双级圆柱齿轮展开式减速器课程设计报告书

学校机械设计课程设计说明书
专业：机械制造及自动化
课程：机械设计基础
题目：双级圆柱齿轮展开式减速器
姓名：赵大露
学号：090114408
班级：机制094
导师：徐起贺
现在机械设计教研室编制
目录课程设计书
-- *■传动方案的拟定及说明
二电动机的选择
三计算传动装置的总传动比并分配传动比四计算传动装置的运动和动力参数
五链的设计
六高速级传动齿轮设计
七低速级传动齿轮设计
八高速轴的结构设计
九中间轴的设计
十十一低速轴的设计
低速轴的校核计算
十二轴承寿命的校核
十三键联接的选择与强度校核十四减速器附件的选择
十五润滑方法和密封形式
十六减速器相体设计
十七设计小结
十八参考文献
.计算传动装置总传动比并分配
三.计算传动装置的运动和动力参数
⑴计算各轴
高速轴 n i =1440r/min n 1=1440r/min
转速
中 间
轴 n 2=1440/ n 2=362.7r/mi
i i =1440/3.97r/min=362.7r/min n
低速轴 n 3= n 2/ i 2=362.7/2.83=128r/min n a =128r/min
鼓轮轴n
1 轮=_ n =64r/m in n 轮=64r/min (2)各轴的输
2
入功率
P i =F d n 1=3.61 X 0.99=3.57KW
P 1= 3.57KW F 2= F d n 2 n 3=3.57KWX 0.98 X 0.97=3.4KW P 2=3.4KW
F 3 =P 2 n 2 n 3=3.4KWX 0.98 X 0.97=3.23KW P 3 =3.23KW (3)各轴的输
P 轮=P 3 n 2 n 5=3.23 KW X 0.98 X 0.96=3.04KW
P 轮=3.04KW 入转矩
%=9550巴 9550
3.61
N m 23 94N m T o =23.94N m
n
1440
3.57 K1
T 1=23.68N m
T I = 9550 N m 23.68N m
1440
3.4 K1
T 2=89.52 N m T 2=9550
----- N m 89.52 N m
362.7
3.23
“
T 3=240.9 N m
T a =9550 N m 240.9N m
128
T 轮=9550
3.04 .. N
m 453.63N m
64
将计算结果汇总于表【1】中，以备查用:
链的设计
六. 高速级齿轮设计
1.选择齿轮
材料及精度由于此对齿轮传动功率不大，故大、小齿轮小齿轮：45钢调质等级均用软齿面。

小齿轮：45钢调质，硬度为217〜
(1)选齿轮255HBW平均取230HBW;大齿轮：45钢正火，大齿轮: 45钢正火材料硬度为169〜217HBW平均取190HBW
(2)选精度因为是普通减速器，故由表10-4查得选择8 初选8级精度
等级级精度，Ra< 3.2〜6.3 i m
2.按齿面接因为是软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强
触疲劳强度度设计。

