皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计书

皮带输送机两级齿轮减速传动装置设计书
一、设计任务书
题目：皮带输送机两级齿轮减速传动装置
工作条件和技术要求：
输送机单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8 小时，使用年限为10年。

技术数据：
传送带拽引力2000N
传送带运行速度0.80m/s
传送带鼓轮直径200mm
方案的草图：
η1，带传动的效率;
η2，轴承的效率;
η3，齿轮传动效率;
η4，联轴器的传动效率;
η5，鼓轮上的传动效率。

二、传动方案的拟定
根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机之间用联轴器传动，我们需要设计的是二级减速箱，按要求减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。

设计说明如下，设计方案图在附件中。

三、电动机的选择
1、电机类型和结构型式。

根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。

2、传动总效率
工作机卷筒轴转速为
n
w =
D
v
π
1000
60⨯
=60×1000×0.80/（3.14×200）
=76r/min
卷筒所需功率
P
w
=F v/1000=2000×0.80/1000=1.60kw
传动装置的总效率=η
1η
2
4η
3
2η
4
η
5
取V带的效率η
1
=0.96
取滚子轴承的效率η
2
=0.98
直齿圆柱齿轮的传动效率η
3
=0.97 （选用8级精度的一般齿轮）
齿轮联轴器的效率η
4
=0.99
鼓轮上的卷筒传动效率η
5
=0.96
总效率=0.95×0.984×0.972×0.99×0.96=0.792
3、确定电动机转速
按推荐的传动比合理围，带传动传动比i1 =2~4，二级圆柱齿轮减速器传动比i2 =8~40 ，
则两级传动中的总传动比i
∑
为：
i
∑
=i 1 i 2 =16~160
电动机转速的可选围为
d n =i ∑w n =（16~160）x76=（1216~12160）r/min
符合这一围的同步转速有1500r/min 、3000r/min 两种。

综合考虑电动机和传动装置
尺寸、质量和价格等因素，选用同步转速为1500r/min 的电动机。

4、确定电动机型号 电动机的输出功率
P ed =P W /=1.6/0.792=2.02 Kw
由已有的标准的电机以及结合实际分析，选择的电机的额定功率 P ed =2.2Kw 按工作要求和工作条件选用Y 系列同步转速为1500r/min 的三相笼型异步电动机
具体规格如下：
四、传动装置的运动和动力参数的选择和计算
计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1)传动装置总传动比
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n w 可确定传动装置应有的总传动比为i ∑=
w
m
n n =1420/76=18.68 2）分配各级传动比
取V 带传动的传动比为i 1=2；
为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i 2=1.4i 3； 所以由i ∑= i 1 i 2i 3得i 2=3.62; i 3=2.58
n
=1420r/min;
n
1=n
/ i1=1420/2=710r/min
n
Ⅱ = n
I
/ i
2
=710/3.62=196.1r/min ;
n Ⅲ = n
Ⅱ
/ i
3
=196.1/2.58=76 r/min ;
3)各轴输入功率
P ο= P
ed
=2.02Kw;
P
I = P
ο
×η
1
=2.02×0.96=1.94 Kw ;
P Ⅱ = P
I
×η
2
×η
3
=1.94×0.98×0.97=1.84 Kw ;
P Ⅲ = P
Ⅱ
×η
2
×η
3
=1.84×0.98×0.97=1.75 Kw ;
4)各轴输入转矩
T ο= 9.55×106 P
ο
/ n
=9.55×106×2.02/1420=1.36×104 N•mm ;
T
1= 9.55×106 P
I
/ n
I
=9.55×106×1.94/710=2.61×104 N•mm ;
T
2=9.55×106 P
Ⅱ
/ n
Ⅱ
=9.55×106×1.84/196.1=8.96×104 N•mm ;
T
3 =9.55×106 P
Ⅲ
/ n
Ⅲ
=9.55×106×1.75/76=2.20×105N•mm ;
卷筒轴T
卷=T
3
1
2η
η=2.20×105×0.98×0.96=2.07×105N•mm
五、传动零件的设计计算V带的设计
1、确定计算功率P
c
由表8-7查得工作情况系数K
A =1.2 故P
c
= K
A
P=1.2×2.2=2.64Kw
2、选择V 带的带型
根据P c 及n 1=1420r/min 由图8-11(机械设计书)选用A 型带 3、确定带轮的基准直径d 1d 并验算带速
1）初选小带轮的基准直径d d1.由表8—6和表8—8，取带轮的基准直径
d 1d =100mm 。

