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机械设计二级减速器课程设计

35
2020年4月19日
文档仅供参考
计算过程
结果
1 题目及总体方案分析
1题目:设计一个带式输送机用减速器
已知条件:带式输送机两班制连续单向运转,载荷平稳,空载启动,室内工作有粉尘,使用期限 ,大修期3年,动力源为三相交流电,小批量生产,输送速度允许误差为5%。输送工作拉力F=2800N,输送速度=0.9m/s,卷筒直径D=260mm。
2传动装置总体设计:
1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2. 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。
3. 确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级。其传动方案如下:

2 电动机的选择
2.1 电动机输出功率的确定
(1)确定各级传动效率并计算总效率---查机械设计课程设计表2-10
－带传动效率:0.96
－每对轴承传动效率:0.99
－圆柱齿轮的传动效率:0.98
－联轴器的传动效率:0.99
—卷筒的传动效率:0.96
说明:－电机至工作机之间的传动装置的总效率:

(2)工作机卷筒上所需功率Pw

（3） 电动机所需输出的功率为:

2.2电动机转速的确定
执行机构的曲柄转速为＝＝＝66.11 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比＝2～4,二级圆柱齿轮减速器传动比＝8～40,则总传动比合理范围为＝16～160,电动机转速的可选范围为:
＝×＝(16～160)×66.11＝1057.76~10577.6r/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Y132S-4的三相异步电动机,额定功率P为5.5 kw,满载转速1440 r/min。
3 分配传动比
(1)总传动比
(2)分配传动装置传动比: 式中,分别为带传动和减速器的传动比。为使V带外廓尺寸不致过大,初步取(实际的传动比要在V带设计时,由选定大小带轮标准直径之比计算),则减速器的传动比:

(3)分配减速器的各级传动比。
两级齿轮减速器,应按照高速级和低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近的条件进行传动比分配,这就要求两个大齿轮直径相近。因为低速级齿轮中心距大于高速级齿轮中心距,故必须使,故取:

4.计算传动装置的运动和动力参数
4.1各轴转速
减速器传动装置各轴转速为
电动机轴:各轴从高速轴至低速轴依次编号为:Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。
高速轴Ⅰ:
中间轴Ⅱ:
低速轴Ⅲ:
卷筒轴:
4.2各轴输入功率
电机轴:
Ⅰ轴:
Ⅱ轴:
Ⅲ轴:
卷筒轴:

4.3各轴输入转矩T(N•m)
电动机输出转矩:

Ⅰ轴输入转矩:

Ⅱ轴输入转矩:

Ⅲ轴输入转矩:

卷筒轴输入转矩:

5 设计减速器齿轮
5.1 高速级齿轮设计
因传递功率不大,转速不高,选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料,小齿轮:40Cr(调质),硬度为260HBS;大齿轮:45钢(调质),硬度为230HBS,二者材料硬度差为30HBS;1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1)由已知条件知,选用直齿圆柱齿轮传动;
2)选择精度等级:带式输送机为一般工作机器,速度不高,故齿轮选用7级精度;
3)选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度

4) 选小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=243.588=86.112,取=87。
2 按齿面接触强度计算

（1） 确定公式内的各计算数值
1)初选载荷系数＝1.3;
2)小齿轮传递转矩
N·mm
3） 选取齿宽系数 由表8—7,选齿宽系数=1。
4)弹性系数 由表8—6,查取弹性系数＝189.8。
5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=710;大齿轮的接触疲劳强度极限=590。
6)计算应力循环次数、

7)接触疲劳强度寿命系数,由图8—19查取接触疲劳强度寿命系数
＝0.94;＝0.96。
8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1;
MPa
Mpa
取＝＝566.4 MPa
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径

2） 计算圆周速度
3） 计算齿宽b。
b=
4） 计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

5） 计算载荷系数。
根据=2.093m/s,7级精度,由图10—8,动载系数＝1.08;
直齿轮,
由表10—2查取使用系数＝1;
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,。
由,查图10—13得,故载荷系数

6） 按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径
mm
7） 计算模数
mm
3 按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为

（1） 确定公式内的各计算数值
1)由图10-20c查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
2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得

4） 计算载荷系数

5） 查取齿形系数
由表10-5查得
6） 查取应力校正系数
由表10-5查得
7)计算大、小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大
（2） 设计计算

对比计算的结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取,已可满足弯曲强度。但为了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来计算应有的齿数。于是由

