二级直齿轮减速器设计.

绪论………………………………………………………………………………4 1.电动机选择 ……………………………………………………………………5

1.1确定电机功率 ………………………………………………………………5 1.2确定电动机转速 ……………………………………………………………6

2.传动比分配 ……………………………………………………………………6

2.1总传动比 ……………………………………………………………………6 2.2分配传动装置各级传动比 …………………………………………………6

3.运动和动力参数计算 ………………………………………………………6

3.1各轴转速 ……………………………………………………………………6 3.2各轴功率 ……………………………………………………………………6 3.3各轴转矩 ……………………………………………………………………7

4.传动零件的设计计算 ………………………………………………………7

4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算 ……………………………………7 4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算 ……………………………………11

5.

装配零件设计…………………………………………………………………14

5.1 轴最小直径初步估计………………………………………………………14 5.2 联轴器初步选择……………………………………………………………14 5.3 轴承初步选择………………………………………………………………14 5.4 键的选择……………………………………………………………………15 5.5 润滑方式选择………………………………………………………………15

6.减速器箱体主要结构尺寸…………………………………………………16 7.轴的受力分析和强度校核…………………………………………………17

7.1 高速轴受力分析及强度校核………………………………………………17 7.2 中间轴受力分析及强度校核………………………………………………19 7.3 低速轴受力分析及强度校核………………………………………………21

8.轴承寿命计算…………………………………………………………………24

8.1 高速轴寿命计算……………………………………………………………24 8.2 中间轴寿命计算……………………………………………………………25 8.3 低速轴寿命计算……………………………………………………………26

9.键连接强度计算 ……………………………………………………………27

9.1 高速轴上键连接强度计算…………………………………………………27

2

9.2 中间轴键强度计算………………………………………………………28 9.3 低速轴链接键强度计算…………………………………………………29

10.设计总结 …………………………………………………………………29

参考文献…………………………………………………………………30

3

绪论

机械设计综合课程设计在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程设计中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、结构及工艺设计等内容有机地结合进行综合设计实践训练，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。此外，它还培养了我们机械系统创新设计的能力，增强了机械构思设计和创新设计。

本课程设计的设计任务是二级圆柱齿轮减速器的设计。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、冶金、石油、化工、起重运输、纺织印染、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。

本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能，同时给了我们练习电脑绘图（Auto CAD）PROE的机会。

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计算内容和设计步骤：

计 算 及 说 明 结 果 1.电动机选择 电动机是标准部件。因为工作环境用于货物的运送,受轻振冲击，所以选择Y系 列一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。 1.1确定电机功率 ηw=0.95 Fv 工作机所需功率Pw(kw)为 Pw==3.4 kw 1000ηw 按《机械课程设计手册》表1-7确定各部分效率 齿轮采用8级精度的一般齿轮传动 η1=0.97 轴承采用球轴承(稀油润滑) η2=0.99 Pw=3.4 kw 高速级用弹性联轴器 η3=0.992 低速级用滑块联轴器 η4=0.98 总效率 η = η12η23η3η4= 0.972×0.993×0.992×0.98 =0.89 Pw电动机所需工作功率Pd(kw)为 Pd=3.4/0.89=3.8kw 

5

1.2确定电动机转速 卷筒轴工作转速 nw=65r/min 二级圆柱齿轮减速器传动比 3< i1<5 3< i2<5 电机转速 n=(3~5)×(3~5) nw=558.9r/min~1552.5r/min 取 n=1000r/min 所以，由《机械课程设计手册》表12-1得电动机型号为Y132M1-6 额定功率 p=4 kw , 满载转速 nm=960r/min 由表12-3得轴伸尺寸 直径 38mm 长度80mm η =0.89 pd=3.8kw n w=65r/min n=1000r/min 电动机型号为Y132M1-6 额定功率 p=4 kw , 满载转速 nm=960r/min 2.传动比分配 2.1总传动比 i=nm960==14.77 65nw2.2分配传动装置各级传动比 对展开式圆柱二级传动齿轮 i1=(1.3~1.5)i2 , i= i1 i2 计算可得 i1=4.66 i2=3.33 p=4 kw nm=960r/min 3.运动和动力参数计算 3.1各轴转速 高速轴 n1=nm=960r/min 中间轴 n2= n1/ i1=960/4.66=206.0r/min 低速轴 n3=n2/ i2= nm/ i1 i2=960/14.77=65.0r/min 3.2各轴功率 高速轴 p1= pdη3=3.8×0.992=3.77kw 中间轴 p2= p1η1η2=3.77×0.97×0.99=3.62kw 低速轴 p3= p2η1η2=3.62×0.97×0.99=3.48kw 3.3各轴转矩

