二级减速器课程设计说明书

No.:00000000000001046
机械设计课程设计
计算说明书
设计题
设计带式输送机中的传动装置
目：
专业年
机械
级：
学
60510
号：
学生姓
名：
指导教
师：
机械工程系
完成时间2019 年 1 月 4 日
机械设计课程设计任务书
学生姓名：学号：专业：机械设计制造及其自动化任务起止时间：2018年12 月17 日至2019年 1 月 4 日设计题目：设计带式输送机中的传动装置
一、传动方案如图1所示：
图1 带式输送机减速装置方案
二、原始数据
滚筒直径d /mm800
传送带运行速度v /(m/s) 1.6
运输带上牵引力F /N2100
每日工作时数T /h24
传动工作年限5年单向连续平稳转动，常温空载启动。

三、设计任务：
1.减速器装配图1张（A0图纸）
2.低速轴零件图1张（A3图纸）
3.低速轴齿轮零件图1张（A3图纸）
4.设计说明书1份
在三周内完成并通过答辩
参考资料：
《机械设计》《机械设计基础》《课程设计指导书》《机械设计手册》《工程力学》《机械制图》
指导教师签字：
年月日
1
目录
一、电机的选择 (1)
1.1 选择电机的类型和结构形式： (1)
1.2 电机容量的选择 (1)
1.3 电机转速确定 (1)
二、传动装置的运动和动力参数计算 (1)
2.1 分配传动比及计算各轴转速 (2)
2.2 传动装置的运动和动力参数计算 (2)
三、V带传动设计 (3)
3.1 确定计算功率 (3)
3.2 选择普通V带型号 (3)
3.3 确定带轮基准直径并验算带速 (3)
3.4 确定V带中心距和基础长度 (3)
3.5 验算小带轮包角 (4)
3.6 计算V带根数Z (4)
3.7 计算压轴力 (4)
四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮） (4)
4.1 高速级齿轮传动设计计算 (4)
4.2 低速级齿轮传动设计计算 (9)
4.3 传动齿轮的主要参数 (14)
五、轴的结构设计计算 (15)
5.1 高速轴的计算（1轴） (15)
5.2 中间轴的计算（2轴） (16)
5.3 低速轴的计算（3轴） (18)
六、轴的强度校核 (20)
6.1 高速轴校核 (20)
6.2 中间轴校核 (22)
6.3 低速轴校核 (25)
七、校核轴承寿命 (27)
6.1 高速轴 (27)
6.2 中间轴 (27)
6.3 低速轴 (27)
八、键连接的选择和计算 (28)
九、箱体的设计 (29)
十、心得体会 (30)
一、电机的选择
1.1 选择电机的类型和结构形式：
依工作条件的要求，选择三相异步电机： 封闭式结构 U=380 V Y 型
1.2 电机容量的选择
工作机所需的功率P W =Fv /1000= 3.36 kW V 带效率1： 0.96
滚动轴承效率（一对）2： 0.99
闭式齿轮传动效率（一对）3: 0.97 联轴器效率4： 0.99
工作机（滚筒）效率5(w )： 0.96 传输总效率= 0.825
则，电动机所需的输出功率P d =P W /= 4.1 kW
1.3 电机转速确定
卷筒轴的工作转速W 601000πv
n D
⨯=
= 38.2 r/min V 带传动比的合理范围为2~4，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为
8~40，则总传动比的合理范围为'i =16~160，故电动机转速的可选范围为：
d W 'n i n =⋅= 611.2 ~ 6112 r/min
在此范围的电机的同步转速有：750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依课程设计指导书表18-1：Y 系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机
型 号： Y112M-4 额定功率P ed ： 4kW 同步转速n ： 1500r/min 满载转速n m ： 144r/min
二、传动装置的运动和动力参数计算
总传动比：m
W
n i n =
= 37.7
2.1 分配传动比及计算各轴转速
取V 带传动的传动比i 0= 3
则减速器传动比i =i /i 0= 12.57
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比1 1.4i i == 4.2 则低速级传动比21i i i == 3
2.2 传动装置的运动和动力参数计算
0轴（电动机轴）0d P P == 4.1 kW
0m n n == 1440 r/min
00
9550
P T n == 27.2 N m
1轴（高速轴） 101P P η=⋅= 4 kW
10
n n i =
= 480 r/min 1
11
9550
P T n == 79.6 N m
2轴（中间轴） 2123P P ηη=⋅⋅= 3.84 kW
1
21
n n i =
= 144.29 r/min 2
22
9550
P T n == 320.87 N m
3轴（低速轴） 3223P P ηη=⋅⋅= 3.69 kW
2
32
n n i =
= 38.5 r/min 3
33
9550
P T n == 924.92 N m
4轴（滚筒轴） 4324P P ηη=⋅⋅= 3.62 kW
43W n n n === 38.5 r/min
4
44
9550
P T n == 905 N m
以上功率和转矩为各轴的输入值，1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。

