 轴向固定：用轴肩，轴环，套筒

①-②. ④-⑤. ⑥-⑦三处的轴肩用来定位, 属于定位轴肩. (Ⅳ) 确定轴的各段尺寸.

3.1.4 确定各轴段直径

轴段①的直径 d1=60mm.

轴段②的直径d 2=d 1+2h12, 轴肩h 12为定位轴肩, 可取h=(0.07~0.1)d,取h 12=6mm,即d 2= d1+2h21=60+2×6=72mm,考虑该轴段安装密封圈, 故d 2取71mm. 轴段③的直径d 5= d2+2h25, 轴肩h 25为非定位轴肩, 可取h=1～2mm.

因该轴段要安装滚动轴承, d 5要与滚动轴承内径相符合其内径在20～495mm 范围均为5的信数, 取d 5=75mm,同一根轴上的俩个轴承, 应取同一型号, 所以d 1= d 5=75mm.

轴段④上安装齿轮，取h 34=1.5mm，则d 4=d3+2h34=75+2×1.5=78mm。 轴段⑤的直径d 5=d4+2 h45，h 45是定位轴环的高度，取h 45=（0.07-0.1）d4，取h 45=7.8mm，得：d 5=78+2×7.8=93.6mm.

轴段⑥的直径d 6应根据所用轴承类型和型号，预选该轴用6315轴承，03系列，查得d 6=87mm.

3.1.5 各轴段的长度

轴段长度是从安装齿轮部分的轴段开始确定.

轴段④安装齿轮，其长度L 4与齿轮宽度有关，使L 4略小于齿轮宽度b 2- L 4=2～3mm, b2=76mm，取L 4=74mm.

轴段③长度包括三部位，再加上小于齿轮轮毂宽的数值2mm, 即L 3=B+△2+△3+2mm=37+15+5+2=59mm.

B ——滚动轴承宽度（取37）

△2——齿轮断面至箱体内壁的距离，取△2=10～15mm.

△3——滚动轴承内端面至减速器内壁的距离，取△3=3～5.

轴段②长度L2应包括三部分.

L 2=l1+e+m

l 1——联轴器的内端面至轴承端盖的距离，可取15～20mm

e ——轴承端盖的厚度, （e=1.2d3） d 3——轴承端盖螺钉直径

m ——轴承端盖的止端面至轴承座孔边缘距离 m 通过作图进行确定

要先确定轴承座孔的宽度L 座孔 M= L 座孔-B-△3

L 座孔

=+L1+L2+(5～10)

——下箱体壁厚， 取8mm

L 1 L2——轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，取L 1=20mm，L 2=18mm，故L 座孔=8+20+18+6=52mm

反算m=L 座孔-B-△3=52-5-37=10mm. 得：L 2= L1+e+m=15+1.2×10+10=27mm.

轴段①安装联轴器其长与联轴器有关，查表知L 联 =142mm 由L 1略小于L 联知，取L 1=140mm.

轴端⑤长度L 5即轴环的宽度b （取b=1.4h45）L 5=11mm 轴段⑥长度L 6由△2、△3减去L5确定. L 6=△2+△3- L5=15+5-11=9mm

轴段⑦长度应略大于滚动轴承的宽度B ，取L 7=39mm.

轴的总长L 总长= L1+L2+L3…+ L6+ L7=140+37+59+74+11+9+39=369mm.

