带式输送机传动装置课程设计

1.1 传动装置的运动简图及方案分析

1.1.1 运动简图

输送带工作拉力 F/kM 输送带工作速度 v/(m•s) 滚筒直径 D/mm

1.1.2 方案分析

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

1 6.5 0.85 350 1.2电动机的选择

1.2.1 电动机的类型和结构形式

电动机选择Y系列三相交流异步电动机，电动机的结构形式为封闭式。

1.2.2 确定电动机的转速

由于电动机同步转速愈高，价格愈贵，所以选取的电动机同步转速不会太低。在一般 机械设计中，优先选用同步转速为1500或1000r/min的电动机。这里选择1500r/min的电动机。

1.2.3 确定电动机的功率和型号 1.计算工作机所需输入功率

Pw由原始数据表中的数据得

Fv 1000P

W=

FV 10006.50.8510KW =

10003=5.25kW

2.计算电动机所需的功率Pd(kW)

PdPw/

式中，为传动装置的总效率

12n

式子中1,2,n分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。 带传动效率10.95 一对轴承效率20.99 齿轮传动效率30.98 联轴器传动效率40.99 滚筒的效率50.96

总效率0.950.990.980.990.960.84

32PdPW5.525kW 取Pd7.5kW 0.846.58kW查表1Ⅱ.186得 选择Y132M—4型电动机

电动机技术数据如下： 额定功率（kW)：7.5kW 满载转速（r/min):1440r/min 额定转矩（N/m)：2.2N/m

最大转矩（N/m)：2.2N/m 运输带转速

60vD600.85 3.140.3546.4r/minnw1.3计算总传动比和分配各级传动比

1.3.1确定总传动比

inm/nw

电动机满载速率nm，工作机所需转速nw 总传动比i为各级传动比的连乘积，即

ii1i2in

1.3.2分配各级传动比 总传动比inm/nw144031 46.43112.4 2.5初选带轮的传动比i12.5，减速器传动比i取高速级齿轮传动比i2为低速级齿轮传动比i3的1.3倍，所以求的高速级传动比i2=4，低速级齿轮传动比i3=3.1

1.4计算传动装置的运动参数和动力参数

1.4.1计算各轴的转速

传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为1,2,3轴。 n1nm1440r/min576r/min i12.5 n2n1576r/min144r/min i24n3n2144r/min46.5r/min i33.1n3n4

1.4.2计算各轴的输入功率

p1pd16.580.95kW6.25kW

p2p1236.580.990.98kW6.06kW p3p2236.060.990.98kW5.88kW p4p3246.060.990.99kW5.76kW

1.4.3计算各轴的输入转矩 T19550p16.259550Nm103.62Nm n1576p2I6.069550Nm401.90Nm n2144p35.889550Nm1207.61Nm n346.5 T29550 T39550 传动装置参数见表1—2

表1—2 传动装置的运动参数和动力参数 轴号 1 2 3

转速（r/min） 576 144 46.5 输入功率(kW) 6.25 6.06 5.88 输入转矩(N·m) 103.62 401.90 127.61

2.传动零部件的设计计算

2.1带传动

2.1.1确定计算功率并选择V带的带型

1.确定计算工率pca 由表

28—88查的工作情况系数KA1.2，故

PcaKAp1.27.5kW9kW

2.选择V带的带型

根据pca，nm由[2]图8—11选用A型。

2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速

1.初选小带轮的基准直径dd1。由[2]表8—7和表8—9，取小带轮的基 dd1112mm。 2.验算带速v。按[2]式（8—13）验算带的速度

vddnm16010003.141121440m/s8.44m/s

601000 因为5m/sv30m/s，故带速合适。

3.计算大带轮的基准直径。由[2]式（8—15a）,计算大带轮的基准直径dd2

dd2i1dd12.5112mm280mm

根据[2]表8—8，圆整为dd2280。 2.1.3确定V带的中心距和基准长度 1.根据[2]式（8—20）

0.7(dd1dd2)a02dd1dd2

274.4mma0784mm

初定中心距为a0500mm。 2.由[2]式（8—22）计算所需基准长度

Ld02a02(dd1dd2)(dd2dd1)24a03.14(280112)2 [2500(112280)]mm

245001630mm 由[2]表8—2选带轮基准长度Ld10mm。

3.按[2]式（8—23）计算实际中心距a。

aa0LdLd0(101630)(500)mm505mm 22 中心距的变化范围为481~553mm。 2.1.4验算带轮包角1 1180（dd2 2.1.5计算带的根数

