机械设计课程设计-二级减速器机械设计说明书

课程设计说明书
设计名称设计带式运输机传动装置
设计时间 2016年9-12月
系别机械与汽车工程系
专业车辆工程
班级 13班
姓名
指导教师
2016 年 12月 26日
目录
一、课程设计任务书 (3)
（一）、设计课题 (3)
（二）、设计工作量 (4)
（三）、设计步骤 (4)
二、电动机的选择 (5)
三、计算总传动比及分配各级的传动比 (6)
四、运动参数及动力参数计算 (7)
五、传动件的设计计算 (8)
（一）、V带传动的设计 (8)
（二）、高速级直齿圆柱齿轮设计： (11)
（三）、低速级直齿圆柱齿轮设计： (14)
七、轴的设计 (18)
（一）、中间轴的设计 (18)
（二）、输入轴的设计 (19)
（三）、输出轴的设计 (21)
八、轴的校核 (23)
（一）、中间轴的校核 (23)
（二）、输入轴的校核 (25)
（三）、输出轴的校核 (27)
九、轴承的选择与校核 (28)
十、键的选择与校核 (29)
十一、润滑方式及密封方式的选择 (30)
十二、减速器箱体及附件的设计 (30)
十一、总结感想 (32)
附表 (33)
1. 书面材料 (33)
（1）课程设计说明书1份； (33)
（2）二级减速器装配图1张（A0）； (33)
（3）箱盖零件图1张（A2）； (33)
2.电子文档 (33)
附图 (36)
参考文献 (37)
一、课程设计任务书
（一）、设计课题
设计带式运输机传动装置
(1-7号)
已知条件：（1）运输带工作拉力N F 6200=； （2）运输带工作速度s m v 8.0=； （3）滚筒直径mm D 300=； （4）工作机传动效率98.0=w η；
（5）输送带速度允许误差为±5%；
（6）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
（7）工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； （8）要求齿轮使用寿命为10年（每年按300天计）； （9）生产批量：中等。

（10）动力来源：电力，三相交流，电压380V 。

传动方案：如图1所示。

设计工作量：（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型； （2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；
（4）设计计算说明书1份。

图1
（二）、设计工作量
（1）建立组成减速器的各零件的三维模型及减速器装配模型；
（2）减速器装配图1张（A0或A1图纸）；
（3）零件工作图1张（同一设计小组的各个同学的零件图不得重复，须由指导教师指导选定）；（4）设计计算说明书1份。

（三）、设计步骤
（1）．设计计算：
2．用Catia 软件构建零件三维模型及装配模型
每位同学都要依据自己的设计参数独立建模。

3．绘制典型零件的零件图、绘制装配图。

零件图每人一张，由指导教师分配任务。

4．整理说明书（A4）按指导书78、79页的要求编写。

注：附图内容包括：零件三维模型图、装配模型图、零件图、装配图、爆炸图
二、电动机的选择
（1）、选择电动机类型：
根据工作和电源条件，选择Y 系列三相异步电动机。

（2）、选择电动机功率： 工作机使用功率; P w =
w 0100ηFV =98
.010008.06200⨯⨯Kw=5.06 Kw
电动机到滚筒轴的传动总效率：42
3321ηηηη
1η, 2η, 3η, 4η分别代表V 带轮传动，滚动轴承，直齿圆柱齿轮，联轴器的效率，由设计指导书查表分
别取0.95、0.99、0.99、0.98，则：
86.098.099.099.095.02
3
=⨯⨯⨯=η 故：所需电动机功率：Kw P P w
n 89.5==
η
（3）、选择电动机额定功率：
工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
工作环境：室内工作，湿度和粉尘含量为正常状态，环境最高温度为35度； 电动机额定功率p 只需略大于P n 即可，所以Kw p 5.7= （4）、选择电动机转速： 滚筒直径D=300mm 滚筒工作转速：min /96.50100060n r D
v
w =⨯⨯=π 按照表查得：
V 带传动比范围：)4~2(=v i
二级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围：)40~8(=c i 总传动比推荐范围：)160~16(==c v i i i
电动机转速可选范围：min /)6.8153~815(r n i n w =⨯=
综合考虑电动机、传动装置尺寸、重量以及传动比分配，因此选定电动机型号为Y132M-4,其主要外形尺寸
查表得下表：
三、计算总传动比及分配各级的传动比
（1）、传动系统的总传动比： i=
w n n =96
.501440=28.26
（2）、分配传动系统的各级传动比：假设V 带传动分配的传动比i 1=2.2,则二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比i ∑=
1
i i
=12.85 二级减速器中：
高速级齿轮传动比：i 2=∑⨯i 35.1=3.14 低速级齿轮传动比：i 3=
2
i i ∑
=4.09
四、运动参数及动力参数计算
（1）：各轴转速：
减速器传动装置从各轴从高速至低速依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。

