二级直齿圆柱齿轮减速器课程设计2021年整理.pdf

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1、机械设计基础课程设计机械设计基础课程设计名称：二级直齿轮减速器学院：机械工程学院.目录目录机械设计课程设计任务书.1应完成的工作任务2一、绪论.3二、确定传动方案.4三、机械传动装置的总体设计.4 3.1 选择电动机.4 3.1.1 选择电动机类型.4 3.1.2 电动机容量的选择.4 3.1.3 电动机转速的选择.5 3.2 传动比的分配.6.6 3.3 计算传动装置的运动和动力参数.6 3.3.1 各轴的转速：.6 3.3.2 各轴的输入功率：.6 3.3.3 各轴的输入转矩：.6 3.3.4 整理列表.7四、齿轮的设计.7 4.1 齿轮传动设计（1、2 轮的设计）.7 4.1.1 齿轮的

2、类型.7 4.1.2 尺面接触强度较合.8 4.1.3 按轮齿弯曲强度设计计算.10 4.2 齿轮传动设计（3、4 齿轮的设计）.12 4.2.1 齿轮的类型.12 4.2.2 按尺面接触强度较合.13 4.2.3 按轮齿弯曲强度设计计算.14五、轴的设计及联轴器的选择.17.（一）轴的材料选择和最小直径估算.17（二）轴的结构设计和联轴器的确定.17 1.轴结构的设计和联轴器 2 的确定.17 2.轴结构的设计.19 3.轴结构的设计和联轴器 4 的确定.20六、轴的校核.21轴（中间轴）的力学模型的建立.21 1、轴上力的作用点位置的和支点跨距的确定.21 2、计算轴上的作用力 .错错误误

3、!未定义书签。未定义书签。3、计算支反力.错错误误!未定义书签。未定义书签。4、绘制转矩、弯矩图.错错误误!未定义书签。未定义书签。5、弯扭合成强度的校核.错错误误!未定义书签。未定义书签。七、.键的选择和校核.26八、滚动轴承的选择和校核.错错误误!未定义书签。未定义书签。九、机座箱体尺寸的设计.错错误误!未定义书签。未定义书签。十、减速器附件的选择及简要说明.29 10.1.检查孔与检查孔盖.29 10.2.油塞、油标.和透气孔.29 10.3吊环螺钉的选择.29.10.4定位销.30 10.5启盖螺钉.30十一、减速器润滑与密封.30 11.1润滑方式.30 11.2密封方式.30十二、

4、设计总结.31十三、参考文献.32.机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书一、设计题目：设计一用于带式输送机传动用的二级直齿圆柱齿轮减速器给定数据及要求：1.运输工作拉力:F=7KN;2.运输带工作速度:V=1.1m/s;3.滚筒效率:0.96;设计一用于带式运输机上的两级圆直齿轮减速器。载荷平稳，连续单向运动运转，两班制工作，工作环境室，灰尘较大，环境最高温度 35 度左右；使用折旧期 8 年，4 年一次大修；制造条件及生产批量，一般机械小批量生产。1电 动 机2,4弹性联轴器3二级圆柱齿轮减速器 5皮带 6轴衬二级圆柱齿轮器简图.二、应完成的工作：1.减速器装配图 1（A0 图纸）。

5、2.零件工作图 2（高速轴、齿轮 3）。3.设计说明书 1 份。指导教师：20013 年月日.一、绪论一、绪论减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有 40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。减

6、速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。很典型的例子，能从中学到很多知识。1.11.1 选题的目的和意选题的目的和意义义.(本页作废本页

7、作废)一、绪论一、绪论减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有 40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些

8、场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们过控专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。.二、确定传动方案二、确定传动方案根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。三、机械传动装置的总体设计三、机械传动装置的总体设计3.13.1

9、 选择电动机选择电动机3.1.13.1.1 选择电动机类型选择电动机类型电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。3.1.23.1.2 电动机容量的选择电动机容量的选择1、工作机所需要的功率P为：FvP(kW)1000其中：F 7000N，v1.1m/s，7000 1.1(kW)7.7kW得P100010002、电动机的输出功率P0为F vP0p(kW)电动机至滚筒轴的传动装置总效率。.弹性联轴器的效率0.99，齿轮传动效率120.97，滚动轴承效率3 0.98，滚筒效率40.96，从电动机到工作机输送带间的总效率为：231

