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1、 機械設計課程設計 ——二級斜齒輪減速器 學 院： 行知學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化121班 姓 名： 范云龍 學 號： 12556108 聯系電話： 18329031863/651863 授課教師： 徐洪 成 績: 機械設計課程設計任務書 姓名 范云龍 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 班級 機械121 學號 12556108 設計題目：帶式輸送機的傳動裝置中的帶傳動與減速器，減速器結構為二級斜齒減速器。 工作

2、條件：如表中數據，每年以240工作日計算，輸出轉速允許誤差為3％以內。 設計工作量：設計說明一份；結構草圖一份（坐標紙手繪）；減速器裝配圖一份；大帶輪、小帶輪、四個齒輪，三根軸的零件圖；減速器3D裝配圖一份；減速器3D動畫；三根軸的應力應變圖。 數據號 學 號 姓 名 沖 擊 工作年限 工作班制 運行形式 輸出轉速r/min 輸出扭矩n.m 6 12556108 范云龍 大 5 3 雙向 55 450 指導教師簽字： 日期：  序號 項目 依據 結論 I.

3、 方案分析 將齒輪置于遠離轉矩輸入端，可以使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷不均勻的現象。 II. 選擇電動機 1. 電動機類型 目前應用最廣的是Y系列三相異步電動機，其結構簡單、起動性能好、工作可靠、價格低廉，維護方便。 Y型全封閉籠型三相異步電機 2. 電動機功率 輸出功率 （輸出扭矩，輸出轉速） 傳動效率 （分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器的效率。取，，，） 電動機功率 3. 電動機轉速 總傳動比 （帶傳動比，齒輪傳動比） 電動機轉速 4.

4、選擇電動機 根據電動機功率，電動機轉速，查《課程設計指導書》P143附表8.1 Y100L—2 5. 結論 電動機型號 功率P 轉速n Y100L—2 3kW 2880r/min III. 分配傳動比 1. 總傳動比 2. 定義參數 3. 高速級傳動比 4. 低速級傳動比 5. 帶傳動傳動比 6. 初選傳動比 4.15688 3.74119 3.36707 IV. 帶傳動設計 i. 帶設計 1. 確定計算功率 工作情況系數 根據帶傳動三班制，軟啟動，載荷變動大，查《機械設

5、計》P156表8-8 確定計算功率 （） 2. 選擇V帶代帶型 根據計算功率，轉速，查《機械設計》P157圖8-11 選用A型 3. 確定帶輪的基準直徑并驗算帶速 (1) 初選小帶輪的基準直徑 根據V帶帶型為A型，查《機械設計》P155表8-7，P157表8-9 (2) 驗算帶速 帶速合適 (3) 計算大帶輪的基準直徑 ，再根據V帶帶型為A型，查《機械設計》P157表8-9 4. 確定V帶的中心距和基準長度 (1) 初定中心距 (2) 計算帶所需的基準長度 再根據V帶帶型為A型，查《機械設計》P145表8-2 (

6、3) 計算實際中心距 中心距的變化范圍為482~560 5. 驗算小帶輪上的包角 6. 計算帶的根數 (1) 計算單根V帶的額定功率 根據小帶輪直徑，小帶輪轉速，查《機械設計》P151表8-4，得單根普通V帶的基本額定功率； 根據小帶輪轉速，傳動比和A帶型，查《機械設計》P153表8-5，得單根普通V帶額定功率的增量； 根據小帶輪包角，查《機械設計》P155表8-6，得包角修正系數； 根據V帶帶型為A型，V帶的基準長度，查《機械設計》P145表8-2得帶長修正系數 (2) 計算V帶的根數 取4根 7. 計算單根V帶的初拉力 根

