用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器

齐齐哈尔大学普通高等教育
机械设计课程设计
题目题号：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器学院：机电工程学院
专业班级：机械107班
学生姓名：张海峰
指导教师：
成绩：
年月日
齐齐哈尔大学
机械设计制造及其自动化专业
机械设计课程设计任务书
学生姓名：张海峰班级：机械107班学号：2010800038
一设计题目：设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器给定数据及要求
1—电动机2—联轴器3—级圆柱齿轮减速器4—开式圆锥齿轮传动5—输送螺旋已知条件：1.工作参数：运输机工作轴转矩T/(N.m)=820; 运输机工作轴转轴n/(r.min)=130;
2.工作条件：连续单项运转，工作时有轻微振动，使用期限8年，生产10台，两班制工作，运输机工作转速允许误差±5%.
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1—2张（从动轴、齿轮等）；
3.设计说明书1份。

指导教师：
发题日期年月日
完成日期年月日
机械设计课程设计成绩评阅表
注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。

2、每项得分＝分值×等级系数（等级系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D 为0.4）
3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。

摘要
螺旋运输机是利用电机带动螺旋回转,推移物料以实现运输目的的机械,它能水平、倾斜或垂直运输,具有结构简单、横截面积小、密封性好、操作方便、维修容易、便于封闭运输等优点。

本课题重点研究在与驱动装置的合理选择、执行装置的合理进给对螺旋运输的效率,稳定,安全性提高的作用。

本次毕业设计是关于运输机减速器的设计。

首先对运输机减速器作了简单的概述；接着分析了减速器设计计算方法；然后根据这些设计准则与计算选型方法按照给定参数要求进行设计；接着对所选择的减速器各主要零部件进行了校核。

关键词：螺旋运输机减速器设计主要部件选用
目录
摘要 (1)
第一章绪论 (3)
1.1 选题的目的和意义 (3)
1.2 本课题在国内的研究状况 (3)
1.3 课题研究的内容及拟采取的技术、方法 (3)
第二章螺旋运输机减速器的用途和设计要求 (5)
2.1 用途 (5)
2.2 设计要求 (5)
第三章方案确定 (7)
第四章运动设计与动力计算 (8)
4.1 电动机的选择 (8)
第五章计算总传动比及分配各级的传动比 (10)
第六章运动参数及动力参数 (11)
6.1 运动参数及动力参数的计算 (12)
第七章齿轮的设计计算 (14)
7.1 齿轮参数计算 (14)
7.2 锥齿轮设计 (19)
第八章轴的设计计算 (22)
8.1 减速器输入轴（I轴） (22)
8.2 减速器输出轴（Ⅱ轴） (27)
第九章滚动轴承的选择及校核计算 (32)
第十章键联接的选择及计算 (34)
第十一章联轴器的选择 (36)
第十二章箱体设计 (37)
第十三章润滑方法和密封形式 (39)
结论 (40)
致谢 (41)
参考文献 (42)
第一章绪论
1.1 选题的目的和意义
螺旋运输机利用带有螺旋叶片的螺旋轴的旋转，使物料产生沿螺旋面的相对运动，物料受到料槽或运输管壁的摩擦力作用不与螺旋一起旋转，从而将物料轴向推进，实现物料的运输。

在水平螺旋运输机中，料槽的摩擦力是由物料自身重力引起的；而在垂直螺旋运输机中，运输管壁的摩擦力主要是由物料旋转离心力所引起的。

是各种工作场所常用的运输机构。

1.2 本课题在国内的研究状况
螺旋运输机由于其结构简单，操作维护简便，在运输物料场合得到了广泛的应用，但是其运输效率却比较低。

国内关于这方面的研究情况也比较多. 对螺旋运输机存在的运输功率问题，许多专家学者做过很多这方面的研究工作。

一般来讲，按照通用计算公式算出的螺旋运输机螺旋轴功率往往小于实际的需要值，对于这个实际的问题，武汉食品工业学院的庞美荣和王春维根据调查和实例，对螺旋轴进行了理论分析，提出了推荐计算公式，并将推荐计算公式和通用计算公式结合起来，进行计算比较对照，得出推荐计算公式与实际需要符合得很好这样的结论。