各轴运动和动力参数如下表：
表2-1 各轴运动和动力参数
轴名
功率P /kW
转矩T /N m
转速 n/(r/min) 传动比i 效率
输入
输出 输入 输出 0轴 4.1 27.2 1440 1轴 4 3.96 79.6 78.8 480 3 0.96 2轴 3.84 3.8 320.87 317.66 114.29 4.2 0.96 3轴 3.69 3.65 924.92 915.67 38.2 3 0.96 4轴 3.62
3.58
905
895.95
38.2
1
0.98
三、V 带传动设计
3.1 确定计算功率
根据已知条件结合教材《 机械设计》由表 8-8 得到工作情况系数 K A = 1.3 ，故P ca =K A P d = 5.33 kW 。

3.2 选择普通V 带型号
已知P ca ，n m ，结合教材《机械设计》由图 8-11确定所使用的V 带为 型。

3.3 确定带轮基准直径并验算带速
(1) 结合教材《机械设计》由表 8-7，8-9 ，初选小带轮直径d d1=90 mm 。

(2) 验算带速：d1m
π601000
d n v ==⨯ 6.78 m/s ，满足5m/s<v <30 m/s 。

(3) 计算大齿轮的基准直径d20d1d i d =⋅= 270 mm 。

3.4 确定V 带中心距和基础长度
(1) 根据d1d20d1d20.7()2()d d a d d +≤≤+，初定中心距a 0= 500 mm 。

(2) 计算所需的带长
()2d1d2d00d1d20
π
2()24d d L a d d a -≈+++= 1599 mm 。

由表 8-2 ，对 A 型带进行基准长度L d = 1640 mm 。

(3) 实际中心距d d00-2
L L
a a ≈+= 520.5 mm
中心距的变化范围min d
max d
0.0150.03a a L a a L =-⎧⇒⎨
=+⎩ 475~549 mm 。

3.5 验算小带轮包角
o o d2d1
118057.3d d a
α-≈-
⨯≈ 159°>120°合格。

3.6 计算V 带根数Z
由n m ，d d1结合教材《 机械设计 》查表 8-4得P 0= 1.064 kW 。

由n m ，i 0， A 型带，查表 8-5 得P 0= 0.17 kW 。

已知1查表 8-6 得K = 0.95 ，已知L d 查表 8-2 得K L = 0.99 则V 带根数ca
00αL
()P z P P K K =
=+∆ 4.6 ，取z= 5 。

3.7 计算压轴力
由教材《 机械设计》表 8-3 ，可知 A 型带单位长度质量q = 0.105 kg/m 。

单根V 带的初拉力最小值：
()αca 20min α2.5()500
K P F qv K zv
-=+= 133.1 N 。

压轴力的最小值：
1
P min 0min ()2()sin
2
F z F α== 1308.71 N 。

四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮）
4.1 高速级齿轮传动设计计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1) 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20°。

(2) 参考教材《 机械设计》表 10-6 ，选用 7 级精度。

(3) 材料选择。

由教材《 机械设计》表 10-1 ，选择小齿轮材料为 40Cr （调质），齿面硬度 280 HBS ，大齿轮材料为 45钢（调质） ，齿面硬度240 HBS 。

(4) 选小齿轮齿数Z 1= 24 ，大齿轮齿数Z 2=i 1Z 1= 100.8 ，取Z 2= 101 。

2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
1t d ≥
1)确定公式中的各参数值
①试选Ht K = 1.3 ②计算小齿轮传递的转矩
6119.5510/=⨯=T P n 79580 N ·mm
③由教材《机械设计》表 10-7 选取齿宽系数φd = 1
④由教材《机械设计》图 10-20 查得区域系数Z H = 2.5
⑤由教材《机械设计》表 10-5 查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8 MPa 1/2
⑥由教材《机械设计》式 10.9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z Ɛ
()()*111*222/2/2[][]αααα=+==+=
a a a a arccos z cos z h arccos z cos z h
1122[()()]´´/2αεααααπ=-+-=a a Z tan tan Z tan tan 1.73 所以：ε=
=Z 0.87 ⑦计算接触疲劳许用应力
[]H σ。