取,
大齿轮齿数
取整。
4 几何尺寸计算
(1)计算大、小齿轮的分度圆直径

(2)计算中心距

(3)计算齿轮宽度

圆整后取
5 齿轮的结构设计
小齿轮1由于直径较小,设计为实心齿轮。
大齿轮结构尺寸如下表
代号
结构尺寸计算公式
结果/mm
模数

2.5
分度圆直径

225
齿顶圆直径

=225+=230
230
齿根圆直径

225-=218.75
218.75
中心距

142.5
齿宽

60
轮毂处直径

80
轮毂轴向长L

60
倒角尺寸n

1.25
齿根圆处厚度

7.5
腹板最大直径

203.75
板孔分布圆直径

142.875
板孔直径

30.94
腹板厚C

18

5.2低速级齿轮设计
因传递功率不大,转速不高,选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料,小齿轮:40Cr(调质),硬度为260HBS;大齿轮:45钢(调质),硬度为230HBS,二者材料硬度差为30HBS;1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1)由已知条件知,选用直齿圆柱齿轮传动;
2)选择精度等级:带式输送机为一般工作机器,速度不高,故齿轮选用7级精度;
3)选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度
4)选小齿轮齿数=24,大齿轮齿数=242.76=66.24,取=67。
2 按齿面接触强度计算

（2） 确定公式内的各计算数值
1)初选载荷系数＝1.3;
2） 小齿轮传递转矩

3)选取齿宽系数 由表8—7,选齿宽系数=1。
4)弹性系数由表8—6,查取弹性系数＝189.8。
5)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=710;大齿轮的接触疲劳强度极限=590。
6)计算应力循环次数、

7)接触疲劳强度寿命系数,由图8—19查取接触疲劳强度寿命系数
＝0.95;＝0.96。
9） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1;
MPa
Mpa
取＝＝566.4 MPa
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径

4） 计算圆周速度
5） 计算齿宽b。
b=
5） 计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

6） 计算载荷系数。
根据=0.835m/s,7级精度,由图10—8,动载系数＝1.04;
直齿轮,
由表10—2查取使用系数＝1;
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,。
由,查图10—13得,故载荷系数

7） 按实际的载荷系数校正所算得小齿轮分度圆直径
mm
8） 计算模数
mm
3 按齿根弯曲强度设计
由式(10-5)得弯曲强度的设计公式为

（2） 确定公式内的各计算数值
1)由图10-20c查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
2)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
3)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得

5） 计算载荷系数

6） 查取齿形系数
由表10-5查得
7） 查取应力校正系数
由表10-5查得
7)计算大、小齿轮的,并加以比较

大齿轮的数值大
（3） 设计计算

对比计算的结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取,已可满足弯曲强度。但为了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来计算应有的齿数。于是由