10、234 0.9920.9720.9830.96 0.8333、电动机所需功率为：22312347.7P0 9.24kW0.833因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可，查机械设计实践与创新表 19-1 选取电动机额定功率为11kw。Pw3.1.33.1.3 电动机转速的选择电动机转速的选择滚筒轴工作转速：6104v600001.1n3r/min 52.5r/minD3.14400通常选用同步电机转速1000r/min和1500r/min两种作比较，方案综合考虑为使传动装置紧凑，选用同步转速 1000r/min 的电机。型号为 Y160M6，满载转速nm 970r/min，功率 11K

11、W。电动机型号额定功率Y160M6Y160M411KW11KW同步转速1000r/min满载转速970r/min总传动比18.4627.791500r/min1460r/min3.23.2 传动比的分配传动比的分配1、总传动比为innmw97018.4652.5.2、分配传动比考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为 1.4，取i11.4i2则：i11.4i 1.418.46 5.08；18.46i23.63；i15.083.33.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数3.3.13.3.1 各轴的转速：各轴的转速：轴n

12、1i nm970r/min；n1970190.94r/min轴n2i15.08；n2190.9452.5r/min；轴n3i23.63滚筒转速等于轴转速。3.3.23.3.2 各轴的输入功率：各轴的输入功率：轴P1 P01 9.240.99 9.15kw；轴P2P1239.150.970.988.70kw；轴P3P2238.700.970.988.27kw；卷筒轴P4 P3148.270.990.96 8.02kw3.3.33.3.3各轴的输入转矩：各轴的输入转矩：轴T 9550 1Pd 9550 9.15 90.08 N mnm970；.P28.70 9550 435.14 N m；轴T2

13、9550n2190.94P8.27 1504.35 N m；轴T3 95493 9550 n352.5滚筒轴T4 T33.3.43.3.4 整理列表整理列表转矩轴名功率P/kw9.158.708.27T/N m转速n/(r min)970190.9452.590.08435.141504.35四、齿轮的设计四、齿轮的设计4.14.1 齿轮传动设计（齿轮传动设计（1 1、2 2 轮的设计）轮的设计）4.1.14.1.1 齿轮的类型齿轮的类型 1、依照传动方案，本设计选用二级展开式直齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表11-2，选用 8 级精度。3、材料选择：小

14、齿轮材料为 45 钢，齿面硬度为 235HBS，接触疲劳强度极限H lim550MPa，弯曲疲劳强度极限FE 380MPa；调制处理。大齿轮材料为45 钢表面正火，齿面硬度为190HBS,接触疲劳强度极限H lim 390MPa,弯曲疲劳强度极限FE325MPa。.4、选小齿轮齿数z1 24；则z2 z1i1 245.08 121.94 122。z1225.083齿数比u 2z1244.1.24.1.2 尺面接触强度校合尺面接触强度校合3 1、d1t2KtT1u 1ZE2()duH（1）取载荷 K=1.6（2）由机械设计基础表 107，选齿宽系数d1（3）机 械 设 计 基 础 表10 6查

15、的 材 料 的 弹 性 影 响 系 数ZE189.8MPa（4）由机械设计基础式 1013，计算应力循环次数N1 60n1jLh 609701(283658)2.72109N12.72109N25.35108u5.083（5）由 机械设计基础 式 1019 取解除疲劳系数KHN10.92KHN20.95（6）计算解除疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式 1012 得H1KHN1lim1 0.92550MPa 506MPaSH2KHN2lim21.05390MPa 409.5MPaS2、计算（1）试算小齿轮的分度圆直径d1t,代入H中的较小值。.31.690.0810 5.08

16、31 189.82d1 2.323()77.345mm15.083409.53.1477.345970（2）计算齿轮圆周速度v 3.926m/s601000601000（3）计算尺宽 bb dd1t77.345mm（4）计算尺宽与尺高之比d1n1bhd77.345模数mt1t3.223mmz124齿高h 2.25mt 2.253.223 7.251b77.34510.67h7.251（5）计算载荷系数根据速度v 3.926m s，8 级精度，由图 108 查得动载系数kv 1.12，直齿轮，kH kF1,由表 102 查得使用系数KA1,由表 104 用插值法查得 8 级精度，小齿轮对轴非对阵