2）验算带速V ： V=
1000
601
1⨯n d d π=3.14×100×1420／60×1000m/s=7.435m/s
由于5m/s<v<30m/s,满足带速要求。

3）计算大带轮的基准直径： d 2d =i d 1d =100×2mm=200mm 查表8-8圆整也可取d 2d =200mm
4、确定V 带的中心距a 和基准长度L d ：
1)初选中心距a 0 ,根据教材式（8-20） 0.7（d d1+d d2）≤a 0≤2(d d1+d d2)
即是：0.7×300≤a 0≤2×300 取a 0=400
2）基准长度：
L 0d ≈2a 0+2
π
( d 1d + d 2d )+02214)(a d d d d -
=[2×400＋2
π
×（100+200）＋(200－100)2／4×400]mm ≈1277mm
由教材表8-2取 L d =1250mm 3)根据教材式（8-23）计算实际中心距a 及其变化围： a ≈a 0＋
2
d 0
d d L －＝[400＋(1250-1277)/2]mm ≈386.5mm 考虑各种误差
a min =a-0.015 L d =386.5-0.015×1250=367.75mm a max =a+0.03 L d =386.5+0.03×1250=424mm 即中心距的变化围为367.5mm 到424mm. 5、验算小带轮上的包角α1:
α＝180º－（d 2d －d 1d ）57.3º/a=180º-(200-100)×57.3º/400
≈165º>90º 符合要求 6、计算带的根数Z
1）计算单根带的额定功率P r
由d 1d =100mm 和n 1=1420r/min 查表8—4a 得P 0=1.30KW 根据1420r/min ,i 1 =2 和A 型带等条件， 插值法查表8—4b 得△P 0≈0.167KW 。

查表8—5得k α=0.96,查8—2得K L =0.93
于是：P r =（P 0+△P 0）k α K L =（1.30+0.167）×0.96×0.93kw=1.31kw 2）z=
r
ca
P P =2.64/1.31＝2.02 所以选用2根V 带
7、计算单根V 带的初拉力的最小值（F 0）min 由表8—3得A 型V 带的单位长度质量q=0.1kg/m 所以 （F 0）min =()25.2500qv zv K P K ca +-αα
=100.5N
应使带实际初拉力F 0>1.5（F 0）min =150.7N 8、计算压轴力：
(F P )min =2z （F 0）min sin 2
α =597.84N
9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计
由 n 0= 1420 r/min 选择小带轮的材料为铸钢；
由d 1d =100mm<300mm,结合轴选择小带轮的结构形式为腹板式。

2）大带轮的结构设计
由 n I =710 r/min 选择大带轮的材料为HT150； d 2d =180mm<300mm ，所以选腹板式带轮。

齿轮的设计
（一）高速级齿轮传动的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）根据要求的传动方案且传送设备的速度不高，故选用8级精度的标准 直齿圆柱齿轮
2）材料选择。