3.1.6 按弯扭合成强度校核轴径

（1）画出轴的受力图

（2）在水平面内，受力如图：

水平方

向

支点的约束力F HA =FHB =1/2FT T=Ft ×1/2d 2齿

由上式得：F HB =FHA =T/ d 2齿=3428.9N

Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为：M HI =FHA (1/2B+L6+L5+1/2b2)=26230.9mm Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：M HI =FHB (1/2B+△2+△3)=132012.65N.mm 作出水平面内的弯矩图

水平方

向

垂直方向

（3）在垂直面内，受力如图 支点约束力：

F HA =F HB =

12

12

F t ① 由①②得: F HA =F HB =

T d 2齿

=

1214. 160354. 1

T=F t

d 2齿

② =3428.9N

12

I-I 截面处的弯矩为:M HI = F HA (B+L 6+L 5+

12

b 2)=3428.9×(

12

×37+9+11+

12

×76)

=262307.9mm Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为:M HII = F HB (

12

B+∆2+∆3)=3428.9×(

12

×37+15+5)

=132012.65N.mm

水平面内, 垂直面内的弯矩图

水平方

向

垂直方向

支点约束力:F a = F t tan β=-F VA (

12

12

2T d 2齿

tanβ ⑥

12

B+∆2+∆3+b 2+∆2+∆3+B)+F r

12

(

12

B+∆2+∆3+b 2+∆2+∆3+

12

B)-F a

d 2齿

=0 ③

=

2T tan a n d 2cos β

12

F r =

F t tan a n cos β

④ l=

F a d 2齿

2l

12

B+∆2+∆3+b 2+∆2+∆3+

T tan βl

12

B ⑤

由③④⑤⑥得: F VA =F r -

=

T tan a n d 2齿cos β

-

=

1214160⨯tan 20354. 1⨯cos 15

-

1214160⨯tan 15

153

=-834.3N

F VB =F r -F VA =2584. 1-(-834. 3) =3418. 4N

I-I 截面左侧弯矩为

M VI 左=F VA ⨯

121212

l =-63823. 95N ⋅mm

I-I 截面右侧弯矩为

M VI 右=F VA ⨯

l +

12

F a ⨯d 2齿=378092. 85N ⋅mm

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为

M VII =F VB ⨯(

B +∆2+∆3) =131608. 4N ⋅mm

作垂直平面弯矩图

（4）作合成弯矩图

M =

M

2

H

+M

2

V

22+（M HI ）=269960. 98N ⋅mm I-I 截面：M I 左=M VI 左）

22+（M HI ）=460173. 5N ⋅mm M I 右=M VI 右）

22+（M HII ）=186408. 45N ⋅mm Ⅱ-Ⅱ截面：M II =M VI ）

(5)作转矩图

T =T II =1214160N ⋅mm

(6)求当量弯矩，因减速器工作时作单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，

修正系数α=0. 6. I-I 截面：M eI =

M

2

I 右

2

+（a T ）=861664. 7N ⋅mm

Ⅱ-Ⅱ截面：M eII =

M

2II

2

+（a T ）=751967. 1N ⋅mm

(7)确定危险截面及校核强度

截面I-I ，Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩M eI >M eII , 且轴上还有键槽，故截面I-I ，可能为危险截面，但由于轴径d 3

M eI W

=18. 16MPa

Ⅱ-Ⅱ截面:δeII =

M eII W

=17. 82MPa

查表得[6-1]b=65MPa,满足6e ≤[6-1]b . 故设计的轴有足够的强度.

3.2.1 选择轴的材料

选择轴的材料，选择45刚并经调质处理，许用弯曲应力[6-1]b=65MPa.

估算轴径

3.2.2 按扭转强度估算轴径

A 0=126-103

d I ≥A o p I n I

=31. 2~38. 2mm

将估算直径加大5%~7%并圆整，取d I =35mm

3.2.3 轴的结构设计

⑴轴上的零件布置

轴上安装有齿轮，俩个轴承，带轮，因单机传动，一般将齿轮安装在箱体中间，轴承安装在箱体的轴承孔内，相对于齿轮左右对称，带轮布置在箱体外面的一端。 ⑵零件的装拆顺序

齿轮从左端装入齿轮、套筒、轴承、轴承端盖、带轮，从轴的左端装入，右侧的轴承从右端装入，d 带轮

⑶轴上零件的定位和固定（见前） ⑷确定各轴段的尺寸

3.2.4 确定各轴段直径

轴段①的直径d 1=35mm

轴段②的直径d 2=d 1+2h 12，轴肩h 12为定位轴肩，可取h 12=(0. 07-0. 1) d 1 取h 12=3. 5mm ，即d 2=d 1+2h 12=35+2⨯3. 5=42mm ，考虑到轴段安装密封圈

