二级同轴式减速器设计说明书

PAGE44邵阳学院课程设计1传动装置总体设计方案1.1传动装置的组成和特点组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。1.2传动方案的拟定选择V带传动和二级同轴式圆柱斜齿轮减速器。考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。初步确定传动系统总体方案如图1.1所示。图1.1传动装置总体设计图1.2.1工作机所需功率Pw（kw）＝5.7×103×0.75/（1000×0.96）＝4.453kw式中，Fw为工作机的阻力，N；υw为工作机的线速度，m/s；为带式工作机的效率。1.2.2电动机至工作机的总效率＝32＝0.96×0.983×0.982×0.99＝0.859为V带的效率,为第一、二、三三对轴承的效率，为每对齿轮（齿轮为7级精度，油润滑，因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）啮合传动的效率，为联轴器的效率。2电动机的选择电动机所需工作功率为：P＝P/＝4.453/0.859＝5.184kw,执行机构的曲柄转速为＝＝＝33.33r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比＝3～5，则＝9～25，则总传动比合理范围为＝18～100，电动机转速的可选范围为：＝×＝（18～100）×33.33＝599.94～3333.3r/min按电动机的额定功率P，要满足P≥P以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2—6的三相异步电动机，额定功率P为5.5kw，额定电流8.8A，满载转速960r/min，同步转速1000r/min。（a）（b）图2.1电动机的安装及外形尺寸示意图表2.1电动机的技术参数方案电动机型号额定功率P/kw额定转速（r/min）同步转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/Kg价格/元1Y132M2-65.596010002.02.084230表2.2电动机的安装技术参数中心高/mm外型尺寸/mmL×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515×345×315216×1781238×8010×433确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为：＝/＝960/33.33＝28.803.2分配传动装置的传动比＝×式中、分别为带传动和减速器的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配：＝＝式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为：＝＝＝＝3.544计算传动装置的运动和动力参数4.1各轴转速高速轴Ⅰ的转速＝＝960/2.3＝417.39r/min中间轴Ⅱ的转速＝＝417.39/3.54＝117.91r/min低速轴Ⅲ的转速＝/

＝117.91/3.54＝33.30r/min滚筒轴Ⅳ的转速==33.30r/min4.2各轴输入、输出功率4.2.1各轴的输入功率P（kw）高速轴Ⅰ的输入功率＝P×＝5.5×0.96＝5.28kW中间轴Ⅱ的输入功率

＝×η2×＝5.28×0.98×0.98＝5.12kW低速轴Ⅲ的输入功率

＝×η2×＝5.28×0.98×0.98＝4.92kW滚筒轴Ⅳ的输入功率＝×η2×η4=4.92×0.98×0.99＝4.77kW4.2.2各轴的输出功率P（kw）

高速轴Ⅰ的输出功率＝×0.98＝5.17kW中间轴Ⅱ的输出功率＝×0.98＝5.02kW低速轴Ⅲ的输出功率＝×0.99＝4.87kW滚筒轴Ⅳ的输出功率＝×0.96＝4.67kW4.3各轴输入、输出转矩4.3.1各轴的输入转矩（N·m）转矩公式：＝9550P/N·m电动机轴的输出转矩＝9550＝9550×5.5/9602＝54.71N·m高速轴Ⅰ的输入转矩＝9550＝9550×5.28/417.39＝120.81N·m中间轴Ⅱ的输入转矩＝9550＝9550×5.12/117.91＝414.69N·m低速轴Ⅲ的输入转矩＝9550＝9550×4.92/33.30＝1410.99N·m滚筒轴Ⅳ的输入转矩＝9550＝9550×4.77/33.30＝1367.97N·m4.3.2各轴的输出转矩高速轴Ⅰ的输出转矩＝×0.98＝118.39N·m中间轴Ⅱ的输出转矩＝×0.98＝406.40N·m低速轴Ⅲ的输出转矩＝×0.99＝1396.88N·m滚筒轴Ⅳ的输出转矩＝×0.96＝1313.25N·m轴参数电机轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ滚筒轴Ⅳ功率P/KW5.55.285.124.924.77转矩T/（N·m）54.71120.81414.691410.991369.97转速n/（r/min）960417.39117.9133.3033.30传动比i2.33.543.54效率η0.960.97020.97600.9702表2.3传动和动力参数结果5设计Ｖ带和带轮5.1确定计算功率查机械设计课本表8-7选取工作情况系数：＝1.2＝×＝1.2×5.5＝6.6kw式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.5.2选择V带的带型根据＝6.6kw，＝1.2,查课本图8-11选用带型为A型带。5.3确定带轮基准直径并验算带速5.3.1初选小带轮的基准直径查课本表8-6和表8-8得小带轮基准直径＝100mm。5.3.2验算带速