由《 机械设计》图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
1Hlim σ= 600 MPa 、2Hlim σ= 550 MPa 。

由教材《 机械设计 》式（10-15） 计算应力循环次数：
1121160/====N n jLh N N i
由教材《 机械设计 》图 10-23 查取接触疲劳寿命系数K HN1= 0.95 、K HN2=1 。

取失效概率为 1 %、安全系数S = 1 ，得
1lim1
12lim 22[][]σσσ
σ=
===HN H H HN H H K S
K S 取1[]H σ和2[]H σ中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
][1[]σσ==H H 550MPa 2）试算小齿轮分度圆直径
1.04×109
2.48×108
570MPa
550MPa
1≥
=
=
t d
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度v
11
601000
π==⨯t d n v 1.4m/s
②齿宽b
1φ==d t b d 55.984mm
2）计算实际载荷系数K H
①由表 10-2 查得使用系数K A = 1
②根据v = 1.4 m /s 、 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K V = 1.05
③齿轮的圆周力。

1112/==t t F T d 2.848×103N t1/=A K F b 50.953N/mm<100N/mm
查表 10-3 得齿间载荷分配系数H K α= 1.2
④由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数H K β= 1.4205 。

由此，得到实际载荷系数
αβ==H A V H H K K K K K 1.79
3）由式 10-12 按实际载荷系数算的分度圆直径
11==d d 62.183mm 及相应的齿轮模数
11/==m d z 2.951mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由式 10-7 试算模数，即
t m ≥ 1）确定公式中的各参数值 ①试选K Ft = 1.3
②由式 10-5 计算弯曲疲劳强度用重合度系数
55.894mm
0.75
0.25εα
ε=+
=Y 0.684
③计算
a []
F sa
F Y Y σ 由图 10-17 查得齿形系数Y Fa1= 2.65 、Y Fa2= 2.21 由图 10-18 查得应力修正系数Y sa1= 1.58 、Y sa2= 1.82
由图 10-24C 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
lim1a σ=F MP 与lim2σ=
F MPa 。

由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数K FN1= 0.85 ，K FN2= 0.89 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 ，由式 (10-14) 得
1lim1
12lim 22[][]σσσ
σ=
===
FN F F FN F F K S
K S
a1sa1
1
a2sa 2
2
[][]σσ==F F F F Y Y Y Y 因为大齿轮的
a []
F sa
F Y Y σ大于小齿轮，所以取 a 22
2
[][]σσ==F sa Fa sa F F Y Y Y Y 0.0167 2）试算模数
≥=
t m 1.601mm （2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v 111==d m z 38.424mm
11
601000
π=
=⨯d n v
②齿宽b
1φ==d b d
③宽高比b/h
500
380
303.57MPa
241.57MPa 0.0138
0.0167
0.97m/s
38.424mm
**
(2)/=+==
a t h h c m
b h
2）计算实际载荷系数K F
①根据v = 0.97 m/s ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K V = 1.01
②由1112/==t F T d ，1/=A t K F b 查表 10-3 得F K α= 1.0
③由表 10-4 用插值法查得H K β= 1.4205 ，结合b/h= 10.67 查图 10-13 ，得F K β= 1.35 。

则载荷系数为
αβ==F A V F F K K K K K
3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
==t m m
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度计算得的模数1.625 mm,并就近圆整为标准值m= 2mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1= 62.183 mm ，算出小齿轮齿数Z 1=d 1/m = 31.09 。

取Z 1= 32 ，则大齿轮数Z 2=iZ 1= 134.4 ，取Z 2=135 ，Z 1与Z 2互为质数。

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）计算分度圆直径
1122====d z m d z m
（2）计算中心距
12()/2=+=a d d
（3）计算齿轮宽度
b = 64mm
考虑不可避免的安装误差，为了保证实际齿宽b 和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm ，即取b 1= 72 mm ，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b 2=b = 64 mm 。

