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目 录封面-01目录-02第一章 设计任务书- 031.1 分析和确定传动方案-03 1.2 选择电动机-041.3 计算传动装置的总传动比和分配传动比-051.4 计算传动装置各轴的运动和动力参-06第二章 传动件的设计-07 2.1 减速器外传动件的设计-07 2. 2 箱体内传动件的设计-08 2.2.1高速级齿轮传动-08 2.2.2 低速级齿轮传动-13 2.2.3 验算运输带速度-18 2.2.4 选择齿轮传动的润滑方式-19 2.2.5 齿轮受力分析-19第三章 减速器装配设计准备与计算-193.1轴的初步设计-193.1.1初定各轴最小直径-193.1.2初步确定轴的阶梯段-203.2滚动轴承-203.2.1滚动轴承的型号选择-203.2.2滚动轴承润滑和密封方式-203.3选择轴承端盖的结构型式 -213.4减速器机体结构设计-213.41减速器机体结构方案确定-213.4.2减速器机体结构尺寸计算-21第四章 轴的设计和校核-234.1 减速器输入轴（轴）的设计-23 4. 2 减速器低速轴（轴）的设计-284. 3 减速器中间轴（轴）的设计-37第五章 减速器箱体及其附件设计-43设计体会与小结- -43参考文献-44附录-44第一章 设计任务书1.1 分析和确定传动方案1设计要求设计用于带式运输机上的减速器。工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境温度最高35度。使用期限8年，检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为5%。设工作机效率为。2列出原始数据如表1.1，以备查用。表1.1 原始数据输送带工作拉力F/KN输送带工作速度v/(m/s)滚筒直径4.01.64003根据任务书要求，选择方案二，即二级斜齿圆柱齿轮减速器，方案简图如图1-1所示。 图1-1 方案简图1.2 选择电动机1选择电动机类型按照工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2选择电动机的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为式中，分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。根据机械设计课程设计表9.1可知，则所以电动机所需工作功率为 3. 确定电动机转速按照机械设计课程设计表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为因此电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由电机产品目录或相关手册选定电动机型号为Y132M-4，其主要性能如表1.2所示，电动机的主要外形和安装尺寸如表1.3所示。表1.2 Y160M 4型电动机的主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/（r/min）Y132M-47.514402.22.2 mm型号HABCDEFGDGKbbbhAABBHALY132M13221617889388010833122802101353156023818515表1.3 Y160M 4型电动机的外形和安装尺寸1.3 计算传动装置的总传动比和分配传动比1. 总传动比 2. 分配传动比 考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取，故1.4 计算传动装置各轴的运动和动力参数1. 各轴的转速 轴 轴 轴 卷筒轴 2. 各轴的输入功率 轴 轴 轴 卷筒轴 3. 各轴的输入转矩电动机轴的输入转矩为故轴 轴 轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总于表1.4，以备查用。表1.4 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率P/kW转矩T/(Nmm)转速n/(r/mm)传动比i效率电机轴7.27144010.99 轴7.2014405.000.97 轴6.982883.770.97 轴6.7776.410.98卷筒轴6.6476.4第二章 传动件的设计 2.1 减速器外传动件的设计联轴器的初选由设计任务书可知，此减速装置需用两个联轴器，电动机与减速器高速轴联接用的联轴器和减速器低速轴与工作机联接用的联轴器。电动机与减速器高速轴联接用的联轴器的选择1）选择联轴器的类型由于轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器。此处选用弹性套柱销联轴器。2）计算联轴器的计算转矩由于机器起动时的动载荷和运转中可能出现的过载现象，所以应当按轴上的最大转矩作为计算转矩。公称转矩 由机械设计表14-1查的，故计算转矩3）确定联轴器的型号根据计算转矩及所选的联轴器类型，按照的条件由联轴器标准（GB/T5014-2003）中选定该联轴器型号为LT6。上式T为该联轴器的许用转矩。LX3型联轴器许用转矩1，许用最大转速4750r/min轴孔直径3048mm之间。4)校核最大转速被连接轴的转速n小于所选联轴器允许的最高转速，合用。5）协调轴孔直径所选电机的轴直径为38mm，而所选联轴器轴孔直径3048mm之间，故合适。6）LX3联轴器主动端：d1=38mm,Y型轴孔，L1=82mm A型键槽；从动端：J型轴孔，A型键槽；轴孔直径与深度在高速级轴的设计时确定。