总之，现在对于螺旋运输机的研究越来越收到各界的重视，而且国外也有了很多的研究成果。

在国内的研究成果相对于国外来比较，研究成功还较少，还不是很先进。

1.3 课题研究的内容及拟采取的技术、方法
本课题是对运输机的减速器的设计。

设计主要针对执行机构的运动
展开。

为了达到要求的运动精度和工作寿命，必须要求传动系统具有一
定的传动精度并且各传动元件之间应满足一定的关系，以实现各零部件
的协调动作。

该设计均采用新国标，设计内容包括动力源的选择设计，
传动件的设计，执行机构的设计及设备零部件等的设计。

第二章螺旋运输机减速器的用途和设计要求
2.1用途
螺旋运输机减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构，已达到所需的使用要求。

2.2设计要求
1.螺旋运输机的结构尺寸（见图2-1）
1—电动机2—联轴器3—级圆柱齿轮减速器4—开式圆锥齿轮传动5—输送螺旋
2.工作参数：运输机工作轴转矩T/(N.m)=820; 运输机工作轴转轴n/(r.min)=130;
3.工作条件：连续单项运转，工作时有轻微振动，使用期限8年，生产10台，两班制工作，运输机工作转速允许误差±5%.
4.设计工作量如下：
（1）减速器装配图一张
（2）零件工作图2张（3）设计计算说明书一份
第三章方案确定
设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器
（1）连续单项运转，工作时有轻微振动，使用期限8年，生产10台，两班制工作，连续单向传动。

（2）原始数据
运输机工作轴转矩T/(N.m):820;
运输机工作轴转轴n/(r.min)=130;
第四章 运动设计与动力计算
4.1 电动机的选择
1、电动机类型的选择：选择Y 系列三部异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其机构简单，工作可靠价格低廉，维护方便，适用于不易燃不易爆，无腐蚀性气体和五特殊要求的机械。

2、电机容量的选择： 电动机所需功率为：
）（总kw η/9550/Tx n P d =
由电动机至输送机的传动总效率为：
54321ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=总
根据《机械设计课程设计》表7表2-4式中：54321η η η η η分别为联轴器1、滚动轴承（四对）、圆柱测量传动、联轴器2
和圆锥齿轮传动的传动效率。

取99.0η1= 99.0η2= 97.0η3= 99.0η4= 93.0η5=
54321ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=总0.85
0.93*0.99*0.97*0.99*0.994== T=820N/m n=130r/min 总η=0.85
所以：电机所需的工作功率：
kw Tn P d 13.13)85.09550/()130820()η9550/(=⨯⨯==总
电机额定功率cd P =15kw 由《机械设计课程设计》得cd P =15kw 3、确定电动机转速： 输送转速为：
m in
/5.136~5.123m in /130%)]51(~%)51[(ηw r r =⨯+=
根据《机械设计课程设计》P5表2-2得推荐传动比的合适范围取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围5~3I ,
1= 取开示圆锥齿轮传动比为
3~2I ,
2= 则总传动比理论范围15~6I I Ia ,
2,1,
=⋅=故电动机转速
可选范围为：
in 2047.5)r/m ~741()5.136~5.123()15~6(ηIa Na w ,,=⨯=⨯=
符合这一范围的的同步转速有750、1000和1500r/min 根据容量和转速，《机械设计课程设计》表2-4得到三种电动机的型号：
传动、减速器传动比，可见第一方案比较合适
因此选定电动机型号为Y160L-4,其主要性能：额定功率15KW ，满载1460r/min 。

