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1、二二 级级 减减 速速 器器 课课 程程 设设 计计(共共-本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可-内页可以根据需求调整合适字体及大小-3 3 2 2 页页)目录目录第一章 任务书.错误错误!未定义书签。未定义书签。课程设计.错误错误!未定义书签。未定义书签。课程设计任务书.错误错误!未定义书签。未定义书签。运动简图.错误错误!未定义书签。未定义书签。原始数据.错误错误!未定义书签。未定义书签。已知条件.错误错误!未定义书签。未定义书签。设计工作量.错误错误!未定义书签。未定义书签。第二章 传动装置总体设计方案:.错误错误!未定义书签。未定义书签。组成.错误错误!未定义书签。未定义书签。特点
2、.错误错误!未定义书签。未定义书签。确定传动方案.错误错误!未定义书签。未定义书签。第三章 电动机的选择.错误错误!未定义书签。未定义书签。选择电动机的类型.错误错误!未定义书签。未定义书签。选择电动机的容量.错误错误!未定义书签。未定义书签。确定电动机转速.错误错误!未定义书签。未定义书签。第四章 确定传动装置的总传动比和分配传动比.错误错误!未定义书签。未定义书签。分配减速器的各级传动比.错误错误!未定义书签。未定义书签。计算各轴的动力和动力参数.错误错误!未定义书签。未定义书签。第五章 传动零件的设计计算.错误错误!未定义书签。未定义书签。V 带设计.错误错误!未定义书签。未定义书签。已
3、知条件和设计内容.错误错误!未定义书签。未定义书签。设计步骤：.错误错误!未定义书签。未定义书签。齿轮设计.错误错误!未定义书签。未定义书签。高速级齿轮传动计算.错误错误!未定义书签。未定义书签。低速机齿轮传动计算.错误错误!未定义书签。未定义书签。圆柱齿轮传动参数表.错误错误!未定义书签。未定义书签。减速器结构设计.错误错误!未定义书签。未定义书签。轴的设计及效核.错误错误!未定义书签。未定义书签。初步估算轴的直径.错误错误!未定义书签。未定义书签。联轴器的选取.错误错误!未定义书签。未定义书签。初选轴承.错误错误!未定义书签。未定义书签。轴的结构设计（直径，长度来历）.错误错误!未定义书签
4、。未定义书签。低速轴的校核.错误错误!未定义书签。未定义书签。精确校核轴的疲劳强度.错误错误!未定义书签。未定义书签。轴承的寿命计算.错误错误!未定义书签。未定义书签。键连接的选择和计算.错误错误!未定义书签。未定义书签。减数器的润滑方式和密封类型的选择.错误错误!未定义书签。未定义书签。齿轮传动的润滑.错误错误!未定义书签。未定义书签。润滑油牌号选择.错误错误!未定义书签。未定义书签。密封形式.错误错误!未定义书签。未定义书签。第六章 设计总结.错误错误!未定义书签。未定义书签。2致谢.错误错误!未定义书签。未定义书签。参考资料.错误错误!未定义书签。未定义书签。3第一章第一章 任务书任务书
5、课程设计课程设计本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以机械设计、机械原理、机械制图、机械设计课程设计手册、制造技术基础、机械设计课程设计指导书以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。课程设计任务书课程设计任务书课程设计题目课程设计题目 1 1：带式运输机运动简图运动简图原始数据原始数据题 号1参 数运输带工作拉力
6、F（KN）运输带工作速度 v（m/s）滚筒直径 D（mm）2345 54 467859106400450400400400400450 4504504504504每日工作时数 T（h）161616161616161616161688888 888888使用折旧期（y）已知条件已知条件1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为5%；2、滚筒效率：j=（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度 35C；4、动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造
7、，小批量。设计工作量设计工作量1、减速器装配图 1 张（A0 或 A1）；2、零件工作图 13 张；3、设计说明书 1份。5第二章第二章 传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案:组成组成传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。确定传动方案确定传动方案考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下：6第三章第三章 电动机的选择电动机的选择选择电动机的类型选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压 380V，Y型。选择电动机的容量选择电动机的容量pdpwaFvkw（2-1）
8、1000a（其中：pd为电动机功率，pw为负载功率，a为总效率。）由电动机到传输带的传动总效率为I231II5PwPdIII4IV图 3-1 运动简图a1234321为 V 带的效率,572为滚动轴承效率 0.983 0.94，（由图可知减速器只有 3 对轴承。卷筒滚动轴承效率包括在卷筒效率中)3为闭式齿轮传动效率 0.972 0.941，4为联轴器的效率 0.99,5卷筒效率=(包括其支承轴承效率的损失)a 0.960.9830.9720.990.96 0.81功率型号HPKW电流(A)电压(V)转速(r/min)效率(%)功率因数堵转转矩/额定转矩2222堵转电流/额定电流77777最大转