故d 2取41.2mm

轴段③的直径d 3=d 2+2h 23, 轴肩h 23，为非定位轴肩可取h 23=1~2mm ，取

d 3=45mm

轴段④的直径d 4=d 3+2h 34=45+2⨯1. 5=48mm ，取h 34=1. 5mm

轴段⑤的直径d 5=d 4+2h 45，h 45是定位轴环的高度，取h 45=(0. 07~0. 1) d 4， 取h 45=4. 8mm ，d 5=48+2⨯4. 8=57. 6mm

轴段⑥的直径d 6应根据所选轴承类型和型号选用6309轴承03系列，查得

d 6=54mm

3.2.5 各轴段的长度.

轴段长度是从安装齿轮部分的轴段开始确定

轴段④安装齿轮，L 4=b 1-(2~3mm ) =79-(2~3) mm ，取b 1=79，取

L 4=77mm

轴段③长度包括三部分，再加上小齿轮轮？宽的数值2mm L 3=B +∆2+∆3+2=25+15+5+2=47mm

B

——滚动轴承宽度取25mm

∆2——齿轮端面主箱体内壁的距离

∆3——滚动轴承内端面至减速器内壁的距离

轴段②长度L 2包括三部分： L 2=l 1+e +m

l 1——轴承端盖带轮的内端面，通常取l 1=15~20mm

’’

e ——轴承端盖的厚度（e =1. 2d 3），d 3为轴承端盖螺钉直径

m ——轴承端盖的正端面至轴承座孔的宽度减去轴承宽度和轴承距箱体内壁的距离∆3，就是m L 座孔=∂+c 1+c 2+(5~10) ∂——下箱座壁厚，∂取8mm

c 1, c 2——轴承座旁连螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，取

c 1=20mm , c 2=18mm

故L 座孔=8+20+18+6=52mm

反算m =L 座孔-B -∆3=52-25-5=22mm

所以 L 2=L 1+e +m = 15+1.2×10+22 = 49 mm 轴段①安装带轮, 长度与带轮宽度有关.

B 带轮

=(z-1)e+2f=2×23=46mm , 所以L 1=54mm

ｚ— 轮槽数 e — 槽间距 f — 槽边宽

所以轴I 的总长L 总=L 1+L 2+…+L 6+L 7=54+49+47+77+8+12+27=274 mm 轴段⑤长度L 5=8 mm

轴段⑥长度L 6由∆2, ∆3的尺寸减去L 5来确定，L 6=∆2+∆3-L 5=15+5 - 8=12 mm 轴段⑦长度应等于或大于轴承宽度B, 取L 7=27 mm

