机械设计课程设计--展开式双级圆柱齿轮减速器+开式齿轮

机械设计课程设计--展开式双级圆柱齿轮减速器+开式齿轮
机械设计课程设计
说明书
高等技术学院模具设计专业
2012级2班
设计者：
指导教师：
2014年7月2日
目录
一、设计任务书 ................................................ 错误!未定义书签。

二、电动机的选择计算 .................................... 错误!未定义书签。

三、传动比的分配 ............................................ 错误!未定义书签。

四、传动装置的运动及动力参数计算............ 错误!未定义书签。

五、传动零件的设计计算 ................................ 错误!未定义书签。

六、轴类零件的设计计算和强度校核............ 错误!未定义书签。

七、滚动轴承的选择及其寿命验算................ 错误!未定义书签。

八、键联接的选择和校核 ................................ 错误!未定义书签。

九、联轴器的选择和验算 ................................ 错误!未定义书签。

十、润滑及密封形式类型的选择.................... 错误!未定义书签。

十一、减速器附件设计 .................................... 错误!未定义书签。

十二、减速器的主要尺寸及数据.................... 错误!未定义书签。

十三、参考文献
................................................ 错误!未定义书签。

十四、设计总结与体会 .................................... 错误!未定义书签。

一．设计任务书
1.传动方案
展开式双级圆柱齿轮减速器+开式齿轮
2.工况及有关参数
序参数工
作条
件
(或
自
拟)
参
考
号F（N）V（m/s）D（mm）工
作
环
境工
作
年
限
生
产
规
模
载
荷
性
质
方
案
1 3000 1.4 450 清
洁10
年
双
班
单
件
平
稳
方
案
1
3.设计要求
装配图设计：1张A1（包括主视图、俯视图和左视图，
零件明细表，技术特性表，技术要求）零件图设计：2张，轴和齿轮。

编写设计计算说明书
二．电动机的选择计算
1.电动机类型的选择
电动机的类型根据动力源和工作条件，选用最常用的Y系列三相异步电动机。

2.电动机功率的选择
工作机所需要的有效功率为
P W
为了计算电动机所需的功率P d，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。

根据【2】表2-2确定各部分的效率:
传动滚筒效率η滚=0.96
联轴器效率η联=0.99
联轴器效率η联=0.99
滚动轴承效率η轴承=0.99
开式齿轮的传动效率η开齿=0.95（脂润滑）
闭式齿轮的传动效率η闭齿=0.97（8级精度）
所需的电动机的功率
3). 滚筒的转速为：
==
查【2】表16-1，选常用的电动机，额定功率5.5kw,
同步转速和。

根据表16-1得到下面两种常用电动机的选择方案。

方案电动机型额定同步满载总传轴外轴外
号号功率
/kw 转速
r/min
转速
r/min
动比伸轴
径mm
伸长
度mm
1 Y132S-4 5.5 1500 1440 24.24 38 80
2 Y132M2-6 5.5 1000 960 16.16 38 80
表2-3
由上表可知，方案2的电动机虽然满足要求，但是总传动比较小，对于双级减速器+开式齿轮传动不好分配传动比，所以选择方案1中的电动机型号。