1.计算单根V带的额定功率Pr

由dd1112mm和nm1440r/min，查[2]表8—4得P01.6kW 根据nm1440r/min，i12.5和A型带查[2]表8—5得P00.16kW 查的[2]表8—6得K0.95，表8—2得KL0.99，于是

57.357.3dd1)180(280112)160120

a485Pr(P0P0）KKL(1.60.16)0.950.99kW1.66kW

2.计算V带的根数Z

ZPca95.4 取6根 Pr1.66 2.1.6确定带的初拉力和压轴力

由表[2]表

8—3得

A型带单位长度质量q0.10kg/m，所以

（F0）min500(2.5K)Pca(2.50.95)9qv2[5000.10(8.44)2]N216NKzv0.9568.44应使带的实际初拉力F0(F0)min 压轴力最小值

(FP)min2z(F0)minsin2.1.7带轮的结构设计 1.带轮材料的确定

大小带轮材料都选用HT200 2.带轮结构形式

1226216sin160N2553N 2小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照[2]表8—10图8—14确定。 大带轮结构简图如图2—1

图2—1

2.2齿轮传动

（一）高速级齿轮传动 2.2.1选择精度等级，材料及齿数

1.运输机为一般工作机，速度不高，参考2表10-6，故选用7级精度。

2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

3.选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数z225i2254100 2.2.2齿轮强度设计

1.选取螺旋角 初选螺旋角β=14° 2.按齿面接触强度设计

按[2]式（10—24）试算，即

d1t3（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt1.6

2KtT1u1ZHZE2()

du[H] 2）小齿轮的传递转矩由前面算得T1103.62Nm10.36210Nmm 3）由[2]表10—7选取齿宽系数d1

4）由[2]表10—5差得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa。

5）由[2]图10—25d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。

6）由式[2]10—13计算应力循环次数

124N160n1jLh605761(1030082)1.6591091.659109N20.4151094

7）由[2]图10—23取接触疲劳强度寿命系数KHN10.97，KHN21.05 8）计算接触疲劳许用应力

[H]1KHN1lim10.97600MPa582MPasK[H]2HN2lim21.05550MPa577.5MPa

s

9）由[2]图选取区域系数ZH2.433

10）由[2]图10—26查的10.781，20.885 则120.7810.8851.67

11）许用接触应力 [H]（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得

[H]1[H]2582577.5MPa579.75MPa

22d1t321.610.36210452.4331.82()53.98mm

11.674579.753.1453.985761.63m/s

601000 2）计算圆周速度

vd1tn1601000 3）计算齿宽b及模数mnt

bdd1t153.98mm53.98mm

d1tcos53.98cos14mnt2.1

z125h2.25mnt4.725mm

b/h4）计算纵向重合度

53.9811.42 4.7250.318dz1tan0.318125tan141.98

5）计算载荷系数

已知使用系数KA1，根据v1.63m/s，7级精度，由[2]图10—8查的动载系数

KV1.08；由表10—4查的KH1.42；由表10—13查得KF1.4；由表10—3差得

KHKF1.2。故载荷系数

KKAKVKHKH11.081.21.421.84

6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

d1d1t3 7）计算模数mn

K1.8453.983mm56.56mm Kt1.6mnd1cos56.56cos142.2mm z1253.按齿根弯曲疲劳强度设计

由[1]式（10—17）

mn3（1）确定计算参数 1）计算载荷系数

2KT1Ycos2YFaYSa

dz12[F]KKAKVKFKF11.081.21.41.81

2）计算纵向重合度1.98，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数Y0.88 3）计算当量齿数

zv1z12527.37 33coscos14z2100109.47

cos3cos314zv2 4）查齿形系数

由[1]表10—5查得YF12.62；YF22.18

5）查取应力校正系数

由[1]表10—5查得YS11.59；YS21.79

6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPa

7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.87，KFN20.9 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得

