二级直齿圆柱齿轮减速器(课程设计说明书)

机械设计基础课程设计
名称: 二级直齿轮减速器
学院: 机械工程学院
专业班级：机自
学生姓名:
学号：
指导老师：
成绩:
201月0日
目录
机械设计课程设计任务书 (1)
应完成的工作任务 2
一、绪论 (3)
二、确定传动方案 (4)
三、机械传动装置的总体设计 (4)
3.1 选择电动机 (4)
3.1.1 选择电动机类型 (4)
3。

1。

2 电动机容量的选择 (4)
3.1。

3 电动机转速的选择 (5)
3。

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

3.3计算传动装置的运动和动力参数 (6)
3。

3.1各轴的转速: (6)
3.3.2各轴的输入功率： (6)
3.3。

3各轴的输入转矩： (6)
3.3。

4整理列表 (7)
四、齿轮的设计 (7)
4.1齿轮传动设计(1、2轮的设计） (7)
4.1.1 齿轮的类型 (7)
4。

1。

2尺面接触强度较合 (8)
4。

1。

3按轮齿弯曲强度设计计算 (10)
4.2 齿轮传动设计（3、4齿轮的设计） (12)
4。

2.1 齿轮的类型 (12)
4.2.2按尺面接触强度较合 (13)
4.2。

3按轮齿弯曲强度设计计算 (14)
五、轴的设计及联轴器的选择 (17)
（一）轴的材料选择和最小直径估算..。

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17
（二)轴的结构设计和联轴器的确定 (17)
1.Ⅰ轴结构的设计和联轴器2的确定 (17)
2。

Ⅱ轴结构的设计 (19)
3.Ⅲ轴结构的设计和联轴器4的确定 (20)
六、轴的校核 (21)
轴(中间轴）的力学模型的建立 (21)
1、轴上力的作用点位置的和支点跨距的确定 (21)
2、计算轴上的作用力 ........................................................... 错误!未定义书签。

3、计算支反力 ......................................................................... 错误!未定义书签。

4、绘制转矩、弯矩图 ........................................................... 错误!未定义书签。

5、弯扭合成强度的校核 ......................................................... 错误!未定义书签。

七、.键的选择和校核 (26)
八、滚动轴承的选择和校核 ....................................................... 错误!未定义书签。

九、机座箱体机构尺寸的设计 ................................................... 错误!未定义书签。

十、减速器附件的选择及简要说明。

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29
10。

1。

检查孔与检查孔盖。

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10。

2.油塞、油标.和透气孔.。

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29
10.3吊环螺钉的选择。

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29
10.4定位销。

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30
10.5启盖螺钉。

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30
十一、减速器润滑与密封。

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30
11。

1 润滑方式.。

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..30
11.2密封方式.。

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30
十二、设计总结 (31)
十三、参考文献 (32)
机械设计课程设计任务书
一、设计题目：
设计一用于带式输送机传动用的二级直齿圆柱齿轮减速器
给定数据及要求：
1.运输工作拉力: F=7KN;
2.运输带工作速度:V=1。

1m/s；
3.滚筒效率: 96
η;
=
.0
设计一用于带式运输机上的两级圆直齿轮减速器.载荷平稳，连续单向
运动运转,两班制工作，工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35度
左右;使用折旧期8年，4年一次大修；制造条件及生产批量，一般机械
小批量生产。

1电动机
2,4-弹性联
轴器
3—二级圆
柱齿轮减速
器
5—皮带
6—轴衬
二级圆柱齿轮器简图
二、应完成的工作：
1.减速器装配图1张（A0图纸）.
2.零件工作图2张（高速轴、齿轮3）.
3.设计说明书1份.
指导教师: 20013年月日
一、绪论
减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种.减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。

与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：
①—均匀载荷;
②—中等冲击载荷；
③—强冲击载荷。

减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。

此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

我们通过对减速器的研究与设计,我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。

在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器,也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。

1。

1 选题的目的和意义（本页作废)
一、绪论
减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。

减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分;减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。

与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大,是减速器选用及计算的重要因素,减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：
①—均匀载荷；
②—中等冲击载荷;
③—强冲击载荷.减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。

此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等,同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。

在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子,能从中学到很多知识。

二、确定传动方案
根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。

此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好,但齿轮相对轴承的位置不对称,因此轴应具有较大刚度。