＝＝＝5.024m/s因为5m/s≤≤30m/s，故带速合适。5.3.3计算大带轮的的基准直径大带轮基准直径＝＝2.3×100＝230mm，式中为带传动的传动比，根据课本表8-8，圆整为＝250mm。5.4确定V带的中心距和带的基准长度由于0.7≤≤2，所以初选带传动的中心距为：＝1.5＝525mm所以带长为：=≈1610.49mm查课本表8-2选取v带基准长度＝1600mm，传动的实际中心距近似为：≈+≈519.76mm圆整为＝520mm，中心距的变动范围为：＝-0.015＝496mm＝+0.03＝568mm故中心距的变化范围为496～568mm。5.5验算小带轮上的包角≈163.47o≥90o，包角合适。5.6计算带的根数z5.6.1计算单根V带的额定功率Pr(kw)因＝100mm，带速v＝5.024m/s，传动比,则查课本、表8-4a、表8-4b,并由内插值法得单根普通V带的基本额定功率＝0.95kw，额定功率增量＝0.11kw。查课本表8-2得带长修正系数＝0.96。查课本表8-5,并由内插值法得小带轮包角修正系数＝0.96，于是＝(0.95+0.11)×0.96×0.99＝1.007kw5.6.2计算V带的根数Z由公式8-26得＝＝＝6.55故取7根。5.7计算单根V带的初拉力的最小值查课本表8-3可得V带单位长度的质量＝0.10kg/m,故:单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为＝＝155.17N5.8计算压轴力压轴力的最小值为:＝2＝2122.07N表5.1V带的设计参数总汇带型基准直径/mm带速V/m/s基准长度/mm包角V带根数Z最小压轴力/NA1002505.0241610.49163.47o72122.075.9V带轮的设计5.9.1带轮的材料。由于减速器的转速不是很高，故选用HT150型。5.9.2带轮的结构形式V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z＝7，小带轮基准直径＝100mm，大带轮基准直径＝250mm。故由课本图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式。5.9.3V带轮的轮槽V带轮的轮槽与所选用的V带的型号相对应，见课本表8-10。V带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使V带工作表面的夹角发生变化。为了使V带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将V带轮轮槽的工作面的夹角做成小于40o。V带安装到轮槽中以后，一般不应超出带轮外圈，也不应与轮槽底部接触。具体参数见表5.2。５.9.4V带轮的技术要求铸造、焊接或烧结的带轮在轮缘、腹板、轮辐及轮毂上不允许有砂眼、裂缝、缩孔及气泡；铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘、凸台、腹板及轮毂的表面缺陷进行修补；由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。表5.2轮槽的截面尺寸槽型Bd/mm/mm/mmeFmin/mmA11.02.758.715±0.3938o6齿轮的设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。6.1低速级齿轮传动的设计计算6.1.1选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（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）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（3）选小齿轮齿数＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。（4）初选螺旋角β＝14o。6.1.2按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值①试选=1.6。②小齿轮传动的转矩为T＝414.69×103③查课本P205表10-7选取齿宽系数＝1。④查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝189.8⑤由课本P209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。⑥计算应力循环次数。＝60nj＝60×117.91×1×（2×8×300×15）＝5.09×108＝＝＝1.44×108⑦由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。⑧查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433。⑨由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度＝0.77，＝0.855。则＝+＝1.625。⑩计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[]==0.9×600＝540[]＝＝0.95×550＝522.5则许用接触应力为：＝＝＝531.25（2）设计计算①试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得＝84.555mm②计算圆周速度。＝＝＝0.522m/s③计算齿宽b和模数。计算齿宽bb＝＝84.555mm计算摸数m=＝＝3.42mm④计算齿宽与高之比。齿高h＝2.25＝2.25×3.42＝7.695＝＝10.99⑤计算纵向重合度=0.318=1.903⑥计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据＝0.522m/s，7级精度,由课本图10-8查得动载系数K＝0.95；由课本表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，K＝1.423；由＝10.99，K＝1.423查图10-13得K＝1.35；由课本表10-3得:K＝＝1.4。故载荷系数K＝KKK＝1×0.95×1.4×1.423＝1.893⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d＝d＝84.555×＝89.430⑧计算模数＝＝＝3.62mm6.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式≥（1）确定计算参数①计算载荷系数。K＝KK＝1×0.7×1.4×1.35＝1.323②根据纵向重合度＝1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数＝0.88小齿轮传递的转矩＝414.69kN·m。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。传动比误差