即Y132S-4,。

三．传动比的分配
根据【2】2-3知，取开式齿轮传动比i3=4
减速器的总传动比为i==6.04
高速级齿轮传动比为i1===2.802
低速级齿轮传动比为i2===2.156
四、传动装置的运动及动力参数计算
1.各轴转速的计算
电机轴n0=1440r/min
减速器高速轴n1=n1/i00=r/min=1440r/min
减速器中间轴n2=n1/i1=r/min=513.919r/min
减速器低速轴n3=n2/i2=n2/i1=r/min=238.367r/min
开式齿轮轴n4=n3=238.367r/min
滚筒轴n5=n4/i3=r/min=59.592r/min
2.各轴输入功率计算
电机轴P0=P d=5.25kw
减速器高速轴P 1=P dη1=5.250.99kw=5.197kw
减速器中间轴P 2=P1η2η3=5.1970.99kw=4.990kw
减速器低速轴P 3=P2η2η3=4.9900.99kw=4.792kw
开式齿轮轴P 4=P3η3η1=4.7920.99kw=4.696kw
滚筒轴P 5=P4η4η5=4.6960.95kw=4.417kw 4.各轴的输入转矩计算
电机轴T 0=9550=9550N=34.814N
减速器高速轴T 1=9550 =9550N=34.466N m
减速器中间轴T 2=9550=9550N=92.728N
减速器低速轴T 3=9550=9550N=191.988N
开式齿轮轴T 4=9550=9550N=188.142N
滚筒轴T5=9550=9550N =707.853N
各轴运动及动力参数
轴序号功率
P(kw
)
转速
n(r/mi
n)
转矩
(N.m)
传动形
式
传动
比
效率
η
0 5.25 1440 34.818 弹性联
轴器1.0 0.99
Ⅰ 5.19
7 1440 34.466
闭式齿
轮
2.802 0.97
Ⅱ 4.99
0 513.91
9
92.728
闭式齿
轮
2.156 0.97
Ⅲ 4.79
2 238.36
7
191.98
8 联轴器 1.0 0.99
Ⅳ 4.69
6 238.36
7
188.14
2 开式齿
轮
4 0.95
Ⅴ 4.41
7 59.592 707.84
5
四、传动装置的运动及动力参数计算
（一）.开式齿轮传动设计计算
开式齿轮传动设计条件：输入功率P4=4.696kw 主动轮转速n 4=238.367r/min 传动比i3=4 转矩T4=188.142 N
1.选择齿轮材料.热处理方式及计算许用应力
材料的选择及热处理: 按使用条件，属低速，轻载，重要性和可靠性一般的开式开式齿轮传动。

选用硬齿面齿轮，大小齿轮都选用20钢，并进行淬火处理。

确定许用应力，查【1】图8-16得齿轮的弯曲疲劳极限Flim1=Flim2=460MP.
计算循环应力次数N，确定寿命系数Y N1,Y N2,安全系数S Fmin N 1=60an1t=60=6.87
N 2=60an2t=60=1.72
查【1】图8-15可得：Y N1=Y N2=1
查【1】图8-5可得S Fmin=1.6
由【1】中公式8-9得许用弯曲应力
Fp=Y N==575MPa
2.分析失效形式，确定设计准则在此处键入公式。

由于设计为硬齿面开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断。

因此该齿轮传动主要按齿根弯曲疲劳强度设计。

3．初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸
由前面可知齿轮名义转矩T 4=188.142 N
初估齿轮圆周速度V 53m/s，选用直齿圆柱齿轮传动
初选参数Z 5=30 ,Z6=Z5i3=4变位系数X1=X2=0 齿宽系数d=0.4
由【1】中公式8-8得模数m
查【1】表8-13可得到载荷系数K=1.5 Y Fa5=2.56
查【1】表8-14可得Y Sa5=1.63 所以
m==2.25
考虑到齿面磨损的影响，模数增大10，为了保证滚筒不与齿轮轴干涉，取标准模数m=4
计算出开始齿轮的参数
分度圆直径d 5=mz5=430mm=120mm
d 6=mz6=4120mm=480mm
中心距a=
所以滚筒不会与齿轮轴干涉。

齿轮圆周速度V=
齿宽b 6=b=d d5=0.4120mm=48mm
b5=b+（5-10）mm=55mm
齿顶圆直径d a5=d5+2m=120+2=128mm
d a6=d6+2m=480+2=488mm
齿根圆直径d f5=d52（）m=1202（1+0.25）4mm=110mm
d f6=d62（）m=4802（1+0.25）4mm=470mm 齿轮号齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽
5 30 120 128 110 55
6 120 480 488 470 48
单位（mm）
4．验算齿根弯曲疲劳强度
由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数：Y Fa1= 2.55 Y Fa2=2.22
再查表8-14得应力修正系数：Y Sa1= 1.62 , Y Sa1=1.81
代入式（8-7）有
F5=Y Fa1 Y Sa1=
Fp=575MPa
F6=F5304.6=209.3MPa
Fp=575MPa
即开式齿轮的弯曲疲劳强度合格
（二）.减速器（高速级）内传动的设计计算
已定参数：n1=1440r/min n2=513.919r/min p1=5.197kw
T1=34.466N m u=i1=2.802
1．齿轮材料:闭式齿轮传动采用软齿面齿轮。