5.强度校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
3.602mm
10.67
4142N 107.8N/mm<100N/mm
1.36
1.625mm 64mm 270mm
167mm
根据以上计算结果进行齿面接触疲劳强度校核：
按前述类似做法，先计算式 (10-10) 中的各参数。

得出结果：
11
1.74,,,,,,φ==⋅====H d H K T
N mm d mm i Z 1/2,=E Z MPa ε=
Z 将它们代入式（10-10），得到:
εσ=
=H H E Z Z
齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。

（2）齿根弯曲疲劳强度校核
根据以上计算结果进行齿根弯曲疲劳强度校核：
按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。

得出结果：=F K 11122,,,,,,,εφ=⋅======Fa sa Fa sa d T N mm Y Y Y Y Y 1,==m mm Z 将它们代入式 ，得到 1a1a11321
2ε
σφ=
=F F S F d K TY Y Y m z 1a2a22
32
1
2ε
σφ==F F S F d
K TY Y Y m z 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大
齿轮。

6.主要结论
齿数Z 1= 32 ，Z 2= 135 ，模数m = 2 mm ，压力角α= 20 °，中心距a = 170mm ，齿宽b 1= 72mm ，b 2= 64mm 。

小齿轮选用 40Cr(调质) ，大齿轮选用 40钢(调质) 。

齿轮按 7 级精度设计。

4.2 低速级齿轮传动设计计算
1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
(1) 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为 20°。

(2) 参考教材《 机械设计 》表 10-6 ，选用 7 级精度。

(3) 材料选择。

由教材《 机械设计 》表 10-1 ，选择小齿轮材料为 40Cr （调质） ，齿面硬度 280 HBS ，大齿轮材料为 45钢（调质） ，齿面硬度 240 HBS 。

(4) 选小齿轮齿数Z 1= 24 ，大齿轮齿数Z 2=i 1Z 1= 72 ，取Z 2= 73 。

3.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
1t d ≥
7.958×104 1 64 4.2 2.36
189.8
446.85MPa<[σH ]
1.41 79850
2.1 1.84 2.11 1.95 0.67 1 2 32 10-6
20.92MPa<[σF ]1
75,52MPa<[σF ]2
K H =1.79,
1)确定公式中的各参数值
①试选Ht K = 1.3 ②计算小齿轮传递的转矩
6119.5510/=⨯=T P n 308330N
③由教材《机械设计》表 10-25d 选取齿宽系数φd = 1 ④由教材《机械设计》图 20-20 查得区域系数Z H = 2.5 ⑤由教材《机械设计》表 10-5 查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8 MPa 1/2 ⑥由教材《机械设计》式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z Ɛ
()(
)
*
111*
2
22/2/2[][]αααα=+==+=a a a a arccos z cos z h arccos z cos z h
1122[()()]´´/2αεααααπ=-+-=a a Z tan tan Z tan tan 1.708
所以：ε=
=Z 0.874 ⑦计算接触疲劳许用应力
[]H σ。

由《 机械设计 》图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
1Hlim σ= 600 MPa 、2Hlim σ= 550 MPa 。

由教材《 机械设计 》式 10-25d 计算应力循环次数：
1121160/==
==N n jLh N N i
由教材《 机械设计》图 10-23 查取接触疲劳寿命系数K HN1= 0.94 、K HN2= 0.98。

取失效概率为 1 %、安全系数S = 1 ，得
1lim1
12lim 2
2[][]σσσσ====HN H H HN H H K S
K S
取1[]H σ和2[]H σ中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
][1[]σσ==H H 539MPa 2）试算小齿轮分度圆直径
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。

29.841°
23.894°
2.4687×108 8.229×107
564MPa
539MPa
①圆周速度v
11
601000
π=
=⨯t d n v 0.513m/s
②齿宽b
1φ==d t b d 85.852mm
2）计算实际载荷系数K H
①由表 10-2 查得使用系数K A = 1
②根据v = 0.247 m /s 、 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K V = 1.005 ③齿轮的圆周力。

1112/==t t F T d 7182.83N t1/=A K F b 83.665N/mm<100N/mm
查表 10-3 得齿间载荷分配系数H K α= 1.2
④由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数H K β= 1.427 。