各轴转速为：
0n =m n =1440 r/min Ⅰn =
1
i n m =6.51440=352.38r/min Ⅱn =
2
Ⅰi n =14.3352.38=112.10 r/min 96.502
.210.112i 3===
ⅡⅢn n r/min （2）、各轴输入功率：
按电动机所需功率P n 计算各轴输入功率，即 电动机的输入功率：P 0=P n =5.89 kw
第一根轴的输入功率：P Ⅰ=P n 1η=5.89×0.95=5.60 kw
第二根轴的输入功率：P Ⅱ=P Ⅰ32ηη=5.60×0.99×0.97=5.38 kw 第三根轴的输入功率：P Ⅲ=P Ⅱ32ηη=5.38×0.99×0.97=5.16 kw 工作机轴功率：P w =P Ⅲ=42ηη 5.16*0.99*0.99=5.06 kw （3）：各轴转矩： 电动机轴的转矩：T 0=9550
m N m N n P m n ∙=∙⨯=09.39144089.59550 第一根轴的转矩：T Ⅰ=m N m N n ∙=∙⨯=76.15138.35260.59550P 9550
Ⅰ
Ⅰ
第二根轴的转矩：T Ⅱ=m N m N n P ∙=∙⨯=11.45810
.11238.595509550
ⅡⅡ
第三根轴的转矩：T Ⅲ=m N m N n P ∙=∙⨯=11.45810
.11238.595509550
ⅢⅢ 工作机轴的转矩：T w =m N m N n P w w ∙=∙⨯=48.94896
.5006.595509550
将计算结果汇总列表如下：
五、传动件的设计计算
（一）、V 带传动的设计
设计带传动的主要参数：
已知带传动的工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳;传递的功率P ed =7.07Kw,小带轮转速n 1=1440r/min ，大带轮转速n 2=352.38r/min,传动比i 1=2.2。

设计内容包括：带的型号、长度、根数、传动中心距，带轮的直径及结构尺寸等等。

（1）、确定设计功率P d
P d= K A P ed=7.07kw
式中：K A =1.2
（2）、选择带型
根据设计功率P d 和小带轮转速n 1，选择B 型V 带
(3 )、选择带轮的基准直径并验算带速
①为了避免弯曲应力过大，应使小带轮直径min 1D D ≥所以取小带轮基准直径D 1=140mm ②验算带速v
max 1
11000
60v n D v ≤⨯∙∙=
π
其中普通V 带v max =25～30m/s
带速也不宜过低，否则带受的拉力过大。

一般带速v=5～25m/s 代入数据得：1000
601440
14014.3⨯⨯⨯=
v =10.55m/s
带轮符合推荐范围。

（4）、 计算大带轮的基准直径
D 2= D 1i=2.2
根据基准直径系列，初定D 2=308mm 转速误差
0227.0308
315
308-=-<±5%
（5）、确定中心距a 和带长L d 根据：
)(2)(7.021021D D a D D +≤≤+
)315140(2)315140(7.00+≤≤+a mm a mm 6485670≤≤
初定中心距0a =600mm
设计条件中没有限定中心距a ，故可初选中心距
0a ，由下式
带长 mm a D D D D a L d
11.19274)()(220
2
12120'
=-+++≈π
查普通V 带的基准长度系列和代偿修正系数表，取mm L d 2000=。

中心距 mm L L a a d
d 6362
'0=-+
≈ a 的调整范围：mm L a a d 567015.0min =-=
mm L a a d 64803.0max =+=
（6）、验算小带轮包角1α
︒
︒=︒⨯--
=1653.57a 1801
21D D α≤180°，合适。

（7）、确定V 带根数z
L d
K K P P P z α)(00∆+=
由单根V 带的基本额定功率表，查得
kw P 8.20=。

由单根普通V 带额定功率的增值表，查得 kw P 46.00=∆。

由小带轮包角修正系数表，查得
96.0=αK 。

由普通V 带的基准长度系列和带长修正系数表，查得 03.1=L K 。

代入求根数公式得：
L d K K P P P z α)(00∆+=
19
.203.196.0)46.08.2(9
=⨯⨯+=
取3=z ，符合V 带的最小基准直径表推荐的轮槽数。