9、矩/额定转矩Y160M1-2Y160M2-2Y160L-2Y160M-4Y160L-4Y1601520251520101115111517380380380380380380293029302930146014609708988862所以pdFv4000 1.9 9.381000a1000 0.81因载荷平稳，电动机额定功率pw只需要稍大于pd即可，按下表中 Y 系列的电动机数据，选电动机的额定功率 11kw。8M-6Y160L-6Y180M-215301122380380970294087892272确定电动机转速确定电动机转速卷筒转速为n 601000v601000 1.9=90r min
10、D3.14400按推荐的传动比合理范围，取 V 带传动的传动比二级圆柱齿减速器的传动比为i1 2 4i2 8 40则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为故电动机转速的可选范围为ia 16 160。ndian (16160)90 1440 14400r min可见，电动机同步转速可选1500 r min、和3000 r min两种。根据相同容量的两种转速，从上表中查出两个电动机型号，再将总传动比合理分配给 V 带和减速器，就得到两种传动比方案，如下表所示。方案电动机型额定功电动机转速电动机传动装置的传动比号重量 Kgr min率edkw同步转满载转总传V 带减速速动比速器1Y160M1-2113
11、0002930117162Y160M-411150014601238综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选择第 1 种方案，即电动机型号为 Y160M-4。电动机中心高 H=160mm,外伸轴段 DE=42110mm。P9第四章第四章 确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比分配减速器的各级传动比分配减速器的各级传动比按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i1(1.31.5)i，取2i11.4i2，得i1 1.4i 1.416 4.73所以i2ii116=4.73计算各轴的动力和动力参数计算各轴的动力和动力参数（1）计算各轴转速i701.
12、92轴nII=n=r min4.73i0轴nI=nm=I1460=r2.08min110轴nIII=nII=i2148.39=r3.83min卷通轴nIV=nIII=r min（2）计算各轴输入功率、输出功率轴PI=Pd=9 kw1轴PII=PI卷筒轴PIV=P2=9=kw3轴PIII=PIIIII23=kw422=kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率，分别为轴PI=PI=9=kw轴PII=PII=kw2轴PIII=PIII=kw2卷筒轴PIV=PIV=kw2（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩Pd9.38T 9550 9550 61.35N mdnm1460P9122.44N
13、m轴输入转矩TI 9550I 9550 nI701.92PII8.56T 9550 9550 550.89N m轴输入转矩IInII148.39P8.14 2006.63N m轴输入转矩TIII 9550III 9550 nIII38.74P7.91947.47N m卷筒机输入转矩TIV 9550IV 9550 nIV38.74各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率轴名电机轴轴9功率 P/KW输入输出转距 T/N*M输入转速 n输出r/min1460转动比 i效率11轴卷筒轴1表 4-1 运动和动力参数计算结果12第五章第五章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 V V 带设计带设计已
14、知条件和设计内容已知条件和设计内容设计 V 带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率 P；小带轮转速n1；大带轮设计步骤：设计步骤：1）、确定计算功率Pc根据工作条件载荷平稳，每天工作 16 小时由表1查 KA=，计算功率为2）、选择 V 带的带型根据计算功率Pca 11.26 kw,小带轮的转速n1 nm1460r min，由图1选用 A 型带。3）、确定带轮的基准直径dd，并验算带速 v初选小带轮基准直径dd1根据 v 带的带型，由表1和表1，取小带轮的基准直径dd1=125mm。验算带速 vv dd1n16010001252930601000
15、9.56 m/s由于 5 m/s v 25 m/s，故带速合适。4）、计算大带轮的基准直径由dd2 i dd1,传动比i0 2.08,有dd2 i0dd1=125=260mm，根据表1，取dd2=265 mm5）确定 V 带的中心距a0,并选 V 带的基准长度Ld确定小带轮中心距，根据式1(dd1+dd1)+h=a02(dd1+dd1)=780初定中心距a0=500mm。计算相应的带长Ld013 2a （d0Ld02）d1+dd2(dd1dd2)4a02=2500+(125+265)+(265125)450021606.4mm由表1选带的基准长度Ld=1600 mm计算实际中心距 a 及其变动