17、布置，KH1.463,由b10.67,KH1.463,h查图 1013 得KF1.4故载荷系数K KAKVKHKH1.64（6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，得d1 d1t3k1.643 77.345 77.984kt1.6d77.9843.249-（7）计算模数m 1z124.4.1.34.1.3 按轮齿弯曲强度设计计算按轮齿弯曲强度设计计算1、按齿根弯曲强度设计，由式 105 得弯曲强度的设计公式m 32KT1YFYS2dZ1F2、查 机械设计基础 表 1018 取弯曲疲劳寿命系数，KFN10.9KFN20.923、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F1KFN1FE1

18、S0.93801.4 244.29MPaKF2FN2FE20.92325S1.4 213.57MPa4、计算载荷系数K KAKVKFKF11.1511.41.615、查取齿形系数查机械设计基础表 105 得：YF1 2.65，YF2 2.166、查取应力校正系数查机械设计基础图 105 得：YS11.58，YS21.817、计算大小齿轮YFYS并加以比较FYF1YS12.651.58244.290.01714F1YF2YS22.161.81213.570.018306F2所以对大齿轮进行弯曲强度计算。.321.690.081030.018306 2.10mmmn2124对比计算结果，由齿面接触

19、疲劳强度计算设计的模数强度计算的模数，由于齿轮模数m大于由齿根弯曲疲劳m的大小主要取决于弯曲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，可取有弯曲强度 算得的模数 2.10 并就近圆整为标准值m 2.5mm，按接触疲劳强度算得得分度圆直径d177.984mm，算出小齿轮齿数77.984Z131.19312.5Z2 315.08 157.48 1578、几何尺寸计算分度圆直径d1 Z1m 312.5 77.5mmd2 Z2m 1572.5 392.5mm中心距a Z1 Z2m311572.5 235mm22齿轮宽度b 1d1177.984 77.984 78mm所

20、以B278mmB183mm高速轴齿轮尺寸表：序号1234名称模数分度圆直径传动比齿顶高符号md1,d2计算公式及参数选择2.5mm77.5mm 392.5mm5.082.5mmi1ha.5678910齿根高全齿高顶隙齿顶圆直径齿根圆直径中心距hf3.125mm5.625mm0.625mm82.5mm 397.5mm71.25mm 386.25mm235mmhcda1,da2df1,df 2a4.24.2 齿轮传动设计（齿轮传动设计（3 3、4 4 轮的设计）轮的设计）4.2.14.2.1 齿轮的类型齿轮的类型 1、依照传动方案，本设计选用二级展开式直齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运

21、转速度不高，查机械设计基础表 11-2，选用 8 级精度。3、材料选择：小齿轮材料为 45 钢，齿面硬度为 235HBS，接触疲劳强度极限H lim550MPa，弯曲疲劳强度极限FE 380MPa；调制处理。大齿轮材料为45 钢表面正火，齿面硬度为190HBS,接触疲劳强度极限H lim 390MPa,弯曲疲劳强度极限FE325MPa。4、选小齿轮齿数z335；则z4 z3i2 353.63 127.05 127z1273.629齿数比u 4z3354.2.24.2.2 尺面接触强度校合尺面接触强度校合31、d3t 2.32 2KtT3u 1ZE2()duH.（1）取载荷 K=1.6（2）由机

22、械设计基础表 107，选齿宽系数d1（3）机械设计基础表 106 查的材料的弹性影响系数ZE189.8MPa（4）由机械设计基础式 1013，计算应力循环次数N3 60n2jLh 60190.941(283658)5.35108N35.35108N41.47108u3.63（5）由 机械设计基础式 1019 取解除疲劳系数KHN31.05KHN41.13（6）计算解除疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式 1012 得H3KHN3lim31.05550MPa 577.5MPaSH4KHN4lim41.13390MPa 440.7MPaS2、计算（1）试算小齿轮的分度圆直径d3t