此外，总体宽度较大。

三、机械传动装置的总体设计
3.1 选择电动机
3。

1。

1 选择电动机类型
电动机是标准部件。

因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

3。

1。

2 电动机容量的选择
1、工作机所需要的功率ωP 为：
)(1000
kW Fv P =ω 其中:N F 7000=ω，s m v /1.1=ω， 得kW kW v F P 7.71000
1.17000)(1000=⨯==ω
2、电动机的输出功率0P 为 )(0kW p P ηω
=
η—-电动机至滚筒轴的传动装置总效率。

弹性联轴器的效率99.01
=η,齿轮传动效率97.02=η，滚动轴承效率98.03=η，滚筒效率96.04=η，从电动机到工作机输送带间的总效率为：
433221ηηηηη=
833.096.098.097.099.03224
332221=⨯⨯⨯==ηηηηη
3、电动机所需功率为： kW P P w
24.9833
.07.70===η 因载荷平稳 ,电动机额定功率m P 只需略大于0P 即可，，查《机械设计实践与创新》表19-1选取电动机额定功率为kw 11。

3.1.3 电动机转速的选择
滚筒轴工作转速:
min /5.52min /400
14.31.16000010643r r D v n =⨯⨯=⨯=π 通常选用同步电机转速1000r/min 和1500r/min 两种作比较，
综合考虑为使传动装置机构紧凑,选用同步转速1000r/min 的电机。

型号为Y160M —6，满载转速min /970r m n =，功率11KW 。

3.2 传动比的分配
1、总传动比为46.185
.52970===n n w m
i
2、分配传动比
考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。

则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1。

4，取214.1i i =
则:08.546.184.14.11
=⨯==i i ;
63.308
.546
.1812===i i
i ;
3.3计算传动装置的运动和动力参数
3.3。

1各轴的转速:
Ⅰ轴
min /9701r n n m ==；
Ⅱ轴
min /94.19008
.5970112r i n n ===；
Ⅲ轴
m in /5.5263
.394.190223r i n n ===;
滚筒转速等于Ⅲ轴转速。

3.3。

2各轴的输入功率：
Ⅰ轴 kw P P 15.999.024.9101=⨯=⋅=η；
Ⅱ轴 kw P P 70.898.097.015.93212=⨯⨯=⋅⋅=ηη； Ⅲ轴 kw P P 27.898.097.070.83223=⨯⨯=⋅⋅=ηη；
卷筒轴 kw P P 02.896.099.027.8413
4=⨯⨯==ηη 3。

3.3 各轴的输入转矩:
Ⅰ轴
m
N n P T m d ⋅=⨯=⨯
=08.90970
15.9955095501；
Ⅱ轴 m N n P T ⋅=⨯==14.43594
.19070.895509550222； Ⅲ轴 m N n P T ⋅=⨯
==35.15045
.5227
.895509549333； 滚筒轴 34T T =
3.3.4整理列表
四、齿轮的设计
4.1齿轮传动设计（1、2轮的设计）
4.1.1 齿轮的类型
1、依照传动方案，本设计选用二级展开式直齿圆柱齿轮传动。

2、运输机为一般工作机器，运转速度不高,查《机械设计基础》表11—2,选用8级精度。

3、材料选择：小齿轮材料为45钢，齿面硬度为 235HBS ，接触疲劳强度极限
MPa H 550lim
=σ
，弯曲疲劳强度极限MPa FE 380=σ；调制处理。

大齿轮材料为45钢表面正火,齿面硬度为190HBS,接触疲劳强度极限
MPa H 390lim
=σ
,弯曲疲劳强度极限MPa FE 325=σ.
4、选小齿轮齿数 241=z ；则12294.12108.524112≈=⨯==i z z 。