KFN1FE10.87500310.71MPa S1.4K0.9380[F]2FN2FE2244.29MPa

S1.4[F]1 9）计算大小齿轮的

YFaYSa [F]YFa1YSa12.621.590.0134

[F]1310.71YFa2YSa22.181.790.016

[F]2244.29 大齿轮数值大。

（2）设计计算

4221.8110.362100.88cos14mn30.0161.68mm 21251.67由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取mn2.0以满足弯曲疲劳强度。为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

d156.56计算齿数。

z1d1cos56.56cos1427.44 m2取z127，则z2427108

2.2.3几何尺寸计算

1.计算中心距

a(z1z2)mn(27108)2mm139.18mm

2cos2cos14将中心距圆整为140mm。

2.按圆整后的中心距修螺旋角

arccos(z1z2)mn（27108）2arccos15.36

za2140因β值改变不大故参数，K,ZH不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径 d1z1mn272mm56mm coscos15.36z2mn1082mm224mm coscos15.36 d24.计算齿轮宽度

bdd1156mm56mm

圆整后取

B256mmB161mm

2.2.4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）

因齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按[1]图10—39荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图2—2

图2—2

（二）低速级齿轮传动

2.2.5选择精度等级，材料及齿数

1.运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。

2.材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45刚（调

质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

3.选小齿轮齿数z130，大齿轮齿数z230i2303.193 2.2.6齿轮强度设计

1.选取螺旋角 初选螺旋角β=12° 2.按齿面接触强度设计

按[1]式（10—21）试算，即

d1t3（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数Kt1.6

2KtT2u1ZHZE2()

du[H]2）小齿轮的传递转矩由前面算得T2401.90Nm40.1910Nmm 3）由[1]表10—7选取齿宽系数d1

4）由[1]表10—6差得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa。

5）由[1]图10—21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa。

6）由式[1]10—13计算应力循环次数

124N160n1jLh601441(1030082)0.414721090.41472109N20.133781093.1

7）由[1]图10—19取接触疲劳强度寿命系数KHN11.06，KHN21.12 8）计算接触疲劳许用应力

KHN1lim11.06600MPa636MPasK[H]2HN2lim21.12550MPa616MPa

s[H]19） 由[1]图选取区域系数ZH2.45 10）由端面重合度近似公式算得

[1.883.2(11）许用接触应力 [H]1111)]cos[1.883.2()]cos121.7 z1z23093[H]1[H]2636616MPa626MPa

22（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，有计算公式得

d1t321.640.191044.12.451.82()82mm

11.73.16263.14821440.62m/s

6010002）计算圆周速度

vd1tn16010003）计算齿宽b及模数mnt

bdd1t182mm82mm

d1tcos82cos12mnt2.67

z130h2.25mnt6.01mm

b/h4）计算纵向重合度

8213. 6.010.318dz1tan0.318130tan122.03

5）计算载荷系数

已知使用系数KA1，根据v0.62m/s，7级精度，由[1]图10—8查的动载系数

KV1.02；由表10—4查的KH1.425；由表10—13查得KF1.41；由表10—3差

得KHKF1.2。故载荷系数

KKAKVKHKH11.021.21.4251.74

6）按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由[1]式（10—10a）得

d1d1t37）计算模数mn

K1.74823mm84.39mm Kt1.6mnd1cos84.39cos122.75mm z1303.按齿根弯曲疲劳强度设计

由[1]式（10—17）

mn3（1）确定计算参数 1）计算载荷系数

2KT2Ycos2YFaYSa

dz12[F]KKAKVKFKF11.021.21.411.73

2）计算纵向重合度2.03，从[1]图10—28查的螺旋角影响系数Y0. 3）计算当量齿数

zv1z13032.05

cos3cos312z29399.37 33coscos12zv24）查齿形系数

由[1]表10—5查得YF12.492；YF22.182 5）查取应力校正系数

由[1]表10—5查得YS11.595；YS21.791

6）由[1]图10—20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限FE2380MPa

7）由[1]图10—18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.9，KFN20.93 8）计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[1](10—12)得