i =14.77 i1=4.66 i2=3.33 n1=960r/min n2=206.0r/min n3=65.0r/min 6

p高速轴 T1=95501=37.5N·M n1中间轴 T2=9550 p2=167.8 N·M n2p3=536.9 N·M n3p1=3.77kw p2=3.62kw p3=3.48kw T1=37.5 Nm T T3低速轴 T3=95504.传动零件的设计计算 4.1第一级（高速级）齿轮传动设计计算 4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）高速级选用直齿圆柱齿轮传动； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度； （3）材料选择 2=167.8Nm =536.9 选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45 (调质)，硬 度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS； （4）初选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数 Z2i1Z1=4.66×24=111.84，取；Z2=112 类型： 直齿圆柱齿4.1.2按齿面接触强度设计 轮，7级精由设计计算公式进行试算 度 材料： KtT1u1ZE2d1t2.233() 小齿轮 du[H]40Cr(调质) 280HBS (1)确定公式内各计算数值 大齿轮 1)试选载荷系数Kt=1.3。 45钢(调质) 6p12)小齿轮传递的转矩 T1= 9.55×10=37500N·m 240HBS n1 3)由教材表10-7选取齿宽系数Φd=1。 1 4)由教材表10-5查得材料的弹性影响系数锻钢ZE=189.8MPa2 5)由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σlim1=600MPa； 大齿轮的接触疲劳极限σlim2=550MPa。 T

1Nm =37500N7

6)由教材公式10-15计算应力循环次数 N160n1jLh60×960×1×300×2×8×8=2.2×109 h ·m [σH]1=540N12.2109=4.7×108 h N2i14.667)由教材图10-23取接触疲劳寿命系数 KHN10.9 KHN21.05 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1﹪，安全系数S=1,则 [σH]1=KHN1lim1=540MPa SKHN2lim2=577.5MPa S[σH]2=(2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得 MPa [σH]2=577.5MPa d1t=41.883d1t2.2331.3375004.661189.82()=41.883mm 14.665402)计算圆周速度 vd1tn160100041.883960601000=2.105 m/s 3)计算齿宽b bdd1t=1×41.883=41.883mm mm v=2.105m/s b=41.883mm 4)计算齿宽与齿高比b/h 模数：mt1d1t41.883=1.745mm Z124齿高：h2.25mt11.745×2.25=3.926mm b/h =10.67 5)计算载荷系数K。 由教材表10-2查得使用系数KA=1；根据2.105 m/s，7级精度，由教材图10-8

mt1=1.745mm 8

查得,动载系数KV=1.1； 直齿轮KHKF1 h=3.926mm 由教材表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， KH1.417； b 由10.67，KH1.417查教材图10-13得KF1.38； h 故载荷系数 KKAKVKHKH1×1.1×1×1.417=1.5587 6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，有 K1.5587=44.495mm d1d1t341.8833 Kt1.3 K=1.5587 7)计算模数mn d44.495 = 1.854mm m11 z1244.1.3按齿根弯曲强度设计 按教材式(10-7)试算，即 m≥3d1=44.495mm m1=1.854mm 2KT1YFaYSa() dZ1[F](1)确定计算参数 1)由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的疲 劳强度极限σFE2=380MPa； 2)由教材图10-25取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88； 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有 KFN1FE10.85500 303.75MPa [F]1= S1.4 K0.88380 238.86MPa [F]2FN2FE2 S1.44)计算载荷系数

[F]1=3039

K=KAKVKFKF=1×1.1×1×1.38=1.518 5)查取齿形系数和应力校正系数 由机械设计手册，用插值法查得 YFa1=2.65；YFa2=2.16；YSa1=1.58；YSa2=1.81 .75 MPa [F]2=238.86MPa YY 6)计算大、小齿轮的FaSa并加以比较。 K=1.518 [F] YFa1YSa12.651.58 =0.01379  [F]1303.57 YFa2YSa22.161.81 =0.011973  [F]2238.86 小齿轮的数值大。 (2)设计计算 21.51830560m130.01379=1.31mm 1242 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的m大于由齿根弯曲疲劳强度的计算 值，而齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，取m1=1.5mm， 已可满足弯曲强度。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m1=1.31 mm 直径d1=44.495mm来计算应有的齿数。于是由 d44.495m1=1.5mm Z11=29.6 m11.5 取Z1=30，则Z2=i1Z1=4.66×30=139.8,取 140。 4.1.4几何尺寸计算 (1)计算大小齿轮的分度圆直径 d1=Z1m1=30×1.5=45mm z1=30 z2=140 d2=Z2m1=140×1.5=210mm (2)计算中心距 d1=45mm a1=( d1+ d2)/2=127.5mm d2=210mm (3)计算齿轮宽度