23、,代入3H中的较小值。d3t 2.321.6435.141033.631 189.82()127.18mm13.63440.7（2）计算齿轮圆周速度v（3）计算尺宽 bd3tn26010003.14127.18190.941.27m/s601000b dd3t127.18mmb（4）计算尺宽与尺高之比h.d3t127.18模数mt3.634mmz335齿高h 2.25mt 2.253.634 8.176mmb127.1815.555h8.176（5）计算载荷系数根据速度v 1.27m s，8 级精度，由图 108 查得动载系数kv 1.06，直齿轮，kH kF1,由表 102 查得使用系数KA

24、1,由表 104 用插值法查得 8级精度，小齿轮对轴非对阵布置，KHb1.348,由15.555,KH1.348,h查图 1013 得KF1.37故载荷系数K KAKVKHKH1.429（6）按实际的载荷系数校正所得分度圆直径，得3d3 d3tk127.18ktz331.429122.477mm1.635d122.477（7）计算模数m 33.499mm4.2.34.2.3 按轮齿弯曲强度设计计算按轮齿弯曲强度设计计算 1、按齿根弯曲强度设计，由式 105 得弯曲强度的设计公式3m2KT2YFYS2dZ3F 2、查 机 械 设 计 基 础 表10 18取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数，KFN

25、30.92 KFN40.95 3、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4.F3KFN3FE30.92380 249.71MPaS1.4KFN4FE40.95325F4 215.89MPaS1.4 4、计算载荷系数K KAKVKFKF11.0611.37 1.4522 5、查取齿形系数查机械设计基础表 105 得：YF3 6、查取应力校正系数查机械设计基础图 105 得：YS3 2.45，YF4 2.161.65，YS41.81YY 7、计算大小齿轮FS并加以比较FYF3YS32.451.650.01619F1249.71YF4YS42.161.810.01811F2215.89所以

26、对大齿轮进行弯曲强度计算。mn321.429435.14100.01811 2.639mm2135m大于由齿根弯曲疲劳3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算设计的模数强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲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，可取有弯曲强度 算得的模数 2.639 并就近圆整为标准值m 3mm，按接触疲劳强度算得得分度圆直径d3122.477mm，算出小齿轮齿数122.477Z3 40.8 413.Z4 413.63148.8 149 8、几何尺寸计算分度圆直径d3 Z3m 413123mmd4 Z4m 1493 447mm中心

27、距a Z3 Z4m411493 285mm22齿轮宽度b dd31123 123mm所以B4123mmB3128mm低速轴齿轮尺寸表：序号12345678910名称模数分度圆直径传动比齿顶高齿根高全齿高顶隙齿顶圆直径齿根圆直径中心距符号md1,d2计算公式及参数选择3mm123mm 447mm3.633mm3.75mm6.75mm0.75mm129mm 453mm115.5mm 439.5mm285mmi1hahfhcda3,da4df1,df 2a.五、轴的设计及联轴器的选择五、轴的设计及联轴器的选择（一）轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为 45 钢，调制处理。按扭转强度

28、法进行最小直3径估算，即：dminAp。初算轴颈时，若最小直径轴段开有键槽，还要考n虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大 5%7%,两个键槽时，d 增大 10%15%，A0值由所引用教材表 15-3 确定：轴A01126轴A02120轴A03112轴d1min A013P39.151126 26.63mmn970d1min d1min(1+7%)=28.49mm轴d2min A023P28.701203 42.86mmn190.94d2min d2min=42.86mm轴d3min A033P338.27112 60.488mmn52.5d3min d3min（1+7%)

29、=64.72mm（二）轴的结构设计和联轴器的确定 1、轴（高速轴）轴的直径确定及联轴器 2 的确定联轴器的计算转矩Tca KAT1，查表 141，考虑到轴的转矩变化小，故KA=2.3Tca KAT1=90.082.3=207.184N.m查标准 GB/T 50142003 或手册，选用TL6 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 250N.m，电动机的型号为Y160M6，查手册电动机的外伸轴颈为42mm，.d1=42mm，d11最小直径，安装联轴器；d12，密封段，根据轴向定位，高h(0.070.1)d11,以及密封圈的标准(拟采用毡圈）JB/ZQ 46061986 h=0.0842=2.94mm