查表10-1,小齿轮选用40Cr 钢（调质）硬度为280HBS ，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS
3) 试选小齿轮齿数Z 1=24,大齿轮的齿数Z 2=Z 1i 23.62×24=86.88，取Z 2=87 2、按齿面接触强度设计
设计公式如下：
d t ≥2.32[]32
21⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±•H E d Z u u KT σφ
（1）确定公式的各计算数值 1）试选Kt ＝1.3
2）小齿轮的输入转矩为 T 1=2.61×104N •mm 3）由表10－7选取尺宽系数φd ＝1
4)由表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa 2
1
5）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1lim H σ＝650MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限2lim H σ＝550MPa ； 6）由式10－13计算应力循环次数
N 1＝60n I jLh ＝60×710×1×（2×8×360×10）＝2.45×109h N 2＝N 1/i 2＝2.45×109/3.62=6.77×108h
7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数K 1HN ＝0.89；K 2HN ＝0.92 8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得 []MPa S K HN H 5.5781650
89.01
Hlim 11=⨯=
=σσ []MPa S
K
H HN 5061
550
92.02Hlim2
2
=⨯=
=
σ
σ
（2）计算
试算小齿轮分度圆直径d 1tb (带入中较小者带入公式计算)
d t 1≥2.32[]3
1
1⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±•
H E d
Z u u KT σφ =2.32
mm 4.42506
8.18962.3162.311000061.23.12
3
=⨯+⨯⨯⨯）（
（3）计算圆周速度 v=
100060d 11t ⨯n π=s m /58.11000
607104.42=⨯⨯⨯π
（4）计算齿宽b 及模数m t b=φd d t 1=1×42.4=42.4mm m t =
1t 1Z d =
mm 77.124
4
.42= h=2.25 m t =2.25×1.77mm=3.98mm
b/h=
65.1098.34
.42= 143
431===t d d b φ
（5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，由表10-2取K A =1.0;根据v=1.60 m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数K V =1.12；由表10—4插值法查得K βH =1.452; 由图10—13查得K βF =1.34; 由表10—3查得K αH =K αF =1
故载荷系数K= K A K V K αH K βH =1.0⨯1.12⨯1⨯1.452=1.626 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d 1= d 1t 3
t
K K =42.433.1626
.1=45.68mm
计算模数m
m = d 1/ Z 1=45.68/24mm=1.90mm
3.按齿根弯曲强度设计
计算公式如下：
m ≥[]
31212⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛F S F d Y Y Z T K σφα
α (1)确定计算参数 1)计算载荷系数
K=K A K V K αF K βF =1.0×1.12×1×1.34=1.5 2）由图10—20c 得 1FE σ=500Mpa 2FE σ=380Mpa
3）由图10—18取弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.83 K 2FN =0.85 4)查取齿型系数
由表10－5查得Y 1a F =2.65；Y 2a F =2.206 5)查取应力校正系数
由表10－5查得Y 1a S =1.58；Y 2a S =1.78 6)计算弯曲疲劳许用应力[]F σ 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]F σ1= K 1FN 1FE σ/S=0.83×500/1.4MPa=296.43MPa
[]F σ2= K 2FN 2FE σ/S=380×0.85/1.4MPa=230.71MPa
7)计算大、小齿轮的
[]F
Sa
Fa Y Y σ并加以比较 []1
1
1a F Sa F Y Y σ=2.65×1.58／296.43=0.014
[]2
2
2σF S F Y Y =2.206×1.78／230.71=0.017
大齿轮的数值大。

(2)设计计算
mm m 32.1017.024
110000
61.25.123
2
=⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关。

取m=2mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1=45.72mm
则有Z 1= d 1/m=45.72/2=22.86 取Z 1=23 则 Z 2=i 2Z 1b =3.62×23=83.26
取Z 2=84
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4.几何尺寸计算
1）、计算中心距
a=( Z 1+ Z 2)m/2=(23+84)×2/2=107mm 2）、计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1=m Z 1=2×23mm=46mm d 2=m Z 2=2×84mm=168mm 3）、计算齿轮宽度
b=φd d 1 =1×46mm=46mm 圆整后取B 2=45mm ，B 1=50mm
(二)低速级齿轮传动的设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）根据要求的传动方案且传送设备的速度不高，故选用8级精度的标准 直齿圆柱齿轮（GB 10095—88）
2）材料选择。