齿数比 083.524
122
1
2===z z u
4。

1。

2尺面接触强度校合
1、2
H E d 1t 3
1t )
]
[σZ (u 1u φT 2K d +≥
(1）取载荷K=1.6
（2）由《机械设计基础》表10—7，选齿宽系数1=d φ
（3)《机械设计基础》表10—6查的材料的弹性影响系数
8
.189=E Z MPa
（4)由《机械设计基础》式10-13，计算应力循环次数
9111072.2)836582(19706060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
89
121035.5083
.51072.2⨯=⨯==u N N
（5）由《机械设计基础》式10—19取解除疲劳系数 92.01=HN K 95.02=HN K （6）计算解除疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1， 由式10—12得
[][]MPa
MPa S
K MPa
MPa S
K HN H HN H 5.40939005.150655092.02lim 221lim 11=⨯===⨯==σσσσ
2、计算
（1）试算小齿轮的分度圆直径t d 1，代入
[]H σ中的较小值.
345.77)409.5
189.8(5.0831083.511090.081.632.2d 32
3
1=+⨯⨯⨯≥mm
（2)计算齿轮圆周速度s m n d v /926.31000
60970
345.7714.31000601
1=⨯⨯⨯=⨯=π
（3） 计算尺宽 b
mm d b t d 345.771==φ （4）计算尺宽与尺高之比
h
b 模数 mm z d m t t 223.324
345
.771
1==
= 齿高 251.7223.325.225.2=⨯==t m h
67.10251
.7345
.77==h b (5）计算载荷系数
根据速度s m v 926.3=，8级精度，由图10—8查得动载系数12.1=kv ，直齿轮,1==ααF H k k ， 由表10—2查得使用系数1=A K ，由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮对轴非对阵布置，463.1=βH K ，
由463.1,67.10==βH K h
b
,查图10—13得 4.1=βF K 故载荷系数 64.1==βαH H V A K K K K K （6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，得
984.776
.164.1345.7733
11===t t k k d d （7）计算模数249.324
984
.771
1==
=z d m -
4.1.3按轮齿弯曲强度设计计算
1、按齿根弯曲强度设计,由式10-5得弯曲强度的设计公式
3
2
11]
[2F S F d Y Y Z KT m σφα
α≥ 2、查《机械设计基础》表10—18取弯曲疲劳寿命系数,9.01=FN K 92.02=FN K 3、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1。

4
[]MPa S
K FE FN F 29.2444
.13809.0111=⨯==σσ
[]MPa S K FE FN F 57.2134
.1325
92.0222=⨯==σσ
4、计算载荷系数
61.14.1115.11=⨯⨯⨯==βσF F V A K K K K K 5、查取齿形系数
查《机械设计基础》表10-5得：65.21=αF Y ，16.22=αF Y
6、查取应力校正系数
查《机械设计基础》图10—5得：58.11=αS Y ，81.12=αS Y
7、计算大小齿轮
[]
F S F Y Y σα
α并加以比较
01714.029
.24458.165.2][111=⨯=⋅F S F Y Y σαα
018306.057
.21381
.116.2][222=⨯=⋅F S F Y Y σαα
所以对大齿轮进行弯曲强度计算.
mm m n 10.2018306.024
11008.906.1232
3
=⨯⨯⨯⨯⨯≥
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算设计的模数m 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所决定的承载能力,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，可取有弯曲强度 算得的模数2。

10并就近圆整为标准值mm m 5.2=，按接触疲劳强度算得得分度圆直径mm d 984.771=，算出小齿轮齿数
3119.315
.2984
.771≈≈=Z
15748.15708.5312≈=⨯=Z
8、几何尺寸计算
分度圆直径 mm m Z d 5.775.23111=⨯== mm m Z d 5.3925.215722=⨯== 中心距 ()()mm m Z Z a 2352
5.2157312
21=⨯+=+=
齿轮宽度 mm d b 78984.77984.77111≈=⨯==φ 所以 mm B 782= mm B 831=
高速轴齿轮尺寸表：
4.2齿轮传动设计(3、4轮的设计)
4。

2。

1 齿轮的类型
1、依照传动方案，本设计选用二级展开式直齿圆柱齿轮传动。

2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查《机械设计基础》表11-2，选用8级精度。

3、材料选择：小齿轮材料为45钢，齿面硬度为 235HBS ，接触疲劳强度极限
MPa H 550lim
=σ
，弯曲疲劳强度极限MPa FE 380=σ；调制处理。

大齿轮材料为45钢表面正火，齿面硬度为190HBS,接触疲劳强度极限
MPa H 390lim
=σ
,弯曲疲劳强度极限MPa FE 325=σ.
4、选小齿轮齿数 353=z ；则12705.12763.335423≈=⨯==i z z
齿数比 629.335
127
3
4===z z u
4.2。