（8）、确定初拉力
0F
由式
20)15
.2(500
qv K zv P F d +-=α
查V 带单位长度的质量表，得 m kg q /1.0=
N
N F 17.19855.101.0)196.05
.2(55.103950020=⨯+-⨯⨯⨯
=
（9）、计算作用在轴上的压力
Q
F
N
zF F Q 14.11772165sin 17.198322sin 21
0=⨯⨯⨯==
α
（10）、 V 带轮设计 A. 带轮的材料为：HT200 B. 带轮的结构形式：腹板式
（二）、高速级直齿圆柱齿轮设计：
（1）、 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数
根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式软齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取311=Z ；传动比09.4i 1=，68.126i 112=⨯=Z Z ，取127
设计说明
（2）、按齿根弯曲疲劳强度设计
确定式中各项数值:
A 、由表查0.1=A K ,故初选载荷系数5.1=t K
B 、由表，非对称分布，选取齿宽系数=
d ψ0.6
C 、小齿轮传递的转矩1T mm N n P
T ∙=⨯=46.1517601055.91
6
1 D 、由弹性系数表，查得MPa Z E 8.189= E 、由节点区域系数图，查得5.2=H Z F 、接触重合度系数Z ε，查得0.87Z =ε
=2Z
由式 βεαcos )11(
2.388.121⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡+-=z z 得 75.1)127
1311(
2.388.1=+⨯-=αε
由式得91100145.11030016138.3526060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N
89
121048.209
.4100145.1⨯=⨯==i N N
由接触强度的寿命系数图，查得01.11=N Z ，09.12=N Z 取0.1min =H S
由齿轮的接触疲劳极限图，查得
MPa MPa
H H 5506402lim 1lim ==σσ
[]MPa S Z H N H H 4.6460
.101.1640min
11lim 1=⨯==σσ []MPa S Z H N H H 5.5990
.109.1550min
22lim 2=⨯==σσ
取 []MPa H 5.5992=σ 设计齿轮参数 将确定后的各项数值代入设计公式，求得
[]mm
Z Z Z u
u KT d H H E d t 51.76)5
.59987.05.28.189(09.4109.46.01517605.12)(123
232
11=⨯⨯±⨯⨯⨯=±≥σϕε
修正t d 1: s m tn d v /41.11000
601
1=⨯=
πm/s 由使用系数表，查得
； 1K A =
由动载系数图，查得； 1.2K V =
由齿轮载荷分布系数图，查得；β 1.08K = 由齿间载荷分配系数表，查得
11.K =α
则43.11.108.12.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A
mm mm d
d t
K K t
22.7551.763
5
.143.1311===
m=
mm mm Z d 43.231
22.7511== 由渐开线齿轮的标准模数表，选取第一系列标准模数m=2.5。

齿轮主要几何尺寸：
mm z z m
a 5.197)(2
21=+=
mm mm mz d 5.77315.211=⨯== m mm mz d 5.3171275.222=⨯== mm mm d b d 5.465.776.01=⨯==ϕ
取mm B 552=，mm B 601=
（3）、校核齿根弯曲疲劳强度
[]F S F F Z bm KT Y Y Y σσε
αα≤=1
21
2； a 、重合度系数，
0.68
75
.025.0a
=+
=Y εε；
b 、由外齿轮的齿形系数图和外齿轮的应力修正系数图，查得：
18.249.221==Fa Fa Y Y ； 82.166.121==sa Sa Y Y ；
c 、由弯曲强度的寿命系数图，查得92.01=N Y ，94.02=N Y
由齿轮的弯曲强度疲劳极限图，按齿轮齿面硬度均值HBS 235，查得：
MPa
Mpa
F F 3003302lim 1lim ==σσ
取25.1min =F S
[]a 88.242min
11lim 1MP S Y F N F F =⨯=σσ
[]a 6.225min
22lim 2MP S Y F N F F =⨯=σσ
将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得
[][]2
1
12
212
1123.12963.134F Sa Fa Sa Fa F F F F Mpa Y Y Y Y MPa σσσσσ<=⨯⨯=<=
d 、故齿轮的弯曲疲劳强度足够。

