机械课程设计说明书--电机减速器的设计.docx

《机械设计课程设计说明书》

机械设计
课程设计说明书
题 目

学 院

专 业

班 级

学 号

学生姓名

指导教师

完成日期

设　计　说　明　书
设计及说明
结果

一、传动方案的确定（如下图）：
采用二级展开式双斜齿圆柱齿轮减速器的传动方案。

二、原始数据：
a) 带拉力： F=5900N
b) 带速度： v=0.8m/s
c) 滚筒直径： D=300mm
减速器寿命（年）
每年工作天数（天）
每天工作小时数（时）
Year=10年
Day=300天
Hour=8小时
三、确定电动机的型号：
1．选择电动机类型：
选用Y系列三相异步电动机。
2．选择电动机功率：
运输机主轴上所需要的功率：
Pw=Fv1000=5900×0.81000=4.72kW

传动装置的主要包括两对斜齿轮，所以轴承主要涉及卷筒处的球轴承，选用深沟球轴承，由于减速器的输入轴、中间轴和输出轴上由于三轴上有斜齿轮，所以预先确定轴承为滚子轴承，选用圆锥滚子轴承，故总效率：
η总=η2联轴器η球轴承η滚子轴承3η2齿轮η卷筒
其中，查《机械设计课程设计》P6表2-3
η联轴器，弹性联轴器的效率η联轴器=0.99
η齿轮，闭式圆柱齿轮的效率η齿轮=0.98
η球轴承，球轴承的效率η球轴承=0.99
η滚子轴承，滚子轴承的效率η滚子轴承=0.98
η卷筒，工作机的效率η卷筒=0.98
所以减速器的总效率：
η总=η2联轴器η球轴承η滚子轴承3η2齿轮η卷筒=0.992×0.99×0.983×0.982×0.98=0.868
电动机所需功率：
Pd=Pwη总=4.720.868=5.436kW
3．选择电动机的转速：
工作机的转速：
nw=v×60×1000πD=0.8×60×1000π×300=50.930r/min
根据《机械设计课程设计》二级展开式圆柱齿轮减速器（闭式）传动比i1=8~40
则电动机转速范围：
nd=nwi1=50.930×(8~40)=(407.437~2037.183)r/min
根据电机的所需功率Pd=5.436kW和电机的转速范围nd选用查阅《机械设计课程设计》选用电机型号为：Y160M2-8，转速nm=720 r/min：电机的具体参数如下表所示：
电机型号
电机额定功率
电机额定电流
电机转速
Y160M2-8
5.5kW
13.3A
720 r/min
堵转转矩/额定转矩
堵转电流/额定电流
最大转矩/额定转矩
2
6
2

四、确定传动装置的总传动比及各级分配：
传动装置总传动比及各级分配如下表所示：
计算参数
计算过程
计算结果
总传动比i总
i总=nd/nw
i总=14.137
高速级圆柱齿轮传动比i1
取i1=4.6
i1=4.6
低速级圆柱齿轮传动比i2
i2=i总/i1
i2=3.073
输入轴转速n1
n1=nw
n1=720 r/min
输出轴转速n2
n2=n1/i1
n2=156.522r/min
输出轴转速n3
n3=n2/i2
n3=50.930 r/min
输入轴输入功率P11
P11=Pdη联轴器
P11=5.382 kW
输入轴输出功率P12
P12=P11η滚子轴承
P12= 5.274 kW
中间轴输入功率P21
P21=P12η齿轮
P21= 5.169 kW
中间轴输出功率P22
P22=P21η滚子轴承
P22= 5.066 kW
输出轴输入功率P31
P31=P22η齿轮
P31= 4.964 kW
输出轴输出功率P32
P32=P31η滚子轴承
P32= 4.865 kW
卷筒轴输入功率P41
P41=P32η联轴器
P41=4.816 kW
卷筒轴输出功率P42
P42=P41η球轴承η卷筒
P42=4.720 kW
输入轴输入转矩T11
T11=9550P11/n1
T11=71.387 N/m
输入轴输出转矩T12
T12=9550P12/n1
T12=69.960 N/m
中间轴输入转矩T21
T21=9550P21/n2
T21=315.378 N/m
中间轴输出转矩T22
T22=9550P22/n2
T22=309.070 N/m
输出轴输入转矩T31
T21=9550P21/n3
T31=930.868 N/m
输出轴输出转矩T32
T22=9550P22/n3
T32=912.250 N/m
卷筒轴输入转矩T41
T41=9550P41/n3
T41=903.128 N/m
卷筒轴输出转矩T42
T42=9550P42/n3
T42=885.065 N/m