取,
大齿轮齿数
取整。
4 几何尺寸计算
(1)计算大、小齿轮的分度圆直径

(2)计算中心距

(3)计算齿轮宽度

圆整后取
5 齿轮的结构设计
小齿轮3设计为实心齿轮。
大齿轮4结构如下
代号
结构尺寸计算公式
结果/mm
模数

3.5
分度圆直径

280
齿顶圆直径

=280+
=287
287
齿根圆直径

280-
=271.25
271.25
中心距

187.25
齿宽

95
轮毂处直径

96
轮毂轴向长L

80
倒角尺寸n

1.75
齿根圆处厚度

10.5
腹板最大直径

250.25
板孔分布圆直径

173.125
板孔直径

38.56
腹板厚C

28.5

6 带传动设计
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＝6.6 kw
2选择Ｖ带的带型
根据＝6.6 kw,＝1.2 ,查课本图8-11选用带型为A型带。
3确定带轮基准直径并验算带速
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＝100 mm。
验算带速
＝＝
因为,故带速合适。
2)计算大带轮的基准直径
大带轮基准直径＝＝2.2×100＝220 mm ,
式中为带传动的传动比,圆整为＝224 mm 。
确定V带的中心距和带的基准长度
由于0.7≤≤2,因此初选带传动的中心距为:
＝1.5＝486 mm
因此带长为:=≈1489 mm
查课本表8-2选取v带基准长度＝1600 mm,传动的实际中心距近似为:
≈+≈542 mm
中心距的变化范围为518～590 mm 。
3)验算小带轮上的包角
≈165.38o≥90o,包角合适。
4)计算带的根数z
因＝100 mm,带速v＝7.536 m/s,传动比2.2,
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
＝1.31 kw,额定功率增量＝0.17 kw 。
查课本表8-2得带长修正系数＝0.99 。
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
＝＝ 故取5根。
5)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 ＝0.10 kg/m,故:
单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为
＝＝145 N
6)计算压轴力
压轴力的最小值为: ＝2＝1437.6 N
7)带轮结构
V带由轮缘、轮辐、和轮毂组成。根据V带根数Z＝5,
小带轮基准直径＝100 mm,大带轮基准直径＝224 mm。 故由课本图8-14小带轮选择腹板式。大带轮选择孔板式.
轮槽的截面尺寸
槽型
bd/mm
/mm
/mm
e/mm
fmin/mm

A
11.0
2.75
8.7
15±0.3
9
38o
大带轮宽度:B=(z-1)e+2f=80 mm
7 减速器轴及轴承、键设计
7.1 中间轴以及传动轴承的设计
1.求输出轴上的功率,转速,转矩
＝5.123KW ＝183 r/min ＝267.35N．m
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=180
F＝＝N
F＝F＝2376.44×＝ 864.95N
低速级小齿轮的分度圆直径=71.13mm
＝＝N

3.初步确定轴的最小直径
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
＝116×mm
4.轴的结构设计
1)拟订轴上零件的装配方案(如图)

Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①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dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309,其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm,故
LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=27+20=47mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,因此,左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。
②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡ-Ⅲ=50mm;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为60m,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＝57mm。
③为了使大齿轮轴向定位,取dⅢ-Ⅳ=55mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合,取LⅢ-Ⅳ=90mm。
④取安装小齿轮出的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=50mm;齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为100m,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LⅣ-Ⅴ＝97mm。
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的轴向定位
大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;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。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角,各圆角半径见图
轴段编号
长度(mm)
直径(mm)
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
47
45
与滚动轴承30309配合,套筒定位
Ⅱ-Ⅲ
57
50
与大齿轮键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
90
55
定位轴环
Ⅳ-Ⅴ
97
50
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
47
45
与滚动轴承30309配合
总长度
338mm
5求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时,从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承,由手册中查得a=21mm。因此,轴的支撑跨距为
L1=56mm, L2=170,L3=76mm。
计算支反力
垂直面支反力(XZ平面)
绕支点B的力矩和,得

同理,,得

校核:
计算无误
水平平面(XY平面)
同样,有绕B点力矩和,得

由

校核:
计算无误
(5)转矩,绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图
C处弯矩:
D处弯矩:
水平面弯矩
C处弯矩:
D处弯矩:
（6） 合成弯矩
C处:

D处:

（7） 转矩及弯矩图

（8） 计算当量弯矩、绘弯矩图
应力校正系数

C处:

D处:

（9） 校核轴径
C剖面:
强度足够
D剖面:
强度足够

6 轴的细部结构设计
由表查出键槽尺寸(t=5.5,r=0.3);
由表查出键长L=40;
由表查出导向锥面尺寸;
由表得砂轮越程槽尺寸
7.2 高速轴以及传动轴承的设计
1.求输入轴上的功率,转速,转矩
＝5.28 KW ＝655 r/min ＝76.98N．m
2.求作用在齿轮上的力
F＝=427.67N
F＝F=427.67=155.66N
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
＝116×mm
故圆整取＝30,输入轴的最小直径显然是V带轮处的直径(图8.4)。V带轮与轴配合的毂孔长度L1＝100mm。
(1) 轴的结构设计
1)拟订轴上零件的装配方案(如图)
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

2)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带轮的轴向定位,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=32mm。V带轮与轴配合的长度LⅠ-Ⅱ=80mm,为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些,现取LⅠ-Ⅱ=75mm。
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dⅡ-Ⅲ=32mm,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30307,其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm,故dⅢ-Ⅳ=dⅥ-Ⅶ=35mm;而LⅢ-Ⅳ=21+21=42mm,LⅤ-Ⅵ=211mm。LⅥ-Ⅶ=23
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30307型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,因此,套筒左端高度为4.5mm,dⅤ-Ⅵ=44mm。
③取安装齿轮的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=40mm,取LⅣ-Ⅴ=62mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖的总宽度为36mm(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,取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm,故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
3)轴上零件的轴向定位
V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm,V带轮与轴的配合为H7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×70mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;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。
4)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2,取轴端倒角,各圆角半径见图
轴段编号
长度(mm)
直径(mm)
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
75
30
与V带轮键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
32
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
42
35
与滚动轴承30307配合,套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
62
40
与小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
211
44
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
23
35
与滚动轴承30307配合
总长度
473mm
5求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时,从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承,由手册中查得a=18mm。因此,轴的支撑跨距为
L1=118mm, L2=53.5mm,L3=248.5mm。
计算支反力
垂直面支反力(XZ平面)
绕支点B的力矩和,得