查表10-1,小齿轮选用40Cr 钢（调质）硬度为280HBS ，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS
3）试选小齿轮齿数Z 1＝24，大齿轮齿数Z 2＝i3Z 1=2.58×24=61.92，则 取 Z 2＝62.
2、按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 计算公式如下：
d t2≥2.32[]32
2
1⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±•H E d Z u u KT σφ 1）确定公式的各计算数值
1）试选K t ＝1.3
2）小齿轮传递的转矩T 2=8.96×104N •mm 3)由表10－7选取尺宽系数φd ＝1
4)由表10－6查得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa 2
1
5）由图10－21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a H lim σ＝
600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限b H lim σ＝550MPa ；
6）由式10－13计算应力循环次数
N 1＝60 n Ⅱj L h ＝60×196.1×1×（2×8×360×10）=6.78×108h N 2＝N 1/i 3＝6.78×108/2.58=2.63×108h
7）由图10－19查得接触疲劳寿命系数K 1HN ＝0.92；K 2HN ＝0.95
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由式（10－12）得
[]MPa a H 5521
600
92.0=⨯=σ []MPa b H 5.5221550
95.0=⨯=σ
（2）试算小齿轮分度圆直径 d 2t d t2≥2.32[]3
2
2
1⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±•H E d
Z u u KT σφ =2.32mm 34.645
.5228.18958.2158.211000096.83.13
2
=⨯+⨯⨯⨯）（
（3）计算圆周速度 v=
100060d 2t2⨯n π=s m /66.01000
601.19634.6414.3=⨯⨯⨯
（4）计算齿宽b 及模数m t b=φd d t1=1×64.34=64.34mm m t =
1
2Z d t =mm 68.22434
.64= h=2.25 m t =2.25×2.68=6.03mm b/h=64.34/6.03=10.67 134
.6434.642===t d d b φ
（5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，由表10-2取K A =1.0,
根据v=0.66m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数K V =1.05； 由表10—4插值法查得K βH =1.456 由图10—13查得K βF =1.32 由表10—3查得K αH = K αF =1
故载荷系数K= K A K V K αH K βH =1.0⨯1.05⨯1⨯1.456=1.53
(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a ）得 d 2= d t23
t
K K =64.34⨯93.673.153.13=mm
计算模数m
mm Z d m 83.224
93
.6712===
3.按齿根弯曲强度设计
计算公式如下：
m ≥[]3
2122⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛F S F d Y Y Z KT σφαα (1)确定计算参数 1)计算载荷系数
K=K A K V K αF K βF =1.0×1.05×1×1.32=1.386 2）由图10—20c 得 1FE σ=500Mpa 2FE σ=380Mpa 3）由图10—18取弯曲疲劳寿命系数 K 1FN =0.85 K 2FN =0.90 4)查取齿型系数
由表10－5查得Y 1a F =2.65；Y 2a F =2.27 5)查取应力校正系数
由表10－5查得Y 1a S =1.58；Y 2Sa =1.73 6)计算弯曲疲劳许用应力[]F σ 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]
a 57.3034
.1500
85.01
11
MP S
K FE FE F =⨯=
=
σσ
[]a 29.2444
.1380
9.02
22MP S
K FE FE F =⨯=
=σσ 7)计算大、小齿轮的
[]F
Sa
Fa Y Y σ并加以比较 []014.057
.30358
.165.21
1
1=⨯=
F Sa Fa Y Y σ
[]016.029
.24473
.127.22
2
2a =⨯=
σF Sa F Y Y
大齿轮的数值大 计算时将大齿轮的数值带入计算。

(2)设计计算 m ≥mm 90.1016.024
24110000
96.8386.123
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯
对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，则取m=2.5mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d 1=73.01mm 于是
Z 1= d 1/m=64.34/2≈32.17 取Z 1= 33 Z 2=i 3Z 1=2.58×33≈85.14 取Z 2=86 4.几何尺寸计算
1）、计算中心距
a=( Z 1+ Z 2)m/2=(33+86)×2/2=119mm 2）、计算大、小齿轮的分度圆直径 d 1=m Z 1=2×33=66mm d 2=m Z 2=2×86=172mm 3）、计算齿轮宽度
b=φd d 1 =1×66=66mm 圆整后取B 2=65mm ，B 1=70mm
六、滚动轴承的选择
由于使用的是直齿齿轮，无轴向力，因此为了简便，选用外圈无挡边的圆柱滚子轴承。