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bdd11×45=45mm 4.2第二级（低速级）齿轮传动设计计算（参照高速级设计） 4.2.1选定齿轮类型、精度、材料及齿数 B1=50mm 低速级转速低、传递转矩大，故选用直齿圆柱齿轮传动；精度仍选为7级；B2=45mm 为了减少材料品种和工艺要求，小齿轮材料仍选用硬度为280 HBS的 40Cr(调质)，大齿轮为硬度240 HBS的45 (调质)；仍初选小齿轮齿数Z1=24， 类型： 直齿圆柱齿大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.33×24=79.92，取80 轮 4.2.2按齿面接触强度设计 材料： 小齿轮 试算公式： 280 HBS KT2i21ZE240Cr(调质) d1t2.323••() 大齿轮 di2H240 HBS (1)确定公式内各计算数值 45钢(调质) 试选载荷系数Kt=1.3； p 小齿轮传递转矩T1= 9.55×1062=167820N·m Z1=24 n2Z2=80 1 Φd=1；ZE=189.8MPa2； 应力循环次数： N160n2jLh60206288300=4.7×108 h N14.71088=1.4×10 h N2 i23.33 小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa； 大齿轮σHlim=550MPa； 接触疲劳寿命系数：KHN1=1.05, KHN2=1.12. 取失效概率为1﹪，安全系数S=1， 计算得接触疲劳许用应力 K1.05600 [H]1HN1lim1=630Mpa S1

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圆整后取B2=45mm, B1=50 mm a1=127.5mm [H]2KHN2lim2=1.12×550=616MPa S[H]1=630 Mpa [H]2=616 (2)计算 1)小齿轮分度圆直径 1.31678203.331189.82()=50.334mm d1t2.32313.33616MPa d1t=50.334=0.54m/s 2) 圆周速度 d1tn260100050.334206601000mm 3) 齿宽 bdd1t 1×50.334=50.334mm 模数 mtd1t50.334=2.10 mm z124v=0.54m/s 齿高 h=2.25×mt=2.25×2.10=4.73 mm 宽高比 b10.66 hb=50.334mm 4)载荷系数。 Kv=1.01；直齿轮KHKF1.0；KA=1；KH1.423, KF1.39； 则KKAKVKHKH1.5653 5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: mt=2.10mm h=4.73mm K=1.5653 d1=55.2mm d1d1t3K=55.2mm Kt6)计算模数 md155.2mm = 2.3mm z1244.2.3按齿根弯曲强度设计 设计公式： m3m=2.3mm 2KT2YFaYSa() 2[F]dz1(1)确定公式内各计算数值

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小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa； 大齿轮的疲劳强度极限σFE2=380MPa； 弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.9； 载荷系数KKAKVKFKF1.529； YFa1=2.65，YFa2=2.21；YSa1=1.58，YSa2=1.78；S=1.4； 计算弯曲疲劳许用应力： [F]1=KFN1FE10.88500=314.2MPa S1.4KFN2FE20.9380=244.29 Mpa S1.4 [F]2= [F]1=314.则 ： YFa1YSa12.651.58=0.01332 [F]1314.2YFa2YSa22.211.78=0.01610 [F]2244.292MPa [F]2=244.大齿轮数值较大 (2)设计计算 m321.5291678200.0161=2.33 mm 2124取m2=2.5，则小齿轮齿数 z1d155.2=22.08取Z1=23 m2.5大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.33×23=76.59取Z2=77 4.2.4几何尺寸计算 (1)分度圆直径 d3z1m23×2.5=57.5mm d4z2m772.5192.5mm (2)中心距 a2d3d457.5192.5=125 mm 2229 Mpa m=2.33mm m2=2.5mm Z1=23 Z2=77 13