将计算结果汇总列表如下：
（三）、低速级直齿圆柱齿轮设计：
（1）、 选择齿轮材料、热处理、精度等级、齿轮齿数
根据工作条件与已知条件，减速器应采用闭式软齿面齿轮；小齿轮齿数，大齿轮齿数，取373=Z ；传动比14.3i 2=，31.116i 234=⨯=Z Z ，取117
设计说明
=2Z
（2）、按齿根弯曲疲劳强度设计
确定式中各项数值:
A 、由表查0.1=A K ,故初选载荷系数5.1=t K
B 、由表，非对称分布，选取齿宽系数=
d ψ0.9
C 、小齿轮传递的转矩1T mm N n P T ∙=⨯=8.4581081055.92
2
6
1 D 、由弹性系数表，查得MPa Z E 8.189= E 、由节点区域系数图，查得5.2=H Z F 、接触重合度系数Z ε，查得87.0Z =ε 由式 βεαcos )11(
2.388.121⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡+-=z z 得 77.1)117
1371(
2.388.1=+⨯-=αε
由式得831022854.31030016110.1126060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h njL N
89
141002707.114
.310228545.3⨯=⨯==i N N
由接触强度的寿命系数图，查得01.13=N Z ，09.14=N Z 取0.1min =H S
由齿轮的接触疲劳极限图，查得
MPa MPa H H 4906404lim 3lim ==σσ
[]MPa S Z H N H H 4.6460
.101.1640min
33lim 3=⨯==σσ
[]MPa S Z H N H H 1.5340
.109.1490min
44lim 4=⨯==σσ
取 []MPa H 5343=σ 设计齿轮参数 将确定后的各项数值代入设计公式，求得
[]mm
Z Z Z u
u KT d H H E d t 34.106)5
.59987.05.28.189(14.3114.39.04851085.12)(123
232
13=⨯⨯±⨯⨯⨯=±≥σϕε
修正t d 3: s m tn d v /96.11000
601
3=⨯=
πm/s
由使用系数表，查得
； 1K A =
由动载系数图，查得； 1.2K V =
由齿轮载荷分布系数图，查得；β 1.17K = 由齿间载荷分配系数表，查得
11.K =α
则54.11.117.12.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A
mm mm d
d t
K K
t
34.10634.1063
5
.143.1333===
m=
mm mm Z d 9.237
34.10733== 由渐开线齿轮的标准模数表，选取第一系列标准模数m=3。

齿轮主要几何尺寸：
mm z z m a 231)(2
432
2=+=
mm mm z m d 111373323=⨯==
m mm mz d 351117344=⨯== mm mm d b d 9.9938.1079.032=⨯==ϕ
取mm B 1004=，mm B 1053=
（3）、校核齿根弯曲疲劳强度
[]F S F F Z bm KT Y Y Y σσε
αα≤=1
2
1
2； e 、重合度系数，0.6775
.025.0a
=+
=Y εε；
f 、由外齿轮的齿形系数图和外齿轮的应力修正系数图，查得：
2.249.243==Fa Fa Y Y ； 82.166.143==sa Sa Y Y ；
g 、由弯曲强度的寿命系数图，查得92.03=N Y ，94.04=N Y
由齿轮的弯曲强度疲劳极限图，按齿轮齿面硬度均值HBS 235，查得：
MPa
Mpa
F F 3003302lim 1lim ==σσ
取25.1min =F S
[]a 16.228min
33lim 3MP S Y F N F F =⨯=σσ
[]a 08.218min
4
4lim 4MP S Y F N F F =⨯=σσ
将确定出的各项数值代入弯曲强度校核公式，得
[][]4
3
34
43
43391.11462.118F Sa Fa Sa Fa F F F F Mpa Y Y Y Y MPa σσσσσ<=⨯⨯=<=
h 、故齿轮的弯曲疲劳强度足够。

将计算结果汇总列表如下：
七、 轴的设计
（一）、中间轴的设计
1、中间轴的材料选择和最小直径估算
材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：
2、初步估算轴的直径
按扭转强度法进行最小直径估算，即：3
0min n
P
A d =初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。

当该轴段截面上有一个键槽是，%5增大d ～，%7两个键槽是，%10增大d ～ %15。

查表可知：取中间轴02A =110。

中间轴：mm n P A d 97.39mm 1
.11238
.511033
2202min 2=⨯==，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值mm d 40min 2=。