i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，Δi＝0.017％5％，允许。③

计算当量齿数。＝＝26.27＝＝93.05④

查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数＝2.592；＝2.211应力校正系数＝1.596；＝1.774查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

。

查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K＝0.88；K＝0.90。取弯曲疲劳安全系数S=1.4⑤计算接触疲劳许用应力。[]＝＝＝314.29MPa[]＝＝＝244.29MPa计算大小齿轮的并加以比较。＝＝0.01316＝＝0.01749大齿轮的数值大，故选用。设计计算＝2.56mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m＝3mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d＝89.430来计算应有的齿数.于是由:z＝＝28.9取z＝29那么z＝uz1＝3.54×29＝1026.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距a＝＝＝202.516将中心距圆整为203。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角＝arccos＝arccos＝因值改变不多,故参数,,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d＝＝＝89.879d＝＝＝316.125（4）计算齿轮宽度B＝＝1×89.879＝89.879mm圆整后取＝90mm；＝95mm。修正齿轮圆周速度＝＝＝0.555m/s6.2高速级齿轮传动的设计计算6.2.1选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（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）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。（3）考虑到此设计减速器为同轴式，故仍选小齿轮齿数＝24，大齿轮齿数Z2＝Z1i2＝24×3.54＝84.96，取Z2＝85。（4）初选螺旋角仍为β＝14o。6.2.2按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值①试选=1.6。②小齿轮传动的转矩为T＝120.81×103③查课本P205表10-7选取齿宽系数＝0.8。④查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE＝189.8⑤由课本P209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为σHlim2＝550MPa。⑥计算应力循环次数。＝60nj＝60×417.39×1×（2×8×300×15）＝1.803×109＝＝＝5.093×108⑦由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN1＝0.90；KHN2＝0.95。⑧查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433。⑨由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度＝0.77，＝0.855。则＝+＝1.625⑩计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[]==0.9×600＝540[]＝＝0.95×550＝522.5则许用接触应力为：＝＝＝531.25（2）设计计算①试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得＝66.049mm②计算圆周速度。＝＝＝1.443m/s③计算齿宽b和模数。计算齿宽bb＝＝52.839mm计算摸数m=＝＝2.67mm④计算齿宽与高之比。齿高h＝2.25＝2.25×2.67＝6.008＝＝10.99⑤计算纵向重合度＝0.318＝1.522⑥计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据＝1.443m/s，7级精度,由课本图10-8查得动载系数K＝1.07；由课本表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，K＝1.423；由＝10.99，K＝1.423查图10-13得K＝1.35；由课本表10-3得:K＝＝1.4。故载荷系数K＝KKK＝1×1.07×1.4×1.423＝2.13⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d＝d＝66.049×＝72.658⑧计算模数＝＝＝2.94mm6.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式≥（1）确定计算参数①计算载荷系数。K＝KK＝1×1.07×1.4×1.35＝2.02②根据纵向重合度＝1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数＝0.88小齿轮传递的转矩＝120.81kN·m。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z1＝24，Z2＝i21Z1＝3.54×24＝84.96，取Z2＝85。传动比误差

i＝u＝Z2/Z1＝85/24＝3.54，Δi＝0.017％5％，允许。③

计算当量齿数。＝＝26.27＝＝93.05④

查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数＝2.592；＝2.193应力校正系数＝1.596；＝1.783查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