4 滚动轴承的校核计算

4.1 轴承选择计算及校核

①画出轴的受力图

②作出水平受力图

支力约束力:F HA =F HB =

12

F t ①

T=F t ×

12

d 1齿 ②

由①②得F HA =F HB =

T d 1齿

=

26562174. 512

=3565.4 N

12

I-I 截面处的弯矩M HI =F HA (

mm 76)=251360.7 N ·

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩 M

HI

B+L 6+L 5+

)=3565.4×(

12

×25+8+12+

12

×

=F HB (

12

B +∆2+∆3) =3565. 4⨯(

12

⨯25+15+5) =115875. 5N ·mm

在垂直平内，受力如图. 支点约束力，F a =F t tan β=

-F VA (

12

2T d 1齿

tan β ⑥

12

12

12

12

12

B +∆2+∆3+b 1+∆2+∆3+

B ) +

F r (B +∆2+∆3+b 1+∆2+∆3+B ) -F a d 1齿=0

③

F r =

12

F t tan a n cos βB

=

2T tan a n d 1齿cos β

④

12B

l =

+∆2+∆3+b 1+∆2+∆3+

12F r -

F a d 1齿

2l

⑤

T tan a n d 1齿cos β

由③-⑥得：F VA =

=

-

T tan βl

=838.7N

F VB =F r -F VA =1848. 2N

12

I-I 截面左侧弯矩为

M VI 左=F VA ⨯

121212

l =838. 7⨯

⨯141=59128. 35N ⋅mm

Ⅱ-Ⅱ截面右侧弯矩为

M VI 右=F VA ⨯

l +

12

F a d 1齿=838. 7⨯

12⨯141+

12

⨯1910. 7⨯74. 5=130301. 0N ⋅mm

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为

M VII =F VB ⨯(

B +∆2+∆3) =1848. 2⨯(

12

⨯25+15+5) =60066. 5N ⋅mm

④作合成弯矩图

I-I 截面

M M

I 左

==

M M

2

VI 左

+M +M

2

HI

=258221. 5=283126. 8

N ⋅mm N ⋅mm

2

I 右

VI 右

2

HI

Ⅱ-Ⅱ截面

M

II

=M

2

VII

+M

2

HII

=130518. 6 N ⋅mm

⑤作矩阵图

T =T I =265621 N ⋅mm

⑥求当量弯矩，修正系数α=0. 6 I-I 截面

M

eI

=M

2

I 右

+（αT ）=324900. 6

2

N ⋅mm

Ⅱ-Ⅱ截面

M

eII

=M

2

II

2+（αT ）=205996. 9 N ⋅mm

⑦确定危险截面及校核强度

I-I 截面

δeI =

M eI W

=29. 9MPa

Ⅱ-Ⅱ截面

δeII =

M eII W

=22. 6MPa

查表（6-1）b=65MPa满足6e ≤(6-1) b ，故设计的轴有足够的强度.

4.2.2轴承所受径向载荷

输入轴的轴承

（1）查表知，6315轴承所具有的径向基本额定动载荷Cr=112000N,对于球轴承ε=3.

轴承寿命计算公式为

L h =

c p ⨯ε⨯

10

6

60n

=

16670n

⨯

c p

⨯ε

（2）计算轴承1的工作寿命.

①由于结构设计的保证使轴向外力作用在轴承上，轴承恢复轴向力，故

P r 1=F r 1=

F

2VA

+F

2

HA

=3528. 9N

②轴承1的工作寿命为

L h 1=

C r P r 1

⨯ε⨯

16670n II

=7814248h

③计算轴承2的工作寿命

1.6315轴承所具有的径向基本额定静载荷C or =76800N 2. 计算F a /C or , 确定系数e

F a C or

=0. 024查表得：e=0.22

3. 确定当量动载荷的计算公式并计算P r 2 因

F a F r 2

=0. 38>e

F r 2=

F

2

VB

+F

2

HB

=4841. 8N

所以X=0.56 Y=1.99

故P r 2=f p (XF r 2+YF a ) =7641. 6N

4.2.3寿命计算

L h 2=

C r P r 2

⨯ε⨯

16670n II

=769578h

5 键联接的选用和计算

5.1 高速带传动端的键

5.1.1 键的选择

高速轴轴器端端尺寸：24×55；由表9-14

l =l -b =40-8=32mm

'

【2】

得键为A8×40 GB/T 1096-1979

即圆头普通平键（A 型），键的参数为：b=8mm;h=7mm;l=40mm。键的接触长度

（5-1）

5.1.2 强度验算

因是静连接，故只验算积压强度，由式15-1得d

：σp =

2T dlk

≤[σp ]