由式(10-16 )得，小齿轮分度圆直径：
设计
*3®
1
(
3"7Z E)2 \ d
[
H
]
(1)转矩"2.368 104N・ m T1=2.368 104
T i 查表10-5取K=1.2 N • m
(2)初选载K=1.2
荷系数K 乙=24
(3)齿数取小齿轮齿数乙=24，则大齿轮Z2=i 1 乙=95
Z i、Z2 Z1=3.97 24=95
(4)齿宽系轴承相对于齿轮非对称布置，且为软齿面，由W d=0.6
数W d 表10-8，取W d=0.6
(5)齿数比 1
=3.96
减速传动，i =i=95/24=3.96
(6)许用接7 Hlim1=570MPa 触应力［(7 由图10-1 查得7 Hlim1=570MPa 7 Hlim1=390MPa H] 7 Hlim1 =390MPa S H=1.0
由表10-3 得S H=1.0
应力接触循环次数：丄亠9
N I=6.22 10 N160n jL h 60 1440 1 (16 300
X 15=6.22 109
N2N1 6.22 109 1.57 109 N2 1.57 109
i1 3.97
Z NT10.88 由图10-3差得接触疲劳寿命系数：Z NT10.88
Z N T20.9
(7)弹性系数 Z E 设计d i 3.计算齿轮 几何尺寸 (1) 初选螺 旋角 (2) 确定模 数m Z
NT2
°.9
许用接触应力：
[(T HI ]
Hlim1 Z NT 1
570 0.88
5°1.6MPa
S H
1.° [(T H 2] =
Hlim 2
Z NT2
S
H
由表10-6查得Z E d 1
[T H1]=501.6MPa
39
0_0
.9 351MPa
1.0
1898、MPa
3
1.2* 23680 3.96 1 (3.17* 189.8)2
3.96 (
351
0.6
=55.85mm
初选 =15o
m=* co s _=56.
06
_co
s1
5
Z 1
24
2.25mm
m n Z 1 Z 2
2.5 24 95
(3)确疋中 a=
2cos 2cos15
心距
圆整为a=155mm
查表取m=2.5mm
154mm (4)确定螺 旋角 arcco ―
2a
出品斧於国1633
2 155
[T H2]=351MPa
Z E 189.8 MPa
m=2.5mm
a=155mm
1633
(5)计算分 度圆d 1、d 2 ⑹计算齿 宽 b 1、b 2 ⑺计算齿 顶圆直径 d a 、齿根圆 直径d f
d 1
m n z ! /cos 2.5 24/cos16.33
62.5mm
d 2 m n z 2 /cos
2.5 95/cos16.33 247.5mm b= W d d 1=0.6 x 62.5=37.5mm 圆整后取
b 2=40mm b 1= b 2+5mm=45mm
小齿轮:d a1=d+2h an x m n =62.5+2 x 2.5=67.5mm
d f1 =d 1-2h f =62.5-2 x 1.25 x
2.5=56.25mm
大齿轮：d a2=d 2+2h an X m n =247.5+5=252.5mm
d 1=62.5mm
d 2=247.5mm
b 1=45mm b 2=40mm
d a1=67.5mm d f1
=56.25mm d a2=252.5mm d f2=241.25mm
d f2= d2-2h f =247.5-2 X 1.25 X
(8)计算齿轮圆周速度
4.校核弯曲疲劳强度(1)计算当量齿数
⑵齿形系数和应力修正系数
⑶许用弯曲应力[T F]
⑷校核弯曲疲劳强度2.5=241.25mm
d1 n1
60 103
62.5 1440
6 104
4.71m/ s
由表10-4可知，选用8级精度较为合适
Z V1乙/cos324/cos316.33 =29.91,
Z V2Z2/ cos395/cos316.33 115.56
由表10-7 插值得，Y Fa1=2.532 , Y Fa2=2.168
丫Sa1=1.621 , Y sa2=1.802
由图10-2 查得，c Fiim1 =220MPa,
(T Flim2 160MPa
查表10-3 得，S=1.3
由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Y N1=0.87,
Y N2 =0.89
许用弯曲应力为:
220 2 0.87
1.3
MPa
F lim1 丫ST
丫NT
F lim
2
丫ST
丫NT
F1
S F
294.46MPa
F2
S F
160 2 0.89
1.3
MPa 241.23MPa
1.6KT1 cos、
F1 2Y Fa1Y sa1
bZ〔m n
1.6 1.2 23940 CO46.33
2
45 2.5 24
23.82MPa F1
1.621
2.532
F2 F1
v=4.71m/s
Z V1=29.91
Z V2=115.56
作免=2.532
丫$丸=1.621
鼻2 =2.168
4=1.802
T Fiim1 =220MPa
T Flim2 160MPa
S F=1.3
Y N1=0.87
Y N2=0.89
F1294.46MPa
F2241.33MPa
丫^2丫
3玄2
丫尸1
丫$81
2.8
2
2.168_1.802
2.532 1.621
25.53MPa
F2
经校核满足齿根弯曲疲劳强度要求
七. 低速级齿轮设计
1.选择齿轮①由于此对齿轮传动功率不大，故大、小齿小齿轮：45钢调质材料、精度轮均用软齿面。