。

查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K＝0.85；K＝0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4⑤计算接触疲劳许用应力。[]＝＝＝303.57MPa[]＝＝＝238.86MPa计算大小齿轮的并加以比较。＝＝0.01316＝＝0.01640大齿轮的数值大，故选用。设计计算＝2.16mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m＝2.5mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d＝66.049来计算应有的齿数.于是由:z＝＝25.63取z＝26那么z＝uz1＝3.54×26＝92.04，取z2＝92。6.2.4几何尺寸计算（1）算中心距a＝＝＝141.906将中心距圆整为141。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a＝203mm。并调整小齿轮齿数Z1＝35，则Z2＝ui＝3.54×35＝123.9，圆整为124。（2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角＝arccos＝arccos＝（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d＝＝＝89.370d＝＝＝316.628（4）计算齿轮宽度B＝＝0.8×89.370＝71.496mm圆整后取B2＝75mm；B1＝80mm。（5）修正齿轮的圆周速度＝＝＝1.952m/s表6.1各齿轮的设计参数齿轮参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数3512429102螺旋角模数2.53齿宽/mm80759590中心距/mm203齿轮圆周速/m/s1.9520.555修正传动比3.546.3齿轮的结构设计高速轴齿轮1做成实心式如图6.1（b），中间轴齿轮3做成齿轮轴，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如图6.1（a）图6.1齿轮结构设计示意图7传动轴和传动轴承的设计7.1低速轴、传动轴承以及联轴器的设计7.1.1求输出轴上的功率P，转速，转矩P＝4.92KW＝33.30r/min＝1410.99N．m7.1.2求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为＝316.125而F＝＝＝8926.93NF＝F＝＝3356.64NF＝Ftan＝4348.16×＝2315.31N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图7.1所示。图7.1轴的载荷分布图7.1.3初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（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。根据课本，取，于是得＝112×＝61.32（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取＝1.3，则：＝1.3×1410.99×109＝1834.287按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查《机械设计手册》表17-4，选用LT10弹性套柱销联轴器（GB/T4323—2002），其公称转矩为2000。半联轴器的孔径d1＝65mm，故取＝65mm，半联轴器的长度L＝142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107mm。7.1.4轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径＝80mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D＝85mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比L1略短一些,现取＝105mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据＝80mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T297—1994）30217型，其尺寸为d×D×T＝85mm×150mm×30.5mm，故＝＝85mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则＝44.5mm。③取安装齿轮处的轴段＝90mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取＝86mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝7mm，则＝104mm。轴环宽度,取b＝12mm。④轴承端盖的总宽度为37.5mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取＝67.5mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ图7.2低速轴的结构设计示意图表7.1低速轴结构设计参数段名参数Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直径/mm65H7/k68085m690H7/n610485m6长度/mm10567.546861244.5键b×h×L/mm20×12×9025×14×70C或R/mmⅠ处2×45oⅡ处R2Ⅲ处R2.5Ⅳ处R2.5Ⅴ处R2.5Ⅵ处R2.5Ⅶ处2.5×45o轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按＝90mm由课本表6-1查得平键截面b×h＝25mm×14mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为20mm×12mm×90mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为2×，右端倒角为2.5×。各轴肩处的圆角半径为:Ⅱ处为R2，其余为R2.5。7.1.5求轴上的载荷首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30217型圆锥滚子轴承，由手册中查得a＝29.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距＝57.1+71.6＝128.7mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。