由此，得到实际载荷系数
αβ==H A V H H K K K K K 1.721
3）由式 (10-12) 按实际载荷系数算的分度圆直径
11==d d 94.268mm 及相应的齿轮模数
11/==m d z 3.928mm
3.按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）由式 (10-7) 试算模数，即
t m ≥ 1）确定公式中的各参数值 ①试选K Ft = 1.3
②由式 (10-5) 计算弯曲疲劳强度用重合度系数
0.75
0.25εα
ε=+
=Y 0.69
③计算
a []
F sa
F Y Y σ 由图 10-17 查得齿形系数Y Fa1= 2.65 、Y Fa2= 2.22 由图 10-18 查得应力修正系数Y sa1= 1.58 、Y sa2= 1.75
由图 10-24C 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
lim1a σ=F MP 与lim2σ=F MPa 。

由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数K FN1= 0.85 ，K FN2= 0.87 取弯曲
疲劳安全系数S = 1.4 ，由式 10-14 得
1lim1
12lim 2
2[][]σσσσ=
===FN F F FN F F K S
K S
a1sa1
1
a2sa 2
2
[][]σσ==F F F F Y Y Y Y 因为大齿轮的
a []
F sa
F Y Y σ大于小齿轮，所以取 a 22
2
[][]σσ==F sa Fa sa F F Y Y Y Y 0.0164 2）试算模数
≥=
t m 0.0164mm （2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v 111==d m z 2.507mm
11
601000
π=
=
⨯d n v
②齿宽b
1φ==d b d
③宽高比b/h
**
(2)/=+==a t h h c m b h
2）计算实际载荷系数K F
①根据v = 0.36 m/s ， 7 级精度，由图 10-8 查得动载系数K V =1.002
②由1112/=
=t F T d ，
1/=
A t K F b
500 380
303.57MPa 236.14MPa
0.0138
0.0164
0.36m/s
60.168mm
5.641mm
10.67mm
10249N 170.34N/mm>100N/mm
查表 10-3 得F K α= 1
③由表 10-4 用插值法查得H K β= 1.422 ，结合b/h=10.67 查图 10-13 ，得F K β= 1.37 。

则载荷系数为
αβ==F A V F F K K K K K
3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
==t m m
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于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疲劳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，可取由弯曲疲劳强度计算得的模数 2.526 mm,并就近圆整为标准值m= 2.5mm ，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1= 94.268 mm ，算出小齿轮齿数Z 1=d 1/m = 37.707mm 。

取Z 1= 38 ，则大齿轮数Z 2=iZ 1= 114 ，取Z 2= 115 ，Z 1与Z 2互为质数。

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）计算分度圆直径
1122====d z m d z m
（2）计算中心距
12()/2=+=a d d
（4）计算齿轮宽度
b =95mm
考虑不可避免的安装误差，为了保证实际齿宽b 和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm ，即取b 1= 102 mm ，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b 2=b = 95 mm 。

5.强度校核
（1）齿面接触疲劳强度校核
根据以上计算结果进行齿面接触疲劳强度校核：
按前述类似做法，先计算式 10-10 中的各参数。

得出结果：
111.74,,,,,,φ==⋅====H d H K T N mm d mm i Z 1/2,=E Z MPa ε=Z 将它们代入式（10-10），得到:
1.373
2.562mm
95mm
288mm
192mm
308330 1 95 3 2.12
189.8 0.91
K H =1.72,1
εσ=
=H H E Z Z
齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。

（2）齿根弯曲疲劳强度校核
根据以上计算结果进行齿根弯曲疲劳强度校核：
按前述类似做法，先计算式（10-6）中的各参数。

得出结果：=F K
11122,,,,,,,εφ=⋅======Fa sa Fa sa d T N mm Y Y Y Y Y 1,==m mm Z 将它们代入式 ，得到 1a1a11
321
2εσφ==F F S F d K TY Y Y m z 1a2a22321
2ε
σφ=
=F F S F d K TY Y Y m z 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大
齿轮。

6.主要结论
齿数Z1= 38 ，Z2= 115 ，模数m= 2.5 mm ，压力角α= 20 °，中心距a= 192mm ，齿宽b1= 102mm ，b2= 95 。