具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。

第一轴和第二轴选用N206E ，第三轴选用N210E 系列
七、联轴器的选择
联轴器的计算转矩T Ca =K A T 3，考虑转矩变化小，有机械设计参考书表14-1
查得K A =1.5
则：T Ca =K A T 3=1.5×2.2×105=3.3×105 N.mm=330N.m
查课程设计指导书表13.1 选用LH 型弹性柱销联轴器LH3,公称转矩为
630N.m,转速为5000r/min.取轴孔直径为d 1=38mm,轴孔长度喂82mm 的Y 型联轴器
八、轴的设计计算
输入轴（Ⅰ轴）：
1．找出输入轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1 P 1=1.94Kw n 1=710r/min T 1=2.61×104 N •mm
选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表15—3，取C 的值为110由此确定最小轴的直径 d 0≥3
110
n P A ＝mm 38.15710
94.11103= 由于在I 轴上有两个键槽，则轴径应增大7%
即是 d ≥107%d 0=16.46mm 然后将轴径圆整为标准轴径 故选d=20mm 2. 求作用在齿轮上的受力
F t =130520
1061.224
=⨯=d T N F r = tan t F α=474.98N （α=20ο） 3. 轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案，如下
从左往右
（1）第一段轴用于安装带轮（经过受力分析满足要求），外形尺寸为:d ×l=20×42mm ，即直径为φ20mm ，长度为42mm 。

（2）第二段左端轴肩用于对带轮进行轴向固定，轴右边安装有用于对滚子轴承定位的端盖，取直径为φ25mm ，长度为80mm 。

（3）第三段用于安装滚子轴承和阶梯套筒，取径为φ30mm,长度为26mm (4) 第五段右端轴肩用于齿轮轴向定位，取直径为φ44mm,长度5mm （5） 第六段用于安装齿轮，取直径为φ40mm 长度为47mm
(6) 第七段用于安装滚子轴承，取直径为φ30mm,长度26mm 。

并在右端用透盖固定。

4．载荷分析
将带轮的压轴力F Q 看作水平。

（1）弯矩
在水平面 1000v
Q F P =
其中s m n d v /734.01000
607102014.310006010=⨯⨯⨯=⨯=π 则N P F Q 2643734
.094
.11000v 1000=⨯==
Ft=1305N 求得支反力'1R F =3955.4N '2R F =2402N
水平面最大的弯矩在B 断面，M B H =41841N mm ⋅ 在铅垂面
Fr=474.98N
求得支反力''1R F =-305.02N ''2R F =780N
铅垂面最大的弯矩在B 断面， M B V =74432N mm ⋅ 经两弯矩合成，最大的弯矩在B 断面，其值为88014N mm ⋅ 2）校核轴的强度
轴Ⅰ的危险截面在B 截面，求其当量弯矩'M 'M =22)(T M α+
由于转矩T 产生的切应力为脉动循环变应力，取α=0.6 则 a 0.11201.088014
1.033'
'MP d M W
M ca =⨯=
=
σ<[]1-σ=60 MPa
故I 轴是安全的 中间轴（Ⅱ轴）
1.找出输入轴上的功率P 2、转速n 2和转矩T 2 P 2=1.84Kw n 2=196.1r/min T 2=8.96×104N.mm
选取轴的材料为45钢，调质处理。

根据表16.2，取A 0的值为110由此确定最小轴的直径 d 1≥3
220
n P A ＝2.231
.19684.11103= 选d=30mm 由于在Ⅱ轴上有两个键槽，则轴径应增大7%
即是 d ≥107%d 1=24.8mm 然后将轴径圆整为标准轴径 故选d=30mm 1．轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案，如下
从左往右
（1）、第一段轴用于安装滚子轴承,取直径为φ30mm ，长度为38.5mm 。

用一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，
（2）、第二段为安装二级传动小齿轮，直径为φ38mm ，长度为67mm 。

（3）、第三段轴轴肩，对左右两个齿轮进行轴向定位 直径为φ45 mm ，长
度为8 mm。

（4）、第四段轴轴肩，安装一级传动大齿轮，直径为φ38mm，长度为42mm 。

（5）、第五段轴用于安装滚子轴承，取直径为φ30mm，长度为43mm。

输出轴（Ⅲ轴）
1、求轴上的功率
P
3=1.75kw n
3
=76r/min T
3
=2.2×105 N.mm
2、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为为45钢，调质处理。