五、传动零件的设计计算:
1．齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数
① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。
② 选择齿轮材料：
小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280
大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240
③ 初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。
④ 初选螺旋角β=14°。
⑤ 初选小齿轮的齿数z1=23；已知该减速级下的传动比的传动比为u=4.6大齿轮的齿数为：
z2=u×z1=4.6×23=105.8
取z2=106。
⑥压力角α=20°。
⑦考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度计算
①试算小齿轮分度圆直径，即：
d1t≥32KHtT1φd.u+1u.ZHZEZεZβσH2
确定公式中的各个参数：
1)试选载荷系数：KHt=1.3。
2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=69.960N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=69.960×103 N.mm。
3)查阅相关资料《机械设计》取齿宽系数φd=0.95。
4)查阅相关资料《机械设计》取区域系数ZH=2.421
5)查阅相关资料《机械设计》查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
6)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε：
齿轮的端面压力角αt：
αt=arctantan αncosβ=arctantan 20°cos14°=20.562°
小齿轮齿顶圆压力角αat1为：
αat1=arccosz1cos αt/(z1+2han*cosβ)=arccos23×cos 20.562°/(23+2×1×cos14°)=30.295°
大齿轮齿顶圆压力角αat2为：
αat2=arccosz2cos αt/(z2+2han*cosβ)=arccos106×cos 20.562°/(106+2×1×cos14°)=23.153°
齿轮的重合度εα的计算：
εα=z1tan αat1-tan αt'+z2tan αat2-tan αt'/2π=23×tan 30.295°-tan 20.562°+106×tan 23.153°-tan 20.562°/2π=1.651
εβ=φdz1tanβ/π=0.95×23×tan(14°) /π=1.734
则接触疲劳强度用重合度系数Zε为：
Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.65131-1.734+1.7341.651=0.690
7)计算螺旋角系数Zβ：
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
8)计算接触疲劳许用应力σH：
分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
小齿轮σHlim1=650MPa
大齿轮σHlim2=550MPa
确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：
N1=60njLh
式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：
N1=60njLh=60×720×1×(8×300×10)=1036800000
N2=N1/u=1036800000/4.6=225391304.348
则查阅相关资料《机械设计》的接触疲劳的寿命系数，确定：
小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.9
大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.97
取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力σH为：
σH1=KHN1σHlim1S=0.9×6501=585MPa
σH2=KHN2σHlim2S=0.97×5501=533.5MPa
取σH1和σH2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：
σH=533.5 MPa
8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：
d1t≥32KHtT1φd.u+1u.ZHZEZεZβσH2=32×1.3×69.960×1030.95×4.6+14.6×2.421×189.8×0.690×0.985533.52=43.047mm
②调整小齿轮的分度圆直径
1)计算实际载荷前的数据准备：
计算圆周速度v：
v=πd1tn60×1000=π×43.047×72060×1000=1.623m/s
计算齿宽b：
b=φdd1t=0.95×43.047=40.894mm
2)计算实际载荷KH：
查阅相关资料《机械设计》使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。
根据v=1.623m/s，级精度，确定动载系数为KV=1.07。
计算齿轮的圆周力：
Ft1=2T1/d1t=2×69.960×103/43.047=3250.405N
KAFt1/b=1×3250.405/40.894=79.483N/mm
查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KHα=1.4。
在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=40.894mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KHβ=1.293。
由此可以确定实际载荷系数KH为：
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.07×1.4×1.293=1.937
3)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：
d1=d1t3KHKHt=43.047×31.9371.3=49.166mm
及其相应的模数mn：
mn=d1cosβ/z1=49.166×cos(14°)/23 =2.074mm
（3）按齿根弯曲疲劳强度设计
①试算模数，即：
mnt≥32KFtT1YεYβφdz12.YFaYsaσF
确定公式中的各个参数：
1)试选KFt=1.3。
2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。