减速器低速轴与工作机联接用的联轴器的选择1）选择联轴器的类型由于轴的转速较低，不必要求具有较小的转动惯量，但传递转矩较大，又因为减速器与工作机不在同底座上，要求有较大的轴线偏移补偿，因此常选用无弹性元件的挠性联轴器。此处选用GCL型鼓形齿式联轴器。2）载荷计算公称转矩 由机械设计表14-1查的，故计算转矩3）确定联轴器的型号根据计算转矩及所选的联轴器类型，按照的条件由联轴器标准（JB/T8854.2-2001）中选定该联轴器型号为GCL4。上式T为该联轴器的许用转矩。GCL4型联轴器许用转矩，许用最大转速4000r/min(材料为钢)，轴孔直径3865mm之间。4)校核最大转速被连接轴的转速n小于所选联轴器允许的最高转速，故合用。5）GCL4型鼓形齿式联轴器的其他数据根据低速轴尺寸确定。2.2 箱体内传动件的设计采用二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器。2.2.1高速级齿轮传动1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照要求，选用斜齿圆柱齿轮传动（小齿轮旋向为左旋）。2）传送带为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为220HBS，二者材料硬度相差为30HBS。4）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。5）选取螺旋角。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按下式计算（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选。2） 由机械设计图10-30选取区域系数。3） 由机械设计图10-26查得，则。4） 计算小齿轮传递的转矩。5） 由机械设计表10-7选取齿宽系数。6） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。7） 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8） 计算应力循环次数。9） 由机械设计图10-19取解除疲劳寿命系数，。10） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，故11） 许用接触应力（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 计算圆周速度。 3） 计算齿宽b及模数。 4） 计算纵向重合度。5） 计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数，由机械设计表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得7） 计算模数。3. 按齿根弯曲强度设计，即（1）确定计算参数1）计算载荷系数。2）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数。3）计算当量齿数。4）查取齿形系数。由机械设计表10-5查得；5）查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得；6)由机械设计图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；7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，故9)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（3） 设计计算对比计算结果，由齿面解除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。又由于设计需要，小齿轮直径不够大，这里需取于是有取，则。4. 几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为174mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值变化不大，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度圆整后取；。 （5）计算大、小齿轮的齿顶高（6）计算大、小齿轮的齿根高（7）计算大、小齿轮的全齿高（8）计算大、小齿轮的齿顶圆直径（9）计算大、小齿轮的齿根圆直径5. 结构设计（1）小齿轮（齿轮1）的结构设计小齿轮齿顶圆直径，小于，因此做成实心结构由于直径较小，根据轴的设计需要也可设计为齿轮轴。（2）大齿轮（齿轮2）的结构设计大齿轮齿顶圆直径，大于，而又小于，故选用腹板式结构为宜。2.2.2低速级齿轮传动1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按照要求，选用斜齿圆柱齿轮传动。因高速级小齿轮为左旋，则高速级大齿轮旋向为右旋；高速级大齿轮与低速级小齿轮同在轴上，要使轴所受轴向力小，则低速级小齿轮旋向为右旋。2）传送带为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由机械设计表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（调质处理），硬度为240HBS，二者材料硬度相差为40HBS。4）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。