小齿轮：45钢调质，硬度为大齿轮：45钢正火等级及齿数217〜255HBW平均取230HBW;大齿轮：45钢正
和螺旋角火，硬度为169〜217HBW平均取190HBW 选择8级精度
②因为是普通减速器，故由表10-4查得选择乙=24
8 级精度，Ra< 3.2 〜6.3 i m
乙=68
③选小齿轮齿数乙=24，则大齿轮Z2=i 1
乙=2.83 24=68
④初选螺旋角=15 初选=15。

2.按齿面接因为是软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳
触疲劳强度强度设计。

由式(10-16 )得，设计小齿轮分度
设计
圆直径：
」」KT1 1Q.17Z E、2d1 3( )
(1).确定公\ d [H ]
式中各参数
值由上面计算知「=89520N・ mm 「=89520N・ mm ①小齿轮
转矩T i 查表10-5取K=1.2 K=1.2
②初选载荷
系数K 轴承相对于齿轮非对称布置，且为软齿面
③齿宽系由表10-8，取W d=0.8 W d=0.8
数W d 因为是减速传动，所以i =i=2.83 1 =2.83
④齿数比
由表10-6 查得Z 189.8(MPa Z 189.8j‘MPa ⑤弹性系数E E
Z E由图10-1 查得7 Hlim1=570MPa 7 Him1=570MPa
⑥许用接触7 Hlim1=390MPa 7 Hlim1=390MPa
S H=1.0
应力[(7 H] 由表10-3 得S H=1.0
应力接触循环次数：
N160n jL h 60 362.7 1 (16 300
N I=1.57 109
X 15=1.57 109
N 2
N I 1.57 109
i 1
2.83
5.54 108
由图10-3差得接触疲劳寿命系数：Z NTI 0.90
Z NT 1 0.90
许用接触应力:
(T Hl ] = Hlim1
Z
NT1
S H
570
°.90
513MPa
1.0
(T H 2]=
Hlim 2
Z
NT2
S
H
390
°92
358.8MPa
2=5.54 108
Z NT 1 0.90 Z NT 1
0.90
[(T H1]=513MPa
[(T
H1]=358.8MPa
1.0
⑵计算小 齿轮分度圆 直径 d 1
3
1.2 89520
0.8
2.83 1 (
3.17 189.8、2
2.83 ( 358.8
)
=79.95mm
⑶计算齿 轮几何尺寸 ①确定模数 m n ②确定中心 距a
③确定螺旋 角 ④计算分度 圆 d i 、d 2 ⑤ 计算齿宽 4、b 2 ⑥ 计算大、 小齿轮的 d a 、d f
m=
d 1 cos 79.95
cos15
mm 3.22mm
24
查表，取m=4mm
m n Z 1 Z 2
a= ---------
2cos
圆整为a=190mm
arcco0z
2 z
)
d 1=
m n Z
1
cos
2a
4
24 68
190.5mm
2cos15
arccof (24
初 14.44
2 190
4 24
cos14.44 99.1mm
d =m n Z 2
4 68 cos cos14.44
280.9mm
b= W d d 1=0.8 x 99.1mm=79.28mm 经圆整取 b 2=80mm 则 b=80+5=85mm 小齿轮：d a1=d 1+2h an X m n =99.1+2 x 4=107.1mm d f1=d 1-2h f =99.1-2 x 1.25 x 4=89.1mm 大齿轮：d a2=d 2+2h an X m n =280.9+2 x 4=288.9mm d f2= d 2-2h f =280.9-2 x 1.25 x
m n =4mm
a=190mm
B =14.44 d 1=99.1mm d 2=280.9mm
b 1=85mm
b 2=80mm d a1=107.1mm d f1 =89.1mm
d a2=288.9mm d f2=270.9mm
4=270.9mm v=1.88m/s
⑦计算齿轮圆周速度v
d1n1
60 103
99.1 362.5 41.88m/s
6 104
由表10-4可知，选用9级精度即可满足要求
选9级精度等级
4.校核弯曲疲劳强度⑴
计算当量齿数
⑵齿形系数和应力修正系数
⑶许用弯曲应力[(T F]
⑷校核弯曲疲劳强度
3 3
Z V1乙 /cos 24/cos 14.44 =24.8
乙2Z2/cos 68/cos 14.44 70.2
由表10-7 插值得，Y Fa1=2.626 , Y Fa2=2.24
丫Sa1 =1.588 , Y sa2=1.75
由图10-2 查得，c Fiim1 =220MPa,
(T Flim2 160MPa
查表10-3 得，S=1.3
由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Y N1=0.89，
Y N2=0.91
许用弯曲应力为: F lim1
Y sT Y NT1
F1
S F
220 2
°・
89
MPa 301.2MPa
1.3
F lim 2丫ST
丫NT 2
F2
S F
160 2°91MPa 308MPa
1.3
1.6K「cos
F1
b乙m j
Y Fa1Y sa1
1.6 1.2 89520 cos14.44
2
85 42 24
1.588
2.626
21.27MPa F1
丫Fa2丫
Sa2
F2 F1丫丫
F1 T Sa1
21.27
2.24
1.75
2.626 1.588
17.37MPa
F2
Z V1=24.8
Z V2=70.2
Y Fa1 =2.626
Y sa1=1.588
Y Fa2 =2.24
Y sa2 =1.75
T Fiim1 =220MPa
T Flim2 160MPa
S F=1.3
Y N1=0.89
Y N2=0.91
F1301.2MPa
F2308MPa
当齿顶圆直径d a=150〜500mm寸，为减轻质量而采用腹板式结构，腹板上加孔为便于吊
运。