小齿轮：45钢调质处理，硬度为217-255HBS，取230HBS；大齿轮：45钢正火处理，硬度为169-217HBS，取为200HBS.
2.确定许用应力
查【1】图8-11，可得接触疲劳极限应力Hlim1=580Mpa Hlim2=540Mpa 查【1】图8-16可得齿轮弯曲疲劳极限应力Flin1=190Mpa Flim2=180Mpa
计算两齿轮的应力循环次数N 1=60an1t=60=4.15, ,N2=
查【1】表8-5得接触应力和弯曲应力的安全系数为
S Hmin=1.05 S Fmin=1.35
根据使用条件差【1】图8-10和8-15可得Z N1=Z N2=1 Y N1=Y N2=1 由式8-4可知，因大齿轮硬度低，许用应力也小，故进行接触强度计
算时应用P2代入公式。

则齿轮的许用接触应力为
Hp1=z N1==552MPa
Hp2=z N1==514MPa
两齿轮的许用弯曲应力为：
Fp1=Y N1Y ST==282MPa
Fp2=Y N2Y ST==266MPa
由设计准则知，对本闭式软齿面齿轮传动应按齿面接触强度设计，再验算齿根弯曲强度。

假设齿轮的圆周速度V，制造精度为8级，对称布置
查【1】表8-6得齿宽系数d=1，查表8-3得载荷系数K=1.1
查表8-4得弹性系数Z E=189.8Mpa ，查图8-4知节点区域系数Z H=2.5 将各参数代入【1】中式8-3得,小齿轮分度圆直径
d1
=mm=44.43mm 从而可初步确定齿轮传动的主要参数尺寸
①．初选齿数：Z 1=31,Z2=Iz1=2.802
②定模数：由d1=Mz1，可得m
考虑到开式齿轮的尺寸较大，故取标准模数m=2
③．验算齿轮圆周速度
V=
④．求传动尺寸
分度圆直径d 1=mz1=231mm=62mm
D 2=mz2=287mm=174mm
中心距a=
齿宽b 2=b=d d1=162mm=62mm
B1=b2+（5-10）mm=67mm
齿顶圆直径d a1=d1+2m=62+2=66mm
d a2=d2+2m=174+2=178mm
齿根圆直径d f1=d12（）m=622（1+0.25）2mm=57mm
d f2=d22（）m=1742（1+0.25）2mm=169mm
5.验算齿根弯曲疲劳强度
由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数：Y Fa1= 2.56 Y Fa2=2.25
再查表8-14得应力修正系数：Y Sa1= 1.63 , Y Sa2=1.76
代入式（8-7）有
F1=Y Fa1 Y Sa1=
Fp1=282MPa
F2=F141.16=41.9MPa
Fp2=266MPa
即该闭式软齿面齿轮的弯曲疲劳强度合格
减速器高速级直齿圆柱齿轮传动的参数如下
齿轮号齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽
1 31 6
2 66 57 67
2 87 174 178 169 62
（单位：mm）
（三）.减速器（低速级）内传动的设计计算
已定参数：n2=513.919r/min n3=238.367r/min p2=4.990kw
T1=92.728N m u=i2=2.156
1．齿轮材料:闭式齿轮传动采用软齿面齿轮。

小齿轮：45钢调质处理，硬度为217-255HBS，取230HBS；大齿轮：45钢正火处理，硬度为169-217HBS，取为200HBS.
2.确定许用应力
查【1】图8-11，可得接触疲劳极限应力Hlim3=580Mpa Hlim4=540Mpa
查【1】图8-16可得齿轮弯曲疲劳极限应力Flin3=190Mpa
Flim4=180Mpa
计算两齿轮的应力循环次数N 3=60an2t=60=1.48, ,N4=
查【1】表8-5得接触应力和弯曲应力的安全系数为
S Hmin=1.05 S Fmin=1.35
根据使用条件差【1】图8-10和8-15可得Z N3=Z N4=1 Y N3=Y N4=1 由式8-4可知，因大齿轮硬度低，许用应力也小，故进行接触强度计算时应用P2代入公式。

则齿轮的许用接触应力为
Hp3=z N3==552MPa
Hp4=z N4==514MPa
两齿轮的许用弯曲应力为：
Fp3=Y N3Y ST==282MPa
Fp4=Y N4Y ST==266MPa
由设计准则知，对本闭式软齿面齿轮传动应按齿面接触强度设计，再验算齿根弯曲强度。