5）选取螺旋角。初选螺旋角。2.按齿面接触强度设计按下式计算 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选。2）由机械设计图10-30选取区域系数。3）由机械设计图10-26查得，则。4）计算小齿轮传递的转矩。5） 由机械设计表10-7选取齿宽系数。6） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。7） 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8） 计算应力循环次数。9） 由机械设计图10-19取解除疲劳寿命系数，。10） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，故11） 许用接触应力（4） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2） 计算圆周速度。 3） 计算齿宽b及模数。 4） 计算纵向重合度。5） 计算载荷系数K。已知使用系数，根据，7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数，由机械设计表10-4查得；由图10-13查得；由表10-3查得。故载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径得7） 计算模数。3. 按齿根弯曲强度设计，即（1）确定计算参数1）计算载荷系数。2）根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数。3）计算当量齿数。4）查取齿形系数。由机械设计表10-5查得；5）查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得；6)由机械设计图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；7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，故9)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（5） 设计计算对比计算结果，由齿面解除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。于是有取，则，取。4. 几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为184mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值变化不大，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度圆整后取；。 （5）计算大、小齿轮的齿顶高（6）计算大、小齿轮的齿根高（7）计算大、小齿轮的全齿高（8）计算大、小齿轮的齿顶圆直径（9）计算大、小齿轮的齿根圆直径5. 结构设计（1）小齿轮（齿轮1）的结构设计齿轮1齿顶圆直径，小于，故选用实心结构。（2）大齿轮（齿轮2）的结构设计齿轮2齿顶圆直径，大于，而又小于，故选用腹板式结构为宜。归纳以上各齿轮主要数据如下表：表2-1各齿轮主要尺寸和参数齿轮材料法面模数(mm)齿宽B(mm)齿顶圆(mm)齿底圆（mm）分度圆d(mm)中心距a(mm)螺旋角（度）级小齿40Cr2.06062.00053.00058.00017415.09级大齿452.055294.000285.000290.000级小齿40Cr2.58082.20270.70277.20218413.72级大齿452.575295.798284.298290.7982.2.3验算运输带速度根据运输带速度公式可知，误差计算：故所设计的齿轮组传动比符合要求。2.24选择齿轮传动的润滑方式由于齿轮传动中齿轮的圆周速度均小于12m/s，故将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。2.2.5齿轮受力分析二级斜齿圆柱齿轮减速器内各齿轮的受力示意图如图2-1所示图2-1 齿轮系受力示意图第三章 减速器装配设计准备与计算3.1轴的初步设计3.1.1初定各轴最小直径因轴的跨距还未确定，先按轴所受的转矩初步计算轴的最小直径。计算公式为：式中，P为轴传递的功率（kw）；n为轴的转速（r/min）；C为由许用应力确定的系数。由机械设计的表15-3取C=100。1.轴最小直径的确定该轴上有一键槽将计算值加大3%，则:由2.1.1中所选联轴器的轴孔直径则确定高速轴轴伸处即轴的最小直径。2.轴的最小直径确定由于中间轴的最小直径处将安装滚动轴承，则应不小于高速轴安装轴承处直径，高速轴的轴伸处直径为30mm，考虑其装配设计需要的轴阶，安装轴承处直径约为40mm,由此，取轴的最小直径。3.轴的最小直径确定此段轴上有一键槽，将计算值加大3%，即将其圆整后取，检验2.1.2中联轴器合用。3.1.2初步确定轴的阶梯段根据轴上零件的受力情况、固定和定位的要求，初步确定轴的阶梯段。具体此尺寸转不确定。根据一般情况暂定输入轴和输出轴为6-7段，中间轴为5段。3.2滚动轴承3.2.1滚动轴承的型号选择该减速器采用斜齿圆柱齿轮，根据其受力情况暂选单列圆锥滚子轴承（GB/T297-1994）。再由以上最小轴径的确定，高速轴考虑装配轴阶的设计，可选用内径为40mm的轴承，中间轴和低速轴的最小轴径即安装轴承处，则中间轴可选用内径为40mm的轴承，低速轴可选用内径为50mm的轴承。