2尺面接触强度校合
1、
2
H E d 3t 3
3t )]
[σZ (u 1u φT 2K 32.2d +⨯
≥
（1）取载荷K=1。

6
（2)由《机械设计基础》表10—7，选齿宽系数1=d φ
（3）《机械设计基础》表10—6查的材料的弹性影响系数
8
.189=E Z MPa
（4）由《机械设计基础》式10—13，计算应力循环次数
8
231035.5)836582(194.1906060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
88
341047.163
.31035.5⨯=⨯==u N N （5）由 《机械设计基础》式10—19取解除疲劳系数 05.13=HN K 13.14=HN K
(6）计算解除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
MPa S
K MPa
MPa S
K HN H HN H 7.44039013.15.57755005.14lim 443lim 33=⨯===⨯==σσσσ
2、计算
（1）试算小齿轮的分度圆直径t d 3，代入
[]H σ中的较小值.
mm 18.127)440.7
189.8(3.63163.311014.3541.632.2d 2
33
3t =+⨯⨯⨯
≥
（2）计算齿轮圆周速度s m n d v t /27.11000
6094
.19018.12714.31000
602
3=⨯⨯⨯=
⨯=π
（3）计算尺宽 b
mm d b t d 18.1273==φ
（4）计算尺宽与尺高之比 h
b
模数 mm z d m t t 634.335
18.12733=== 齿高 mm m h t 176.8634.325.225.2=⨯==
555.15176
.818
.127==h b
(5）计算载荷系数
根据速度s m v 27.1=，8级精度，由图10—8查得动载系数06.1=kv ，直齿轮，
1==ααF H k k ， 由表10—2查得使用系数1=A K ，由表10—4用插值法查得
8级精度，小齿轮对轴非对阵布置，348.1=β
H K ，由348.1,555.15==βH K h
b
，查图10-13得 37.1=βF K 故载荷系数 429.1==βαH H V A K K K K K （6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径,得
mm k k
d d t
t
477.1226
.1429
.118.1273
3
33=== （7）计算模数mm z d m 499.335
477
.1223
3==
= 4。

2.3按轮齿弯曲强度设计计算
1、按齿根弯曲强度设计,由式10—5得弯曲强度的设计公式
]
[22
323
F S F d Y Y Z KT m σφαα≥
2、查《机械设计基础》表10—18取弯曲疲劳寿命系数,92.03=FN K 95.04=FN K
3、计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[]MPa S
K FE FN F 71.2494
.138092.0333=⨯==σσ
[]MPa S K FE FN F 89.2154
.1325
95.0444=⨯==σσ
4、计算载荷系数
4522.137.1106.11=⨯⨯⨯==βσF F V A K K K K K 5、查取齿形系数
查《机械设计基础》表10-5得:45.23=αF Y ，16.24=αF Y
6、查取应力校正系数
查《机械设计基础》图10—5得:65.13
=αS Y ，81.14=αS Y
7、计算大小齿轮[]
F S F Y
Y σαα并加以比较
01619.071.24965
.145.2][133=⨯=⋅F S F Y Y σαα
01811.089
.21581
.116.2][244=⨯=⋅F S F Y Y σαα
所以对大齿轮进行弯曲强度计算。

mm m n 639.201811.035
11014.435429.1232
3
=⨯⨯⨯⨯⨯≥ 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算设计的模数m 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所决定的承载能力，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，可取有弯曲强度 算得的模数2.639并就近圆整为标准值mm m 3=，按接触疲劳强度算得得分度圆直径mm d 477.1223=，算出小齿轮齿数
418.403
477.1223≈≈=Z
1498.14863.3414≈=⨯=Z
8、几何尺寸计算
分度圆直径 mm m Z d 12334133=⨯== mm m Z d 447314944=⨯== 中心距 ()()mm m Z Z a 2852
3149412
43=⨯+=+=
齿轮宽度 mm d b d 12312313=⨯==φ
所以 mm B 1234= mm B 1283=
低速轴齿轮尺寸表：
五、轴的设计及联轴器的选择
（一）轴的材料选择和最小直径估算
根据工作条件，初选轴的材料为45钢,调制处理。

按扭转强度法进行最小直径
估算,即：n
p
A
d 3
min =.初算轴颈时，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时，d 增大5%～7%，两个键槽时，d 增大10%～15％,0A 值由所引用教材表15—3确定：Ⅰ轴12601=A Ⅱ轴
12002=A Ⅲ轴11203=A
Ⅰ轴 mm n P A d 63.26970
15.912631
301
min 1'
=⨯== m in 1'
m in 1d d =(1+7％）=28.49mm Ⅱ轴 mm n P A d 86.4294
.19070.8120323
02
min 2'
=⨯== m in 2'
m in 2d d ==42。