30、d1250mm；d13段装轴承，d13=55mm，轴承用 6311，深沟球轴承，d DB 5512029；d14过度轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，深沟球轴承采用脂润滑，考虑到挡油盘的轴向定位，d14=63mm；齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，采用齿轮结构，所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45 钢，调制处理；d16处深沟球轴承处，d16 d1355mm各轴段长度的确定l11：由联轴器 L=84mm 确定:l11=80mml12：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，l1250mml13：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，l13=50mml14：由装配关系，箱体结构等

31、确立，l14=140mml15：由高速及小齿轮宽度B1=83mml16：由深沟球轴承，挡油盘及装配关系等确立，l16=50mm轴结构图 2、轴（中间轴）的结构设计（1）各轴段的直径确定d21段为最小直径段，安装深沟球轴承，滚动轴承选择 6309，其尺寸为d DB 45mm100mm25mm，d21=45mm；d22低速.级小齿轮轴段，d22=55mm；d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求，d23=70mm；d24高速级大齿轮轴段，d24=55mm，d25轴段安装深沟球轴承，d25=d21=45mm（2）各轴段长度的计算l21：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，l2150mml22：由低速级小

32、齿轮的轮毂孔宽度B3128mm确定，l22123mml23：轴间宽度l2315mml24：由高速级大齿轮的轮毂孔宽度B278mm确定，l2476mml25：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，l25l2150mm轴结构图 3、轴（低速轴）的结构设计及联轴器 4 的确定（1）各轴段直径的确定联轴器的计算转矩Tca KAT3，查表 141，考虑到轴的转矩变化小，故KA=1.3Tca KAT31.31504.35 1955.655N.m查标准 GB/T 50141984 或手册，选用HL6 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150N.m，孔径d 70mm，L 142mm；d31最小直径，安装联轴器，

33、d31 d 70mm；d32，密封段，d3275mm；d33段装轴承，轴承用 6216，深沟球轴承，d DB 80mm140mm26mm，d33 d 80mm；d14过.度轴段，d3490mm；d35轴间，根据齿轮的轴向定位要求，d35100mm；d36低速轴大齿轮段，d3685mm；d37轴承段，d37 d3380mm。（2）各轴段长度的确定l31：由联轴器 L=107mm 确定，l31105mml32：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，l3280mml33：由深沟球轴承，挡油型及装配关系等确立，l3350mml34：由装配关系，箱体结构等确立，l3480mml35：轴间宽度l3515m

34、ml36：由低速级大齿轮宽度B4=123mm 确定，l36=120mml37：由深沟球轴承，挡油盘及装配关系等确立，l3750mm轴结构图六、轴的校核六、轴的校核轴（中间轴）的力学模型的建立 1、轴上力的作用点位置的和支点跨距的确定齿轮的力的作用点按简化原则在齿轮宽度的中点，轴上安装 6309 的轴承。2、计算轴上的作用力.T齿轮 2Ft2 Ft12d1290.08103 2324.6N2.531Fr2 Fr1 Fttan846.08N2T2435.14103 7075.44N齿轮 3Ft3d3413Fr3 Ft3tan 2575.25N 3、计算支反力（1）垂直面支反力由绕支点 B 的力矩和

35、MBV0得，FRAv(l1l2l3)Fr2l3 Fr3(l2l3)279FRAV846.0868.5 2575.25183FRAV 1502.96N方向向下由绕支点 A 的力矩和MAV0FRBV(l1l2l3)Fr2(l1l2)Fr3l1275FRAV846.08206.5 2575.2592FRAV 226.21N方向向下（2）水平面支反力.由绕支点 B 的力矩和MBH0，FRAH(l1l2l3)Ft3(l2l3)Ft3l3275FRAH 7075.44183 2324.668.5FRAH5287.42N方向向下同理，由绕支点 A 的力矩和MAH0FRBH(l1l2l3)Ft2(l1l2)F

36、r3l1275FRBH 2324.6206.5 7075.4492FRBH 4112.62N方向向下计算总支反力 A 点的总支反力22FRAFRAV FRAH1502.9625287.4225496.88N B 点的总支反力FRB22FRBV FRBH226.212 4113.622 4118.83N 4、绘制转矩、弯矩图（1）垂直面的弯矩图.Mc FRAVl11502.9692 138272.32N mmMD MC1072.29l2 15498.55N mm（2）水平面的弯矩图.C 处弯矩:Mc FRAHl1 486442.64N mm D 处弯矩：MD FRBHl3 281714.35N