16、范围aaLdLd0 500 1600 1606.4 496.8 mm022中心距的变化范围为amina0.015 Ld 496.8-0.0151600 472.8mma6）、验算小带轮上的包角0ddd157.30180180-d2amaxa0.03 Ld 496.8 0.031600 544.8mm026512557.30152.3201200496.8包角合适。7）、计算带的根数计算单根 V 带的额定计算功率，由dd1125mm和n1 1460r min，查表1得 P0=查表1得P0 0.17kw,查表1得K 0.92，查表1得KL 0.99，Z ppcarpp pKKca00L11.26
17、5.881.930.170.920.99取 6 根。8）确定带的最小初拉力F0由表1得 A 型带的单位长度质量 q=kg/m,(F0)min5002.5KPacaK zvaqv25002.50.9211.260.109.562177.6N0.9269.569)计算带传动的压轴力 Fp压轴力的最小值为 2Z(F0)minsin1 26177.6 sinP min28）、把带传动的设计计算结果记入表下中带传动的设计参数a中心距带型A1小带轮直径包角252大带轮直径带长656初拉力带的跟数F152.32 2069.32 N21600146带速压轴力齿轮设计齿轮设计高速级齿轮传动计算高速级齿轮传动计算
18、已知条件：输入功率PI=9kw,小齿轮转速n1 nI 701.92r/min传动比i1=,工作寿命为 8 年（年工作日 250 天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）材料选择。由表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，二者材料硬度差为 40HBS。3）选择小齿轮齿数z1=21，大齿轮齿数z2=i1z1=21=,取z2=100。4）由1142 页，初选螺旋角=(2)按齿面接触强度设计由1公式（）知齿面接触强度设计公式为d132K Td1u1ZHZEZEZuH 1)确定上公式内的各计算数值
19、计算载荷系数 K由1表查得使用系数KA=1，由1134 页得KV=，K1.1，K1.1。由1公式（）得载荷系数 K=KAKVKK=1=计算小齿轮传递的转矩T1=106由表1选取齿宽系数=1。dpnI=19106=104Nmm701.92由1图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限的接触疲劳强度极限H lim1=700 MPa;大齿轮H lim2=550 MPa。计算应力循环次数N1=60n1jLh=601(162508)=109N2=1.348104.739=108由1图取接触疲劳寿命系数ZN1=1；ZN2=计算接触疲劳许用应力由1表，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则15H1=ZN1lim
20、1=1700=700 MPaH2=ZN2lim2=550=605 MPaSS查1中：图,得节点区域系数ZH=。参考1中 143 页,取 Z=；Z=coscos14；由表查得材料的弹性影响系数ZE=MPa1/2。许用接触应力H H 2=605 MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1,由计算公式得d132K Td1u1ZHZEZEZuH 21.45212.21044.7312.4330.860.985189.8365 mm14.73605计算齿轮模数 mnd1cos65cos140=；查手册取标准模数 mn=3（第（第 1 1 系列）系列）mn=20z1计算齿轮几何参数m Z3 21d1n1 6
21、4.9 mmcoscos14d2=id1=307 mmd1 d264.9307a 186.0 mm中心距：22圆整中心距为 5、0 结尾的数，取 a=185mm按圆整 a 后的中心距修正螺旋角211003z z2mn=arccos=arccos121852a修正螺旋角后计算出修正后的齿轮几何参数m Z321d1n1 64.21 mmcoscos11.16d2=id1=mmd d264.21303.7184 mm中心距：a 122圆整中心距为 5、0 结尾的数，取 a=185mm齿轮宽度：因为 b=dd1=1=，故取 b1=70mm；b2=65mm计算圆周速度，确定齿轮精度64.21701.92
22、d1n1V=s601000601000参考1中图（a），取齿轮精度 8 级。(3)按齿根弯曲强度校核16由1公式（）知弯曲强度校核公式为F2KT1YFYSYYFbd1mn1)确定校核公式中的计算参数载荷系数（前面已经得到）K=KAKVKK=1=参考1中 143 页取螺旋角影响系数Y=；参考1中 137 页取重合度系数Y=计算当量齿数21z1zv1=30=3cos 11.16cos100z2zv2=30=cos3cos 11.16查1中表得取齿形系数YF1=,YF2=查1中表得取应力校正系数YS1=,YS 2=计算弯曲疲劳许用应力查1中图(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=280MPa;
23、大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=220MP查1中图取弯曲疲劳寿命系数 YN1=YN2=1，查1中表取弯曲疲劳安全系数 S=则F1=2=FYN1F lim11280=200 MPa1.4SYN2F lim21220S=1.4=MPa2）校核计算F12KT121.45212.21042.711.5710.850.88 83.67MPYFYSYY=364.2170bd1mnYF2YS22.181.79183.67 76.68 MPaYF1YS12.711.571aF2因F1F1，F2F2故弯曲强度足够。低速机齿轮传动计算低速机齿轮传动计算已知条件：输入功率PII=,小齿轮转速n1 nI148.3