86mm Ⅲ轴
mm n P A d 488.605
.5227.8112333
03min
3'=⨯==
m in 3'
m in 3d d =(1+7％）=64。

72mm （二）轴的结构设计和联轴器的确定
1、Ⅰ轴（高速轴）轴的直径确定及联轴器2的确定
联轴器的计算转矩 1T K T A ca =，查表14—1，考虑到轴的转矩变化小，故
A K =2.3
1T K T A ca ==90.08⨯2.3=207。

184N.m
查标准GB/T 5014-2003或手册，选用TL6型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为250N 。

m ，电动机的型号为Y160M —6，查手册电动机的外伸轴颈为42mm ，
1d =42mm,11d 最小直径，安装联轴器；12d ,密封段，
根据轴向定位，高h （0.07~0.1）11d ,以及密封圈的标准（拟采用毡圈）JB/ZQ 4606—1986
h=0.08⨯42=2.94mm mm d 5012=; 13d 段装轴承，13d =55mm,轴承用6311，深沟球轴承，B D d ⨯⨯ 2912055⨯⨯；14d 过度轴段,由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s ，深沟球轴承采用脂润滑，考虑到挡油盘的轴向定位，14d =63mm; 齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，采用齿轮结构，所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢,调制处理；16d 处深沟球轴承处，mm d d 551316== 各轴段长度的确定
11l :由联轴器 L=84mm 确定： 11l =80mm
12l ：由箱体结构，轴承端盖,装配关系等确定，mm l 5012= 13l ：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立,13l =50mm 14l ：由装配关系，箱体结构等确立 ， 14l =140mm
15l :由高速及小齿轮宽度 1B =83mm
16l :由深沟球轴承，挡油盘及装配关系等确立，16l =50mm
Ⅰ轴结构图 2、Ⅱ轴（中间轴）的结构设计
（1）各轴段的直径确定 21d 段为最小直径段，安装深沟球轴承,滚动轴承选择6309,其尺寸为mm mm mm B D d 2510045⨯⨯=⨯⨯，21d =45mm;22d 低速级小齿轮轴段，22d =55mm ；23d 轴环，根据齿轮的轴向定位要求,23d =70mm ；24
d
高速级大齿轮轴段，24d =55mm ，25d 轴段安装深沟球轴承，25d =21d =45mm (2）各轴段长度的计算
21l ：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，mm l 5021=
22l ：由低速级小齿轮的轮毂孔宽度mm B 1283=确定，mm l 12322=
23l ：轴间宽度 mm l 1523=
24l ：由高速级大齿轮的轮毂孔宽度mm B 782=确定，mm l 7624= 25l :由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，mm l l 502125==
Ⅱ轴结构图 3、Ⅲ轴（低速轴）的结构设计及联轴器4的确定 （1)各轴段直径的确定
联轴器的计算转矩 3T K T A ca =，查表14—1,考虑到轴的转矩变化小，故A K =1.3
m N T K T A ca .655.195535.15043.13=⨯==
查标准GB/T 5014-1984或手册,选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N.m,孔径mm d 70=,mm L 142=；31d 最小直径，安装联轴器，
mm d d 7031==；32d ，密封段，mm d 7532=；33d 段装轴承，轴承用6216，
深沟球轴承，mm mm mm B D d 2614080⨯⨯=⨯⨯,mm d d 8033==；14d 过度轴段，mm d 9034=；35d 轴间,根据齿轮的轴向定位要求，mm d 10035=；
36d 低速轴大齿轮段，mm d 8536=；37d 轴承段,mm d d 803337==.
（2）各轴段长度的确定
31l ：由联轴器L=107mm 确定,mm l 10531=
32l ：由箱体结构，轴承端盖,装配关系等确定，mm l 8032=
33l ：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，mm l 5033= 34l ：由装配关系，箱体结构等确立 ,mm l 8034=
35l ：轴间宽度 mm l 1535=
36l :由低速级大齿轮宽度 4B =123mm 确定，36l =120mm
37l ：由深沟球轴承,挡油盘及装配关系等确立，mm l 5037=
Ⅲ轴结构图
六、轴的校核
轴（中间轴）的力学模型的建立
1、轴上力的作用点位置的和支点跨距的确定
齿轮的力的作用点按简化原则在齿轮宽度的中点，轴上安装6309的轴承。