综上设计计算知，低速级的大齿轮分度圆直径在此范围内，低速级齿轮的大齿轮结构用腹板⑸齿轮结式结构。

构设计
八、高速轴的设计
1.选择轴的材料,确定许用应力选择轴的材料为45钢。

由表14-1查得[c—ib]=59MPa [(T - 1b]=
59MPa
2•初步安装联轴器处轴的直径为最小直径。

根据表14-2，算轴的A=107〜118,按公式（14-2 ）得
最小直
径，选取联轴器
d 1=A3'-错误！未指定书签。

=（107〜118）3竺错
\n \ 1440 误!未指定书签。

mm=14.4〜15.97mm
考虑到轴上有键槽削弱，轴径须加大3%〜5%,取为14.91〜16.77mm但该轴外伸通过联轴器与电动机轴联结，因电动机轴径为32mm外伸距离为80mm同时选取联轴器：按扭矩
T=23680N. mm查手册得选用LX3弹性柱销联轴器，半联轴器孔径为d=32mm半联轴器长度为60mm 故取d1=32mm
3.轴的结
构设计
轴上的大部分零件，包括齿轮、套筒、左端盖和轴承端
(1)拟盖及联轴器依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右
定轴上端装配
零件的轴的各段直径和长度：
装配方①装联轴器段：由确定的d i=32mm查手册LX3型弹性柱d1=32mm 案销联轴器与轴配合部分长度的长度L i=60mm为保证轴端
(2)根挡圈压紧联轴器，1 i应比L i略小，取1 i=58mm
据轴向②装左轴承端盖段：联轴器右端用轴肩定位，故取l 1=58mm 定位的d2=36mm定位轴肩h=（0.07〜0.1）d i] ; l 2的宽度由轴承
要求确端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定，取轴承端盖d2=36mm 定轴的至联轴器左端端面长度为10mm，可取端盖的宽度为
各段直30mm则12=(10+30)mm=40mm 12=40mm 径和长③装左轴承段：此轴径由滚动轴承的内圈孔来决定。