24、9r/min传动比iII=,工作寿命为 8 年（年工作日 250 天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）材料选择。由表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，二者材料硬度差为 40HBS。173）选择小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=i1z1=25=,取z2=96。4）由1142 页，初选螺旋角=(2)按齿面接触强度设计由1公式（）知齿面接触强度设计公式为d132K Td1u1ZHZEZEZuH 1)确定上公式内的各计算数值计算载荷系数 K由1表查得使用系数KA=1，由1134 页得
25、KV=，K1.2，K1.1。由1公式（）得载荷系数 K=KAKVKK=1=计算小齿轮传递的转矩8.56T2=106pII=106=105NmmnII148.39由表1选取齿宽系数=1。d由1图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限接触疲劳强度极限H lim1=700 MPa;大齿轮的H lim2=550 MPa。计算应力循环次数N1=60nIIjLh=601(162508)=108N2=2.8510=1073.838由1图取接触疲劳寿命系数ZN1=1；ZN2=计算接触疲劳许用应力由1表，取失效概率为 1%，安全系数 S=1，则H1=ZN1lim1=1700=700 MPaH2=ZN2lim2=55
26、0=605MPaSS查1中：图,得节点区域系数ZH=。参考1中 143 页,取 Z=；Z=coscos14；由表查得材料的弹性影响系数ZE=MPa1/2。许用接触应力H H 2=605 MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径 d1,由计算公式得d132K Td1u1ZHZEZEZuH 1821.4525.51053.831 2.4330.860.985189.8310913.83605mm计算齿轮模数 mnd1cos109cos140=；查手册取标准模数 mn=4mm（第（第 1 1 系系mn=25z1列）列）计算齿轮几何参数m Z425d1n1103.06 mmcoscos14d2=id1=mm
27、d d2103.06394.7 248.89 mm中心距：a 122圆整中心距为 5、0 结尾的数，取 a=250mm按圆整 a 后的中心距修正螺旋角25964z1 z2mn=arccos=arccos22502a修正螺旋角后计算出修正后的齿轮几何参数m Z425d1n1103.29 mmcoscos14d2=id1=mmd d2103.29395.60 249.445 mm中心距：a 122圆整中心距为 5、0 结尾的数，取 a=250mm齿轮宽度：因为 b=dd1=1=mm，故取 b1=110mm；b2=105mm计算圆周速度，确定齿轮精度103.29148.39d1n1V=s601000
28、601000参考1中图（a），取齿轮精度 8 级。(3)按齿根弯曲强度校核由1公式（）知弯曲强度校核公式为F2KT1YFYSYYFbd1mn1)确定校核公式中的计算参数载荷系数（前面已经得到）K=KAKVKK=1=参考1中 143 页取螺旋角影响系数Y=；参考1中 137 页取重合度系数 Y=计算当量齿数1925z1=30=3cos 14cos96z2zv2=30=cos3cos 14查1中表得取齿形系数YF1=,YF2=查1中表得取应力校正系数YS1=,YS 2=zv1=计算弯曲疲劳许用应力查1中图(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=280MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=
29、220MP查1中图取弯曲疲劳寿命系数 YN1=YN2=1，查1中表取弯曲疲劳安全系数 S=则F1=2=FYN1F lim11280=200 MPa1.4SYN2F lim21220S=1.4=MPa52）校核计算F121.4525.5102KT12.571.600.850.88108.39MPaYFYSYY=4103110bd1mnY Y2.181.79F2F2S21108.39102.86 MPaYF1YS12.571.60因F1F1，F2F2故弯曲强度足够。圆柱齿轮传动参数表圆柱齿轮传动参数表各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表表 5-1 圆柱齿轮传动参数表名称代单高速级低速级
30、号位小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮amm185250中心距i传动比mnmm34模数螺旋角1193614302020端面压力角啮合角齿数分度圆直径节圆直径齿顶圆直径齿根圆直径zdddadfmmmmmmmm2021656571581003073073133002025109109117999639539540338520齿宽螺旋角方向材料热处理状态齿面硬度bmmHBS70左旋40Cr调质28065右旋45调质240110右旋40Cr调质280105左旋45调质240减速器结构设计减速器结构设计表 5-2 减速箱机体结构尺寸名称符号箱座壁厚箱盖壁厚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地脚螺钉