基圆螺旋角βb：
βb=arctantanβ cos αt=arctan(tan 14°cos 20.562°)=13.140°
εαv=εα/cos2 βb=1.651/cos213.140°=1.741°
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.741=0.681
3)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Yβ：
Yβ=1-εββ120°=1-1.734×14°120°=0.798
4)计算YFaYsaσF
计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：
zv1=z1/cos3 β=23/cos314°=25.178
zv2=z2/cos3 β=106/cos314°=116.036
查阅相关资料《机械设计》查得齿型系数:
小齿轮齿型系数：YFa1=2.63
大齿轮齿型系数：YFa2=2.19
查阅相关资料《机械设计》查得应力修正系数：
小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.59
大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.81
查阅相关资料《机械设计》的齿轮弯曲疲劳极限，确定：
小齿轮的弯曲疲劳极限σFlim1=530MPa
大齿轮的弯曲疲劳极限σFlim2=380MPa
查阅相关资料《机械设计》弯曲疲劳寿命系数，确定：
小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86
大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.89
取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：
σF1=KFN1σFlim1S=0.86×5301.3=350.615MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.89×3801.3=260.154MPa
YFa1Ysa1σF1=2.63×1.59350.615=0.012
YFa2Ysa2σF2=2.19×1.81260.154=0.015
取两者的较大值所以：
YFaYsaσF=0.015
5)试算齿轮模数：
mnt≥32KFtT1YεYβcos2 βφdz12.YFaYsaσF=32×1.3×69.960×103×0.681×0.798×cos2 14°0.95×232×0.015=1.413
②调整齿轮模数
1)计算实际载荷前的数据准备：
计算圆周速度v：
d1=mntz1/cosβ=1.413×23/cos 14°=33.487mm
v=πd1n60×1000=π×33.487×72060×1000=1.262m/s
计算齿宽b：
b=φdd1=0.95×33.487=31.812mm
计算宽高比b/h：
h=(2han*+cn*)mnt=(2×1+0.25) ×1.413=3.179mm
b/h=31.812/3.179=10.008
2)计算实际载荷系数KF：
根据v=1.262m/s，7级精度，确定动载系数为KV=1.06。
计算齿轮的圆周力：
Ft1=2T1/d1=2×69.960×103/33.487=4178.365N
KAFt1/b=1×4178.365/31.812=131.345N/mm
查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KFα=1.2。
已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料《机械设计》齿向载荷分布系数KHβ=1.385，已知b/h=10.008，KFβ=1.348。
则将以上计算得到的数据带入得到：
KF=KAKVKFαKFβ=1×1.06×1.2×1.348=1.715
3)按照实际载荷系数计算齿轮模数：
mn=mnt3KFKFt=1.413×31.7151.3=1.549mm
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d1>49.166mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn>1.549mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=2mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=25。则大齿轮的齿数为：
z2=u×z1=4.6×25=115.000
取z2=115。
（3）几何尺寸的计算
1)计算中心距：
a=(z1+z2)mn2cos β=(25+115)×22×cos 14°=144.286mm
取中心距a=145mm。
2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：
β=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(25+115)×22×145=15.090°
3)计算小、大齿轮的分度圆直径：
d1=z1mn/ cos β=25×2/cos15.090°=51.786mm
d2=z2mn/ cos β=115×2/cos15.090°=238.214mm
4)计算齿轮宽度：
b=φdd1=0.95×51.786=49.196mm
取大齿轮宽度为b2=52mm，一般将小齿轮宽度增加4~10mm，取b1=58mm。
该级的齿轮副的设计结果如下表所示：
计算参数
小齿轮
大齿轮
齿轮材料
40Cr
45
齿轮齿数
25
115
齿轮模数
2 mm
2 mm
齿轮分度圆直径
51.786 mm
238.214 mm
齿轮齿宽
58 mm
52 mm
齿轮压力角
20°
20°
螺旋角
15.090°
15.090°
齿轮中心距
145mm
2．齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数
① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。
② 选择齿轮材料：
小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280
大齿轮材料取为45，调质处理，HBS2=240
③ 初选取齿轮为7级的精度(GB10095-2001)。
④ 初选螺旋角β=14°。
⑤ 初选小齿轮的齿数z1=23；已知该减速级下的传动比的传动比为u=3.073大齿轮的齿数为：
z2=u×z1=3.073×23=70.686
取z2=71。
⑥压力角α=20°。
⑦考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。
（2）按齿面接触疲劳强度计算
①试算小齿轮分度圆直径，即：