(3)齿轮宽度 bdd11×57.5=57.5 mm 取B4=60mm，B3=65 mm。 5 装配零件设计 5.1 轴最小直径初步估计 5.1.1 高速轴 材料40Cr(调质)，硬度为280HBS，由教材表15-3取 A0=105 d1A03 5.1.2 中间轴 P13.77=16.57mm 取22mm 1053n1960 材料40Cr(调质)，硬度280HBS，由教材表15-3取 A0=110 d2A03 5.1.3低速轴 P23.62=27.14mm 取30mm 1103n2206d3=57.5mm d4=192.5mm a2=125mm B3=65mm B4=60mm d1=22mm d2=30mm d3=40mm Tc1 材料45钢调质，硬度250HBS，由教材表15-3取 A0=110 d3A03P33.48=41.58mm 取40mm 1103n361.9 5.2 联轴器初步选择 由教材表14—1查得工作情况系数K=1.5 计算转矩 TC1=KT1=1.5×37.5=56.25 N·M TC3=KT3=1.5×536.9=805.35N·M 高速轴选梅花形弹性联轴器，由设计手册表8-8得联轴器型号为 LM4JB3860 YB2252=56.25 低速轴选滑块联轴器，根据设计手册表8-9得联轴器型号为 WH7N·m TC3=805.35 J14084 J14084N·m 14

5.3轴承初步选择 高速轴

第一次放大 26mm 第二次放大 30mm 中间轴 低速轴 33mm 46mm 35mm 50mm d1=30mm 根据以上数据，高速轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7006C；d2=35mm 中间轴用角接触球轴承，查手册表6-6得轴承代号为7007C；低速轴用深沟球轴承，查手册表6-1得轴承代号为6010。 d3=50mm 5.4 键的选择 高速轴： 输入联轴器连接键：6×6×32 中间轴： 大齿轮连接键：12×8×32 低速轴： 大齿轮连接键：16×10×50 高速轴 输出联轴器连接键：12×8×70 7006C 材料都为Q275A。 中间轴 5.5润滑方式选择 7007C 5.5.1 轴承润滑方式选择 低速轴高速轴dn=22800mm·r/min,中间轴6884.5 mm·r/min,低速轴dn=2625 mm·r/min。6010 都小于160000。所以选用脂润滑。润滑剂由手册表7-2查得用通用锂基润滑脂ZL-1。 高速轴输入5.5.2 齿轮润滑方式选择 联轴器连接键：6×6× 齿轮采用浸油润滑。圆柱齿轮浸入油的深度最低约一个齿高， 32 但不少于10mm，最高不超过三分之一分度圆半径，大齿轮的齿顶 中间轴大齿到油池底面的距离≥30mm。 轮连接键： 12×8×32 低速轴大齿6.减速器箱体主要结构尺寸 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 符号 尺寸关系 δ δ1 b1 b 0.025a+3=8.287≥8 0.02a+3=7.23≥8 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 结果 (mm) 8 8 12 12 20 轮连接键：16×10×50 输出联轴器连接键：12×8×70 材料都为Q275A 15

箱座底凸缘厚b2 度

地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 df n 0.036a+12 a≤250,n=4 ；a＞250～500,n=6，a＞500时，n=8 20 4 轴承旁联接螺d1 栓直径 盖与座联接螺d2 栓直径 连接螺栓d2的L 间距 轴承端盖螺钉d3 直径 视孔盖螺钉直d4 径 定位销直径 d1 d2 df至外箱壁距离 df d2凸缘边远C2 距离 d C1 0.75df 16 (0.5～0.6)df 10 150～200 150 (0.4～0.5)df 8 (0.3～0.4)df 8 (0.7～0.8)d2 表11-2 8 C1f=26 C11=22 C12=16 表11-2 C2f=24 C21=20 C22=14 轴承旁凸台半R1 径 凸台高度 h C21 20 根据低速级轴承座外径 42 确定，以便于扳手操作 外箱壁至轴承L1 座端面距离 铸造过渡尺寸 x,y C1+C2+(5～10) 47 表1-38 x=3 y=15 大齿轮顶圆与△1

＞1.2δ 10 16

内壁距离 齿轮端面与内△2 箱壁距离 箱盖箱座肋厚 m1,m m1≈0.85δ1， m≈0.86δ m1=7 m=7 轴承端盖外径 D2 D+（5～5.5）d3 D21=95 D22=102 D23=120 轴承旁联接螺S 栓距离 尽量靠近，Md1和Md2S1=95 互不干涉为准，一般取sS2=102 ≈D2 S3=120 ＞δ 10 7 轴的受力分析和强度校核 （高速轴） 7.1 高速轴受力分析及强度校核 17