假设齿轮的圆周速度V，制造精度为8级，对称布置
查【1】表8-6得齿宽系数d=1，查表8-3得载荷系数K=1.1
查表8-4得弹性系数Z E=189.8Mpa ，查图8-4知节点区域系数Z H=2.5 将各参数代入【1】中式8-3得,小齿轮分度圆直径
d3
=mm=65.08mm 从而可初步确定齿轮传动的主要参数尺寸
①．初选齿数：Z 3=32,Z2=I z4=2.156
②定模数：由d3=Mz3，可得m
考虑到开式齿轮的尺寸较大，故取标准模数m=5
③．验算齿轮圆周速度
V=
④．求传动尺寸
分度圆直径d 3=mz3=532mm=160mm
d 4=mz4=569mm=345mm
中心距a=
齿宽b 4=b=d d3=1160mm=160mm
B3=b4+（5-10）mm=165mm
齿顶圆直径d a3=d3+2m=160+2=170mm
d a4=d4+2m=174+2=355mm
齿根圆直径d f3=d32（）m=1602（1+0.25）5mm=147.5mm
d f4=d42（）m=1742（1+0.25）5mm=332.5mm
5.验算齿根弯曲疲劳强度
由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数：Y Fa3= 2.55 Y Fa4=2.28
再查表8-14得应力修正系数：Y Sa3= 1.64 , Y Sa4=1.74
代入式（8-7）有
F3=Y Fa3 Y Sa3=
Fp3=282MPa
F4=F39.67=9.17MPa
Fp2=266MPa
即该闭式软齿面齿轮的弯曲疲劳强度合格
减速器高速级直齿圆柱齿轮传动的参数如下 齿轮号
齿数 分度圆直径
齿顶圆直径 齿根圆直径 齿宽
3 32 160 170 147.5 165 4
69
345
355
332.5
160
单位(mm
六．.轴类零件设计和校核
6.1 I 轴（高速轴）的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P 1=5.197KW ，n 1=1440r/min ，T 1=0.345
10⨯N mm ⋅ 2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为d 1=62mm 而 F t 1
1
2d T =
=1111.8N F r =F =αtan t 11118︒
⨯20tan =404.7N 3.初步估定减速器高速轴外伸段轴径 根据所选电机查表4-12-2选电机轴径为38
则d=(0.8～1.0)d
=(0.8～1.0)38=30.4～38mm
取d=32mm 。

4． 选择联轴器
高速轴轴端处选择LT 型联轴器 GB/T4323-2002
名义转矩T=9550×=9550×(5.5/1440)
=36.48 N·m
查【1】表12-1得K A =1.5
计算转矩为 T C =KT=1.5×36.48=54.72N·m
公称转矩为 Ｔｎ＝250N·m>T C =54.72 N·m,
[n]=3300r/min>n=1440r/min
减速器高速轴外伸段直径为d=32mm ，长度L=82mm 。

（1）拟定轴上零件的装配方案
通过分析比较，装配示意图6-1
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）I-II 段是与半联轴器连接的其d II I -=32mm ，l II I -=82mm 。

2）II-III 段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm （由减速器及轴的结构设计而定）。

根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II 段右端的距离为38mm 。

故取l III II -=58mm ，因其右端面需制出一轴肩故取d III II -=35mm 。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d III II -=35mm ，查表12-5轴承目录里初选6208号其尺寸为d B D ⨯⨯=40mm ⨯80mm ⨯18mm 故d IV III -=40mm,L III-IV =20mm 。

又右边采用轴肩定位取ⅤⅣ-d =52mm 所以l ⅤⅣ-=189mm ，ⅥⅤ-d =58mm ，
ⅥⅤ-l =12mm
4）取安装齿轮段轴径为d ⅦⅥ-=46mm ，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为67mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l ⅦⅥ-=63mm 。

齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d ⅧⅦ-=40mm 。

取l ⅧⅦ-=46mm 所以I 轴总长为420mm 。

（3）轴上零件的周向定位
齿轮，联轴器，与轴之间的定位均采用平键连接。

按d II I -由[2]P107表4-1查得平键截面b 810⨯=⨯h ,键槽用键槽铣刀加工长为74mm 。

同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为
6
7n H ，同样齿轮与轴的连接用平键14x9x55，齿轮与轴之间的配合为67n H 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）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2︒⨯45.其他轴肩处圆觉角见图。

5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-2
图6-2
现将计算出的各个截面的M H ，M V 和M 的值如下：
F 1NH =1402N F 2NH =1613N F 1NV =2761N F 2NV =864N M 1H =86924N mm ⋅
M H2=103457mm N ⋅
M V =171182N mm ⋅
M 1=52210.717.80⨯+=510.02⨯N mm ⋅ M 2=M H2=103457N mm ⋅
T 1=34466N mm ⋅
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A 是轴的危险截面。