根据表16.2，取A
的值为110，于是
d 2≥mm n
P
A29
.
31
76
75
.1
110
3
3
3
3
=
⨯
=
由于在Ⅱ轴上有两个键槽，则轴径应增大7%
即是 d≥107%d
2
=33.49mm 然后将轴径圆整为标准轴径选d=50 输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径。

为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

3、轴的结构设计
从左往右：
（1）第一段轴用于安装滚子轴承，取直径为φ50mm，长度为45mm，
（2）第二段轴用于安装第二级传动大齿轮，取直径为φ54mm，长度为62mm。

（3）第三段左端轴肩用于齿轮轴向定位，直径为φ60mm，长度为8mm。

(4) 第四段有段轴肩用于轴承套筒定位, 直径为φ54mm，长度为59.5mm。

(5) 第五段用于安装滚子轴承, 直径为φ50mm，长度为30mm。

(6) 第七段用于安装联轴器, 直径为φ40mm，长度为82mm。

4、求轴上的载荷
首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,
对于滚滚子轴承轴承,a=１０mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
从动轴的载荷分析图
mm mm mm L L 5.1885.6612232=+=+
N F L L L F t NH 4.4605
.1885
.6613053231=⨯=+=
N F L L L F t NH 6.8445
.188122
13053222=⨯=+=
N L L D F L F F a
r NV 3.32223
231=++=
N F F F NV r NV 2.5913.3225.91312=-=-= mm N M H ⋅=9.56165
mm N L F M NV V ⋅=⨯==6.393201223.32221
mm N M M M V H ⋅=+=+=78.685616.393209.56165222
21
5、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度
根据课本公式（１５－５）及上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α＝０.６，则有：
ca σ=W
T M 232
1)(α+=MPa 45.9540.12200006.078.685613
2
2=⨯⨯+）
（ 前已选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[1-σ]=60MP ａ ca σ<[1-σ] 此轴合理安全
6、精确校核轴的疲劳强度. ⑴. 判断危险截面
A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用。

所以A Ⅱ Ⅲ B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C 上的应力最大.截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ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,而且这里的直径最大,故C 截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面Ⅶ左右两侧需验证即可. ⑵. 截面Ⅶ右侧。

抗弯系数 K=0.13d =0.1350⨯mm 3=12500mm 3 抗扭系数 T K =0.23d =0.2350⨯mm 3=25000mm 3
截面Ⅶ的右侧的弯矩M 为 mm N M M ⋅=⨯=7.479415
.6620
-5.661
截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =220m N ⋅ 截面上的弯曲应力
==W M b σMPa 84.3125007.47941=
截面上的扭转应力
T τ=T W T 3=
MPa 8.825000
220000
= 轴的材料为45钢。

调质处理。

由课本表15-1查得：
a B MP 640=σ a MP 2751=-σ a MP 1551=-τ 因=d r
04.0500
.2= =d D 08.15054= 经插入后得
=∂σ 2.0 τσ=1.31 轴性系数为
82.0=σq τq =0.85 ∴K σ=1+)1(-∂σσq =1.82 K τ=1+τq （T σ-1）=1.26
所以67.0=σε 82.0=τε 92.0==τσββ 综合系数为：K σ=2.8
K τ=1.62
碳钢的特性系数 2.01
.0～=σϕ 取1.0=σϕ 1.005.0～=τϕ 取05.0=τϕ
安全系数ca S
S σ=
2.1986
1.00.28.2275
1=⨯+⨯=+-m a K σϕσσσσ
S τ
9.185.12105.031.162.1155
1=⨯+⨯=+-m t a k τϕσττ
ca
S 47.139
.182.1991
.1815.192222=+⨯=+τστσS S S S ＞S=1.5 所以它是安全的 截面Ⅶ左侧
抗弯系数 K=0.13d =0.1354⨯mm 3=15746.4mm 3
抗扭系数 T K =0.23d =0.2354⨯mm 3=31492.8mm 3
截面Ⅳ左侧的弯矩M 为 mm N M ⋅=2.62981
截面Ⅳ上的扭矩3T 为 3T =220000
截面上的弯曲应力 ==
W M b σa 99.34
.157462.62981MP = 截面上的扭转应力
T τ=T W T 3=
MPa 0.78
.31492220000
= 轴的材料为45钢。