综合以上考虑，与机械设计课程设计中表12.4选取具体轴承型号和主要尺寸如下表:表3-1各轴轴承型号及主要尺寸轴号轴承型号d(mm)D(mm)T(mm)B（mm）C(mm)a(mm)da(mm)db(mm)Db(mm)Da(mm)Cr(kN)Cor(kN)轴30208408019.75181616.94749757363.074轴30208408019.75181616.94749757363.074轴3020115510022.752118216464959190.81143.2.2滚动轴承润滑和密封方式1.润滑方式的选择轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑两类。选用哪一类润滑方式与轴承速度有关，一般用轴承的dn值（d为滚动轴承的内径，单位：mm；n为轴承转速，单位r/min）表示轴承的速度大小。高速轴：查机械设计中表13-10选用脂润滑。2.密封方式的选择由于轴承选用脂润滑这里选用非接触式密封的隙缝密封。3.3选择轴承端盖的结构型式 综合考虑，由于凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能好。故选用凸缘式轴承端盖。3.4减速器机体结构设计3.41减速器机体结构方案确定机体材料选用铸铁制造。机体做成剖分式，选择传动件轴线的平面为剖分面（为水平面）机体形状采用方箱式机体。加强筋藏在箱体外面，起吊减速器的吊耳与机体铸成一体。3.4.2减速器机体结构尺寸计算表3-2减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸设计计算和关系取值基座壁厚；机盖壁厚 机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘壁厚地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径机盖预计做连接螺栓直径连接螺栓的间距 轴承端盖螺钉直径窥视孔螺钉直径定位销直径、至机外壁距离查机械设计课程设计表4-2:26mm;:20mm:16mm、至外机壁距离查机械设计课程设计表4-2:24mm;:14mm轴承旁凸台半径14mm凸台高度根据低速机轴承坐外径确定，一边扳手操作为准草图设计中确定外机壁至轴承端面距离内机壁纸轴承端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖、机座肋厚 ； ；轴承端盖外径轴承座孔直径轴：130mm；轴：130mm；轴：150mm轴承端盖凸缘厚度轴承旁连接螺栓距离尽量靠近，以M和M互不干涉为准，一般草图设计中确定根据以上所有信息进行草图设计，具体设计见附图。第四章 轴的设计和校核4.1 减速器输入轴（轴）的设计1.轴的结构设计（1）根据前面准备工作拟定轴上零件装配方案如图3-1所示图3-1 高速轴的结构及装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）根据高速级联轴器的选择方案，第三章中已确定最小直径即-轴段直径，由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L2=60mm，为了保证轴端挡圈只压在第三章中以确定最小直径即半联轴器上而不压在轴的端面上故-轴段的长度应比L1略短一些，此处取；为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径。2）参照工作要求并根据，以及第三章中选定的30208，其尺寸为，故。3) 左、右端滚动轴承均采用挡油环进行轴向定位。由手册查得30208型轴承的定位尺寸，因此，挡油环定位圈直径为47mm,内径40mm。为了保证挡油环定位,取。4）由于齿轮齿根圆，仅稍大于-段直径，因此齿轮应加工在轴上，齿轮各项尺寸见第二章齿轮设计。即轴-端，则。5）轴承端盖的凸缘厚度e=(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。由于联轴器对拆卸端盖螺栓影响不大，则取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离。6）已知由表3-2：齿轮端面到箱体内壁距离；内机壁至轴承座端面距离。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离加上这里轴承采用脂润滑应当留出挡油板的位置，则取，由于挡油环机油挡油板的作用又有定位套筒的作用，其中挡油板部分大部分在内壁与轴承端面之间但还应留出12mm在内壁以内，因此挡油环宽度应不小于12mm,再留出2mm定位部分，则挡油环总宽度为14mm；齿轮2与齿轮3的齿面轴向应留出一段距离，这里取；查表3-1滚动轴承宽度；查表2-1轴小齿轮，级大齿轮，级小齿轮宽度为，则（见草图）箱体内壁间距离，由于箱体铸造测量较难且精度较低则将L圆整为162mm,将调整为8.5mm。7)则剩下各段轴的长计算如下：;；至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据由机械设计表6-1查得，键槽用键槽铣刀加工，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，此处选择轴的尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取处端倒角为，各轴肩的圆角半径和装配尺寸以及以上设计尺寸见图4-2。图4-22.计算轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4-1）做出轴的计算简图(图4-3)。