如图小齿轮受力： Ft12T1230.56103=1358.2 N Ft1d145 Fr1Ft1tan1358.2tan20=494.4 N 受力分析： 由轴的结构图得： L1=134mm L2=51.5mm 水平面：由 =1358.2N Fr1=494.4N FNH1=137.3N FNH2=357.1N MH=8390.7 FNH1(L1L2)Fr1L2FNH2(L1L2)Fr1L1 得： FNH1=137.3N FNH2=357.1N 弯矩 MH=FNH1L1=18390.7 N·mm 铅垂面：由 N·mm FNV1=377.1N FNV2=981.14N MV=50526.FNV1(L1L2)Ft1L2FNV2(L1L2)Ft1L1 得： FNV1=377.1N FNV2=981.14 N 弯矩 MV=FNV1L1=50526.7 N·mm 18

总弯矩 M1=MHMV=53770 N·mm 扭矩 T1=30560 N·mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6 ca227 N·mm M 1=53770 N·mm M1(T1)2w2=21MPa 之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得[-1]70 MPa ca=21MPa 安全 19

ca<[1],故安全。 7.2中间轴受力分析及强度校核 （中间轴）

如图大齿轮受力： Ft2=1300.42T22143.37103=1300.4N Ft2d2220.5Fr2Ft2tan1300.4tan20=473.3N N Fr2=473.3N Ft3=4096.3小齿轮受力： 2T22143.37103=4096.3N Ft3d370Fr3Ft3tan4096.3tan20=1490.9N. N Fr3=1490.9受力分析： 由轴的结构图得： L1=64.5mm , L2=70mm , L3=52mm.

N 20

水平面： FNH1(L1L2L3)Fr3(L1L2)Fr2L3FNH2(L1L2L3)Fr3L1Fr2(L1L2) 得： FNH1=-843.3N FNH2=174.3N 弯矩 MH1=FNH1L1=-54393 N·mm MH2=Fr3L2+FNH1(L1+L2)= －102987.6 N·mm 铅垂面： FNV1(L1L2L3)Ft3(L2L3)Ft2L3FNV2(L1L2L3)Ft2(L1L2)Ft3L1 得： FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N 弯矩 MV1=－FNV1L1=－196222 N·mm MV2=Ft3 L2－FNV1(L1+L2)= －122434 N·mm 总弯矩 M21.=MH1MV1=203621 N·mm M22=MH2MV2=159989 N·mm 扭矩 T2=143370 N·mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6 ca2222 FNH1=-843.3N FNH2=174.3N FNV1=3042.2N FNV2=2354.5N M21.=203621 N·mm M22=159989 N·mm M21(T2)2w2=51.6MPa 之前已选轴材料为40Cr，调质处理，查教材表15-1得[-1]70 MPa ca=51.6MPca<[1],故安全。 7.3低速轴受力分析及强度校核 a 安全 21

22

如图所示，齿轮受力为： Ft4=2T32515880 =3931N d4262.5 Fr4= Ft4 tanα=3931×tan20=1431N 由轴的结构图得： L1=62.5mm L2=123mm 受力分析 水平面： FNH1(L1L2)Fr4L2FNH2(L1L2)Fr4L1 得： FNH1=933.8 N FNH2=497.2 N 弯矩 MH=FNH1L1=61164 N·mm 垂直面： FNV1(L1L2)Ft4L2FNV2(L1L2)Ft4L1 得： FNV1=2565 N FNV2=1366N 弯矩 MV=FNV1L1=168008 N·mm 总弯矩： M3MHMV=178795N·mm 扭矩 T3 =515880 N·mm 按弯扭合成应力校核轴的强度，计算取α=0.6 22 Ft4=3931N Fr4=1431N FNH1=933.8N FNH2=497.2 N FNV1=2565N FNV2=1366N M 3=178795 N·mm caM2(T3)2w=21.5MPa ca=21.5MPa 校核安全 23

此轴材料为45,调质处理，由教材表15-1查得[-1]60 MPa ca<[1],故安全。

低速轴 8 轴承寿命计算 8.1 高速轴寿命计算 高速轴轴承为7006C。 由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=15.2kN 轴承受到的径向载荷： Fr1=FNV1=377.1N Fr2=FNV2=981.1N 派生轴向力为：取e=0.4 Fd1=eFr1=150.8 N Fd2=eFr2=392.4 N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。 因为Fae+Fd2＞Fd1,所以左端轴承1被压紧，右端轴承2放松。 所以轴向力： Fa1=Fae+Fd2=392.4 N Fa2=Fd2=392.4 N 7006C轴承判断系数 e=0.4。 Fr1=377.1N Fr2=981.1N 24