小齿轮选用 40Cr （调质） ，大齿轮选用 45钢（调质）。

齿轮按 7 级精度设计。

4.3 传动齿轮的主要参数
470.404MPa<[σH ] 1.68 308330
2.21 1.95 2.06 1.94 0.67 1
2.5 38 10-6
133MPa<[σF ]1
123MPa<[σF ]2
齿根圆直径d f
/mm
59
267
90
282
五、轴的结构设计计算
5.1 高速轴的计算（1轴）
根据表 15-1 得，高速轴材料为： 45钢 ，热处理方式： 调质 ，许
用弯曲应力[σ-1b ]= 60 MPa 。

(1) 初估轴径
初选轴径，根据扭转强度计算初估。

由表 15-3 得常数A 0= 115
1
3
101
P d A n ≥= 23.32 mm 考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 24.02 mm ，圆整后暂取 d 1= 25 mm 。

(2) 轴的径向尺寸设计
根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图（结构草图,标注轴段，用充分的文字说明支撑计算结果）：
轴段直径d /mm
确定方法 说明 d 1=25 参考初定轴径
d 2=30 d 1+(3-4)C1 根据轴肩C1=1.6
d 3=35 轴承内径 6208 d 4=40 d 3+(3-4)C2 根据轴肩C2=2.0
d 5=72 齿顶圆直径 要圆整，用轴肩对齿轮做轴向固定 d 6=35
d 6=d 3
同一根轴上的两个轴承型号相同
(3) 轴的径向尺寸设计 轴的结构图如下：
经验值的计算与选取：
轴承端盖至箱外传动件间的距离L = 30 箱座壁厚= 20
联接螺栓至外箱壁的距离C 1= 28 ；至凸缘边距离C 2= 26 轴承座宽度L =C 1+C 2++(5~10)= 52 齿轮至机体内壁的距离1= 12 大齿轮齿轮端面的距离2= 12
轴承内侧至箱体内壁的距离4= 12 （指导书38页图5-12）
表5-2 高速轴轴向尺寸确定
轴段长度L /mm
确定方法
说明
L 1=49 机械原理P161 带轮轮毂=f e 21Z +-）（ L 2=65 L’+e+L+△4-B 最终由密封圈确定 L 3=30 B+△4+3+1
等于轴承宽度 L 4=110 △4+△2+B+△3+2.5-2.5 由其它尺寸确定 L 5=72 齿宽 由其它尺寸确定 L 6=40 B
由其它尺寸确定 l 1=118.22 22B 1
6b L ++ 由其它尺寸确定 l 2=161.26 2
2B 5
4L L ++ 由其它尺寸确定
l 3=62.56
机械原理P161
带轮轮毂=f e 21Z +-）（
5.2 中间轴的计算（2轴）
根据表 15-1 得，中间轴材料为： 40Cr ，热处理方式： 调质 ，许
用弯曲应力[σ-1b ]= 70 MPa 。

(1) 初估轴径
初选轴径，根据扭转强度计算初估。

由表15-3得常数A0= 120
2
3
10
2
P
d A
n
≥=38.73 mm
(2)轴的径向尺寸设计
根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：
表5-3 中间轴径向尺寸确定
(3)轴的轴向尺寸设计
轴的结构图如下：
经验值的计算与选取：
轮毂宽度与轴段长度之差= 2 （指导书38页图5-10）
齿轮至机体内壁的距离1= 12
大齿轮齿轮端面的距离2= 12
轴承内侧至箱体内壁的距离4= 12 （指导书38页图5-12）
轴段直径d /mm确定方法说明
d1=40参考初定轴径
d2=42 d 2=d 1+(1-2)便于安放齿轮
d3=50 d 3=d 2+(2-3)要圆整用轴肩对轴做轴向固定
d4=42 d 4=d 1+(1-2)便于安放齿轮
d5=40 d 1=d 5同一根轴两个轴承型号相同
轴段长度L /mm
确定方法
说明 L 1=36 ∆+∆+∆+=241L B
由其它尺寸确定 L 2=100 ∆-=32L b
由其它尺寸确定 L 3= 8.5 2
L 4
333b b --∆= 由其它尺寸确定 L 4=62 ∆-=24L b
由其它尺寸确定 L 5=46 2
L 2
1425b b B -+
∆+∆+∆+= 由其它尺寸确定
l 1=68.58 22b 421B +∆+∆+ 由其它尺寸确定 l 2=92.5 22b 4
32b +∆+ 由其它尺寸确定 l 3=55.42
2
2b 423B +∆+∆+ 由其它尺寸确定
5.3 低速轴的计算（3轴）
根据表 15-1 得，低速轴材料为： 40Cr ，热处理方式： 调质 ，许
用弯曲应力[σ-1b ]= 60 MPa 。