根
度据斜齿轮有轴向力及d2=36mm选角接触球轴承7308C,其
尺寸为d*D*B=40mm*90mm*23mm取d3=40mm轴段3 的长
度由滚动轴承宽度B决定，取Z=23mm
④轴未配合段：为保证左轴承右端面的定位，其右端面
d a=40mm
由轴肩固定，轴肩高度h=（0.07〜0.1）d 2,取h=3mm则d4=
d a+2h=46mm根据中间轴小齿轮宽度B=85mm综合考虑14=100mm
⑤装齿轮段：考虑齿轮与轴一体制造，则
l 3=23mm
d5=d a1=67.5mm」5等于小齿轮的齿宽45mm d4=46mm
⑥定位右轴承段：右轴承的左端面用轴肩定位，该段与14=100mm
④段径向尺寸协调，故取d6=46mm,5可取15mm d5=67.5mm
⑦按右轴承段：因选用7308C型号轴承，则
d7=40mm,7=B=23mm
l 5=45
⑶•轴联轴器与轴的周向固定均米用平键连结，配合为H7/k6, d6=46mm 上零件滚动轴承与轴的配合为H7/k6 16=15mm
的周向
（轴肩处得圆角如图所示，轴端倒角取 2 45 ）
根据以上各轴段直径和长度绘制轴的结构图，如图[A-1] o 如
下图：d7=40mm,
固定l 7=23mm
九、中间轴的设计
2.初算安装轴承处得轴径为轴的最小直径，根据表14-2，
轴的最小直径A=107〜118,按公式（14-2 ）得
d 1=A J P错误!未指定书签。

=（107〜118）3【3.4错
Y n V 362.7
3 .轴的
结构设
计
⑴根据
误!未指定书签。

mm=22.5〜24.88mm
轴向定①右端轴承段：该段轴径应与轴承内径一致，由上面已算d1=25mm
位的要的最小直径选取角接触球轴承7305C,尺寸为d X DX
求确定B=25mm 62mnX 17mm故此段轴径d1=25mm为防止轴承端
轴的各面与箱体内壁干涉，取轴承内侧与箱体内壁距离s=5mm;
段直径为防止齿轮与箱体内壁干涉，取该齿轮与箱体内壁的距离l 1=29mm 和长度a=15mm取齿轮轮毂与其装配段的长度差为2mm则该段
的长度1 1=B+s+a+2=（17+5+10+2）mm=39mn此外，可选取
右端轴承端盖的宽度为30mm
②高速级大齿轮段：为使齿轮装拆方便，设置过渡轴肩，
d2=30mm
过渡轴肩的高度h=（0.07〜0.1）d 1,取h=2.5mm,则d2=d1
+2h=（25+5）mm=30mr为保证套筒紧靠齿轮端面使齿
12=38mm
轮轴向固定，丨2应略小于齿轮宽度，取12=（40-2）mm=38mr i
③轴肩段：大齿轮左端用轴肩定位，轴肩推荐咼度d a=36mm
h=(0.07 〜0.1)d=(0.07 〜0.1) X 30mm=2.1 〜3mm,取
h=3mm则d a=d2+2h=36mm
l 3=15mm 为防止两齿轮发生干涉，可取轴肩长度可取l3=15mm d4=107.1mm
④低速级小齿轮段：由于该段齿轮可与轴一体制造，则14=85mm
d4=d a1=107.1m m 长度14=b=85mm d s=36mm
⑤轴肩段：可考虑该段与③段关于小齿轮对称，故取轴径
d5=36mm长度15=20mm
l 5=25mm
⑥米用过渡圆锥的方式定位轴承右端面，可取圆锥的长度
为16=5mm
16=22mm
⑦左端轴承段：轴左端与7305C轴承配合，故该段轴径d?=25mm
⑵轴d6=25mm,该段的长度l6=B=17mm l 7=17mm 上零件滚动轴承与轴的配合为H7/k6
的周向
固定
（轴肩处得圆角如图所示，轴端倒角取 2 45 ）
根据以上各轴段直径和长度绘制轴的结构图，如图[A-1]
・ 17 ----------- £5 ------- S3 + 口 十 3fi
十、低速轴的设计
1.选择
轴的材 料，
确定 许用应 力
选择轴的材料为45钢。

由表14-1查得[c —ib ]=59MPa
[c - 1b ]= 59MPa
2•初算
安装链轮处得轴径为轴的最小直径，根据表 14-2 ,
轴的最 A=107〜118,按公式（14-2 ）得
小直径
d 1=A3£错误！未指定书签。