31、数目轴承旁联接螺栓直径机盖与座联接螺栓直径联接螺栓d2的间距轴承端盖螺栓直径视孔盖螺钉直径定位销直径df、d1、d2到外箱壁距离减速器型式及尺寸关系/mm8812122020416121801081626、22、1824、1624由结构确定4010107、710801b1bb2dfnd1d2ld3d4dC1C2R1hl112m1、mD2df、d2至凸缘边缘距离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箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖、箱座肋厚轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离tS21轴的设计及效核轴的设计及效核初步估算轴的直径初步估算轴的直径在进行轴的结构设计之前，
32、应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为d A3Pmm，式中：nP轴所传递的功率，kw；n轴的转速，r/min;A由轴的需用切应力所确定的系数。由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料 45 钢，调质处理，查得 A=103126，则P9I 轴d1 A3I=1103=mm701.92nI 轴d2 A3 轴d3 A3PII8.56=1103=mmnII148.39PIII8.14=1033=mmnIII38.74将各轴圆整为d1=25mm,d2=45,d2=65 mm。联轴器的选取联轴器的选取 轴 I 段需要与联轴器连接，为使该段直径
33、与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器Tca kATIII,由表1查得：工作情况系数KA=,由表3查得：选用 LT9 型弹性注销联轴器 LT9 型弹性注销联轴器主要参数为：公称转矩 Tn=2000Nm轴孔长度 142mm(Y 型)孔径d1=65mm表 5-3 联轴器外形及安装尺寸型公称许用轴孔轴 孔D转 动 惯许用补偿量号扭矩转速直径长度mm量轴向径向角向Nmr/minmmmmkgm2LT1020002300651423151022初选轴
34、承初选轴承I 轴选轴承为：7005AC；轴选轴承为：7009AC；轴选轴承为：7014AC。所选轴承的主要参数如表 2-8表 5-4 轴承的型号及尺寸轴承代基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBdnDa号7005AC257009AC457014AC6047751101216203o51774269103基本额定/kN动载荷静载荷CrCor38amm轴的结构设计（直径，长度来历）轴的结构设计（直径，长度来历）1.低速轴的结构图图 5-1 低速轴结构简图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）I 段与联轴器配合取d1=65,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取L1=132。（2）
35、为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，由表 7-123毡圈油封的轴颈取dII=68mm,由轴从轴承孔端面伸出 15-20mm,由结构定取LII=50mm。（3）轴肩为非定位轴肩初选角接触球轴承，取dIII=70mm考虑轴承定位稳定，LIII略小于轴承宽度加挡油环长度，取LIII=31mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取dIV=80mm,LIV=69mm。23(5)轴肩 V 为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径 6-10mm,且保证10mm,取dV=88mm，LV=8mm。（6）VI 段安装齿轮，取dIV=82 mm,考虑齿轮轴向定位，LIV略小于齿宽，
36、齿轮右端用套筒定位。取LIV=87mm(7)VII 齿轮右端用套筒定位，dVII=80mm,LVII=15mm(8)轴肩 V间安装角接触球轴承为 7014AC 取dVIII=70mm，根据箱体结构取LVIII=24（9）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表 4-13查得平键 bh=2012（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为 80mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键 bh=2012，键长选择 120。轴端倒角45，各轴肩处圆角半径 R=。2.中速轴尺寸图 5-2 中速轴结构简图3.高速轴尺寸图 5-3 高速轴结构简图24低速轴的校核低速轴的校核由于低速轴上所承