(1) 初估轴径
初选轴径，根据扭转强度计算初估。

由表 15-3 得常数A 0= 120
3
3
103
P d A n ≥= 55.06 mm 考虑到键槽的作用，轴径增加3%为 56.71 mm ，圆整后暂取 d 1= 60 mm 。

(2) 轴的径向尺寸设计
根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求，确定轴的结构如下图：
表5-6 所选用联轴器的主要参数
型号
公称转矩T n /N m
许用转速n /mm 轴孔直径d /mm
轴孔长度L /mm
轴孔长度L 1 /mm
TL9
1000
2850 60 142 140 D D 1 D 2 b A 250
60
65
18
65
(3) 轴的轴向尺寸设计
轴的结构图如下:
经验值的计算与选取：
轴承端盖至箱外传动件间的距离L = 20 箱座壁厚= 8
联接螺栓至外箱壁的距离C 1= 20 ；至凸缘边距离C 2= 25 轴承座宽度L =C 1+C 2++(5~10)= 52 齿轮至机体内壁的距离1= 12
轴段直径d /mm
确定方法 说明
d 1=60 参考初定轴径 最终由联轴器内径确定
d 2=65 满足轴向定位 便于轴承安装 d 3=70 根据标准轴承查表
最终由轴承内径确定
d 4=74 轴承固定 要圆整 d 5=92 d 5=d 4+(2-3)Cd
对齿轮进行定位
d 6=74 d 6=d4 加工确定 d 7=70
d 3=d 7
最终由轴承内径确定
大齿轮齿轮端面的距离2= 12
轴承内侧至箱体内壁的距离4= 12 （指导书38页图5-12）
表5-7 低速轴轴向尺寸确定
轴段长度L /mm
确定方法
说明 L 1= 140 )21(L 1--=L
由联轴器尺寸确定 L 2=65 B L e L -∆-++=42'L
由其它尺寸确定 L 3=37 B =3L
由其它尺寸确定
L 4=81 52
1312442
L L b b b --+
∆++∆+∆= 由其它尺寸确定 L 5=8.5 h 4.1L 5=
由其它尺寸确定 L 6=93 ∆-=46L b 由其它尺寸确定 L 7=45 ∆+∆+∆+=247L B
由其它尺寸确定 l 1=75.85 22L 21B L ++ 由其它尺寸确定 l 2=158.56 22L 6
543L L L +++ 由其它尺寸确定 l 3=222.67
2
2L 76B L -+ 由其它尺寸确定
六、轴的强度校核
6.1 高速轴校核
轴的受力分析如下图：
(1) 齿轮的受力
1
t 1
2T F d =
= 3184 N ；r t tan F F α== 805 N (2) 水平面内轴承约束力
带传动压轴力F = 3184 N ，所以： 轴承A 在水平面内支反力：
=NHA F = F t ×L3/(L2＋L3)= 889.96N
轴承B 在水平面内支反力：
=
NHB
F= F t×L2
/(L2＋L3)= 2294.04N
(3)竖直面内轴承约束力
由受力分析可知竖直面内约束力：
=
=
NVA
NVB
F
F
(4)弯矩图和扭矩图
水平面内弯矩图
竖直面内弯矩图
扭矩图
F r×L3－F p×(L1＋L2＋L3)/(L2＋L3)=-1209.33N
(F r×L2＋F p×L1)/(L2＋L3)=1075.69N
(5) 合成弯矩（考虑最不利的情况下）
带轮的压轴力F P 在支点产生的反力
弯矩图
合成弯矩
P 22
aV aH aF M M M M =++= 226890 N mm （注意单位换算）
(6) 按第三强度理论校核
22ca ()M T ασ+== 14.7 MPa < []-1b σ
满足强度要求。