=（107〜118） 3但互错
耳n \ 128
误!未指定书签。

mm=31.3〜34.61mm 考虑该段轴上有键
槽削弱，故将轴径增大3%~5%，即32.32〜36.34mm 圆
整取该段轴径d 1=40mm
3 .轴的
结构设
计 ①链轮段轴径：由上面知该段轴径 d 1=40mm 综合考虑， d 1=40mm ⑴根据 可取该段长度1 1=60mm,
l 1=60mm
轴向定 ②定位链轮段：链轮左端由轴肩定位取该段轴肩咼度
位的要 h=2.5mm 则该段轴径d 2=40+2h=45mn 为方便轴承端盖固
d 2=45mm
求确定 定螺钉的装拆级轴承润滑剂的加注，取该段长度
l 2=60mr i 12=60mm
轴的各 ③安装右轴承段：此段轴径与轴承内径一致，根据斜齿轮 段直径 有轴向力且d 2=45mm 选取角接触球轴承7310C,其尺寸
和长度
为 dx DX B=50mm 110mr ^27mm 则 d 3=50mm 轴承右端由
轴承端盖固定，该段长度可取l 5=27mm
d a =50mm
④未配合轴段：为保证轴承左端的固定，设置轴肩，其高
l 3=27mm
度 h=(0.07 - 0.1)d 3, 取 h=5mm,~~则
d 2=d i +2h=(50+10)mm=60mm 中 间轴上 大齿轮 的齿宽 b 2=40mm 为防止齿轮发生干涉，综合考虑后取 14=65mm ⑤ 轴环段：齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高 度 h=(0.07 〜0.1)d=(0.07 〜0.1) x 58mm=4.0&5.8mm, 取
h=5mm 轴环宽度 l 5=1.4h=1.4 x 5mm=7mm 故 d 5= d 4+2h=72mm ⑥ 装齿轮段：为保证齿轮装拆方便，取该段和④段轴径相 协调，故取d 6=60mm 为了使齿轮被压紧，则16应比齿轮 宽度略小，故取16=(80-2)mm=78mm ⑦ 装左端轴承段：由上面知该段与轴承 7310C 轴承相配 合，贝U d7=50mm 取轴承右端面至箱体的距离为 s=5mm 齿轮左端面至箱体的距离 a=10mm 大齿轮轮毂与其配合
轴 段 的 长度差 为 2mm ， 则
l 7=B+s+a+2=(27+5+14+2)mm=48mm
大齿轮左端面用套筒轴向定位，左端轴承装有轴承 滚动轴承与轴的配合为
H7/k6，齿轮和轴的配合为
H7/r6，链轮与轴的配合为 H7/k6
(轴端倒角取2 45，轴肩处圆角取R1〜R2)
根据以上各轴段得的直径和长度绘制低速级结构图，如 图［A-3］。