额定转矩2.2.质量144kg
第五章计算总传动比及分配各级的传动比
1.确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配
（1）传动装置总传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
可得传动装置总传动比为：
i a = n
m
/ n
Ｗ
= 1460/130=11.23
总传动比等于各传动比的乘积
i a=i0×i
(式中i
、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）（2）分配各级传动装置传动比：
根据指导书，取i
=3（圆锥齿轮传动 i=2～3）
因为：ia＝i
×i
所以：i＝i
a ／i
＝11.23/3≈3.74
第六章运动参数及动力参数将传动装置各轴由高速至低速依次定为：
电机轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴、Ⅳ轴i
0,i
1
，......为相邻两轴间的传
动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，P
Ⅱ
，......为各轴的输入功率（KW）
T Ⅰ，T
Ⅱ
，......为各轴的输入转矩（N·m）
n Ⅰ,n
Ⅱ
,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
6.1 运动参数及动力参数的计算
1.计算各轴的转速：
Ⅰ轴：n
Ⅰ
=nm=1460（r/min）
Ⅱ轴：n
Ⅱ= n
Ⅰ
/ i=1460/3.74=390.4 r/min
III轴：n
Ⅲ= n
Ⅱ
螺旋输送机：n
IV = n
Ⅲ
/i
=390.4/2=195.2 r/min
2.计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴： P
Ⅰ=P
d
×η
01
=P
d
×η
1
=15×0.99=14.85（KW）
Ⅱ轴： P
Ⅱ= P
Ⅰ
×η
12
= P
Ⅰ
×η
2
×η
3
=14.85×0.99×0.97 =14.26（KW）
III轴： P
Ⅲ= P
Ⅱ
·η
23
= P
Ⅱ
·η
2
·η
4
=14.26×0.99×0.99 =13.98（KW）
螺旋输送机Ⅳ轴：P
IV = P
Ⅲ
·η
2
·η
5
=13.98×0.93×0.99
=12.87（KW）3.计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
T d =9550·P
d
/nm
=9550×15/1460 =98.1 N·m
Ⅰ轴： T
Ⅰ= T
d
·η
01
= T
d
·η
1
=98.1×0.99=97.1 N·m
Ⅱ轴：T
Ⅱ= T
Ⅰ
·i·η
12
= T
Ⅰ
·i·η
2
·η
3
=97.1 ×3.74×0.99×0.97=348.7 N·m
III轴：T
Ⅲ= T
Ⅱ
·η
2
·η
4
=341.8 N·m
螺旋输送机Ⅳ轴：T
IV = T
Ⅲ
·i
·η
2
·η
5
=944.1N·m
计算结果汇总表
第七章 齿轮的设计计算
7.1 齿轮参数计算
1、选精度等级、材料及齿数
① 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。

② 通过查表选择小圆柱齿轮40C r （调质热处理）硬度280HBS ，大齿轮45钢（调质热处理）硬度240HBS ，二者硬度差值为40HBS ；
③ 取小齿轮齿数Z 1=28，大齿轮齿数Z 2=Z 1×i=28×3.74= 104.72取Z 2= 105。

实际传动比i=105／28＝3.75, |3.74－3.75/3.74|＝2.67﹪＜3﹪ 所以可用。

2、按齿面接触强度设计 按式（10-21）试算，即
d 2t
≥23
d 1)]
[(1ε2H z
z i i T k E H t δφα⨯+⨯ （1）确定公式内的各计算数值
1) 试选载荷系数k t =1.6。

2) 小齿轮传递的转矩 T 1=(95.5×105P 1)/n 1=510971.0⨯ N•m m 3) 查阅《减速器和变速器设计与选用手册》图10-30查得，选取区域系数z H =2.5。

4) 查阅《减速器和变速器设计与选用手册》图10-26查得，
1αε=0.705, 2αε=0.805,则：αε=1αε+1αε=1.51
5) 查阅《减速器和变速器设计与选用手册》P 201表10-6可得，材料的弹性影响系数z E =189.81/2MPa 齿轮材料为锻钢
6) 查阅《减速器和变速器设计与选用手册》表10-7可得，选取持宽系数d φ=1
7) 查阅《减速器和变速器设计与选用手册》10-13可得，计算应力循环次数N=60njL h
j 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n 为齿轮转速；L h 为齿轮的工作寿命。