则根据[2]式15-5及上面的数据，取α=0.6轴的计算应力:
W T M ca 2
321)(ασ+=
352246
1.010)1.36.0(
2.0⨯⨯⨯+==2
3.7MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1
查得[1-σ]=60Mp ，][1-≤σσca ，故安全。

6.2 II 轴（中间轴）的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面的计算得P 2=4.990KW ，n 2=513.919
m in r ，T 2=0.925
10⨯N mm ⋅ 2.求作用在齿轮上的力
已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d 2=174mm d 3=160mm 而 F t2==1123.3N
F r2=F 2=1123.3︒⨯20tan =408.8N
同理可解得：
F t3=1221.6N ，F r3=F =αtan 1t 444.6N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A 0=110，于是得：
d m in =A 0=⨯=3322.192.55110n P 43mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d m in =45.2mm ，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d B ⨯⨯D =502090⨯⨯故d II I -=50mm 右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm 所以l II I -=48mm
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-3
图6-3
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）II -III 段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为62mm ，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。

故取l III II -=57mm ，d III II -=56mm 。

2）III-IV 段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l IV III - =15mm ，d IV III -=,62mm 。

3）IV-V 段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为165mm 可取l V IV -=160mm ，d V IV -=58mm
4）V-VI 段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm 则 l VI V - =48mm d VI V -=50mm
（3）轴上零件的周向定位
两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。

按d ⅢⅡ-由[2]P 107表11-28查得平b ×h×l=16×10×50，按d
V IV -得平键截面b L h ⨯⨯=16×10×140其与轴的配合均为6
7n H 。

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）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2︒⨯45.个轴肩处圆觉角见图。

5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。

现将计算出的各个截面的M H ，M V 和M 的值如下：
F 1NH =719N F 2NH =2822N F 1NV =4107N F 2NV =7158N
M 1H =49611N mm ⋅
M 1H =253980N ⋅mm
M 1V =-283383N mm ⋅
M 2V =-644220N mm ⋅
M 1=522100.58.2⨯+=284000N mm ⋅
M 2=52210)2.5(6.4⨯+=690000N mm ⋅ T 2=0.935
10⨯N mm ⋅
图6-4
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和Ⅵ的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据[2]式15-5及上面的数据，取α=0.6，轴的计算应力
W T
M ca
2
3
2
2
)
(α
σ
+
=
3
5
2
2
56
1.0
10
)
.6
5
6.0(
.9
6
⨯
⨯
⨯
+
==50.6MP
前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1查得[1-σ]=60Mp ，][1-≤σσca 。

对于Ⅵ的右侧
33317561561.01.0mm d W =⨯=⨯=
3335123562.0mm W t =⨯=
a b MP W M 3.3917561
690000===
σ a T T MP W T 1.1635123560000===τ 由[2]表15-1查得a B MP 640=σ a MP 2751=-σ a MP 1551=-τ
由[2]表3-8查得64.2=σσ
εk 11.2=ττεk
由[2]附图3-4查得92.0==τσββ
由[2]中13-ξ和23-ξ得碳钢的特性系数，取1.0=σϕ，05.0=τϕ 故综合系数为
73.2192
.0164.211=-+=-+=
σσσσβεk K 20.2192
.0111.211=-+=-+=ττττβεk K 故Ⅵ右侧的安全系数为
56.201.03.3973.22751=⨯+⨯=+=
-m a K S σϕσσσσσ 56.82
1.1605.021.16
2.21551=⨯+⨯=+=-m a K S τϕτττττ 46.256.856.256.856.22222=+⨯=+=
τστ
σS S S S S ca >S=1.5
故该轴在截面Ⅵ的右侧的强度也是足够的。

综上所述该轴安全。

6.3 III 轴（低速轴）的设计计算
1.求轴上的功率，转速和转矩
由前面算得P 3=4.792KW ，n 3=238.367r/min ，T 3=0.196
10⨯N mm ⋅
2.求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d 4=345mm
而 F t 432d T ==1113N F r =F =αtan t 1113=︒⨯20tan 405N
3.初步确定轴的最小直径
现初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢，调质处理据【2】表15-3，取A 0=110，于是得：
d m in =A 029.9mm
该轴与齿轮配合处开一键槽，与联轴器配合出开有键槽，所以最小直径增大5%-7%，圆整后取最小直径为35mm 。