KFN1FE10.9500321.43MPa S1.4K0.93380[F]2FN2FE2252.43MPa

S1.4[F]1 9）计算大小齿轮的

YFaYSa [F]YFa1YSa12.4921.5950.01234

[F]1321.43YFa2YSa22.1821.7910.0155

[F]2252.43大齿轮数值大。

（2）设计计算

4221.7340.19100.cos12mn30.01552.29mm 21301.7由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取mn2.5以满足弯曲疲劳强度。为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d184.39计算齿数。

z1d1cos84.39cos1233.02 m2.5取z133，则z23.133102.3 取整z2102

2.2.7几何尺寸计算

1.计算中心距

a(z1z2)mn(33102)2.5mm172.53mm

2cos2cos12将中心距圆整为173mm。

2.按圆整后的中心距修螺旋角

arccos(z1z2)mn（33102）2.5arccos12.74

za2173因β值改变不大故参数，K,ZH不必修正。 3.计算大小齿轮分度圆直径

d1z1mn332.5mm84.58mm coscos12.74d24.计算齿轮宽度

z2mn1022.5mm261.42mm coscos12.74 bdd1184.58mm84.58mm 圆整后取

B285mmB190mm

2.2.8四个齿轮的参数列表如表2—1

表2—1 齿轮 模数齿数 Z 27 压力角螺旋角 分度圆直径齿顶圆直径齿底圆直径m(mm) 高速级小齿轮 2 () 20° () 15.3° d（mm) 56 da(mm) 60 df(mm) 51 高速级大齿轮 低速级小齿轮 低速级大齿轮

2 2.5 2.5 108 33 102 20° 20° 20° 15.3° 12.7° 12.7° 224 84.58 261.42 228 .58 266.42 219 78.33 255.17 续表2—1

齿轮 旋向 齿宽B 61 56 90 85 轮毂L 61 65 90 92 材质 热处理 40Cr 45钢 40Cr 45钢 调质 调质 调质 调质 结构形式 实体式 腹板式 实体式 腹板式 硬度 280HBS 240HBS 280HBS 240HBS 高速级小齿 右 轮 高速级大齿 左 轮 低速级小齿 左 轮 低速级大齿 右 轮

2.3轴系部件设计

第轴设计 （）2.3.1初算第III轴的最小轴径

1.输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3

由前面算得：P35.88kW，n346.5r/min，T31207610Nmm 2.求作用在齿轮上的力

低速级大齿轮的分度圆直径d2261.42mm

Ft2T3212076109239N d2261.42FrFttanntan2092393448N

coscos12.74FaFttan9239tan12.7420N

3.初步确定轴的最小直径

先按[1]式（15—2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表[1]表15—3，取A0113,于是得

dminA03P35.881133mm56.7mm n346.5输出轴的最小直径显然是安装联轴器处直径d，故需同时选取联轴器的型号。查[1]表 14—1，考虑到转矩变化小，故取KA1.5。

则联轴器的计算转矩TcaKAT31.51207610Nmm1811415Nmm。查GB/T5014——1985，选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000Nmm.半联轴器的孔径

d60mm，故取d60mm，半联轴器长度L142mm，半联轴器与轴配合的毂孔

长度L1107mm。

2.3.2第III轴的结构设计

1.各段轴直径的确定如表2—2 位置 直径（mm） 60 70 理由   由前面算得半联轴器的孔径d60mm 为满足半联轴器轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩，h(0.07~0.1)d4.2~6mm ，故取d70mm。 IV 75 根据d70mm选取0基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315其尺寸为dDT75mm160mm40mm。 故dVdV-V75mm。 IV—V 87 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由[2]上差得30315型轴承的定位轴肩高度h6mm，因此取dV-V87mm。 V—V 齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h6mm，则轴环处直径dV-Vmm，齿轮处直径见V—V段理由。 V—V V—V 77 75 取安装齿轮处的轴段直径dV-V77mm。 见IV段理由。 表2—2