计算步骤如下：＝57.1+71.6＝128.7mm＝＝＝4966.34N＝＝＝3960.59N＝＝＝2676.96N＝＝3356.64-2676.96＝679.68N＝＝4966.34×57.1＝283578.014＝＝2676.96×57.1＝152854.416＝＝679.68×71.6＝48665.09＝＝＝322150.53＝＝＝287723.45表7.2低速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力＝4966.34N，＝3960.59N＝2676.96N，＝679.68N弯矩M＝283578.014＝152854.416＝48665.09总弯矩＝322150.53,＝287723.45扭矩T14109907.1.6按弯曲扭转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（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取＝0.6，轴的计算应力＝＝MPa＝12.4MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得[]＝60MP。因此〈[]，故此轴安全。7.1.7精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但是截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。（2）截面Ⅳ左侧抗弯截面系数W＝0.1＝0.1＝61412.5抗扭截面系数＝0.2＝0.2＝122825截面Ⅶ的右侧的弯矩M为＝90834.04截面Ⅳ上的扭矩为＝1410990截面上的弯曲应力＝1.48MPa截面上的扭转切应力＝11.49MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因经插值后查得＝1.9＝1.29又由课本附图3-1可得轴的材料的敏性系数为＝0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为＝1.756由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S＝＝＝65.66S＝＝＝16.92＝＝＝16.38≥S＝1.5故可知其安全。截面Ⅳ右侧抗弯截面系数W＝0.1＝0.1＝72900抗扭截面系数＝0.2＝0.2＝145800截面Ⅶ的右侧的弯矩M为＝90834.04截面Ⅳ上的扭矩为＝1410990截面上的弯曲应力＝1.25MPa截面上的扭转切应力＝9.68MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取＝0.8，于是得＝3.24＝0.8×3.24＝2.59轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为＝3.33＝2.68又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S＝＝＝66.07S＝＝＝16.92＝＝＝11.73≥S＝1.5故该轴的截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。7.2高速轴以及传动轴承的设计7.2.1求输出轴上的功率，转速，转矩＝5.28KW＝417.39r/min＝120.81N．m7.2.2求作用在齿轮上的力因已知低速级小齿轮的分度圆直径为＝89.370而F＝＝＝2703.59NF＝F＝2703.59＝1014.15NF＝Ftan＝2703.59×＝984.03N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图7.1所示。7.2.3初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得＝112×＝26.10mm故圆整取＝30mm，输出轴的最小直径显然是V带轮处的直径（图7.3）。V带轮与轴配合的毂孔长度L1＝108mm。7.2.4轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足V带轮的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径＝40mm。V与轴配合的毂孔长度L1＝108mm，故Ⅰ-Ⅱ的长度取＝108mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据＝35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T297—1994）30209型，其尺寸为d×D×T＝45mm×85mm×20.75mm，故＝＝45mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则＝34.75mm。③取安装齿轮处的轴段＝50mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取＝70mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝4mm，则＝58mm。轴环宽度,取b＝10mm。④轴承端盖的总宽度为27.25mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取＝57.25mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ图7.3高速轴的结构设计示意图表7.3高速轴结构设计参数段名参数Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-ⅥⅥ-Ⅶ直径/mm30H7/k64045m650H7/n65845m6长度/mm10857.2539.75701034.75键b×h×L/mm10×8×9016×10×56C或R/mmⅠ处1.2×45oⅡ处R1.2Ⅲ处R1.6Ⅳ处R1.6Ⅴ处R1.6Ⅵ处R1.6Ⅶ处1.6×45o（2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按＝50mm由课本表6-1查得平键截面b×h＝16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，V带轮与轴的连接，选用平键为10mm×8mm×90mm，V带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.2×，右端倒角为1.6×。各轴肩处的圆角半径为:Ⅱ处为R1.2，其余为R1.5。7.2.5求轴上的载荷首先根据结构图(图7.3）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30209型圆锥滚子轴承，由手册中查得a＝18.6mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距＝53.65+63.65＝117.3mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面Ｃ是轴的危险截面。现将计算出的截面C出的、及的值列于下表（参看图7.1）。表7.4高速轴设计受力参数载荷水平面H垂直面V支反力＝1467.04N，＝1236.55N＝760.03N，＝254.12N弯矩M＝78706.696＝40775.6095＝16174.738总弯矩＝88641.945,＝80351.516扭矩T1208107.2.6按弯曲扭转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（即危险截面C）的强度。