d1t≥32KHtT1φd.u+1u.ZHZEZεZβσH2
确定公式中的各个参数：
1)试选载荷系数：KHt=1.3。
2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=309.070N.m，式中T1单位为N.mm，则T1=309.070×103 N.mm。
3)查阅相关资料《机械设计》取齿宽系数φd=0.9。
4)查阅相关资料《机械设计》取区域系数ZH=2.421
5)查阅相关资料《机械设计》查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2
6)计算接触疲劳强度用重合度系数Zε：
齿轮的端面压力角αt：
αt=arctantan αncosβ=arctantan 20°cos14°=20.562°
小齿轮齿顶圆压力角αat1为：
αat1=arccosz1cos αt/(z1+2han*cosβ)=arccos23×cos 20.562°/(23+2×1×cos14°)=30.295°
大齿轮齿顶圆压力角αat2为：
αat2=arccosz2cos αt/(z2+2han*cosβ)=arccos71×cos 20.562°/(71+2×1×cos14°)=24.303°
齿轮的重合度εα的计算：
εα=z1tan αat1-tan αt'+z2tan αat2-tan αt'/2π=23×tan 30.295°-tan 20.562°+71×tan 24.303°-tan 20.562°/2π=1.629
εβ=φdz1tanβ/π=0.9×23×tan(14°) /π=1.643
则接触疲劳强度用重合度系数Zε为：
Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.62931-1.643+1.6431.629=0.707
7)计算螺旋角系数Zβ：
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
8)计算接触疲劳许用应力σH：
分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
小齿轮σHlim1=650MPa
大齿轮σHlim2=550MPa
确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数N1和N2：
N1=60njLh
式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，Lh表示减速器的寿命(小时)，则：
N1=60njLh=60×156.522×1×(8×300×10)=225391304.348
N2=N1/u=225391304.348/3.073=73338597.777
则查阅相关资料《机械设计》的接触疲劳的寿命系数，确定：
小齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN1=0.97
大齿轮的接触疲劳的寿命系数KHN2=0.99
取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力σH为：
σH1=KHN1σHlim1S=0.97×6501=630.5MPa
σH2=KHN2σHlim2S=0.99×5501=544.5MPa
取σH1和σH2的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：
σH=544.5 MPa
8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：
d1t≥32KHtT1φd.u+1u.ZHZEZεZβσH2=32×1.3×309.070×1030.9×3.073+13.073×2.421×189.8×0.707×0.985544.52=74.234mm
②调整小齿轮的分度圆直径
1)计算实际载荷前的数据准备：
计算圆周速度v：
v=πd1tn60×1000=π×74.234×156.52260×1000=0.608m/s
计算齿宽b：
b=φdd1t=0.9×74.234=66.810mm
2)计算实际载荷KH：
查阅相关资料《机械设计》使用系数，确定齿轮副的使用系数为KA=1。
根据v=0.608m/s，级精度，确定动载系数为KV=1。
计算齿轮的圆周力：
Ft1=2T1/d1t=2×309.070×103/74.234=8326.945N
KAFt1/b=1×8326.945/66.810=124.635N/mm
查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KHα=1.2。
在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽b=66.810mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数KHβ=1.283。
由此可以确定实际载荷系数KH为：
KH=KAKVKHαKHβ=1×1×1.2×1.283=1.540
3)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：
d1=d1t3KHKHt=74.234×31.5401.3=78.540mm
及其相应的模数mn：
mn=d1cosβ/z1=78.540×cos(14°)/23 =3.313mm
（3）按齿根弯曲疲劳强度设计
①试算模数，即：
mnt≥32KFtT1YεYβφdz12.YFaYsaσF
确定公式中的各个参数：
1)试选KFt=1.3。
2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε。
基圆螺旋角βb：
βb=arctantanβ cos αt=arctan(tan 14°cos 20.562°)=13.140°
εαv=εα/cos2 βb=1.629/cos213.140°=1.718°
Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.718=0.686
3)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数Yβ：
Yβ=1-εββ120°=1-1.643×14°120°=0.808
4)计算YFaYsaσF
计算小齿轮的当量齿数zv1和大齿轮的当量齿数zv2：
zv1=z1/cos3 β=23/cos314°=25.178
zv2=z2/cos3 β=71/cos314°=77.722
查阅相关资料《机械设计》查得齿型系数:
小齿轮齿型系数：YFa1=2.63
大齿轮齿型系数：YFa2=2.23
查阅相关资料《机械设计》查得应力修正系数：
小齿轮应力修正系数：Ysa1=1.59
大齿轮应力修正系数：Ysa2=1.77
查阅相关资料《机械设计》的齿轮弯曲疲劳极限，确定：
小齿轮的弯曲疲劳极限σFlim1=530MPa
大齿轮的弯曲疲劳极限σFlim2=380MPa
查阅相关资料《机械设计》弯曲疲劳寿命系数，确定：
小齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.89
大齿轮的弯曲疲劳寿命系数KFN2=0.92
取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：
σF1=KFN1σFlim1S=0.89×5301.3=362.846MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.92×3801.3=268.923MPa
YFa1Ysa1σF1=2.63×1.59362.846=0.012
YFa2Ysa2σF2=2.23×1.77268.923=0.015
取两者的较大值所以：
YFaYsaσF=0.015
5)试算齿轮模数：
mnt≥32KFtT1YεYβcos2 βφdz12.YFaYsaσF=32×1.3×309.070×103×0.686×0.808×cos2 14°0.9×232×0.015=2.348
②调整齿轮模数
1)计算实际载荷前的数据准备：
计算圆周速度v：
d1=mntz1/cosβ=2.348×23/cos 14°=55.654mm
v=πd1n60×1000=π×55.654×156.52260×1000=0.456m/s
计算齿宽b：
b=φdd1=0.9×55.654=50.088mm
计算宽高比b/h：
h=(2han*+cn*)mnt=(2×1+0.25) ×2.348=5.283mm
b/h=50.088/5.283=9.482
2)计算实际载荷系数KF：
根据v=0.456m/s，7级精度，确定动载系数为KV=1。
计算齿轮的圆周力：
Ft1=2T1/d1=2×309.070×103/55.654=11106.890N
KAFt1/b=1×11106.890/50.088=221.746N/mm
查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定KFα=1.2。
已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料《机械设计》齿向载荷分布系数KHβ=1.355，已知b/h=9.482，KFβ=1.319。
则将以上计算得到的数据带入得到：
KF=KAKVKFαKFβ=1×1×1.2×1.319=1.582
3)按照实际载荷系数计算齿轮模数：
mn=mnt3KFKFt=2.348×31.5821.3=2.507mm
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径d1>78.540mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以mn>2.507mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取mn=3mm，则计算小齿轮的齿数为：z1=d1/mn，计算结果取整得到z1=26。则大齿轮的齿数为：
z2=u×z1=3.073×26=79.906
取z2=80。
（3）几何尺寸的计算
1)计算中心距：
a=(z1+z2)mn2cos β=(26+80)×32×cos 14°=163.868mm
取中心距a=165mm。
2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：
β=arccos(z1+z2)mn2a=arccos(26+80)×32×165=15.499°
3)计算小、大齿轮的分度圆直径：
d1=z1mn/ cos β=26×3/cos15.499°=80.943mm
d2=z2mn/ cos β=80×3/cos15.499°=249.057mm
4)计算齿轮宽度：
b=φdd1=0.9×80.943=72.849mm
取大齿轮宽度为b2=74mm，一般将小齿轮宽度增加4~10mm，取b1=80mm。
该级的齿轮副的设计结果如下表所示：
计算参数
小齿轮
大齿轮
齿轮材料
40Cr
45
齿轮齿数
26
80
齿轮模数
3 mm
3 mm
齿轮分度圆直径
80.943 mm
249.057 mm
齿轮齿宽
80 mm
74 mm
齿轮压力角
20°
20°
螺旋角
15.499°
15.499°
齿轮中心距
165mm
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计
根据《机械设计课程设计》减速器部分尺寸的经验公式，列出下表：
计算参数
计算结果
机座壁厚δ
8 mm
机盖壁厚δ1
8 mm
机座凸缘厚度b
12 mm
机盖凸缘厚度b1
12 mm
机座底部凸缘厚度b2
20 mm
地脚螺栓直径d1
21 mm
地脚螺栓到外机壁的距离C1
27 mm
地脚螺栓到凸缘边缘距离C2
22 mm
地脚螺栓对应的鱼眼坑直径D1
36 mm
轴承旁联接螺栓直径d2
16 mm
轴承旁联接螺栓到外机壁的距离C1
22 mm
轴承旁联接螺栓到凸缘边缘距离C2
20 mm
轴承旁联接螺栓对应的鱼眼坑直径D2
32 mm
上下机体联接螺栓直径d3
10 mm
上下机体联接螺栓到外机壁的距离C1
16 mm
上下机体联接到凸缘边缘距离C2
14 mm
上下机体联接螺栓对应的鱼眼坑直径D3
24 mm
轴承端盖螺栓直径d4
10 mm
窥视孔盖螺栓直径d5
6 mm
轴承旁凸台半径R
20 mm
轴承旁凸台高度h1
52 mm
外机壁至轴承座端盖之间距离L
48 mm
大齿轮齿顶圆与内机壁之间距离∆1
10 mm
齿轮端面与内机壁之间的距离∆2
9 mm
机座肋厚度h2
7 mm
机盖肋厚度h3
7 mm
七、轴的设计：
1．输入轴的结构设计与校核：
（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力σ-1=60MPa。
（2）初步估算轴的最小直径
查阅相关资料《机械设计》的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：
d≥A03Pn
A0：确认常数值A0=113。
P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=5.382kW。
n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=720 r/min。
以上表达式的值带入可得：
d≥A03Pn=113×35.382720=22.095mm
（3）轴的结构设计
因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，需要将轴径增大5%，所以输入端的可取的最小轴径为d=(1+5%)×22.095=23.199mm，由于需要通过联轴器与电机轴配合，由于电机轴的直径d电机= 42mm，结合电机的直径与输入端的最小直径，需要选择一联轴器，既可以与电机轴相配合，也需要输入端相配合，故选择弹性柱销联轴器，对应其LX2，型号为：JA25×44，所以许用最终的输入端的直径d=25mm。
通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：