2.各轴段长度的确定如表2—3 位置 长度（mm） 105 理由 为保证轴承挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段长度应比L1略短些，取l105mm。   50 轴承端盖总长度为20mm，取端盖外端面与半联轴器右端面间距离l30mm,故取l50mm。 IV IV—V 40 97 IV为联轴器长度，故lV40mm lV-VLcas12(652016812)mm97mm V—V V—V 12 88 轴环处轴肩高度h6mm，轴环宽度b1.4h，取lV-V12mm 已知齿轮轮毂宽度为92mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，次轴段（924)mm88mm 略短于轮毂宽度，故取lV-VV—V 68 取齿轮距箱体内壁距离为a16mm，第II轴上大齿轮距第III轴上大齿轮c20mm。考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承时应距箱体内壁一段距离s,取s8mm。滚动轴承宽度T40mm。第II轴上大齿轮轮毂长L65mm。 则lV-VTsa(9288)(408164)mm68mm 表2—3

3.第III轴的结构简图如图2—3

图2—3

第（II）轴设计

2.3.3初算第（II）轴的最小直径

1.第（II）轴上输入功率p2，转速n2，转矩T2

由前面算得p26.06kW，n2144r/min，T240.1910N/mm 2.分别计算大小齿轮上的力

已知第（II）轴上大齿轮分度圆直

4d2224mm Ft2T22401900N3588N d2224 FrFttanntan20923913N

coscos15.36 FaFttan3588tan15.36986N

小齿轮上分度圆直径为

d184.58mm

Ft2T22401900N9503N d184.58FrFttanntan20950336N

coscos12.74FaFttan9503tan12.742149N

3.初步确定轴的最小直径

dminA03P26.061133mm39.31mm n2144根据最小直径查[2]GB/T297—1994选取30309。轴承的规格为

dDT45mm100mm27.25mm 2.3.4.第（II）轴的结构设计 1.确定轴的各段直径如表2—4 位置 直径（mm） 45 理由 根据轴承的尺寸dDT45mm100mm27.25mm  d45mm  IV 50 58 根据d45mm取小齿轮安装处直径d50mm。 小齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取故h6mm，则轴环处直径dV58mm。 IV—V 50 45 取大齿轮安装处直径dV-V50mm。 理由同段。 V—V 表2—4

2.确定轴的各段长度

为了使套筒可靠地压紧齿轮，分别使段和IV段长度略短于齿轮轮毂宽4mm。

轴环处轴肩高度h4mm，轴环宽度b1.4h。轴环度取lV12mm 其它轴的尺寸，根据第III轴算出的尺寸进行确定。

2.3.5第（II）轴的强度校核 1.轴的载荷分析图2—4

图2—4

2.大小齿轮截面处的力及力矩数据

由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险截面，现将

计算出的两个截面处的MH，MV，M的值列于下表2—5 载荷 支反力F 水平面 垂直面 FNH17775N FNH25316N FNV127N FNV2705N '''MV1181688NmmMV1181688Nmm '''MV257445Nmm MV257445Nmm 弯矩M MH1553969Nmm MH2399313Nmm 总弯矩 M1'583003Nmm M1''561362Nmm 'M2403423Nmm M1''402813Nmm 表2—5

扭矩T T2401900Nmm 3.按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面即（小齿轮）中心线截面的强度。根据[1]式（15—5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取

0.6，轴的计算应力

aM1'(T3)25830032(0.6401900)2MPa50.5MPa

W0.15032ca[1]。前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表[1]15—1查得[1]60MPa。因此，