在确定轴承的支撑点位置时，从机械设计课程设计手册中查取值（参看表3-1）。对于30208型轴承，其，因此，作为简支梁的轴支撑跨距。根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图3-2）。根据表1.4中轴的各项数据（,）进行设计。计算此轴上齿轮所受的力 已知轴上齿轮的分度圆直径为，故圆周力 径向力 轴向力 则对H面， ， ，代入数据解得，。H面弯矩为对V面， ， ，根据，代入数据解得，。则，则总转矩为由表1-3可知，轴扭矩根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、以及的值列于表4-1。表4-1 截面B处的支反力F及、以及的值载 荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩，扭矩T图4-3轴的载荷分析3.按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、以及的值列于表4-1。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B）的强度。根据表4-1中的数据，以及轴的单向旋转，取，则轴的计算应力为因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。4.轴承的寿命校核（1）由前面计算可知：径向力，轴向力，则（2）由机械设计课程设计表12.4查得单列圆锥滚子轴承30208的基本额定静载荷，基本额定动载荷，。则（3）相对轴向载荷的计算:在机械设计表13-5查得，。（3）根据机械设计表13-6可查得载荷系数。（4）计算当量动载荷。（5）验算轴承的寿命由于要求使用期限为8年，两班制，一年按300个工作日计算，则要求寿命故轴承寿命符合要求。 5.键连接强度校核高速轴（轴）上仅有半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。由前面部分选择的平键，按工作面（即平键侧面）上的压力进行条件性的强度校核计算。故此平键所受的挤压应力为由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，即。因此，故所选平键合用。键的标记为:键1045 GB/T 1096-2003。4.2 减速器中间轴（轴）的设计1.轴的结构设计（1）根据前面的准备工作拟定轴上零件的装配方案如图4-4所示（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）根据已选定轴承。其尺寸为，参照工作要求并根据，轴上有两个齿轮（即齿轮2和齿轮3），-轴段与-轴段用于固定轴承，故。图4-4 低速轴的结构及装配方案 2）取安装齿轮处的轴段-与轴段-的直径；齿轮2的左端与左轴承右端、齿轮3右端与右轴承左端均采用套筒定位。已知齿轮2轮毂的宽度为55mm、齿轮3轮毂的宽度为80mm,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、。齿轮2的右端和齿轮3的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。3）根据轴的设计可知齿轮2与齿轮3的齿面轴向距离为，因此齿轮2与齿轮3的轴向距离为8.5mm，故可得轴段-的长度。4）由于齿轮端面到箱体内壁距离，即齿轮1和齿轮3距箱体内壁8mm，则齿轮2距箱体内壁10.5mm；轴承端面距箱体内壁距离；已知滚动轴承宽度，则左边挡油环宽，。因此:至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。根据，由机械设计手册查得，为了保证强度键槽末端距轴段末端至少5mm,据此-轴段的键长取63mm，-轴段的键长取40mm，具体位置分布见图4-5，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为，各轴肩的圆角半径见,4-5。 图4-5 低速轴的结构及装配方案根据表1.4中轴的各项数（, ,）以及高速轴的设计结果进行设计。2.计算此轴上齿轮所受的各个方向上的力 （1）已知轴上大齿轮（齿轮2）与高速轴上的小齿轮（齿轮1）相啮合，故齿轮2受到的力为： 圆周力 径向力 轴向力 （2）轴上小齿轮（齿轮3）上所受力根据轴所传递力矩以及已知小齿轮分度圆直径求得如下： 圆周力 径向力 轴向力 3.计算轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4-4）做出轴的计算简图(图4-6)。在确定轴承的支撑点位置时，从手册中查取值（参看图3-5）。对于30208型轴承，其，因此，左边轴支撑点到齿轮2中心的距离：两齿轮中心是距离： 右边轴支撑点到齿轮3中心的距离：两轴承支撑点跨距：根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-6）。由前面计算可知：故齿轮2受到的力为：圆周力，径向力，轴向力；齿轮3受到的力为：圆周力，径向力、轴向力。则对H面， ， ，代入数据解得，。H面弯矩为 对V面， ， ，根据，代入数据解得，。则 则总转矩为: 由表1-3可知，轴扭矩表4-2 截面C处的支反力F及、以及的值载 荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩， 扭矩T图4-6 中间轴的载荷分析4.按弯矩和成应力校核轴的强度根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、以及的值列于表4-2。