确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：
名称
型号或尺寸
输入轴左侧键
GB/T 1096 键 8×7×40
输入轴圆锥滚子轴承
320/32
输入轴尺寸L1
43 mm
输入轴尺寸L2
79 mm
输入轴尺寸L3
17 mm
输入轴尺寸L4
96 mm
输入轴尺寸L5
58 mm
输入轴尺寸L6
9 mm
输入轴尺寸L7
18 mm
输入轴尺寸D1
25 mm
输入轴尺寸D2
30 mm
输入轴尺寸D3
32 mm
输入轴尺寸D4
40 mm
输入轴尺寸D5
46.786 mm
输入轴尺寸D6
40 mm
输入轴尺寸D7
32 mm
已知轴承的型号为：320/32，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：

尺寸
数值
轴承小径d
32 mm
轴承大径D
58 mm
轴承内圈宽度B
17 mm
轴承外圈宽度C
13 mm
轴承总宽度T
17 mm
轴承载荷位置点距离a
14 mm
（4）受力的各个支点间的距离：
通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：
名称
数值
ZL1
114 mm
ZL2
128 mm
ZL3
41 mm
（5）按弯扭合成应力校核轴的强度
①轴的载荷分析与计算
如下图a所示为输入轴的载荷的总受力图：

图中：
T：表示输入轴承受的转矩的大小及其方向。通过之前的计算可得T=71.387N.m。
Ft2：表示输入轴上小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=51.786mm，通过公式Ft2=2000T/d，可计算得到Ft2=2757.028N。
Fr2：表示输入轴上小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式Fr2=Ft2tanαn/cosβ，α表示小齿轮的分度圆压力角，由此可得Fr2=1039.315N。
Fa2：表示小齿轮上承受的轴向力。通过Fa2=Ft2tanβ，则可以计算得到Fa2=743.397。
Fzc13：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。
Fzc12：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。
Fzc23：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。
Fzc22：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。
Fzc21：表示右侧轴承的轴向的受力的大小及其方向。
通过求得的齿轮的径向力和轴向力，既可以通过简单的受力分析得到左侧和右侧轴承的水平方向和竖直方向的大小和方向。各个力的数值如下表所示（如果数值为正，表示与图中的受力的方向相同）：
名称
数值
T
71.387 N.mm
Ft2
2757.028 N
Fr2
1039.315 N
Fa2
743.397 N
Fzc13
668.865 N
Fzc12
138.244 N
Fzc23
2088.164 N
Fzc22
901.071 N
Fzc21
743.397 N
②绘制输入轴的轴的载荷分析图
根据求得的输入轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到输入轴的轴的载荷分析图，如下图所示：