3、.中间轴各段轴的结构设计
（1）、中间轴各轴段直径设计
d21: 最小直径，滚动轴承处轴段，d21=d2min=40mm ，滚动轴承选取6008号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 156840⨯⨯=⨯⨯ d22: 安装高速级大齿轮，d22=55mm d23: 轴向定位，d23=65mm
d24: 安装低速级小齿轮，d24=60mm
d25: 轴承处轴段，滚动轴承选取6008号轴承，其尺寸为d26=d21=40mm ，取d25=40mm
（2）、中间轴各轴段长度设计
L21: 由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L21=40mm
L22: 高速大齿轮宽度mm B 552=，为使结构紧凑，故取L22=53mm L23: 轴向定位宽度 L23=27.5mm
L24: 低速小齿轮宽度mm B 1053=，取L24=103mm
L25:由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，L25=37.50mm
（3）、其他结构设计
齿轮与轴之间的定位均采用A 型普通平键连接，第②段查表得平键b ×h ×L=16mm ×10mm ×45mm ，第④段查表得平键b ×h ×L=16mm ×10mm ×45mm ，其与轴配合都为H7/r6，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）、中间轴结构图如下：
（二）、输入轴的设计
1、输入轴的材料选择和最小直径估算
材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：
2、初步估算轴的直径
按扭转强度法进行最小直径估算，即：3
0min n
P
A d =初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。

当该轴段截面上有一个键槽是，%5增大d ～，%7两个键槽是，%10增大d ～ %15。

查表可知：取中间轴01A =115。

输入轴： mm mm n P A d 91.2838
.35260.51103311
01min 1'
=⨯==，因高速轴最小直径处安装皮带轮，要有一个键槽，则：
mm d d 6.24%)51(min 1'min 1=++= 。

取，mm d 35.30min 1=
3、输入轴各段轴的结构设计
（1）、输入轴各轴段直径设计
d11：安装皮带轮，由《机械设计手册》取为B 型带带轮基准孔径系列标准值mm d 31min 1=。

，d11=d1min=31mm
d12：安装轴承端盖段，，取d12=36mm
d13：安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 188040⨯⨯=⨯⨯ 取d13=40mm
d14：轴肩定位，d14=46mm d15：轴环 ，d15=51mm
d16：安装高速小齿轮，d16=45mm d17：安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 188040⨯⨯=⨯⨯ 取d13=40mm
（2）、输入轴各轴段长度设计
L11:安装皮带轮，由《机械设计手册》取为B 型带带轮系列标准值B=61，取L11=59mm
L12:轴承端盖取其总宽度为45.5mm ，且皮带轮右端面与轴承盖的距离取为17.5mm ，则取L12=63mm L13:安装滚动轴承，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 188040⨯⨯=⨯⨯ L15=B+e=28.5mm
L14:过渡段，由装配关系和轴的长度对比得L14=126.8mm
L15:轴环，L15=9.2mm
L16:安装高速小齿轮，宽度mm B 601=，为了使结构紧凑，则L16=58mm
L17:滚动轴承段，滚动轴承选取6208号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 188040⨯⨯=⨯⨯ L17=39mm
（3）、其他结构设计
大带轮与轴的连接采用A 型普通平键，mm mm L 368mm 10h b ⨯⨯=⨯⨯，配合为H7/n6；齿轮与轴采用A 型普通平键连接，mm mm L 329mm 14h b ⨯⨯=⨯⨯，配合H7/n6，轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）、输入轴结构图如下：
（三）、输出轴的设计
1、输出轴的材料选择和最小直径估算
材料选45钢，调质处理，其各项数据列表如下：
2、初步估算轴的直径
按扭转强度法进行最小直径估算，即：3
0min n
P
A d =初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。

当该轴段截面上有一个键槽是，%5增大d ～，%7两个键槽是，%10增大d ～ %15。

查表可知：取中间轴03A =107。

输入轴： mm mm n P A d 88.4996
.5016.5107333301min 3'
=⨯==，因高速轴最小直径处安装皮带轮，要有一个键槽，则：
mm d d 38.52%)51(min 1'min 3=++= 。