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取＝0.6，轴的计算应力＝＝MPa＝9.2MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得[]＝60MP。因此〈[]，故此轴安全。7.2.7精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同7.1.7。经计算该轴在截面Ⅳ左右两侧的强度安全系数≥S＝1.5。故该轴的强度是足够的。7.3中间轴以及传动轴承的设计7.3.1求输出轴上的功率，转速，转矩＝5.12KW＝117.91r/min＝414.69N．m7.3.2求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=316.628F＝＝NF＝F＝2619.41＝973.84NF＝Ftan＝2619.41×0.207818＝544.36N低速级小齿轮的分度圆直径=89.880mm＝＝＝9227.64NF′＝F′＝9227.64＝3462.46NF＝tan＝9227.46×0.259363＝2393.26N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图7.5所示。7.3.3初步确定轴的最小直径先按课本式（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。根据课本，取，于是得＝112×＝39.37mm7.3.4轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了保证轴的强度要求，故取＝＝50mm。②初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据＝50mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T297—1994）30210型，其尺寸为d×D×T＝50mm×90mm×21.75mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14mm，则＝35.75mm。③取安装齿轮处的轴段＝60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取＝86mm，则＝39.75。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h＞0.07d，故取h＝7mm，则＝74mm。Ⅳ-Ⅴ段为小齿轮，其宽度为95mm，分度圆直径为89.880mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ图7.4中间轴的结构设计示意图表7.5中间轴结构设计参数段名参数Ⅰ-ⅡⅡ-ⅢⅢ-ⅣⅣ-ⅤⅤ-Ⅵ直径/mm50m660H7/n67489.88050m6长度/mm39.758691.259535.75键b×h×L/mm18×11×80C或R/mmⅠ处2×45oⅡ处R2Ⅲ处R2Ⅳ处R2Ⅴ处R2Ⅵ处R2（2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按＝60mm由课本表6-1查得平键截面b×h＝18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为2×。各轴肩处的圆角半径为R2。7.3.5求轴上的载荷首先根据结构图(图7.4）作出轴的计算简图（图7.5）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a＝20mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L1＝60.75mmL2＝183.75mmL3＝63.25mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下：图7.5中间轴的载荷分析图轴的受力分析如下：+＝60.75+183.75+63.25＝307.75mm＝＝3970.84N＝N＝N＝973.84+3462.46-2108.32＝2291.98N＝3970.84×60.75＝241228.53＝7848.21×62.25＝488551.07＝2108.32×60.75＝122612.94＝2291.98×62.25＝142675.76＝＝7.3.6按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取=0.6，轴的计算应力=＝＝7.8MPa查表15-1得[]=60MP。因〈[]，故此轴合理安全。7.3.7精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同7.1.7。经计算该轴在截面Ⅳ左右两侧的强度安全系数≥S＝1.5。故该轴的强度是足够的。8键的设计和计算8.1选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据已经选择的键的基本参数列如下表：表8.1键的基本参数键参数高速轴中间轴低速轴b×h×L10×8×9016×10×5618×11×8020×12×9025×14×70工作长度8040627045455.567轴的直径d/mm3050606590转矩T/120.81414.691410.998.2校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本表6-2查得许用挤压应力[]＝100120MP。取其平均值，[]＝110MPa。键的工作长度和键与轮毂键槽的接触高度均见表8.1。由课本式（6-1）即分别得：MPa；MPa；MPa；MPa；MPa故≤[]＝110MPa，均合适。取键标记分别为：键1：10×8AGB/T1096-1979键2：16×10AGB/T1096-1979键3：18×11AGB/T1096-1979键4：20×12AGB/T1096-1979键5：25×14AGB/T1096-19799箱体结构的设计9.1箱体的材料和性能9.1.1箱体的材料减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合。9.1.2箱体的性能(1)机体有足够的刚度在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。(2)考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。(3)机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便。9.2附件设计9.2.1视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。9.2.2油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。9.2.3油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。