2、计算轴上的作用力
齿轮2 N F F d T
t t 6.232431
5.21008.90232
121
=⨯⨯⨯===
N F F F t r r 08.846tan 12===α
齿轮3 N d T F t 44.70753
411014.435223
33=⨯⨯⨯==
N F F t r 25.2575tan 33==α 3、计算支反力 （1）垂直面支反力
由绕支点B 的力矩和0=∑BV M 得，
)()(32332321l l F l F l l l F r r RAv +-=++ 18325.25755.6808.846279⨯-⨯=RAV F
N F RAV 96.1502-= 方向向下 由绕支点A 的力矩和0=∑AV M
13212321)()(l F l l F l l l F r r RBV -+=++
9225.25755.20608.846275⨯-⨯=RAV F N F RAV 21.226-= 方向向下 （2）水平面支反力
由绕支点B 的力矩和0=∑BH M ,
33323321)()(l F l l F l l l F t t RAH ++=++
5.68
6.232418344.7075275⨯+⨯=RAH F
N F RAH 42.5287= 方向向下 同理，由绕支点A 的力矩和0=∑AH M
13212321)()(l F l l F l l l F r t RBH ++=++ 9244.70755.2066.2324275⨯+⨯=RBH F N F RBH 62.4112= 方向向下
计算总支反力 A 点的总支反力
N F F F RAH RAV RA 88.549642.528796.1502222
2=+=+=
B 点的总支反力 N F F F RBH RBV RB 83.411862.411321.226222
2=+=+=
4、 绘制转矩、弯矩图 （1）垂直面的弯矩图
mm N l F M RAV c ⋅-=⨯=⨯=32.1382729296.15021 mm N l M M C D ⋅-=⨯-=55.1549829.10722
(2）水平面的弯矩图
C 处弯矩：mm N l F M RAH c ⋅=⨯=64.4864421
D 处弯矩：mm N l F M RBH D ⋅=⨯=35.2817143
(3)合成弯矩图
mm N M M M cv ch C ⋅=+=+=03.50571332.13827264.4864422222
(4)当量扭矩图
mm N M M M dv dh d ⋅=+=+=355.28214055.1549635.281714222
（5)当量弯矩
因为是单向转轴，所以扭转切应力视为脉动的循环变应力,折算系数6.0=α
mm N T .2610844351406.02=⨯=α
C 处： mm N T M M C .38.56913126108403.505713)(22222=+=+=α
D 处： mm N T M M D .08.384406261084355.282140)(2222=+=+=
α
5、弯扭合成强度的校核
进行校核时，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C)的强度.
MPa MPa d M C 207.3455
1.038
.5691311.03
3=⨯==
ασ 根据选定的轴的材料45钢，调制处理，由所用教材查得[]MPa 601=-σ。

因
[]1-<σσα,故强度足够。

七、键的选择和校核
选定：高速级大齿轮处键1为mm mm mm L h b 681016-⨯=-⨯（mm r mm t 3.0,6==）标记:键681016⨯⨯ GB /T 1906—2003；低速级小齿轮键2为 )3.0,6(1101016mm r mm t mm mm mm L h b ==-⨯=-⨯ 标记: 键1101016⨯⨯ GB /T 1906-2003；由于同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键1即可。

齿轮轴段mm d 55=，键的工作长度
mm b L l 521668=-=-=，键的接触高度mm h k 5105.05.0=⨯==，传递
的转矩mm .14N .4352==T T ；按所引用教材查表6—2查出键静连接是的挤压许用应力
[]MPa p 100=σ（键、齿轮轮毂、轴的材料均为45钢调制）。

[]
p p
MPa kld T σσ<=⨯⨯⨯⨯=⨯=86.6055
5251014.435210233 键的连接强度足够.
同理可选定：低速级大齿轮处键3为mm mm mm L h b 1101425-⨯=-⨯（mm r mm t 5.0,9==)标记：键1101425⨯⨯ GB /T 1906—2003;低速级联轴器键4为mm mm mm L h b 1001220-⨯=-⨯（mm r mm t 5.0,5.7==）标记:键1001220⨯⨯GB /T 1906—2003；
高速级联轴器键5为mm mm mm L h b 70812-⨯=-⨯(mm r mm t 3.0,5==) 标记： 键 70812⨯⨯ GB /T 1906—2003。