取，mm d 53min 3=
3、输出轴各段轴的结构设计
（1）、输出轴各轴段直径设计
d31：安装联轴器，安装联轴器，T 联 N ·mm=967741N ·mm=，选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N ·m ，102
×JB55102
ZC55HL4⨯，取d31n=55mm
d32：安装轴承端盖段，，取d32=58mm
d33：安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 189560⨯⨯=⨯⨯ 取d33=60mm
d34：轴肩定位，d34=70 mm d35：轴环 ，d35=75mm
d36：安装低速大齿轮，d36=65mm
d37：安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 189560⨯⨯=⨯⨯ 取d37=60mm
（2）、输出轴各轴段长度设计
L31:安装联轴器，HL4弹性柱销联轴器，102
×JB55102
ZC55HL4⨯1，取L31=102mm
L32:安装轴承端盖，取L32=50mm
L33:安装滚动轴承，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 189560⨯⨯=⨯⨯， L15=B+e=28.5mm
L34:轴肩定位，由装配关系和轴的长度对比得L34=81.5mm L35:轴环，L35=12mm
L36:安装低速大齿轮，宽度mm B 1003=，为了使结构紧凑，则L36=98mm
L17:滚动轴承段，滚动轴承选取6012号轴承，其尺寸为mm mm mm B D d 189560⨯⨯=⨯⨯，L17=41.5mm
（3）、其他结构设计
半联轴器与轴的连接选用A 型普通平键mm mm mm L h b 901016⨯⨯=⨯⨯，半联轴器与轴的配合选为H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。

低速小齿轮处A 键mm mm mm L h b 701220⨯⨯=⨯⨯，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/f6。

（4）、输入轴结构图如下：
八、轴的校核
（一）、中间轴的校核
1、按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）则各支点级受力点肩的距离为：
L1=49mm ，L 2=105.5mm ；L 3=74mm
（2)、计算轴上的作用力 ①高速大齿轮：圆周力：F t2=
1
2
2d T =2886 N ，径向力：F r2= F t2tan α=1050N (20)α= ②低速小齿轮：圆周力：F t3=
3
23
d T ==8254N 径向力：F r3= F t2tan α=3004 N
（3)、计算支反力 1.水平面支反力
由绕支点1的力矩和∑M AH =0得:
F H2 (L 1 +L 2+ L 3)= F t3L 1+F t2(L 1+ L 2) 解得：F H2=6200N ，FH1=F t1+F t2-F H 1=4940N
2.垂直面支反力∑M A V =0
由绕支点1的力矩和∑M V A =0得:
F V2 (L 1 +L 2+ L 3)= F r2 (L 1+L 2)－F r3 L 1
解得 F V2=1806N, F v1=F r2-F r1-F v2=148N 4）、计算轴的弯矩 A.水平面内的弯矩
mm N L F M H H ⋅=⨯=⋅=420602949404111
mm N L F M H H ⋅=⨯=⋅=458800746200322
B.垂直平面内的弯矩
mm N L F M V V ⋅=⨯=⋅=252794481111 mm N 133644478061F 3V 22⋅=⨯=⋅=L M V
C.合成弯矩
mm N M M M V H ⋅=+=51873921211
mm N M M M V H ⋅=+=
1338402
2222
转矩mm N T ⋅⨯=521058108.4
4） 计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取6.0=α得：
mm N mm N T ⋅=⋅⨯⨯=⋅2748651058108.46.052α
mm N T M M mm
N M M ⋅=+=⋅==305719)(51873922
22e 11e α
进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面2c M 的强度
][42)(1222-<≈+=∂σαMPa W
T M e
由轴的材料查出，MPa 60][1=-σ 。

所以轴的强度足够。

（二）、输入轴的校核
1、按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）则各支点级受力点肩的距离为：
L1=101.5mm ，L 2=180.7mm ；L 3=64mm
（2)、计算轴上的作用力 ①高速小齿轮：圆周力：F t1=
1
1
2d T =3916 N ，径向力：F r2= F t2tan α=1410N (20)α= ②皮带轮：圆周力：F 0=198N ，压轴力：F Q = 1177N （3)、计算支反力
1、水平面支反力，由绕支点1的力矩和∑M H =0得: F H1 (L 1 +L 2)= F t L 2-F Q L3
解得：F H1=1305N ，FH2=F t +F Q-F H 1=2810N
2、垂直面支反力，由绕支点1的力矩和∑M A =0得: F V2 (L 1 +L 2)= Fr L 2－F Q L 1
解得 F V2=553N, F v1=F r +F V2-FQ=2034N 5）、计算轴的弯矩 A.水平面内的弯矩
mm N L F M H H ⋅=⨯=⋅=5.1324575.1011305111
mm N L F M H H ⋅=⨯=⋅=186240642810322
B.垂直平面内的弯矩
mm N L F M V V ⋅=⨯=⋅=2064515.1012034111 mm N 3539246553F 3V 22⋅=⨯=⋅=L M V
C.合成弯矩
mm N M M M V H ⋅=+=24528621211
mm N M M M V H ⋅=+=
1895732
2222
转矩mm N T ⋅⨯=521051760.1
4） 计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取6.0=α得：
mm N mm N T ⋅=⋅⨯⨯=⋅910561051760.16.052α
mm N T M M mm
N M M ⋅=+=⋅==242835)(245286212
22e 11e α
进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面1c M 的强度
][44)(1222-<≈+=∂σαMPa W
T M e
由轴的材料查出，MPa 60][1=-σ 。