9.2.4通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。9.2.5盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。9.2.6定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。9.2.7吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。表9.1减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M15机盖与机座联接螺栓直径=（0.5~0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）10名称符号计算公式结果视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）8定位销直径=（0.7~0.8）8，，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4262216，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42414外机壁至轴承座端面距离=++（8~12）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210齿轮端面与内机壁距离>10机盖，机座肋厚8.58.5轴承端盖外径+（5~5.5）130（1轴）135（2轴）230（3轴）轴承旁联结螺栓距离130（1轴）135（2轴）230（3轴）10润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。油的深度为H+。H＝40mm，＝10mm，所以H+＝30+10＝50mm。其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。11设计小结这次关于带式运输机上的两级同轴式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。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。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》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。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先修课程的理论,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。在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。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。12参考文献：【1】胡纯.《机械设计》.8版.北京：高等教育出版社，2006.【2】李育锡.《机械设计课程设计》.1版.北京：高等教育出版社，2008.【3】贺玲.《机械原理》.7版.北京：高等教育出版社，2006.【4】刘鸿文.《材料力学》.4版.北京：高等教育出版社，2004.【5】程新.《简明理论力学》.1版.北京：高等教育出版社，2004.【6】徐学林.《互换性与测量技术基础》.1版.湖南：湖南大学出版社，2007.【7】裘文言.《机械制图》.1版.北京：高等教育出版社，2003.基于C8051F单片机直流电动机反馈控制系统的设计与研究基于单片机的嵌入式Web服务器的研究MOTOROLA单片机MC68HC（8）05PV8/A内嵌EEPROM的工艺和制程方法及对良率的影响研究基于模糊控制的电阻钎焊单片机温度控制系统的研制基于MCS-51系列单片机的通用控制模块的研究基于单片机实现的供暖系统最佳启停自校正（STR）调节器单片机控制的二级倒立摆系统的研究基于增强型51系列单片机的TCP/IP协议栈的实现基于单片机的蓄电池自动监测系统基于32位嵌入式单片机系统的图像采集与处理技术的研究基于单片机的作物营养诊断专家系统的研究基于单片机的交流伺服电机运动控制系统研究与开发基于单片机的泵管内壁硬度测试仪的研制基于单片机的自动找平控制系统研究基于C8051F040单片机的嵌入式系统开发基于单片机的液压动力系统状态监测仪开发模糊Smith智能控制方法的研究及其单片机实现一种基于单片机的轴快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于双单片机冲床数控系统的研究基于CYGNAL单片机的在线间歇式浊度仪的研制基于单片机的喷油泵试验台控制器的研制基于单片机的软起动器的研究和设计基于单片机控制的高速快走丝电火花线切割机床短循环走丝方式研究基于单片机的机电产品控制系统开发基于PIC单片机的智能手机充电器基于单片机的实时内核设计及其应用研究基于单片机的远程抄表系统的设计与研究基于单片机的烟气二氧化硫浓度检测仪的研制基于微型光谱仪的单片机系统单片机系统软件构件开发的技术研究基于单片机的液体点滴速度自动检测仪的研制基于单片机系统的多功能温度测量仪的研制基于PIC单片机的电能采集终端的设计和应用基于单片机的光纤光栅解调仪的研制气压式线性摩擦焊机单片机控制系统的研制基于单片机的数字磁通门传感器基于单片机的旋转变压器-数字转换器的研究基于单片机的光纤Bragg光栅解调系统的研究单片机控制的便携式多功能乳腺治疗仪的研制基于C8051F020单片机的多生理信号检测仪基于单片机的电机运动控制系统设计Pico专用单片机核的可测性设计研究基于MCS-51单片机的热量计基于双单片机的智能遥测微型气象站MCS-51单片机构建机器人的实践研究基于单片机的轮轨力检测基于单片机的GPS定位仪的研究与实现基于单片机的电液伺服控制系统用于单片机系统的MMC卡文件系统研制基于单片机的时控和计数系统性能优化的研究基于单片机和CPLD的粗光栅位移测量系统研究单片机控制的后备式方波UPS提升高职学生单片机应用能力的探究基于单片机控制的自动低频减载装置研究基于单片机控制的水下焊接电源的研究基于单片机的多通道数据采集系统基于uPSD3234单片机的氚表面污染测量仪的研制基于单片机的红外测油仪的研究96系列单片机仿真器研究与设计基于单片机的单晶金刚石刀具刃磨设备的数控改造基于单片机的温度智能控制系统的设计与实现基于MSP430单片机的电梯门机控制器的研制基于单片机的气体测漏仪的研究基于三菱M16C/6N系列单片机的CAN/USB协议转换器基于单片机和DSP的变压器油色谱在线监测技术研究基于单片机的膛壁温度报警系统设计基于AVR单片机的低压无功补偿控制器的设计基于单片机船舶电力推进电机监测系统基于单片机网络的振动信号的采集系统基于单片机的大容量数据存储技术的应用研究基于单片机的叠图机研究与教学方法实践基于单片机嵌入式Web服务器技术的研究及实现基于AT89S52单片机的通用数据采集系统基于单片机的多道脉冲幅度分析仪研究机器人旋转电弧传感角焊缝跟踪单片机控制系统基于单片机的控制系统在PLC虚拟教学实验中的应用研究基于单片机系统的网络通信研究与应用\t"_bla