故安全。

4.精确校核轴的疲劳强度 从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。

1）截面II左侧

W0.1d30.1453mm39113mm3 WT0.2d30.1453mm318225mm3

截面左侧的弯矩为 M583003截面上的扭矩为

71.2541Nmm247521Nmm

71.25T2401900Nmm

截面上的弯曲应力

b截面上的扭转切应力

M247521MPa27.16MPa W9113T3401900MPa22.05MPa WT18225T轴的材料为45钢，调质处理，由[1]表15—1查得B0MPa，16155MPa

1155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按[1]附表3—2查取。

因

r2.0D500.044，1.111，经插值可查得 d45d452.01 1.38

又由[1]附图3—1可得轴的材料敏感系数为 q0.82 q0.85

故有效应力集中系数按[1]式（附表3—4）为

k1q(1)10.82(2.011)1.83 k1q(1)10.82(1.381)1.32

由[1]附图3—2尺寸系数0.75，又由附图3—3的扭转尺寸系数0.72 轴按磨削加工，由[1]附图3—4得表面质量系数为 0.92

轴未经表面强化处理，及q1，按[1]式（3—2）及式（3—12a）得综合系数为 Kkk1111.83112.53 0.750.92 K11.32111.92 0.720.92由[1]§3—1及§3—2得碳的特性系数

0.1~0.2，取0.1 0.05~0.1，取0.05

于是，计算安全系数Sca值，按[1]式（15—6）~（15—8）则得

S

12754

Kam2.5327.160.10S11557.14

22.0522.05Km1.920.0522ScaSSSS2247.1447.14223.49S1.5

故可知其安全。

2）截面II右侧

抗弯截面系数W按[1]表15—4中的公式计算

W0.1d30.1503mm312500mm3 WT0.2d30.1503mm325000mm3

弯矩M及弯曲应力为

71.2541Nmm247521Nmm

71.25M247521 bMPa19.8MPa

W12500 M583003扭矩T2及扭转应力为

T2401900Nmm

TkT3401900MPa16.08MPa WT25000k0.8k于是得

过盈配合处的

，由[1]附表3—8用插值法求出，并取



k3.48

k0.8k2.78

轴按磨削加工由[1]附图3—4得表面质量系数为

0.92

故得综合系数

Kkk1113.48113.57 0.92112.87 0.92K12.78所以轴在截面右侧安全系数为

S12753.

Kam3.5719.80.10S11556.6

16.0816.08Km2.870.0522ScaSSSS223.6.63.6.6223.35S1.5

故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故

可略去静强度校核。

第（I）轴设计

2.3.6 初算第（I）轴的最小直径

1.先按[1]式（15—2）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据[1]表15—3，取A0120。

dminA03p16.251203mm27mm n1576根据最小直径选取30307轴承，尺寸为dDT35mm80mm22.75mm

2.3.7第（I）轴的结构设计 根据轴（I）端盖的总宽度及外端盖距带轮的距离，取轴承外壁距带轮表面距离为50mm。即II—III段长度为50mm。再根据轴（III），（II）数据，及确定的箱体内壁距离和带轮轮毂的长即可将整个轴的结构尺寸确定。轴的结构简图如图2—5

图2—5

2.3.8轴系零部件的选择

根据前面轴的设计内容可以确定各个轴上的零部件。现将各轴系零件列表如表2—6 轴I 轴承（GB/T297—1994） 键（GB/T1096—2003） 30307 联轴器（GB/T5014—1985） 8mm7mm90mm （带轮） 12mm8mm50mm (小齿轮) 轴II 30309 14mm9mm80mm (小齿轮) 14mm9mm53mm (大齿轮） 轴III 30315 18mm11mm90mm (联轴器） HL5 22mm12mm80mm (大齿轮) 表2—6 3.减速器装配图的设计