同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩T ca =K A=T 3查[2]表14-1取K A =1.5.则：T=1.5X191988=287982N.mm
按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[2]P 99表13-5可选用LT6型弹性柱销联轴器。

其公称转矩为2500000N mm ⋅。

半联轴器孔径d=35mm ，故取d II I -=35mm 半联轴器长度L=82mm ，
4.轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-5
图6-5
（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II 右端需制出一轴肩故II-III 段的直径d III II -=40mm ；，现取l II I -=82mm.
2）II-III 段是固定轴承的轴承端盖e=12mm 。

据d III II - =40mm 和方便拆装可取l III II -=70mm 。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d ⅣⅢ-=45mm ，查 (2)表12-5轴承目录里初选6209号其尺寸为d B D ⨯⨯=45mm ⨯85mm ⨯19mm ，l IV III -=19+3mm 由于右边是轴肩定位，d ⅤⅣ-=48mm ，l ⅤⅣ-=100mm ，d ⅥⅤ-=54mmmm ，l ⅥⅤ-=12mm 。

4）取安装齿轮段轴径为d ⅦⅥ-=50mm ，已知齿轮宽为160mm 取l ⅦⅥ-=156mm 。

齿轮右边Ⅶ-Ⅷ段为轴套定位，轴肩高h=6mm 则此处d ⅧⅦ-=45mm 。

轴承同样选用6209型深沟球轴承，取l ⅧⅦ-=40mm
（3）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。

按d II I -由[2]P 107表11-28查得平键截面bxh=10x8键槽用键槽铣刀加工长为76mm 。

选择半联轴器与轴之间的配合为
6
7k H ，同样齿轮与轴的连接用平键16x10x150齿轮与轴之间的配合为67n H 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）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考[2]表15-2取轴端倒角为2︒⨯45.个轴肩处圆觉角见图。

5.求轴上的载荷
先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。

现将计算出各个截面处的M H ，M V 和M 的值如下： F 1NH =12049N F 2NH =2465N F 1NV =3309N F 2NV =6772N M H =-211990N mm ⋅ M V =582384N mm ⋅
M 1
=52210.85.12⨯+=620000N mm ⋅
T 3=0.196
10⨯N mm ⋅
图6-6
图6-6
6.按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面A 是轴的危险截面，则根据[2]式15-5及上面的数据，取α=0.6，轴的计算应力
W
T M ca 2
321)(ασ+=
3
5
2280
1.010).6176.0(.26⨯⨯⨯+==24.0MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1 查得[1-σ]=60Mp ，][1-≤σσca ，故安全。

6.4 IV 轴的设计
因为本课程主要是设计双级齿轮减速器，并没有给定滚筒的长度尺寸，所以不好设计减速器连接开式齿轮的轴。

可类比III 轴，此处略去。

七．.轴承的寿命计算
7.1 I 轴上的轴承6208寿命计算
预期寿命：L A =1036016 =57600
查【2】表12-5知；P=404.7N,n=1440r/min ，C=29500N,3=ε
=h L =ε
)P
C (n 60106（）3
=4482834h >44800h
故 I 轴上的轴承6208在有效期限内安全。

7.2 II 轴上轴承6210的寿命计算
预期寿命：L A =1036016 =57600
查【2】表12-5知；P=408.8N,n=513.919r/min ，C=35000N,3=ε
=h L =ε
)P
C (n 60106（）3
=20352864h<44800h
故II 轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。

7.3 Ⅲ轴上轴承6209的寿命计算
预期寿命：L A =1036016 =57600
查【2】表12-5知；P=405N,n=238.367r/min ，C=31500N,3=ε
=h L =ε
)P
C (n 60106（）3
=32897978h>44800h
故III 轴上的轴承62109满足要求。

八．键连接的校核
8.1 I 轴上键的强度校核
由（六）可知该减速器所用键的规格为 （都为A 型键） I 高速轴：b ×h×l=10×8×74 b ×h×l=14×9×55 II 中间轴：b ×h×l=16×10×50 b ×h×l=16×10×140 III 高速轴：b ×h×l=10×8×76 b ×h×l=16×10×150 查【1】表13-10得许用挤压应力为=130MPa
I-II 段键的工作长度l=
mm
=130MPa
故此键能安全工作。