（5-2）

——轴的直径

——键与轮毂的接触高度

l ——键的工作长度 k

[σp ]——许用压力

式中:T =45.60N ⋅m ;

d =24m m ; k =0.5h =(0.5⨯7) =3.5m m

，故σp =

2⨯4560024⨯32⨯3.5

=33.93M Pa

由表15-1查许用挤压应力为[σp ]=75M Pa

，因σp

5.2 输出轴中间的键

5.2.1 键的选择

齿轮处轴的尺寸为：50×36；由表9-14长度l ' =l -b =36-14=22mm 。

【2】

得键为：14×36 GB/T1096-1979

即圆头普通平键（A 型45钢），键的参数为：b=14mm;h=9mm;l=36mm；键的接触

5.2.2强度验算

因是静连接，故只验算积压强度，由式15-1得σ

p

=

2T dlk

≤[σp ]

式中:T =167.31N ⋅m ; d =50m m ; k =0.5h =(0.5⨯9) =4.5m m 故σ

p

=

2⨯167.31⨯1050⨯22⨯4.5

3

=67.6M Pa

由15-1查许用挤压应力为[σp ]=135M Pa 因σ

p

5.3 输出端连轴器端的键

5.3.1 键的选择

输出轴轴器端端尺寸：35×60；由表9-14

l =l -b =45-10=35m m 。

'

【2】

得键为C10×45 GB/T1096-1979

圆头普通平键（A 型），键的参数为：b=10mm;h=8mm;l=45mm；键的接触长度

5.3.2 强度验算

水平方

向

垂直方向

6润滑油及润滑方式的选择

6.1 齿轮润滑剂的选择

6.1.1润滑方式的确定

因为齿轮的圆周速度 v=

πdn

60⨯1000

=

3.14⨯198.98120.44⨯

60⨯1000

=1.254

m/s

齿浸入油池中，采用浸油方式。这样齿轮在转动时就可把润滑油带到啮合的齿面

上，同时将油甩到箱壁上，借以散热。

6.1.2润滑剂的选择

查表4-1

【2】

知：运动粘度ν=150cst ，查表10-11

【2】

，可选1500型润滑油

（SY1172-88）。

6.2 滚动轴承润滑剂选择

6.2.1润滑方式的确定

润滑轴承，仍然选用油润滑，润滑剂同上，通过箱体上的油沟流入轴承润滑。

6.2.2 滚动轴承润滑剂选择

由工作条件可以直接通过齿轮的运转将油甩到内箱壁上，再通过内壁上的油槽将油流到轴上，对轴承润滑。

7 箱体及其附件的设计选择

箱体采用灰铸铁（HT200）制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速箱箱体尺寸按图4-21

【1】

及表4-17

【1】

, 结果如下表：

表7.1箱体及其零部件结构尺寸

31

设 计 小 结

通过这次关于带式运输机上的单级圆柱斜齿轮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，不仅锻炼了我们的计算能力，绘图能力，而且我们还在此之间查阅了大量的资料。对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，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》、《公差与配合》、《CAD 实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》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, 结合生产实际反系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。在这次的课程设计过程中, 综合运用先修课程中所学的有关知识与技能, 结合各个教学实践环节进行机械课程的设计, 一方面, 逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力, 特别是提高了分析问题和解决问题的能力, 为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。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.

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参 考 文 献

[1] 席伟光、杨光、李波主编. 《机械设计课程设计》. 北京：高等教育出版社，

2003（2007重印） [2] 张策等主编《. 机械原理与机械设计》. 北京：机械工业出版社，2004.9（2006.5

重印）

[3] 陈立德主编. 《机械设计基础》. 北京：高等教育出版社，（2006重印）

[4] 何玉林、沈荣辉、贺元成主编. 《机械制图》. 重庆：重庆大学出版社，2008.8 [5] 王伯平主编. 《互换性与测量技术基础》（第二版）. 北京：机械工业出版社，

2004.4（2006.9重印）

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