如下图所示：
卜一、低速轴的强度校核计算
d 4=60mm 14=65mm l 5=7mm d s =72mm d 6=60mm 16=78mm d ?=50mm
l 7=48mm
⑵轴上 零件的 周向固 疋
三根轴中低速轴传递的扭矩最大，故要对低速级轴进行校核计算
R CH
F t L i 1716 69 658N L , L 2 69 111
R AH
F
t R
CH
1058 N
截面 B 处的弯矩为：M BH
R AH
L 1 =1078 X
69N m=73002N m
② 作垂直面内的弯矩图M V (如图f)
-J
F Q L 3 F a- F r L 2
R AV
----- 2
——
L 1 L 2
2500 112 435 140.45 645 111
= ------------------------------- =-818N
69 111
R CV F Q F r R AV =(2500+645+818)N=3963N
截面B 左边弯矩为：M BV 1 R AV L 1
=-818 X 69 N m =-56442 N m
截面B 右边弯矩为：M BV2 = F Q ( L 2 L 3)- R C V L 2
=2500X (112+111)-3963 X 111=117607N m
截面 C 弯矩为：M CV = F Q L 3 =2500X 112N m=280000N m ③ 作合成弯矩图(如图g) 截面 B 左边：M B1 . M 2
BH M 2BV1
1 •计算 轴的载 荷
2.计算
支反力，
作弯矩 图
F t 2T 2 d 24000
280.9
N 1716N
F a F t tan
1716 tan 14.22
435N
F r
F t ta n n
/ cos
1716 tan 20 / cos14.44
=645N
T=241000N mm
F t 1716N F a 435N F r 645N
R CH 658N
R AH
1058N
M BH 73002N m
R AV =-818N
R CV 3963N
M BV 1 =-56442 N m
M BV 2=117607N m
已求得低速轴所受的扭矩T=241000N mm 作用
在齿轮上的力为：
① 作水平面内的弯矩图M H (如图d) 水平面内的支反力为
=92277 N m
= 138422N?mm
扭矩图如图（h）所示
M B2138422N?mm
3.作扭矩图
4.判断危险截面，计算当量弯矩从合成弯矩图可见截面C处弯矩弯矩最大，故对危险截C 校核
因为工作时为单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力，故取
修正系数a =0.6，则截面C的当量弯矩为：
M e V M C2T 2
..28000020.6 2410002315133N mm
M(
W
M e二315133
0.1d30.1 503
MPa 25.21MPa
因为C截面处 e 25.21 MPa<59MPa
故此低速轴是安全的，满足要求
25.2
1
MPa 低速轴结构简图
FrJ 咕
2
3
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Ms H :Me -2SOOQON.
TT 4 101 j 1
J OF, mm
十二、轴承寿命的校核
由上已知，F t 1716N F a 435N, 645N
1.求支承处
径向力
2.派生轴向力的计算
3.求各轴承轴向载荷F A、
F C 水平面内支承反力R CH 658N，R A H 1058N
铅垂面内支承反力R AV=-818N,R CV 3963N
则，支点处得合力：
F RA R AH2R AV? 1058281821337N
F R C、R CH2R CV2■ 6582396324017N
F SA eF RA0.31 X 1337N=414N
F SC eF RC 0.31 4017N 1245N
由图知，两轴承面对面安装，右端轴承定为2
号轴承。

因为，F a F SC 435N 1245N
=1680N>F A，所以，2端为松端，1端为紧端
F A F a F sc 1680N，F C=F S C=1245N
F RA 1058N
F RC 4017N
F SA 414N
F sc 1245N
F A 1680N
F C 1245N
\ 氐Fa
4.计算当量 动
载荷
F A
1680
「26>e=0.31，故 P A =0.44F RA +YF A
F RA 1337
=0.44 X 1337+1.9 X 1680=3780N
F C
1245
0.31 e ,故 P C =F R
=435N
F RC
4017
P A =3780N P C =435 N
5.计算轴承 的
寿命
,
1667(
L
10h
( ■ J n f p P
查表12-7得f t =1，查表12-8得f p =1.2，查手
册得C=53500N 球轴承& =3
16667 1 53500
一 c 一“ ”“皿
L 10h
----- ( -------- ) h 213643h>72000h 128 1.2 3780 满足要求
所以该轴承满足设计寿命要求
十三、键联接的选择与强度校核
普通平键联结的结构简单，装拆方便，对中性好应用最广，在此普通减速器中 可均采用
平键联结。