6.2 中间轴校核
轴的受力分析如下图：
(1) 齿轮的受力
大齿轮 2
t 2
2T F d =
= 2342.12 N ；r t tan F F α== 852.46 N 小齿轮 2
t 2
2T F d =
= 6684.79 N ；r t tan F F α== 2433.07 N (2) 水平面内轴承约束力
轴承A 在水平面内支反力：
=NHA F [ Ft1×(L2＋L3)＋Ft2×L3]/(L1＋L2＋L3)=3311.4N
轴承B 在水平面内支反力：
=NHB F [ Ft2×(L2＋L1)＋Ft1×L1]/(L1＋L2＋L3)=5309.18N
(3) 竖直面内轴承约束力
轴承A 在竖直面内支反力：
=NVA F [ Fr1×(L2＋L3)－Fr2×L3]/(L1＋L2＋L3)=-240.39N
轴承B 在竖直面内支反力：
=NVB F [Fr1×L1－Fr2×(L1＋L2)]/(L1＋L2＋L3)=-1540.22N
(4) 弯矩图和扭矩图
水平面内弯矩图
竖直面内弯矩图
扭矩图
最危险截面的合成弯矩
22
aV aH M M M =+= 496089 N mm （注意单位换算）
(5) 按第三强度理论校核
22ca ()M T ασ+== 53.58 MPa < []-1b σ
满足强度要求。

6.3 低速轴校核
轴的受力分析如下图：
(1)齿轮的受力
3
t
3
2T
F
d
==6423.06 N；
r t
tan
F Fα
==2237.8 N (6)水平面内轴承约束力
轴承A在水平面内支反力：
=
NHA
F(F t×L3)/(L2＋L3)=3351.6N
轴承B在水平面内支反力：
=
NHB
F(F t×L2)/(L2＋L3)=2671.46
(7)竖直面内轴承约束力
轴承A在竖直面内支反力：
=
NVA
F F r×L3/( L2＋L3)=1307.06N
轴承B在竖直面内支反力：
=
NVB
F F r×L2 /(L2＋L3)=930.74N
(8)弯矩图和扭矩图
水平面内弯矩图
竖直面内弯矩图
扭矩图
最危险截面的合成弯矩
22
aV aH M M M =+= 368454 N mm （注意单位换算）
(9) 按第三强度理论校核
ca σ== 18.5 MPa < []-1b σ
满足强度要求。

七、校核轴承寿命
表7-1 所选用的轴承主要参数
轴承设计要求寿命'h L = 36000 h
6.1 高速轴
根据轴的受力情况可知，高速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 L3 ，
r F == 805 N 。

6
r
h 1
p r
1060C L n f F ε
⎛⎫
=
= ⎪ ⎪⎝⎭
51376 h ＞
'h L 满足要求。

6.2 中间轴
根据轴的受力情况可知，中间轴上所受径向力大的轴承作用在轴段
L1 ，r F == 3857.5 N 。

6
r h 2
p r 1060C L n f F ε
⎛⎫
=
= ⎪ ⎪
⎝⎭
43234 h ＞ 'h L 满足要求。

6.3 低速轴
根据轴的受力情况可知，低速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段 L7 ，
r F == 2237.8 N 。

6
r
h 2p r
1060C L n f F ε
⎛⎫
==
⎪ ⎪⎝⎭
1103672 h ＞ 'h L 满足要求。

八、键连接的选择和计算
本设计减速器共需键： 5个。

表8-1 键的主要参数
九、箱体的设计
表9-1 铸铁减速器箱体的主要结构尺寸（mm）
1
1
2
十、心得体会
通过本次课程设计我深刻的感受到了设计的艰辛，考试和课程设计同时进行让我有时候感到时间的可贵。

既要完成课程设计，又要为期末考试做准备，有时感到自己忙不过来。

本次课程设计的任务是设计二级减速器，这份图纸我用了48个小时完成，但是修改图纸我一直改到了2019年1月2日。

每天在制图室是改了又改了，改了又改。

本次设计让我对机械这门专业有了更深的了解，体会到了设计师是如何设计图纸，对于公式和机械手册的灵活运用有了初步的了解，并且对cad软件更加灵活运用。

对二级减速器的结构，各种加工工艺有了更深的了解。

运用了自己所学的专业知识，对所学的专业的应用更为灵活。

在本次课程设计中，向老师提出的问题，老师悉心指导我。

在cad装配图中还存在错误和缺点，我还需要继续努力学习相关知识，提高自己的实践能力。

学生签字：
指导教师签字（盖章）：
2019年1月2日
编号：202004061636。