同理,,得

校核:
计算无误
水平平面(XY平面)
同样,有绕B点力矩和,得

由

校核:
计算无误
(5)转矩,绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图
C处弯矩:
水平面弯矩
C处弯矩:
（7） 合成弯矩
C处:

（8） 转矩及弯矩图

（9） 计算当量弯矩、绘弯矩图
应力校正系数

C处:
（10） 校核轴径
C剖面:
强度足够

6 轴的细部结构设计
a 装齿轮处
由表查出键槽尺寸(t=5.0,r=0.3);
由表查出键长L=40;
由表查出导向锥面尺寸;
由表得砂轮越程槽尺寸
B 装带轮处
由表查出键槽尺寸(t=4.0,r=0.2);
由表查出键长L=40;
由表查出导向锥面尺寸;
由表得砂轮越程槽尺寸
7.3 低速轴以及传动轴承的设计
(1) 低速轴上的功率、转速和转矩
转速()
中速轴功率()
转矩T()
66
4.97
719.14
(2) 作用在轴上的力
已知低速级齿轮的分度圆直径为,根据式(10-14),则

(3) 初步确定轴的最小直径
先按式(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15-3,取,于是得
(4) 轴的结构设计
1） 拟订轴上零件的装配方案(如图)
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

2)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轴向定位,Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩,故取Ⅴ-Ⅵ段的直径dⅤ-Ⅵ=53mm,dⅥ-Ⅶ=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm,为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅵ-Ⅶ段的长度应比L1略短一些,现取LⅥ-Ⅶ=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dⅥ-Ⅶ=50mm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311,其尺寸为d×D×T=55mm×120mm×31.5mm,故
dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=55mm;而LⅠ-Ⅱ=32mm,LⅣ-Ⅴ=52mm。
左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30311型轴承的定位高度h=6mm,因此,取得dⅡ-Ⅲ=67mm,LⅡ-Ⅲ=162。右端轴承采用套筒进行轴向定位,同理可得套筒右端高度为6mm。
③取安装齿轮出的轴段Ⅲ-Ⅳ的直径dⅢ-Ⅳ=60mm;齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm,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lⅢ-Ⅳ=92mm。
④轴承端盖的总宽度为30mm(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,取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm,故取LⅤ-Ⅵ=60mm。
至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。
轴段编号
长度(mm)
直径(mm)
配合说明
Ⅰ-Ⅱ
32
55
与滚动轴承30311配合
Ⅱ-Ⅲ
162
67
轴环
Ⅲ-Ⅳ
92
60
与大齿轮以键联接配合,套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
45
55
与滚动轴承30311配合
Ⅴ-Ⅵ
60
53
与端盖配合,做联轴器的轴向定位
Ⅵ-Ⅶ
105
50
与联轴器键联接配合
总长度
496mm
5求轴上的载荷
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时,从手册中查取a值。对于30311型圆锥滚子轴承,由手册中查得a=25mm。因此,轴的支撑跨距为
L1=216mm, L2=72mm,L3=139mm。
计算支反力
垂直面支反力(XZ平面)
绕支点B的力矩和,得

同理,,得

校核:
计算无误
水平平面(XY平面)
同样,有绕B点力矩和,得

由

校核:
计算无误
(5)转矩,绘弯矩图
垂直平面内的弯矩图
C处弯矩:
水平面弯矩
C处弯矩:
（8） 合成弯矩
C处:

（9） 转矩及弯矩图

（10） 计算当量弯矩、绘弯矩图
应力校正系数

C处:

（11） 校核轴径
C剖面:
强度足够

6 轴的细部结构设计
a 装齿轮处
由表查出键槽尺寸(t=5.0,r=0.3);
由表查出键长L=80;
由表查出导向锥面尺寸;
由表得砂轮越程槽尺寸
b 装联轴器处
由表查出键槽尺寸(t=4.0,r=0.3);
由表查出键长L=80;
由表查出导向锥面尺寸;
由表得砂轮越程槽尺寸