VI-VII段键的工作长度l=mm
=130MPa
故此键能安全工作。

8.2 II轴上键的校核
查表4-5-72得许用挤压应力为=130MPa
II-III段键的工作长度为l=mm
=130MPa
故此键能安全工作。

IV-V段键的工作长度l=mm
=130MPa
故此键能安全工作。

8.3 III轴上键的校核
查表4-5-72得许用挤压应力为=130MPa
I-II段键的工作长度l=mm
=130MPa
故此键能安全工作。

Ⅵ-Ⅶ段键的工作长度l=
mm
=130MPa
故此键能安全工作。

九．联轴器的选择和校核
9-1． 选择联轴器
高速轴轴端处选择LT 型联轴器 GB/T4323-2002 型号；82
328238⨯⨯YA JB
9-2.联轴器的校核
名义转矩T=9550×=9550×(5.5/1440)
=36.48 N·m
查【1】表12-1得K A =1.5
计算转矩为 T C =KT=1.5×36.48=54.72N·m 公称转矩为 Ｔｎ＝250N·m>T C =54.72 N·m,
[n]=3300r/min>n=1440r/min
所以该型号弹性柱销联轴器符合使用要求。

减速器高速轴外伸段直径为d=32mm ，长度L=82mm 。

9-3.低速轴与开式齿轮轴的联轴器也选择上面的型号
82328238⨯⨯YA JB
十.润滑及密封类型选择
10.1 润滑方式
齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。

10.2 密封类型的选择
1. 轴伸出端的密封
轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。

2. 箱体结合面的密封
箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。

3. 轴承箱体内，外侧的密封
（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。

（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。

十一．减速器附件设计
11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计
观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。

平时观察孔盖用螺钉封住，。

为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。

查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。

11.2 油面指示装置设计
油面指示装置采用油标指示。

11.3 通气器的选择
通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。

查表[6]表15-6选
型通气帽。

11.4 放油孔及螺塞的设计
放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。

查表[6]表15-7选型外六角螺塞。

11.5 起吊环的设计
为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。

11.6 起盖螺钉的选择
为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。

11.7 定位销选择
为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。

采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。

十二．主要尺寸及数据
箱体尺寸：
箱体壁厚 &=10mm
箱盖壁厚 &1=8mm
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=15mm
箱座低凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径d f=24mm
地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=M16
机座与机盖联接螺栓直径d2=M12
联接螺栓d2的间距l=150mm
轴承端盖螺钉直径d3=M10
窥视孔盖螺钉直径d4=M8
定位销直径d=10mm
d f ，d1 ，d2至外箱壁的距离c1=34mm，22mm，18mm
d f，d2至凸缘边缘的距离c2=28mm，16mm
轴承旁凸台半径R1=16mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=70mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离ɑ1=14mm
齿轮端面与内箱壁距离ɑ2=12mm
箱盖，箱座肋厚m1=m=7mm
轴承端盖外径D2：凸缘式端盖：D+（5~5.5）d3
以上数据参考机械设计课程设计指导书
传动比：
原始分配传动比：i1=2.802 i2=2.156 i3=4
修正后: i1= 2.806 i2= 2.15625 i3=4 各轴新的转速：n0= 1440r/min n1=1440r/min
n2=513.186r/min n3=238r/min
n4=238r/min n5= 59.5r/min
各轴的输入效率：P0=5.25kw P1=5.197kw
P2= 4.990kw P3=4.792kw
P4= 4.696kw P5=4.417kw
各轴的输入转矩：T0= 34.418 T1= 34.418
T2= 92.86 T3= 192.284
T4= 188.432 T5= 708.947
轴号功率（KW）转矩（N*m）转速
（r/min）电机轴 5.25 34.418 1440
1轴 5.197 34.418
II轴 4.990 92.86 513.186
III轴 4.792 192.284 238
IV轴 4.696 188.432 238
卷筒轴 4.417 708.947 59.5
十三．参考文献
【1】《机械设计基础》杨家军，张卫国主编，华中科技大学出版社。

【2】《机械设计课程设计》第3版，唐增宝，常建娥主编，华中科技大学出版社。

【3】《材料力学I》第5版，孙训方，方孝淑，关来泰主编，高等教育出版社。

【4】《机械设计手册》第5版。

十四.总结与心得体会
机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节通过了几个周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。

课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。

通过可程设计，基本掌握了运用绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。