9111036.3830082(14606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==）h jL n N
N 2=3.76×109 / 3.74=10.05×108
8) 查《减速器和变速器设计与选用手册》可得，接触疲劳寿命系数k HN1=0.9，k HN2=0.95
9) 查《减速器和变速器设计与选用手册》可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限11m H σ=600Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限21m H σ=550Mpa
计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1％，安全系数s=1《机械零件设计手册》
[]
1
H
℘=s σk 1
lim H 1HN =0.9×600＝540 Mpa []2H ℘=
s
k H HN 2
lim 2σ=0.95×550＝522.5 Mpa [σH ]=(540+522.5)/2=531.25Mpa
（2）计算
1) 试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式
d 1t ≥[]2
3
1)(12H E H t z z i
i d T k σφ⨯+⨯得
d 1t 3
2
25
.5315.28.18974.3174.31971006.12≥）（⨯+⨯⨯⨯=68mm
2) 计算圆周速度
v=
100060n d π1t 1⋅=1000
601460
6814.3⨯⨯⨯=5.2m/s
3) 计算齿宽b 及模数m
齿宽：b=φd d 1t =1×68=68mm 模数：m=
1t 1d z =28
68
=2.43mm 齿高：h=2.25m=2.25×2.43=5.47mm
h
b
=68/5.47=12.43 4) 计算载荷系数k
查阅资料可得使用系数k A =1，根据v=4.82m/s ，7级精度， 查《减速器和变速器设计与选用手册》可得动载荷系数k v =1.11， 查《减速器和变速器设计与选用手册》可得，βH k =1.42， 查《减速器和变速器设计与选用手册》可得，35.1β=F K 查《减速器和变速器设计与选用手册》可得， 1.4k k αF αH == 5) 计算动载荷系数
21.242.14.111.11K K K K K βH α
H V
A
=⋅⋅⋅==
6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由试（10-10a ）得，
d 1=d 1t 3t
k k
=683
6
.121
.2⨯= 75.7mm 7) 计算模数m
m=
11z d =mm 70.228
75.7= 所以 m=2.5
3、按齿根弯曲强度设计
m n ≥[]3
2
11σφ2F
sa
Fa d Y Y z kT ⨯ （1）确定计算参数
1) 由《减速器和变速器设计与选用手册》查的小齿轮的弯曲疲劳强度1FE σ=500Mpa ，大齿轮的弯曲疲劳极限2FE σ=380Mpa
2) 由《减速器和变速器设计与选用手册》取弯曲疲劳寿命系数，K FN1=0.82，K FN2=0.86
3) 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s ＝1.3，
[σF ]1
s k FE FN 11σ=3.1500
82.0⋅=315.38 Mpa [σF ]2=s k FE FN 22σ=3
.1380
86.0⋅=251.38 Mpa
4) 计算载荷系数k 。

10.235.14.111.11K K K K K βF αH v A =⋅⋅⋅==
5) 查取齿形系数。

由《减速器和变速器设计与选用手册》得：Y Fa1=2.80，Y Fa2=2.218 6) 查取应力校正系数。

由《减速器和变速器设计与选用手册》得：Y sa2=1.55，Y sa2=1.771
7) 计算大、小齿轮的
[]
F sa
Fa Y Y ℘并加以比较 Y fa1Y sa1/[σF ]1013761.038.31555
.180.2=⋅=
Y fa2Y sa2/[σF ]2015633.038
.251771
.1218.2=⋅=
比较后得大齿轮的数值大。

（2）设计计算
m ≥3
2
01147.024197100
1.22⨯⨯⨯⨯=
2.01mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取m ＝2.5mm ，已满足弯曲疲劳强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=75.7mm 来计算应有的齿数。

于是由
Z 1=
m d 1=5
.27.75=30.28mm 取z 1=30，则z 2=i ·z 1=3.74×30=112.2。

取z 2=112 4.几何尺寸计算 （1）中心矩
a=
2)(21m z z +=2
5
.2)11230(⨯+=177.5mm 圆整中心矩 a=177mm
（2）计算大、小齿轮的分度圆直径
d 1=1mz =305.2⨯=75mm d 2=2mz =1125.2⨯=280mm
（3）计算齿轮宽度
b=1d d φ=1×75=75mm
圆整后取 B 1=75mm ，B 2=70mm
7.2 锥齿轮设计
1、选择材料及确定许用应力
小齿轮用20CrMnTi 渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC,δ1lim H =1500Mpa, δ1FE =850Mpa; 大齿轮用20Cr 渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC ，δ1lim H =1500Mpa, δFE =850Mpa 《机械设计基础》表11—1。