Fa1F1.04＞e a20.4 Fr2Fr1

由教材表13-5得动载荷系数： X1=0.44, Y1=1.40 X2=1，Y2=0 由教材表13-6取fp=1.1当量动载荷 P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=786.8N P2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1079.2 N 因为P18年 28300 P1=786.8N P2=1079.2 N 高速轴轴承为7006C LY=10.1年 所以寿命满足使用要求。 8.2 中间轴寿命计算 中间轴轴承为7007C。 由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=19.5 kN 轴承受到的径向载荷： Fr1=FNV1=3042.2N Fr2=FNV2=2354.5N 派生轴向力为：取e=0.4 Fd1=eFr1=1216.9 N Fd2=eFr2=941.8 N

合格 Fr1=3042.2N Fr2=2354.525

两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。 因为Fae+Fd2P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。 球轴承ε=3 106C3 Lh()=16765 h 60n2P1 LY=Lh=3.5年<8年 28300所以寿命不满足使用要求。换6007深沟球轴承 8.3 低速轴寿命计算

不合格 换6007深沟球轴承 26

低速轴轴承为6010。 由机械设计手册表6-6得基本额定动载荷： C=22kN 轴承受到的径向载荷： Fr1=FNV1=2565N Fr2=FNV2=1366N 派生轴向力为：取e=0.37 Fd1=eFr1=949N Fd2=eFr2=505.4N 两轴承正装，由于齿轮为直齿，无轴向力，所以Fae=0。 因为Fae+Fd2P2，所以以轴承1作为寿命计算轴承。 球轴承ε=3 106C3 Lh()=150493 h 60n2P1 LY=Lh=25.8年>8年 28300所以寿命满足使用要求。 9 键连接强度计算 9.1 高速轴上键连接强度计算

校核合格 27

高速轴上只有一个键连接，联轴器链接键：6×6×32。 圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力[p]=120MPa。 强度计算公式： 2T103[p] pkld公式中数据： T1= 37.5N·m k=3mm l= 26 mm d=22 mm 计算得： p=35.62 MPa 因为p ＜[p]所以满足强度要求。 9.2 中间轴键强度计算 中间轴上只有一个键连接，大齿轮链接键：12×8×32。 圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力[p]=120MPa。 强度计算公式： 2T103[p] pkld p=35.62 MPa 满足强度要求 公式中数据： T2= 167.8N·m k=4mm l= 20 mm d=40 mm 计算得： p=89.61MPa 因为p ＜[p]所以满足强度要求。 p=89.61MPa 满足强度要求 28

9.3 低速轴链接键强度计算 低速轴上有两个键，第二级大齿轮链接键和输出联轴器链接 键。 第二级大齿轮链接键：16×10×50 联轴器链接键：12×8×70 都为圆头普通平键，材料Q275A,许用压应力[p]=120MPa。 强度计算公式： 2T103[p] pkld公式中数据： 第二级大齿轮： T3= 536.9N·m k=5 mm l= 34 mm d=55 mm 联轴器链接键： T3= 536.9 N·m k=4mm l= 58 mm d=40 mm 计算得： 第二级大齿轮：p=110.35 MPa 联轴器链接键：p=111.2 MPa 因为都有p ＜[p]所以都满足强度要求。 p=110.35 MPa p=111.2 MPa 满足强度要求 本设计是根据设计任务的要求，设计一个二级圆柱减速器。首先在此特别感谢 王老师的悉心教导。设计期间我们确定了工作方案，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。 10 设计总结 29

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，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。 参考文献：

[1] 《机械设计》（第八版）濮良贵 高等教育出版社 2006.5 [2] 《机械设计》（第九版）濮良贵 高等教育出版社 2013.5

[3] 《机械设计课程设计手册》吴宗泽，罗圣国 高等教育出版社2006.5 [4] 《机械原理》（第七版）孙桓 高等教育出版社 [5] 《材料力学》 刘鸿文 高等教育出版社 2004.1

[6] 《工程图学基础》丁一，何玉林 高等教育出版社 2008.6 [7] 《机械零件手册》周开勤 高等教育出版社2001.7

[8] 《机械设计课程设计指导书》龚桂义 高等教育出版社1990.4 [9] 《Auto CAD 2004机械绘图》丁川 华南理工大学出版社2003.8

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