8 滚动轴承的校核
8.1高速轴的轴承校核
选用30307型圆锥滚子轴承,查<课程设计>表15-7,得

(1)求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知:

(2)求两轴承的计算轴向力和

因为
因此轴承Ⅰ被压紧
(3)求轴承当量动载荷和
Ⅰ轴承,,查表e=0.31
e
;载荷系数
当量动载荷
Ⅱ轴承,,查表e=0.31
e
;载荷系数
当量动载荷
（4） 验算轴承寿命
因,故只需验算Ⅰ轴承
轴承预期寿命为:
轴承实际寿命

具有足够使用寿命。
8.2 中间轴的轴承校核
选用30309型圆锥滚子轴承,查<课程设计>表15-7,得

（1） 求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知:

（2） 求两轴承的计算轴向力和

因为
因此轴承Ⅱ被压紧
(3)求轴承当量动载荷和
Ⅰ轴承,,查表e=0.35
e
;载荷系数
当量动载荷
Ⅱ轴承,,查表e=0.31
e
;载荷系数
当量动载荷
（5） 验算轴承寿命
因,故只需验算Ⅱ轴承
轴承预期寿命为:
轴承实际寿命

具有足够使用寿命。
8.3 低速轴的轴承校核
选用30309型圆锥滚子轴承,查<课程设计>表15-7,得

(1)求两轴承所受到的径向载荷和
由高速轴的校核过程中可知:

（3） 求两轴承的计算轴向力和

因为
因此轴承Ⅱ被压紧
(2)求轴承当量动载荷和
Ⅰ轴承,,查表e=0.35
e
;载荷系数
当量动载荷
Ⅱ轴承,,查表e=0.35
e
;载荷系数
当量动载荷
（6） 验算轴承寿命
因,故只需验算Ⅱ轴承
轴承预期寿命为:
轴承实际寿命

具有足够使用寿命。
9 键联接的选择及校核计算
由<机械设计>式(6-1)得
键、轴和轮毂的材料都是钢,由<机械设计>表6-2,取
(1)V带轮处的键
取普通平键10×63GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

(2)高速轴上小齿轮处的键
取普通平键12×70GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

(3)中速轴上大齿轮处的键
取普通平键14×70GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

(4)中速轴上小齿轮处的键
取普通平键14×70GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

(5)低速轴上大齿轮处的键
取普通平键20×80GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度

(6)联轴器周向定位的键
取普通平键18×80GB1096-79
键的工作长度
键与轮毂键槽的接触高度
联接挤压强度足够。
10 联轴器的选择
已知从减速器输出转矩为719.14
由表查出

型号选择:选用弹性柱销联轴器HL4,公称扭矩,许用最大转速为
4000r/min,轴径40~56之间,故可用。
11 箱体结构设计及密封与润滑
11.1 减速器箱体设计
名称
计算依据
计算过程
计算结果
箱座壁厚