取S F =1.25，S H =1，《机械设计基础》表11—5； 取Z H =2.5，Z E =189.8《机械设计基础》表11—4; [δ1F ]=[δ2F ]=
S
F
FE δ1
7.0=476Mpa
[δ1H ]=[δ2H ]=δ1lim H /S H =1500Mpa 按齿面接触强度设计
d ≥2
3
2
)]
[(4)
5.01(H z z R u T
k E H R
t δφφ⨯⨯
（1）确定公式内的各计算数值
1) 查《机械设计基础》，表11-3，试选载荷系数k t =1.1
2) u=u
u 2
1,对一级直齿锥齿轮传动，取u ≤5，取u=3
3) 小齿轮传递的转矩 T=(9550P)/n=342N•m =3.42×105N•m m 4) 选取区域系数z H =2.5
5) 一般取φR
=0.25～0.3，选取φR
=0.25
6) 查《机械设计基础》表11—-4可得，材料的弹性影响系数
z E =189.8MPa 齿轮材料为锻钢，所以d ≥77mm 。

由Tan=2,δ得δ=63.43度得：
δcos '
Z Z V ==44.44
查《机械设计基础》表11—8，,11—9得67.1,4.2Y Y Sa Fa ==代入公式：
m ≥
3
H
Sa
Fa
2
2
2
R
][1R KT
4Y Y u )5.01
(Z ⨯ƒ⋅ƒ+=3.16 查《机械设计基础》表4—1，取m=4 所以取Z 1=23，Z 2=69
d1=m Z 1=92mm, d 2=276mm
b=10m=40mm
强度的校核：
圆周力F=
d
T 1
1
2=7435N
接触强度校核公式如下：
u
b KF
u d Z
Z R H
E
H
1
)
5.01(2
1+-=Φδ
将数据代入公式得δH =980.725Mpa<[δH ]=1500Mpa 弯曲疲劳强度校核公式如下：
)5.01(bm KF R
Sa
Fa F
Y Y ∅⨯
=
∂=
cos 1
'Z
Z
V
=51.42查《机械设计基础》表11—8,11—9得
68.1,37.2==Y Y
Sa Fa
)
5.01(φδR
Sa
Fa F bm KF Y Y -=
=192.552<[δF ]=476Mpa
直齿圆锥齿轮的基本参数 传动比：u=3
分度圆锥角：δ1=63.43度，δ2=26.57度 分度圆直径：d 1=m Z 1=92mm, d
2
=276mm
齿顶高：mm m h a 4== 齿根高：m h f 2.1==4.8mm 全齿高：h=2.2m=8.8mm 顶隙：c=0.2m=0.8mm
齿顶圆直径：=+=δ111cos 2m d d a 95.58mm,
d
a 2
=283.16mm
齿宽：b=10m=40mm
第八章轴的设计计算
8.1 减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径
选用40C r调质，硬度280HBS
轴的输入功率为P
I =14.85 KW，转速为n
I
=1460r/min
d e ≥mm
n
P
9.
24
1460
14.85
115
C3
3=
⨯
=
Ⅰ
（c取115）
查《机械设计基础课程设计》表15-9得：
连接联轴器，有一根键，则d
m =d
e
×1.05=24.9×1.05=26.15mm
初选弹性柱销联轴器 TL5(T=125N·m,L=62mm),则最小轴径d
m
取30mm 2、轴的结构设计
由于齿根圆直径d
f ＜3d
m
所以高速轴采用齿轮轴设计。

1)零件装备如下图：
2)确定轴各段直径和长度
左起第一段与TL5(T=125N·m,L=82mm)弹性柱销联轴器连接，轴径d1=30mm轴长L1=60mm;
左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，d2=d1+2×(2~3)=34~36mm因2d必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取d=34mm。

箱体结构未知，L2待定；齿轮采用对称安装，则有2
L4=B1=57mm,d4=da=61mm,圆整，取值d4=61mm;旋转构件应距离箱体15mm，则齿轮距箱体15mm，距离轴承20mm,L5=4mm。

轴承初选7207AC （d×D×B=30×72×17 mm），则L3=L6=32mm,d3=35mm,d5=40mm 效果如下图所示：
3、校核轴的强度
1)按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图所示
图中b=c=43.5mm a=196mm(初取L
) T=98.1 N·m
2
2)确定作用在轴上的载荷：
圆周力: F
t =N d
T
2616
001
.0
×
75
98.1
×
2
2
=
=
径向力: F
r =N
990
°
20
°
88
.
15
cos
2616
cos
=
=tg
tga
F
t
β
轴向力: F
a = F
t
tgβ=2616×tg15.88°=701 N
3)确定支点反作用力及弯曲力矩
水平面中的计算简图如图6.1a所示。