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。根据表4-2中的数据，以及轴的单向旋转，取，则轴的计算应力为因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。5.精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面如图4-4截面、虽然截面面积较小但不受扭矩且弯矩较小，轴的最小直径也是按扭转强度较为宽裕来确定的，则无需校核。截面虽有应力集中但弯矩较截面小，故也不用校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中在两端）故也不用校核。截面应力较大且应力集中较大是应校核的危险截面，截面左侧轴径较大且无应力集中故无需校核，则只需校核其右侧。2） 危险截面校核 抗弯矩截面系数 抗扭矩截面系数 弯矩M及弯曲应力为 扭矩及扭矩切应力为 轴材料45（调质）由机械设计表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机械设计附表3-2查取。因：，经插值后可查得，又由机械设计附图3-2查得轴的材料敏性系数为，过盈配合处的，由机械设计附表3-8用插值法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由机械设计附表3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为由机械设计碳钢特性系数： ，取于是计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。6.轴承的寿命校核（1）由前面计算可知：圆周力，径向力，轴向力；齿轮3受到的力为：圆周力，径向力、轴向力。因此径向力合力，轴向力合力。则（2）由机械设计课程设计表12.4查得单列圆锥滚子轴承30208的基本额定静载荷，基本额定动载荷，。则（3）相对轴向载荷的计算:在机械设计表13-5查得，由机械设计课程设计表12.4查得。（3）根据机械设计表13-6可查得载荷系数。（4）计算当量动载荷。（5）验算轴承的寿命由于要求使用期限为8年，两班制，一年按300个工作日计算，则要求寿命故轴承寿命符合要求。7.键连接强度校核中间轴（轴）上齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。由前面部分齿轮2处选择的平键为；齿轮3处选择的平键为。按工作面（即平键侧面）上的压力进行条件性的强度校核计算。故此平键所受的挤压应力为齿轮2处平键：齿轮3处平键:由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，即。因此，故所选平键合用。键的标记为:键1440 GB/T 1096-2003; 键1463 GB/T 1096-2003。4.3 减速器低速轴（轴）的设计1.轴的结构设计（1）根据前面的准备工作拟定轴上零件的装配方案如图4-7所示 图4-7 低速轴的结构及装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）根据低速级联轴器的选择方案及轴的最小直径，取-轴段直径，由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-轴段的长度应比L1略短一些，此处取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录（GB/T 292-1994）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30211，其尺寸为，故。两端滚动轴承采用套筒（挡油环）轴向定位。根据30211型轴承的定位要求设计挡油环尺寸如图4-8。3）取安装齿轮处的轴段-的直径；已知齿轮轮毂的宽度为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。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴肩处的直径。4）轴承端盖的总宽度为(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。5）为便于左端挡油环轴向固定以及使轴承装备段区分出来，在挡油环右端制出轴段-，取。至此各段轴直径已确定，至于其余未说明轴段长的确定于轴系、相似，根据箱体结构以及各定位零件和定位尺寸相互配合确定，此处不再一一赘述，具体尺寸见图4-8。图4-8 低速轴的结构及装配方案具体尺寸 （3）轴上零件的周向定位1）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据，由机械设计手册查得，键槽用键槽铣刀加工，半联轴器与轴的配合为。2）齿轮与轴的周向定位也采用平键连接。根据，由机械设计手册查得，键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。3）滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴左端倒角为轴右端倒角为，各轴肩的圆角半径见图4-8。 2.计算此轴上齿轮所受的力 根据表1.3中轴的各项数据（,）进行设计。（1）已知轴上大齿轮（齿轮4）分度圆直径，由作用力与反作用力，故齿轮4受到的力为： 圆周力 径向力 轴向力 3.计算轴上的载荷首先根据轴的结构图（图4-7）做出轴的计算简图(图4-9)。