所以轴的强度足够。

（三）、输出轴的校核
1、按弯扭合成应力校核轴的强度 （1）则各支点级受力点肩的距离为：
L1=86mm ，L 2=191.5mm ；L 3=115mm
（2)、计算轴上的作用力 ①低速大齿轮：圆周力：F t1=
3
3
2d T =5514N ，径向力：F r1= F t1tan α=2007N (20)α= （3)、计算支反力
1、水平面支反力，由绕支点1的力矩和∑M H =0得: F H2 (L 2+ L 3)= F t1L 2
解得：F H2=3445N ，FH1=F t -F H2=2069N
2、垂直面支反力∑M V =0，由绕支点1的力矩和∑M V A =0得: F V2 (L 2+ L 3)= F r1L 2， 解得 F V2=1254N, F v1=F r2-F v2=753N 6）、计算轴的弯矩 A.水平面内的弯矩
mm N L F M H H ⋅=⨯=⋅=2379351152069311
mm N L F M H H ⋅=⨯=⋅=6597175.1913445222
B.垂直平面内的弯矩
mm N L F M V V ⋅=⨯=⋅=86595115753311 mm N 2401415.1911254F 2V 22⋅=⨯=⋅=L M V
C.合成弯矩
mm N M M M V H ⋅=+=25324021211
mm N M M M V H ⋅=+=
7020462
2222
转矩mm N T ⋅⨯=531067741.9
4） 计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算，取6.0=α得：
mm N mm N T ⋅=⋅⨯⨯=⋅5806441067741.96.053α
mm N T M M mm
N M M ⋅=+=⋅==1195582)(58064422
22e 11e α
进行校核时，通常只校验轴上承受最大弯矩以及扭矩的截面1c M 的强度
][32)(12
22-<≈+=∂σαMPa W
T M e
由轴的材料查出，MPa 60][1=-σ 。

所以轴的强度足够。

九、轴承的选择与校核
（一）、滚动轴承的选择
中间轴上的轴承
在计算轴时采用滚动轴承承6008，其主要参数如下： 基本动载荷：C=17000 N 当量动载荷：P=2167N
输入轴上的轴承
在前面计算轴时采用滚动轴承承6208，其主要参数如下： 基本动载荷：C=29500N 当量动载荷：P=2238N
输出轴上的轴承
在前面计算轴时采用滚动轴承6012，其主要参数如下： 基本动载荷：C= 31500N 当量动载荷：P=1755N
（二）滚动轴承的校核
中间轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h ，寿命Lh=108382h ， 故 中间轴上的轴承6008在有效期限内安全。

输入轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h ，寿命Lh=71747h ， 故 输入轴上的轴承6208在有效期限内安全。