支承反力:
F RBH =F
RCH
=0.5F
t
=0.5×2616=1308 N
截面Ⅰ-Ⅰ的弯曲力矩:
M IH =F
RBH
b=1308×43.5=56898N·mm
垂直面中的计算简图如图6.1b所示。

支承反力:
F RBV =N c
b
c
F
d
F
r
a
752
43.5
43.5
43.5
×
990
75/2
01
7
2=
+
+
⨯
=
+
+
F RCV =N F
b
F
a
r
193
43.5
43.5
75/2
701
-
43.5
×
990
c
b
2
d
×
=
+
⨯
=
+
-
截面Ⅰ-Ⅰ的弯曲力矩:
M´
IH =F
RBV
·b=752×43.5=32712N·mm
M´´
IH =F
RCV
·c=193×43.5=8395.5N·mm
合成弯矩（图1c）
M´
WI =65631
32712
56898
′2
2
2
IH
2=
+
=
+M
M
IV
N·mm
M´´
WI =57514
5.
8395
56898
′′2
2
2
IH
2=
+
=
+M
M
IV
N·mm
轴上的扭矩:
T=98100 N·mm
画出轴的当量弯矩图，如图6.1e 所示。

从图中可以判断截面Ⅰ-Ⅰ弯矩值最大，而截面Ⅱ-Ⅱ承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。

4)计算截面Ⅰ-Ⅰ、截面Ⅱ-Ⅱ的直径
已知轴的材料为40C r （调质热处理）,其σB =750MPa ；[σ
-1b ]=70MPa ，
[σ
0b ]=120MPa 。

则
==
-]
[]
[01b b σσα70/120=0.58 截面Ⅰ-Ⅰ处的当量弯矩:
65877)81009×58.0(65631)(M ′′2
2221=+=+=T M WI
α N ·mm 截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩:
5689898100×58.0)(′22====
T T M αα N ·mm
故轴截面Ⅰ-Ⅰ处的直径: d Ⅰ=1.2170
×1.065877
]
0.1[′3
3
1b -Ⅰ
==
σM mm 满足设计要求；
轴截面Ⅱ-Ⅱ处的直径:
d Ⅱ=
1.2070
×1.056898]0.1[′33
1b -2==σM mm 有一个键槽，则增大5%得21.1mm ，也满足设计要求。

图6.1
8.2 减速器输出轴（Ⅱ轴）1、初步确定轴的最小直径
选用45调质钢，硬度217--255HBS
轴的输入功率为P
I
=14.26
转速为n
2
=390.4r/min
d e ≥mm
n
P
15
.
38
4.
390
26
.
14
115
C3
3=
⨯
=
=（c取115）
拟定轴上零件的装配方案如下图所示：
2、确定轴各段直径和长度
①右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键
联接，则轴应该增加5%，取Φ42mm，根据计算转矩T
C =K
A
×T
Ⅱ
=1.3×
348.7=453.31N·m，查标准GB/T 4323—2002，选用TL7型弹性套柱销
联轴器，半联轴器长度为l
1=112mm,轴段长L
1
=110mm；
②右起第二段，考虑密封要求，d
2取45mm，L
2
待定；
③右起第三段，初选7210AC(d×D×B=50×90×
20),d
3=50mm,L
3
=43.5mm
④右起第四段，安装齿轮，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm
⑤右起第五段，定位齿轮的轴肩，d
5=60mm,L
5
=7.5mm
⑥右起第六段，d
6=d
3
=50,L
6
=34
3、按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算
根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只是里的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。

受力简图还是一样，如下图所示：
上图中b=c=41.2mm a=120mm(初取L
2
) T=425 N·m 确定作用在轴上的载荷：
大齿轮分度圆直径d
2
=280mm
圆周力 F
t =N d
T
2491
10
280
348.7
×
2
2
3-
=
⨯
=
径向力 F
r =N
43
9
°
20
°
88
.
15
cos
2491
cos
=
=tg
tga
F
t
β
轴向力 F
a = F
t
tgβ=2491×tg15.88°=667.5N
确定支点反作用力及弯曲力矩
水平面中的计算简图如图6.2a所示。