37、受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。（1）轴强度的校核计算1）轴的计算简图图 5-4 低速轴结构简图2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。将轴简化为如下简图图 5-5 轴的计算简图（2）弯矩图根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩MV图（图 2-7）。已知TIII=Nm,TIII=NmTIII，齿轮分度圆直径 d=,对于 7012AC 型轴承，由手册中查得 a=,得到做为简支梁的轴的支撑跨距 L2+L3=48+120=168mm2 2006.63 1000 d394.7 tgantg 200FtFrcoscos 14.5010164.60
38、FaFt tg tg14.5 10164.6Ft2TIII 1000 FFNV 1NV 2MV FlllFllt22t2NV 2Fl33 10164.6 120 7260.4N16848 2904.1N168 10164.63l3 2904.1 120 3.48 105N m载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定水平面25MaFarNh1D2628.7394.7 5.18105223a523(FLM)3821.3485.18101991.1NF168ll(FLM3821.31205.1810 5762NF168llr2a5Nh2235 7260.448 3.4810 N mmMH1FNV
39、1L25 2904.1120 3.4810 N mmMH2FNV2L3总弯矩M1MVMH12223.48103.48105252 4.92105N mmM2MVMH223.48103.48105252 4.92105N mm从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面 C 是危险截面，现将计算出的截面C 处的弯矩值列下表表 5-3 截面 C 弯矩值数据表载荷支反力 F弯矩总弯矩水平面 HFNh11991.1N垂直面 VFNV1 7260.4NNV 2FNh2 5762NF 2904.1NM55M 3.4810 N m 3.4810 N mmVMH1 3.48105N mmH25 4.9210 N mmM
40、1M扭矩 T5 4.9210 N mm2Tm=106mm26（3）扭矩图图 5-6 轴的载荷分析图（4）校核轴的强度取=，由表2查得1=60MPa，由表 4-13查得 t=7d3bt(d t)2653207(657)2W 23338.477mm322d32265 M T 4caW2W22M2TW21caM2TW24.92100.62010525223338.477 MPa1=60MPa精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面27截面 A,B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩过渡配合所引起的应力集中均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地确定的，所以截面 A、B
41、无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面 IV 和 V 处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载的情况来看,截面 C 上应力最大.截面 V 的应力集中的影响和截面 IV 的相近,但是截面 V 不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面 C 上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的轴的直径最大,故 C 截面也不必做强度校核,截面 VI 和II 显然更加不必要做强度校核。由第 1 章的附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而,该轴只须校核截面 IV 左右两侧即可.截面 IV 左侧抗弯截面模量按表1中公式计算 W=d3=653=27463抗扭截面模量wT=d3=653=
42、54925截面 IV 的左侧的弯矩 M 为M M173.538.5 211280.66N mm73.5截面上的扭矩T3为T3 2006.63N m截面上的弯曲应力bM211280.66 7.69MPa，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的W27463应力幅a=MAX=b=；平均弯曲应力m=0 MPa。截面上的扭转切应力MAX=T3200663036.53MPa，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转=54925WT切应力的应力幅a=MAX=;平均扭转切应力为m=a=截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和由第 1 章（23 页图）可知，因 r/d=65=,D/d=70/65=,得 2.0，1
43、.3128又由第 1 章（23 页图）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k1q(1)1.82k1q(1)1.26由第 1 章（24 页图）得尺寸系数0.67，扭转尺寸系数 0.82。轴按磨削加工，由第 1 章（24 页图）得表现质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，由第 1 章 22 页公式（）和（）得综合影响系数为：kDkk=kD=等效系数为:0.10.2取 0.050.1取于是，计算安全系数Sca值，得S=127512.77kDam2.87.690.10SSca1155 9.19kDatm1.6210.10.0510.1SSSS2212.779.191