八、滚动轴承的选择与校核
1、根据载荷及速度的情况，拟定选用深沟球轴承。

由中间轴的结构设计，根据
mm d 45=,选取6309，查基本参数查表12-1,KN Cr 8.52= KN C or 8.31=
2、深沟球轴承的校核
A 点总支反力 N F F RA r 88.54961==
B 点总支反力 N F F RB r 83.41182== 当量动载荷P
（1）轴承 N F f P r P 568.604688.54961.111=⨯== （2）轴承 N F f P r P 713.453083.41181.122=⨯== 验算轴承的寿命
应为21P P >,所以只需验证1轴承。

轴承语气寿命与整机寿命相同，为：
h 46720823658=⨯⨯⨯
h
h P fC n L r h 46720769.49830)568.6046108.5295.0(94.1906010)(601033631
26>=⨯⨯⨯==其中，温度系数为95.0=t f ,轴承具有足够的是寿命。

九、机座箱体结构尺寸
箱体的结构设计
在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满足设计要求
十、减速器附件的选择及简要说明
10.1.检查孔与检查孔盖
二级减速器总的中心距mm a a a 5202852353412=+=+=，则检查孔宽
mm b 120=,长mm L 235=，检查孔盖宽mm b 1801=，长mm L 2701=．螺栓孔定
位尺寸：宽mm b 1502=，mm L 2402=，圆角mm R 15=，孔径mm d 114=,孔数8=n ，孔盖厚度为mm 6,材料为Q235．
10.2。

油塞、油标和透气孔
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最低位置设置一个排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住．在本次设计中，可选为5.116⨯M ，封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为Q235；选用带螺纹的游标尺,可选为16M ．透气孔 可选
5.122⨯M
10.3吊环螺钉的选择
可选单螺钉起吊,其螺纹规格为M20．
10。

4定位销
为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销,其直径可取：mm
，长度应大于分箱面凸缘的总长度．
d10
10.5启盖螺钉
启盖螺钉上的螺纹段要高出凸缘厚度，螺纹段端部做成圆柱形．
十一、减速器润滑与密封
11.1 润滑方式
齿轮选用浸油润滑;轴承采用润滑脂润滑;齿轮润滑选用150号机械油(GB 443－1989）,最低－最高油面距(大齿轮）10~20mm，需油量为1。

5L左右;轴承润滑选用ZL－3型润滑脂(GB 7324－1987）用油量为轴承间隙的1/3~1/2为宜11。

2密封方式
1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封
选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。

2.观察孔和油孔等出接合面的密封
在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封
3。

轴承孔的密封
闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部
m s，故选用半粗羊毛毡加以密封。

轴的外延端与透端盖的间隙，由于v<3/
4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封,防止润滑油进入轴承内部。

十二、设计总结
本设计是根据设计任务的要求，设计一个展开式二级圆柱减速器。

首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动﹑轴﹑箱体等主要零件进行了设计。

零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局,使结构更加紧凑.
通过减速器的设计,使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。

熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册,如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。

进一步巩固了以前所学的专业知识,真正做到了学有所用﹑学以致用，将理论与实际结合起来,也是对所学知识的一次大检验,使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。

每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。

另外，设计不是单方面的，而是各方面知识综合的结果。

从整个设计的过程来看，存在着一定的不足.像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大.相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。

诸多不足之处，恳请老师批评指正.
十三、参考文献
［1］徐灏主编.机械设计手册。

第2版。

北京：机械工业出版社，2001 ［2］杨可珍, 程光蕴, 李仲生主编。

机械设计基础第五版。

高等教育出版社（第五版）,2005
［3] 刘鸿文主编. 材料力学。

第3版. 北京：机械工业出版社,1992
［4] 朱家诚主编。

机械设计课程设计。

合肥工业大学出版社
［5] 殷玉枫主编。

机械设计课程设计. 机械工业出版社
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第八版.北京.高等教育出版社。

2006。

5 ［5] 陆玉，何在洲,佟延伟主编.机械设计课程设计.第3版。

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[7］孙桓，陈作模主编.机械原理.第6版。

北京:高等教育出版社，2001 ［8] 林景凡，王世刚,李世恒主编.互换性与质量控制基础。

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