支承反力
F RBH =F
RCH
=0.5F
t
=0.5×2491=1245.5Np
截面Ⅰ-Ⅰ（安装大齿轮）的弯曲力矩
M IH =F RBH b=1245.5×41.2=51314.6N ·mm
垂直面中的计算简图如图6.2b 所示。

支承反力
F RBV =N c b c
F d
F r a
160641.2
.21441.2×943/28025.6672=++⨯=++
F RCV =
636-41.2
41.2280/2667.5-41.2×439c b 2d
×
=+⨯=+-a r F b F N 截面Ⅰ-Ⅰ的弯曲力矩
M ´IH =F RBV ·b=1606×41.2=66167 N ·mm M ´´IH =F RCV ·c=-663×41.2=-27316 N ·mm 合成弯矩（图1c ）
M ´WI =83733661676.13145′222IH 2=+=+M M IV N ·mm
M
´
´
WI
=
58132273166.13145′′222
IH 2=+=
+M M IV N ·mm
轴上的扭矩
T=34870 N ·mm
画出轴的当量弯矩图，如图6.2e 所示。

从图中可以判断截面Ⅰ-Ⅰ弯矩
值最大，而截面Ⅱ-Ⅱ(安装联轴器)承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。

（3）计算截面Ⅰ-Ⅰ、截面Ⅱ-Ⅱ的直径
已知轴的材料为45（调质热处理）,其σB =650MPa ；[σ-1b ]=60MPa ，
[σ
0b ]=102.5MPa 。

则
==
-]
[]
[01b b σσα60/102.5=0.6
截面Ⅰ-Ⅰ处的当量弯矩：
225353)348700×6.0(83733)(M ′2
222=+=+=T M WI
α N ·mm 截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩：
209220348700×
6.0)(′2
2====T T M αα N ·mm 故轴截面Ⅰ-Ⅰ处的直径：
d Ⅰ=5.3360
×1.0225353]0.1[′33
1b -Ⅰ
==σM mm
有一个键槽，则增大5%得35.18mm ＜55mm 满足设计要求； 轴截面Ⅱ-Ⅱ处的直径：
d Ⅱ=67.3260
×1.0209220]0.1[′33
1b -Ⅰ
==σM mm
有一个键槽，则增大5%得35.52mm ，也满足设计要求。

第九章 滚动轴承的选择及校核计算
考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列向心球轴承，主动轴承根据轴劲值查《机械设计课程设计》选择6207 2个（GB/t276—1994）
从动轴承6210 2个（GB/T276-1994） 寿命计划：
两轴承承受纯径向载荷 P=F=1564N X=1，Y=0
1.主动轴轴承寿命：深沟球轴承6207，基本额定动负荷：
h 107384r
t n 603,1,KN 5.25)P
C f (10L f c 6
oh
1r
r
=∝
==∝== 预期寿命为：8年，两班制 轴承寿命合格
L=8×300×16=38400h<L oh 1
2.从动轴轴承寿命：深沟球轴承6210，基本额定动负荷：
h 111688r
t n 603
,1,KN 35)P
C f (10L f c 6
oh
1r r
=∝
==∝== L=8×300×16=38400h<L oh 1
预期寿命为：8年，两班制 轴承寿命合格 3.键的选择及校核
（1）主动轴外申端d=30mm,考虑到键在轴中部安装，故选择键10×55GB/T 1096-2003，b=10mm,h=8mm 。

选择45钢，其许用挤压应力][δp =100Mpa
Mpa 06.40hld
T 4000l h F '
t p ===
⨯<][δp
（2）则强度足够，合格
从动轴外伸端d=42mm ，考虑键在轴中部安装，故选键12×60GB109+-1990，b=12mm,L=80mm,h=8mm 。

选择45钢，其许用挤压应力
]
[δp
=100Mpa
Mpa hld
T l h F t p 8.654000'
===
δ<][δp
则强度足够，合格
与齿轮连接处d=57mm,考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键16×55 GB2003-1996，b=16mm,L=55mm,h=10mm 。