37、mm（3）合成弯矩图.MCM2ch M2cv486442.642138272.322505713.03N mm（4）当量扭矩图MdMdh2 Mdv2281714.35215496.55 282140.355N mm（5）当量弯矩因为是单向转轴，所以扭转切应力视为脉动的循环变应力，折算系数 0.6T2 0.6435140 261084N.mm C 处：M D 处：M 2MD(T)2282140.3552 2610842 384406.08N.mm2MC(T2)2505713.032 2610842569131.38N.mm 5、弯扭合成强度的校核.进行校核时，通常只校核承受最大弯矩和扭矩的截面（

38、即危险截面C）的强度。MC569131.38MPa 34.207MPa330.1d0.155根据选定的轴的材料 45 钢，调制处理，由所用教材查得160MPa。因1，故强度足够。七、键的选择和校核七、键的选择和校核选 定：高 速 级 大 齿 轮 处 键1 为bh L 16mm10mm68mm（t 6mm,r 0.3mm）标记：键161068 GB/T 19062003；低速级小齿轮键 2 为bh L 16mm10mm 110mm(t 6mm,r 0.3mm)标记:键1610110 GB/T 19062003；由于同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以 只 需 校 核 短 的 键 1 即 可。齿

39、轮 轴 段d 55mm，键 的 工 作 长 度l Lb 681652mm，键的接触高度k 0.5h 0.510 5mm，传递的转矩T2T 435.14N.mm；按所引用教材查表 62 查出键静连接是的挤压许用应力。p100MPa（键、齿轮轮毂、轴的材料均为 45 钢调制）332T 102435.1410 60.86MPa ppkld55255 键的连接强度足够。同理可选定：低速级大齿轮处键3 为bh L 25mm14mm110mm（t 9mm,r 0.5mm）标记：键2514110 GB/T 19062003；低速级联轴器键 4 为bh L 20mm12mm100mm（t 7.5mm,r 0.

40、5mm）标记:键2012100GB/T 19062003；高速级联轴器键 5 为bh L 12mm8mm70mm（t 5mm,r 0.3mm）标记：键12870 GB/T 19062003。.八、滚动轴承的选择与校核八、滚动轴承的选择与校核1、根据载荷及速度的情况，拟定选用深沟球轴承。由中间轴的结构设计，根据选取 6309，查基本参数查表 121，d 45mm，Cr 52.8KNCor31.8KN2、深沟球轴承的校核A 点总支反力Fr1 FRA5496.88NB 点总支反力Fr2 FRB 4118.83N当量动载荷 P（1）轴承P1 fPFr11.15496.88 6046.568N（2）轴承

41、P2 fPFr21.14118.83 4530.713N验算轴承的寿命应为P1 P2，所以只需验证1 轴承。轴承语气寿命与整机寿命相同，为：836528 46720h106fCr31060.9552.81033Lh()()49830.769h 46720h60n2P60190.946046.5681其中，温度系数为ft0.95，轴承具有足够的是寿命。九、机座箱体结构尺寸九、机座箱体结构尺寸箱体的结构设计箱体的结构设计在本次设计中箱体材料选择铸铁 HT200 即可满足设计要求代号名称箱座壁厚设计计算结果0.025a3 0.025285310 10mm.1箱盖壁厚箱座加强肋厚箱盖加强肋厚10.02

42、a 3 0.0228539210.85 0.858 6.8220.85119mm217mm2122bb1b2df0.8598b 1.5228mmb15mmb115mmb225mmdf24mm箱座分箱面凸缘厚箱盖分箱面凸缘厚箱座底凸缘厚地脚螺栓轴承旁螺栓联结分箱面的螺栓轴承盖螺钉检查孔螺钉定位销直径地脚螺栓数目df、d1、d2至外箱1.51015b11.51.51015b2 2.52.51025df0.036a12=0.03628512 24d1 0.7df0.7524 18mmd1d118mmd212mmd2d3d4dnd2(0.5 0.6)df0.52412mmd3(0.4 0.5)df0.