其中C 型键用于轴端与轮毂键槽的联结， 故高速轴端与联 轴器间、链轮与低速级轴端均采用 C 型普通平键联结。

查手册得： ① 对低速轴与大齿轮间键进行强度校核： 查表可知，b=16mm,h=10mm,L=48mm
2T
校核公式P ——
P
查表知键联结的许用应力
P
=100〜120MPa
dkl
其中 T=240000N mm ， k=h/2=5mm l=L-b=48-16=32mm … 2 240000 则，P 52MPa P 100 〜120MPa
58 5 32
故该键挤压强度足够，安全可以
② 对中间轴上键 A10X 58 GB/T 1096-2003强度校核： 查表可知，b=10mm,h=8mm,L=28mm
2T
校核公式P ——
P
查表知键联结的许用应力
P
=100〜120MPa
dkl
高速轴端与联轴器间选用：键 C10X 48 GB/T 1096-2003 链轮与低速轴端间可选用：键 C12X 50 GB/T 1096-2003 中间轴上与大齿轮间选用：键
A10X 28 GB/T 1096-2003
低速轴端与大齿轮间选用：键 A16X 48 GB/T 1096-2003
其中 T=89520N mm ，k=h/2=4mm l=L-b=28-10=18mm 则，p 2
89520
83MPa P
100 〜120MPa
30 4 18 故该键挤压强度足够，安全可以
③ 对低速轴与链轮间键 A12X 50 GB/T 1096-2003强度校核： 查表可知，
b=12mm,h=8mm,L=50mm
2T
校核公式P —— P
查表知键联结的许用应力
P
=100〜120MPa
dkl
其中，T=241000N mm ,
k=h/2=4mm
l=L-b=50-12=38mm
则，P
-
241000
79MPa P 100 〜120MPa
40 4 38
故该键挤压强度足够，安全可以
十四、减速器附件的选择
为了保证减速器的正常工作，在减速器的箱体上通常设置一些附件， 以便于减 速器润滑油池的注油、排油、检查油面高度和拆装、维修等。

减速器的选择及 作用如下：
十五、润滑方法和密圭寸形式
因齿轮的圆周速度小于12m/s ,所以采用浸油润滑的方式，这样不仅可以减小磨 损、提高传动效率，还可以防止锈蚀、冷却及降低噪音。

对于多级齿轮传动，应按各级所选润滑油的平均值来确定润滑油：
查表10-9得，所需润滑油的运动粘度:
150 150 220 220
v
4
经查手册，所选润滑油为工业闭式齿轮油：
GB/T 5903-1995 其代号为 L-CKC220
对轴承采用飞溅润滑（利用齿轮传动将润滑齿轮的油甩到四周壁面上， 然后通过 适当的沟槽把油引进轴承中去，使轴承得到润滑 ） 设置导油槽，采用毡圈密封
十六、箱体结构的设计
dn 得
由公式，v
60 1000
高速级轴齿轮的速度:
3.
14
625
1440
口心 4.71m/s
60 1000
中间轴大齿轮的速度: 3.
14 2
47.5 362.7 m/s 4.71m/s
中间轴小齿轮的速度:
60 1000 3.
14
99.1
彳62
^〃 1.88m/s
60 1000
低速级轴齿轮的速度:
3.
14
沁叫怡 1.88m/s
60 1000
2
185mm / s
十七、设计小结
机械设计课程设计是机械设计课程的综合性与实践性教学环节，也是第一次对学生进行的比较全面的机械设计训练。

课程设计的主要目的是：
1.综合运用机械设计课程和其他先修课程的基本知识和方法，分析和解决工程
实际中的具体设计问题，进一步巩固和深化所学课程的知识。

2.通过设计实践各个环节的锻炼，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和
竞争意识，掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生分析问题和解决问题
的能力。

3.通过设计计算、绘图及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面机
械设计基本技能的训练。

这次课程设计使我们的所学知识进一步提高，同时培养了我们的一些能力，它为我们今后的工作打下一定的基础，在其过程中，我意识到，无论做什么事情，我们都应该有一丝不苟的学习精神和团队合作精神。

当然，在设计过程中我存在许多的问题，走了许多弯路，原因是我没有及时的向同学请教、讨论。

其实，发现问题并努力改正错误，进而改正自身性格的缺陷，是这次课程设计最大的目的。

我深刻的认识到在知识的理解和应用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力和团结！
最后，非常感谢在这次设计过程中指导老师和同学们的帮助！
十八、参考文献
机械设计课程设计》徐起贺刘静香程鹏飞主编机械工业出版社2009.4 机械设计基础》徐起贺刘静香主编机械工业出版社2010.8 机电设备安装与维修》黄晓东主编北京理工大学出版社2011.1 机械制图》寇世瑶主编高等教育出版社
2007.12。