选择45钢，其许用挤压应力][δp =100Mpa
Mpa hld
T l h F t p 3.694000'
===
δ<][δp
则强度足够，合格
第十章 键联接的选择及计算
1、高速轴连接联轴器处键
输入轴外伸端直径d=30mm ，考虑到键在轴末端处安装，根据《机械设计基础课设计》表12-15中，选单圆头普通C 型平键b ×h=10mm ×8mm 。

键长L=55mm 。

选择45钢，则其挤压强度公式为hld
T
4σP =，并取，b L l =，则其工作表面的挤压应力为
MPa 06.40dhl
T
4σP ==
查表得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力MPa 150~120][P =℘，
][P P ℘<℘，故连接能满足挤压强度要求。

2、安装低速轴与大齿轮连接处的键
直径d=57mm,考虑到键在轴中部安装，根据《机械设计基础课设设计》表9-14中，选圆头普通A 型平键，键b ×h ×L=16mm ×10mm ×55mm 。

选择45钢， b L l =，则其工作表面的挤压应力为
MPa 4.71dhl
T 4σP ==
当载荷平稳时，许用挤压应力MPa 150~120][P =℘，][P P ℘<℘，故连接能满足挤压强度要求。

3、安装低速轴与联轴器连接处的键
选用单圆头普通A 型平键，根据齿处轴的直径为d=42mm ，根据《机械设计课程课设设计》表9-14中，查得键的截面尺寸为键
mm 8mm 12h b ⋅=⋅，键长取L=110mm 。

键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力
键工作长度l=L-b=108mm ，键与轮毂键槽的接触高度
MPa 42dhl
T
4σP ==
由于键采用静联接，冲击轻微，][P P ℘<℘，所以连接能满足挤压强度要求。

第十一章联轴器的选择
联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。

联轴器有时也兼有过载安全保护作用。

联轴器的选择原则：
①转矩T： T↑，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；
②转速n：n↑，非金属弹性元件的挠性联轴器；
③对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；
④装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；
⑤环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；
⑥成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；
半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。

链齿硬度最好为40HRC一45HRC。

联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。

第十二章箱体设计
第十三章润滑方法和密封形式
1、润滑方式
（1）齿轮但考虑成本及需要，在这里选用浸油润滑。

（2）轴承采用脂润滑
2、润滑油牌号及用量
（1）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，需要油量1.5L左右。

（2）轴承润滑选用2L-3型润滑脂（GB 7324--1987）用油量为轴承间隙的1/3—1/2为宜。

3、密封形式
（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）观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。

（3）轴承孔的密封，闷盖和透盖作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，选用半粗半毛毡加以密封。

（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。

结论
这次一级圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。

通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的设计工作打下了坚实的基础。

完成这次设计虽然不容易，然而，我却从这段时间内让我学到了许多实际知识，我感到确实受益匪浅。

其中我感受最深的是以下几点：
1、机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《制图实用软件》、《机械工程材料》、《机械零件设计手册》等于一体。

2、这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、由于自身能力有限，设计不可能很完善，设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

致谢
首先，我要特别感谢我的指导老师王世刚副教授，他对我毕业设计给予了很多的指导，花费了很多的心血，使我最后圆满完成了毕业设计。

在王老师悉心教导的这段时间里，他严谨的治学态度，渊博的知识，正直的人格，给我留下了极为深刻的印象，为我今后的工作、生活树立了良好的榜样。

其次，我要感谢张文忠老师、夏萍老师，他们在毕业设计中给予了我很多的指导和帮助。

最后，我要感谢我的家人，他们给予了我无私的爱，对我的成人本科学习给予了大力的支持，使我顺利的完成了学业。

再次感谢关心我，爱护我，帮助我的老师，家人，朋友。

参考文献
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社,2003年第一版
[2] 《机械设计基础（第五版）》，高等教育出版社，2006年5月第五版；
[3]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，2001年7月第七版；
[4]《机械零件简明设计手册》，兵器工业出版社，杨黎明主编，1992年2月第一版；
[5]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版；
[6]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
[7]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；
[8]《互换性与技术测量基础（第三版）》，机械工业出版社，周兆元，李祥英主编，2011年3月第三版;
[9]《工程图设计：Pro/ENGINEER Wildfire 中文版实例详解》，人民邮电出版社，何满才主编，2005.10
[10]《机械设计课程设计》，化学工业出版社，曾宗福主编2009.8。