调质处理。

由课本表15-1查得：
a B MP 640=σ a MP 2751=-σ a MP 1551=-τ 因=d r
04.0500
.2= =d D 08.15054= 经插入后得
=∂σ 2.0 τσ=1.31 轴性系数为
82.0=σq τq =0.85 ∴K σ=1+)1(-∂σσq =3.25 K τ=1+τq （T σ-1）=2.62
所以67.0=σε 82.0=τε 92.0==τσββ
综合系数为： K σ=2.8 K τ=1.62
碳钢的特性系数 2.01
.0～=σϕ 取1.0=σϕ 1.005.0～=τϕ 取05.0=τϕ
安全系数ca S
S σ=
2.26371.0225.3275
1=⨯+⨯=+-m a a K σϕσσσ S τ
23.214
.7705.031.162.2155
1=⨯+⨯=+-m t a k τϕσττ
ca S 5.1623
.212.2623.212.262
2
2
2
=+⨯=
+τ
στσS S S S ＞S=1.5 所以它是安全的
九、键联接的选择和计算
十、减速器附件的选择和密封类型的选择
通气器：采用和油面指示器相连的器件 起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M10×1.5 润滑与密封 1、齿轮的润滑
由于低速级周向速度为0.65m/s ，采用浸油润滑。

考虑到中间的齿轮b 充分浸油，而浸油高度为六分之一至三分之一大齿轮半径（ D=168 mm ），取为50mm 。

2、滚动轴承的润滑
由于浸油齿轮的周向速度中都小于2m/s 的，为了简便，所以均选用润滑脂润滑轴承。

3、润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较，根据周向速度，选取运动粘度约在275mm2/s 的润滑油，考虑到该装置用于中小型设备，选用N320润滑油。

4、密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十一、箱体的设计
根据设计的零件尺寸大小选择用剖分式箱体。

采用铸造工艺，材料使用HT200. 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳
合质量，其端盖分机体采用
6k 7
H
配合.
1、机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2、考虑到机体零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为35mm。

由于油面高度选定50mm, 浸油高度为15mm。

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
3、机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8，圆角半径为R=5。

机体外型简单，拔模方便.
4、对附件设计
视孔盖和窥视孔：
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
放油孔和放油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

油面指示器：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
通气孔：
由于减速器运转时，机体温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体为压力平衡，提高密封性的性能。

吊环和吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度，此外，定位销的位置既要考虑到钻、铰孔的方便，又要与连接螺栓、吊钩、吊环、启盖螺钉等不发生干涉。

定位销为标准件，在表11.29中选取。

取mm d 8max =，mm d 94.7min =，mm a 1=，mm l 32=。

启盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
箱体的结构尺寸如下表。

图参见《机械设计基础课程设计》
十二、设计小结
由于时间比较紧，所以这次的设计存在许多缺点，很多时候，由于缺少经验，取值过于保守，使整体结构庞大，很多地方浪费材料；同时箱体的设计很粗糙。

但通过这次的减速箱的设计，使我能学习到很多实践知识，同时将公差课，机械制造基础，机械设计，材料力学，等课程综合起来了，了解了机械设计的基本流程。

在设计的过程中，我们大量查阅国标，积极请教老师，很好的培养了我们作为工科技术人员的基本素养，老师丰富的经验，使我们了解了作为工程师的必备素质。

相信在类似设计经验的积累，我在以后的学习或者实际工作中，能够设计出紧凑、质量轻、强度高的机械
十三、参考资料目录
[1]《机械设计课程设计指导书》，高等教育，宋宝玉主编，2006年8月第一版；
[2]《机械设计》（第八版），高等教育，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版;
[3]《机械制图》，高等教育，何铭新、钱可强主编，2004年1月第五版；
[4]《互换性与技术测量》，高等教育，柱，徐向前主编，2004年12月第一版；
[5]《课程设计图册》高等教育，龚溎义主编，1989年5月第三版；
[6] 《机械原理》，高等教育，桓主编，2006年5月第七版；
[7] 百度文库。