在确定轴承的支撑点位置时，从机械设计课程设计手册中查取值（参看图3-3）。对于302011，其，因此，右边轴支撑点到齿轮3中心的距离：两轴承支撑点跨距：由轴系结构如图可得联轴器中心到轴左端支撑点距离：左端支撑到齿轮4中心距离：根据轴的计算简图及以下计算做出轴的弯矩图和扭矩图（图4-9）则对H面 ， ，代入数据解得，。H面弯矩为对V面， ， ，根据 代入数据解得 。则 则总转矩为由表1-3可知，轴扭矩根据轴的结构以及弯矩图和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、以及的值列于表4-3。表4-3 截面C处的支反力F及、以及的值载 荷水平面H垂直面V支反力F，, 弯矩M总弯矩，扭矩T4-9低速轴的载荷分析图4.按弯扭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B）的强度。根据表4-3中的数据，以及轴的单向旋转，取，则轴的计算应力为因选择的轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。5.轴承的寿命校核（1）由前面计算可知：径向力：；轴向力，则（2）由机械设计课程设计表12.2查得单列圆锥滚子轴承302011的基本额定静载荷，基本额定动载荷，。（3）由，在机械设计表13-5查得，由机械设计课程设计表12.4查得。（4）根据机械设计表13-6可查得载荷系数。（4）计算当量动载荷。（5）验算轴承的寿命由于要求使用期限为8年，两班制，一年按300个工作日计算，则要求寿命故轴承寿命符合要求。6.键连接强度校核(1)低速轴（轴）上半联轴器与轴的周向定位采用平键连接（公差h9）。由前面部分选择的平键，按工作面（即平键侧面）上的压力进行条件性的强度校核计算。故此平键所受的挤压应力为由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力，已经超出许用挤压应力给定范围，则不满足要求。若将该处键连接改为同尺寸的平头平键连接。改平键所受的挤压应力为此时：满足强度要求。故低速轴上半联轴器与轴的轴向定位改用平头平键连接。键的标记为:键1670 GB/T 1096-2003。(2) 轴上齿轮4与轴的周向定位也采用平键连接（公差h9）。由前面部分选择的平键，按工作面（即平键侧面）上的压力进行条件性的强度校核计算。故此平键所受的挤压应力为由于键、轴和联轴器的材料均为钢，由机械设计表6-2查得许用挤压应力，在许用挤压应力给定范围内，取。故选择平键合用。键的标记为:键1863 GB/T 1096-2003。第五章 减速器箱体及其附件设计减速器箱体及其附件设计根据表3-2减速器机体结构尺寸计算表，并参考机械设计课程设计、机械设计等教材，将以上主要结构设计（各传动件和连接件的设计以及轴系设计等）合理装配并完善。见附录（装配草图）。设计体会与小结本次课程设计“减速器设计”，虽说看似比较简单普遍没有创新，但对于我们这样的初学者，正是这一经典的课题让我们能够比较全面的融会贯通所学知识。通过这一设计实践也让我们对所学理论知识有了更进一步的理解。本课题融合了机械原理、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、机械设计手册等知识，几乎贯通了本专业的所有基础理论课程。罗老师从传动方案选择计算到草图设计再到零件设计和装配图绘制，都给我们分阶段做了详细而又系统的指导。通过这些指导使我对一个产品的设计过程有了更具体的了解。为使我们得到更多的锻炼学到更多，老师还给我们提供了不同的设计实践路径。为此，罗老师还为我们请来相应的老师给我们做实体造型以及有限元分析的讲解，并与加工中心杨老师沟通让我们有机会将自己的设计加工出来，更进一步接触制造。我们深切的体会到了老师对我们是多么用心和负责。也真心感谢老师对我们如此耐心以，感谢你们为我们所做的一切！通过本次课程设计也让我更加熟练的掌握了CAD、UG和CATIA等软件的应用，并提高了我的构思能力、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。在设计过程中我也发现自己还有很多不足，或者说是发现还有很多值得自己去更加深入学习和了解的东西。如有限元分析，优化设计，三维的动态模拟等，让我对本专兴趣更加浓厚。本次的设计也还有很多缺陷和不足，对此我也表示忏愧，希望自己在下次的设计中能够尽量做的更好。参考文献1 王连明，宋宝玉。机械设计课程设计。哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，20102 蒲良贵，纪名刚。机械设计。北京：高等教育出版社，20063 同济大学航天航空与力学学院基础力学教学研究部。材料力学。上海：同济大学出版社，20054 刘小年，范冬英，胡竞湘。机械设计制图简明手册。北京：机械工业出版社，20005 王国军，王国业，刘红宁。AutoCAD2010中文版通用机械设计。北京：机械工业出版社，20016 朱辉，曹桄，唐保宁，陈大复。画法几何及工程制图。上海：上海科学技术出版社，20077 孙恒，陈作模，葛文杰。机械原理。北京：高等教育出版社，20068 武建军，孙继兵，李香芝，王瑞祥。机械工程材料。北京：国防工业出版社，20099 廖念钊，古莹菴，莫雨松，李硕根，杨兴骏。互换性与技术测量。北京：中国计量出版社，201110 机械设计手册（新编软件版）2008附录论文最后，附上此次机械设计课程设计（二级斜齿圆柱齿轮减速器设计）设计草图（一张A3图纸）。43
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