3.1 箱体主要结构尺寸的确定

3.1.1铸造箱体的结构形式及主要尺寸

减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器，主要尺寸如表3—1 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘壁厚 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地角螺栓直径 地角螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 符号 齿轮减速器 8 8 12 12 20 18 4 14 150 8 6  1 b1 b b2 df n d1 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 l d3 d4 定位销直径 d C1 8 24/20/16 22/14 18 低速轴承外径确定 46 x=5 y=25 10 >8 dfd1d2至外箱壁距离 dfd2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 铸造过度尺寸 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 盖与座连接螺栓直径 3.1.2箱体内壁的确定

C2 R1 h l1 x,y 1 2 m m1 mm18 201 201 10 D2 s d2 箱体前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于30~50mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。

3.2 减速器附件的确定

视孔盖：

由[3]表11—4得，由是双级减速器和中心距a425mm，可确定视孔盖得结构尺寸。

透气孔：

由[3]表11—5得，选用型号为M161.5的通气塞 液位计：

由[3]表7—10得，选用M16型号的杆式油标 排油口：

油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚2~2.5倍选取。取螺塞直径为16mm. 起盖螺钉：

起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm 定位销：

由表3—1的定位销直径为8mm 吊环：

由[3]表11—3得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表3—1中确定的尺寸可以确定吊耳环的

尺寸。

4.润滑 密封及其它

4.1润滑

1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。

2.轴承的润滑

轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。

4.2密封

为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分布。轴承端盖选用凸缘式轴承盖易于调整，采用密封圈实现密封。端盖直径见表3—1。密封圈型号根据轴承直径确定。密封圈材料为半粗羊毛毡。

4.3其它

（1）装配图图纸选用A1的图纸，按1：2的比例画。

（2）装配前零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，机内不许有任何杂物存在，内壁图上不被机油侵蚀的涂料两次。

（3）齿啮合侧隙用铅丝检验不小于0.6mm，铅丝不得大于最小侧隙的四倍。

（4）用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时间可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。

（5）应调整轴承轴向间隙，F35为0.03~0.008mm F45为0.06~0.12mm F750.08~0.15mm. 检查减速器剖封面，各接触面积密封处，均不许漏油，剖封面允许涂密封油漆或水玻璃，不许使用任何填料。

（6）机内装N68润滑油至规定高度 （7）表面涂灰色油漆。

5.总结

大学以来学了《理论力学》，《材料力学》，《机械原理》，《机械设计》，《机械制造》，《机械制图》，还真不知道它们有什么用，我能将它们用在什么地方。通过这次课程设计，我发现以前学的理论基础课程还不是很牢固，没有真正联系实际。自己设计的数据和实践有很大差距，有的不符合机械设计指导书上的要求，还有就是知识的遗忘性大，不会将所学的知识融会贯通等等。

通过这次设计我发现搞机械设计这一行需要自己有丰富的经验和牢固的基础理论知

识。这次设计过程中好多内容是参考书上的，很多数据的选取都是借鉴书上的数据，还有很多数据是自己选的不知道何不合理，好多设计的关键地方都是在老师的指导下完成的。毫无疑问，我们的设计的内容有好多错误的地方。我们设计的减速器也很难经的起实践的考验。不过，这次设计毕竟是自己第一次将所学的知识联系到实践中，有很多设计不合理的地方那是必然的。通过这次设计我了解了一些设计的步骤和准则。我们不能违反这些准则否则我们的设计将会出错。这次设计也培养了我一些良好的习惯比如，设计时要专门准备好草稿纸，在稿纸上一步一步将自己的设计内容写清楚等。搞机械这一行需要有严谨的作风，我这次设计过程中始终记住了这一点。设计过程中有好多数据有错误或则不合理，但不是很严重，好多同学都忽略了。这次我没有像以前那样忽略这些小的细节。在这次设计过程中我还发现我有些应用软件如cad,solidworks等使用起来不是很熟练，机械手册查起来不熟练等问题，接下来在这些方面我还要进一步的加强。

总之，这次设计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，在设计的过程中还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。

参考文献

参考文献

[1]濮良贵、纪名刚.机械设计.8版.北京：高等教育出版社，2006.5

[2]席伟光、杨光、李波.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2003. [3]吴宗择、罗圣国.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，2006.