0.025*188+3＝7.7
8
箱盖壁厚

×10=8
8
箱座凸缘厚度

1.5×8
12
箱盖凸缘厚度

1.5×8
12
箱座底凸缘厚度

2.5×8
20
地脚螺栓直径
0.36+12多级传动中a为低速级中心距
0.036+12=0.036x188+12=18.77
20
地脚螺钉数目

4
轴承旁联接螺栓直径

0.75×20=15
16
箱盖与箱座联接螺栓直径

0.5x20=10
10
联接螺栓d2的间距
查[3]表3
150～200
160

轴承端盖螺钉直径
(0.4-0.5)df
＝0.4x20=8
8
检查孔盖螺钉直径

8
定位销直径

(0.7～0.8)×10
8
、、至外箱壁距离
查表4

26
22
16
、至凸缘边缘距离
查表4

24
14
轴承旁凸台半径

＝10
凸台高度
作图得到

h=120
轴承座宽度

8+22+20+5
55
大齿轮顶圆与内箱壁距离
≥
1.2×8=9.6
10
齿轮端面与内箱壁距离
≥10~15

10
箱盖、箱座肋厚、

0.85×8
6.8
6.8
轴承端盖外径

120+5×8=160
80+5×8=120
100+5×8=140
160
120
140
轴承旁联接螺栓距离

160
120
140
箱座深度

大齿轮齿顶圆直径

184
箱座高度

184+8+6
198
11.2减速器附件设计
1) 窥视孔和视孔盖
窥视孔应该在箱盖顶部,以便观察,应在凸台上以便加工。
2) 通气器
在箱盖顶部,要适合环境,其尺寸要与减速器大小相合适。
3) 油面指示器
应该设在油面比较稳定的地方,如低速轴附近。
用圆形油标,有标尺的位置不能太高和太低,以免溢出油标尺孔座。
4) 放油孔和螺塞
放在油的最低处,平时用螺塞塞住,放油孔不能低于油池面,以免排油不净。
5) 起吊装置
吊环可按起重重量选择,箱盖安装吊环螺钉处设置凸台,以使吊环螺钉有足够的深度。
6) 定位销
用圆锥销作定位销,两定位销的距离越远越可靠,常设在箱体连接凸缘处的对角处,对称置直径=0.8。
7) 起盖螺钉
装在箱盖连接凸缘上,其螺纹长度大于箱体凸缘厚度,直径可与连接螺钉相同。
8)密封与润滑
轴承采用接触式密封。
传动采用浸油润滑,尽量使各传动油深度相同。
轴承润滑采用刮油润滑。
12 设计小结
我们这次机械设计课程设计是做<带式运输机用的二级圆柱齿轮减速器>。在几个星期的设计过程中,让我明白一个简单机械设计的过程,知道一个设计所必须要准备些什么,要怎样去安排工作,并学习机械设计的一般方法,掌握机械设计的一般规律;也经过课程设计实践,培养了我综合运用机械设计课程和其它先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力;学会怎样去进行机械设计计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范。还有就是激发了我的学习兴趣,能起到一种激励奋斗的作用,让我更加对课堂所学内容的更加理解和掌握。
这次机械课程设计中,我遇到了很多问题,但同学讨论和老师 指导起到了很大的作用,这就是团队的精神。自己在设计中所遇到的困难,让我明白要做好一个机械设计是一件不容易的事,必须有丰富的知识面和实践经验,还必须有一个好的导师。设计让我感到学习设计的紧张,能看到同学间的奋斗努力,能让大家很好地回顾以前所学习的理论知识,也明白只有在学习理论基础上才能做设计,让我以后更加注重理论的学习并回到实践中去。还这次自己没有很好地把握设计时间的分配,前面传动方案设计和传动件设计时间太长,而在装配草图设计、装配工作图设计时间太紧,还有就是在装配草图设计中遇到一些尺寸不是很确定,而减慢了AutoCAD工程制图的速度,这也很好让我们更加掌握AutoCAD工程制图的操作。这是自己设计思维不太严谨,没有很好地熟悉一些理论知识,没有过此类设计的经验;在设计过程中自己也做了一些重复的计数,很多往往是一个参数所取不正确或没有太在意一些计数,而在尺寸计算校核才发现问题,而白白花了重复工作的时间,但也能让我更加深刻一些设计的过程,积累了一些设计的经验。
这次机械设计课程设计是我们一次进行的较长时间、较系统、 较全面的工程设计能力训练,很好地提高了我们实践能力和运用综合能力的水平。我们能够经过设计,明白到学习的内容的目的,更加明确大学学习的目标方向,能激起学生学习激情,也让我们有学习的成就感,希望以后有更多合适实训教学安排。
13 参考资料
1、<机械设计>(第八版)濮良贵,纪名刚　主编 出 版 社:高等教育出版社
2、<机械设计课程设计指导书>(第3版) 吴宗泽 主编,高等教育出版社,1990;
3、<机械零件手册>(第五版) 周开勤 主编,高等教育出版社, ;
4、<材料力学>(第4版) 刘鸿文 主编,高等教育出版社, .1;
5、互换性与测量技术基础(第3版)王伯平 主编,机械工业出版社 -3-1
6.<机械设计课程设计手册>(第二版)——清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编。
7.<机械设计课程设计指导书>(第二版)——罗圣国,李平林等主编。
8.<机械课程设计>(重庆大学出版社)——周元康等主编。
9.<机械设计基础>(第四版)课本——杨可桢 程光蕴 主编。

=24
=87

＝1.3

=1
189.8

＝0.94
＝0.96

b=56.396mm

＝1.08
＝1