44、2.77 9.19227.46远大于 S=所以它是安全的。（3）.截面 IV 右侧抗弯截面模量按表中公式计算W=d3=703=34300抗扭截面模量29WT=d3=703=68600截面 IV 的右侧的弯矩 M 为M M173.538.5 211280.66N mm73.5截面上的扭矩T3为T3=N m截面上的弯曲应力bM211280.66 6.16MPa，因为弯矩为对称循环，所以此处弯曲应力的W34300应力幅a=MAX=b=；平均弯曲应力m=0 MPa截面上的扭转切应力T=T32006630 29.25MPa，因为扭转切应力为脉动循环，所以此处扭转切=68600WT应力的应力幅a=MAX=
45、;平均扭转切应力为m=a=过盈配合处的k/3.16,k/0.83.16 2.53轴按磨削加工，由第三章得表现质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，由第 1 章得综合系数为：kDkk=kD=于是，计算截面右侧的安全系数为S=127513.73kDam3.256.160.10SSca1155 7.16kDatm2.628.10.058.1SSSS2213.737.1613.73 7.16226.34远大于 S=所以它是安全的。又因本传动无大的瞬时过载及严重的应力循环对称性，故可略去静强度校核。30轴承的寿命计算轴承的寿命计算（1）低速轴轴承寿命计算1）预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用
46、期限为 8 年（年工作日为 250天）。预期寿命Lh=825016=32000h=104h2）寿命验算图 5-7 轴承的受力简图轴承所受的径向载荷Fr11898.24N,Fr2 4745.6NFa1 590.48N，Fa2 3056.46N当量动载荷P21和P低速轴选用的轴承 7012AC,查表1得到fp=已知 3，温度系数ft=1（常温）由表 6-63得到Cr 36.2KN，Cor 31.5KN查表1得到 e=,Fa1590.48 0.311 e1898.24Fr1PfF1Pr11.21898.242277.888N4745.6 0.644 eFa2Fr2r23056.46P2fFp1.24
47、745.6 5694.72N31验算轴承寿命因为P2P1，所以按轴承 2 的受力验算L 1060nIII6633ftCr10136.210410hLhP26077.765694.72所以所选轴承可满足寿命要求。键连接的选择和计算键连接的选择和计算（1）低速轴齿轮的键联接1）选择类型及尺寸根据 d=70mm,L=87mm,选用 A 型，bh=2012,L=70mm2）键的强度校核键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl=l-b=80-20=60mmk=6mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p120MPa TIII105Nmm2TIII103220.06105105.2MPapp
48、kld66070键安全合格（2）低速轴联轴器的键联接1）选择类型及尺寸根据 d=65mm,L=132mm,选用 C 型，bh=2012,L=90mm2）键的强度校核 r键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl=L-b/2=120-10=110mmk=6mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p110MPa TpIII105Nmm2TIII103220.0610593.51MPakld61106532减数器的润滑方式和密封类型的选择减数器的润滑方式和密封类型的选择齿轮传动的润滑齿轮传动的润滑本设计采用油润滑。润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）齿轮的润滑采
49、用浸油润滑，浸油高度为 30-50mm。另外传动件浸油中深度要求适当，要避免搅油损失太大，又要充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应 尽量相近，以便浸油深度相近。2）滚动轴承的润滑滚动轴承宜开设油沟、飞溅润滑。润滑油牌号选择润滑油牌号选择由表3得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为 220mm2/s选用 L-CKC220 润滑油。密封形式密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取33第六章第六章 设计总结设计总结通过本次二级减速器的设计，让我对机械行业中产品的设计过程有了亲身体会，同时体会到机械设计的过
50、程是严谨的分工步骤，开放的设计思想，细致的计算验证，反复推倒重来的过程，任何一个环节都不能疏漏，借鉴前人的经验技巧，参阅各种标准手册，站在全局来设计产品。通过本次设计过程，我更认识了自己的不足，一个产品的设计需要方方面面的知识，经验，技巧作为基础，这也是我一个身为机械设计学生的执着追求。致谢非常感谢陈老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！参考资料参考资料参考文献参考文献1杨明忠、朱家诚主编杨明忠、朱家诚主编.机械设计机械设计M.M.武汉理工大学出版社，武汉理工大学出版社，20062006；1-284.1-284.342濮良贵、纪名刚主编濮良