43、52412d4(0.3 0.4)df8mmd (0.7 0.8)d2d312mmd4 8mm9mma 285时，n 6由推荐用值确定d 10mmn 6C1 20mmC1壁距离C2R1L1df、d2至凸缘壁距离由推荐用值确定由推荐用值确定L1 C1 C2(5 10)C216mmR116mmL142mm轴承旁凸台半径轴承座孔外端面至箱外壁的距离.D1D2D3180mm轴承座孔外的直径D5d3160mm200mm大齿轮齿顶圆与箱体1壁的距离大齿轮的端面与箱体2壁的距离1.2 15mm 12mm十、减速器附件的选择及简要说明十、减速器附件的选择及简要说明10.1.10.1.检查孔与检查孔盖检查孔与检查

44、孔盖二级减速器总的中心距aa12a34235285520mm，则检查孔宽b120mm,长L235mm，检查孔盖宽b1180mm,长L1 270mm螺栓孔定位尺寸：宽b2150mm，L2 240mm，圆角R15mm,孔径d411mm,孔数n8，孔盖厚度为6mm,材料为 Q23510.2.10.2.油塞、油标和透气孔油塞、油标和透气孔为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最低位置设置一个排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住在本次设计中，可选为M161.5，封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为 Q235；选用带螺纹的游标尺，可选为M16透气孔 可选M221.510.310.3 吊环螺钉的选择吊环螺钉的选择

45、可选单螺钉起吊，其螺纹规格为 M20.10.410.4 定位销定位销为保证箱体轴承座孔的镗制和装配精度，在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销，其直径可取：d10mm,长度应大于分箱面凸缘的总长度10.510.5 启盖螺钉启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹段要高出凸缘厚度，螺纹段端部做成圆柱形十一、减速器润滑与密封十一、减速器润滑与密封11.111.1 润滑方式润滑方式齿轮选用浸油润滑；轴承采用润滑脂润滑；齿轮润滑选用150号机械油（GB 4431989），最低最高油面距(大齿轮)1020mm，需油量为 1.5L 左右；轴承润滑选用 ZL3 型润滑脂（GB 73241987）用油量为轴承间隙的

46、 1/31/2 为宜11.211.2 密封方式密封方式 1.1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封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。2.2.观察孔和油孔等出接合面的密封观察孔和油孔等出接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.3.轴承孔的密封轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外延端与透端盖的间隙，由于v3 m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封。4.4.轴承靠近机体壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承部轴承靠近机体壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承部。.十二、设计总结十二、设计总结本设计是根据设计任务的要求，设计一个展开式二级圆

47、柱减速器。首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动轴箱体等主要零件进行了设计。零件的每一个尺寸都是按照设计的要求严格设计的，并采用了合理的布局，使结构更加紧凑。通过减速器的设计，使我对机械设计的方法、步骤有了较深的认识。熟悉了齿轮、带轮、轴等多种常用零件的设计、校核方法；掌握了如何选用标准件，如何查阅和使用手册，如何绘制零件图、装配图；以及设计非标准零部件的要点、方法。进一步巩固了以前所学的专业知识，真正做到了学有所用学以致用，将理论与实际结合起来，也是对所学知识的一次大检验，使我真正明白了，搞设计不是凭空想象，而是很具体的。每一个环节都需要严密的分析和强大的理论做基础。另外，设计不是单方面的

48、，而是各方面知识综合的结果。从整个设计的过程来看，存在着一定的不足。像轴的强度校核应更具体全面些，尽管如此收获还是很大。相信这次设计对我以后从事类似的工作有很大的帮助，同时也为毕业设计打下了良好的基础。诸多不足之处，恳请老师批评指正。.十三、参考文献十三、参考文献1 徐灏主编.机械设计手册.第 2 版.北京：机械工业，20012 可珍,程光蕴,仲生主编.机械设计基础第五版.高等教育（第五版）,20053 鸿文 主编.材料力学.第 3 版.北京：机械工业,19924 朱家诚 主编.机械设计课程设计.工业大学5 殷玉枫 主编.机械设计课程设计.机械工业6 濮良贵，纪名刚 主编.机械设计.第八版.北京.高等教育.2006.5 5陆玉,何在洲,佟延伟 主编.机械设计课程设计.第 3 版.北京：机械工业，20007 桓，作模 主编.机械原理.第 6 版.北京：高等教育，20018 林景凡，王世刚，世恒 主编.互换性与质量控制基础.北京：中国科学技术，19999中国知网.