图中：
Mxymax：表示在水平方向上输入轴承受弯矩的最大值。
Mxzmax：表示在竖直方向上输入轴承受弯矩的最大值。
Mmax：表示输入轴承受的最大弯矩。且Mmax=Mxymax2+Mxzmax2
Tmax：表示输入轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以Tmax=T。
已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：
名称
数值
Mxymax
36943.899N.mm
Mxzmax
85614.706 N.mm
Mmax
93245.534 N.mm
Tmax
71387.344 N.mm
③输入轴的弯扭校核
σca=M2+(αT)2W
确定以上数值：
1)M表示轴所受的弯矩，在这里M=Mmax=93245.534N.mm
2)T表示轴的所受的扭矩T=71387.344 N.mm
3) α表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取α=0.3
4)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=46.786mm，所以W为：
W=πd332=π×46.786332=10054.019mm3
将以上数值带入可得：
σca=M2+(αT)2W=93245.5342+(0.3×71387.344)210054.019=9.516MPa
已知输入轴的许用弯曲应力σ-1=60MPa。故输入轴满足弯扭合成应力的强度要求，故输入轴安全。
2．中间轴的结构设计与校核：
（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力σ-1=60MPa。
（2）初步估算轴的最小直径
查阅相关资料《机械设计》的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：
d≥A03Pn
A0：确认常数值A0=113。
P：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=5.169kW。
n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=156.522 r/min。
以上表达式的值带入可得：
d≥A03Pn=113×35.169156.522=36.254mm
（3）轴的结构设计
由于最小轴径为d=36.254mm，结合合理的中间轴的上使用的轴承的内径，最终的确定中间轴的最小直径d=40mm。
通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：

确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：
名称
型号或尺寸
中间轴左侧键
GB/T 1096 键 12×8×70
中间轴右侧键
GB/T 1096 键 12×8×45
中间轴圆锥滚子轴承
30208
中间轴尺寸L1
34 mm
中间轴尺寸L2
79 mm
中间轴尺寸L3
10 mm
中间轴尺寸L4
51 mm
中间轴尺寸L5
36 mm
中间轴尺寸D1
40 mm
中间轴尺寸D2
42 mm
中间轴尺寸D3
47 mm
中