输出轴上的轴承：预期寿命L'h=48000h ，寿命Lh=1890344， 故 输出轴上的轴承6012在有效期限内安全。

十、键的选择与校核
中间轴
高速级大齿轮处键1为b ×h ×L=16mm ×10mm ×45mm ，标记：GB/T1096-2003键16×10×45； 键的工长度l= L-b=29mm ；键的高度k=0.5h=0.5×10=5mm ；传递的转矩T2= T Ⅱ=458108.8N.mm,轴径d=55
查得键静联接时的挤压许用应力［p σ］=120MPa
p σ=kld T 3
102⨯=114<［p σ］，键联接强度足够
低速级小齿轮处键2为b ×h ×L=16mm ×10mm ×45mm ，标记：GB/T1096-2003键14×15×45；键的工长度l= L-b=29mm ；键的高度k=0.5h=0.5×10=5mm ；传递的转矩T2= T Ⅱ=458108.8N.mm,轴径d=60 查得键静联接时的挤压许用应力［p σ］=120MPa
p σ=kld T 3
102⨯=105<［p σ］，键联接强度足够
输入轴
由输入轴的细部结构设计选皮带轮处键为b ×h ×L=10mm ×8mm ×36m,标记：GB/T1096-2003键10×8×36 ；
轴段d=31mm ；键的工长度l= L-b=26mm ；键的高度k=4mm ；传递的转矩T1= T Ⅰ=151760N ·mm 查得键静联接时的挤压许用应力［p σ］=120MPa
p σ=
kld
T 3
102⨯=94<［p σ］，强度足够 高速级小齿轮处键1为b ×h ×L=14mm ×9mm ×32mm ，标记：GB/T1096-2003键14×9×32；
键的工长度l= L-b=18mm ；键的高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm ；传递的转矩T1=151760N.mm,轴径d=45 查得键静联接时的挤压许用应力［p σ］=120MPa
p σ=kld T 3
102⨯=84<［p σ］，键联接强度足够
输出轴
由低速级大齿轮处键为b ×h ×L=20mm ×12mm ×70mm,标记：GB/T1096-2003键20⨯12⨯70； 轴段d=65mm ；键的工长度l= L-b=50 mm ；键的高度k=6mm ；传递的转矩T3=1967741N ·mm
查得键静联接时的挤压许用应力［p σ］=120MPa
p σ=kld T 3
102⨯=99 MPa <［p σ］，键联接强度足够
十一、润滑方式及密封方式的选择
1．齿轮的润滑方式及润滑剂的选择
(1)齿轮润滑方式的选择
轴承的润滑采用脂润滑。

(2)齿轮润滑剂的选择 查表，采用钠基润滑脂。

2.传动件采用溅油润滑。

3. 密封方式的选择
滚动轴承采用毡圈密封。

根据参考手册中表14-5查得，毡圈尺寸为： 输入轴：
输出轴：
十二、减速器箱体及附件的设计
1. 箱体设计：低速级齿轮传动的中心距a=231mm
2.减速器附件设计：
（1）：窥视孔及窥视孔盖
A=180mm,A1=220mm, A2=200mm, B=146.5mm, B1=186.5mm, B2=176.5mm,d1=M8
R=10mm, h=10mm.
（2）：油标尺
螺纹规格M20，d1=6mm，，，h=28mm，，，，，
（4）：通气器
选M20X1.5规格：D=22, D1=19.6, S=17, L=23, l=12, a=2, d1=5
（5）：油塞及封油垫
油塞尺寸如下：
螺纹规格: M20x1.5, d1=15, e=19.6, s=17, l=12, L=22, H=2, D0=22, a=2
(6)：定位销
采用销 GB/T 117 8×45
（7）：启盖螺钉
规格：M16×30
十一、总结感想
历经几乎一个学期的课程设计来到了尾声，本学期设计的是二级减速器，学到的东西比上学期的课程设计还多。

第一部分是设计计算，完全是靠自己设计计算出来的，而不是去测量实体来做，动脑的工作量增大了，加深了我对机械设计的内容的理解，巩固以前的知识，增强分析数据查表的能力；第二部分是建模装配，比上学期的简单，大多只是普通的矩形，没有太多的有难度弯角问题，而且还能在装配时发现建模的错误，还要通过改第一部分的计算来修改，虽然很烦，可是可以通过自己的修改一步一步接近完美很有成就感；第三部分是制图，有很多细节的问题要注意，需要联系到大一学的机械制图知识，重新记起遗忘的知识；最后一部分就是本说明书，是对之前所做一切的总结，是之前努力的结晶。

而且有幸得到邓宝清老师的指导，他对于每部分的指导都很有耐性，都解释得很详细，非常感谢。

附表
1.书面材料
（1）课程设计说明书1份；
（2）二级减速器装配图1张（A0）；（3）箱盖零件图1张（A2）；
2.电子文档
附表1.部件文件名
附图装配二维图：
零件二维图(箱盖)：
参考文献
［1］. 赵汝嘉.计算机辅助工艺设计［M］.机械工业出版社.1995
［2］. 谭庆昌、赵洪志. 《机械设计》.北京：高等教育出版社，2008 ［3］. 寇尊权王多. 《机械设计课程设计》. 北京：机械工业出版社，2006 ［4］. 范钦珊、蒋永莉、税国双. 《工程力学》.清华大学出版社，2005 ［5］. 甘永立.《几何量公差与检测》.上海科学技术出版社，2008
［6］. 何铭新、钱可强.《机械制图》.高等教育出版社，2004。