7、據V帶帶型為A型，查《機械設計》P149表8-3得單位長度質量 （包角修正系數，計算功率，帶的根數，帶速） 8. 計算壓軸力 （帶的根數，小帶輪上的包角） 9. 主要設計結論 選用A型普通V帶4根，帶基準長度1750mm。帶輪基準直徑，，中心距控制在。單根帶初拉力。 小帶輪直徑 大帶輪直徑 實際傳動比 壓軸力 ii. 帶輪結構設計 帶輪材料采用HT150。查《機械設計課程設計手冊》P68表5-8，得，，，，，現取，， 1. 小帶輪設計 根據小帶輪直徑，得小帶輪采用實心式，根據電動機型號為Y100L—2，查《機械設計課程設計手冊》P23表

8、2-3得電動機的伸出端直徑，電動機軸外伸長度，再查《機械設計課程設計手冊》P68表5-8，表5-9 取 由于，所以 但考慮到電動機軸外伸長度為60mm，故取 2. 大帶輪設計 根據大帶輪直徑，得大帶輪采用輪輻式。大帶輪轂孔直徑由后續(xù)高速軸設計而定，暫取。查《機械設計課程設計手冊》P68表5-8，表5-9 取 由于，所以 取 V. 齒輪設計 i. 高速級齒輪設計 高速級小齒輪轉速 （小帶輪轉速，帶輪傳動比） 輸入功率 （電動機功率，帶傳動效率，軸承效率） 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 (1) 選用斜齒圓柱

9、齒輪傳動，壓力角取為20 (2) 初選精度 查《機械設計》P205表10-6 初選精度IT7 (3) 材料選擇 查《機械設計》P191表10-1 小齒輪40Cr（調質），齒面硬度280HBS；大齒輪45鋼（調質），齒面硬度240HBS (4) 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取 (5) 初選螺旋角 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 (1) 計算小齒輪分度圓直徑 1) 確定公式中的各參數值 a) 試選載荷系數 b) 小齒輪傳遞的轉矩 （輸入功率，小齒輪轉速） c) 齒寬系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，查《機械設計》P206表10-7

10、 d) 區(qū)域系數 根據螺旋角，查《機械設計》P203圖10-20 e) 彈性影響系數 根據齒輪齒輪，查《機械設計》P202表10-5 f) 接觸疲勞強度用重合度系數 （壓力角，螺旋角） （小齒輪齒數，） （大齒輪齒數） （齒寬系數） g) 螺旋角系數 h) 接觸疲勞許用應力 根據齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P211圖10-25(d)，得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為，； 根據三班制，每年以240工作日計算，工作年限5年，得（小齒輪轉速） （傳動比）； 查《機械設計》P208圖10-23

11、，得接觸疲勞壽命系數； 取失效概率為1%，安全系數，得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2) 試算小齒輪分度圓直徑 (2) 調整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數前的數據準備 a) 圓周速度 （小齒輪轉速） b) 齒寬 （齒寬系數） 2) 計算實際載荷系數 a) 使用系數 根據沖擊大，原動機為電動機，查《機械設計》P192表10-2 b) 動載系數 根據速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 c) 齒間載荷分配系數 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉矩，小齒輪分度圓直徑） （

12、使用系數，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 d) 實際載荷系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，查《機械設計》P196表10-4，得齒向載荷分布系數； 實際載荷系數 3) 分度圓直徑及相應的模數 （小齒輪分度圓直徑，載荷系數） （螺旋角，小齒輪齒數） 3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 試算齒輪模數 1) 確定公式中的各參數值 a) 試選載荷系數 b) 彎曲疲勞強度的重合度系數 （螺旋角，端面壓力角） （直齒圓柱齒輪的重合度） c) 彎曲疲勞強度的螺旋角系數 （斜齒輪的軸

13、面重合度，螺旋角） d) 計算 由當量齒數，，查《機械設計》P200圖10-17，得齒形系數，； 查《機械設計》P201圖10-18，得應力修正系數，； 根據齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P209圖10-24(c)，得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，； 根據應力循環(huán)次數，查《機械設計》P208圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數，； 取彎曲疲勞安全系數，得 ， 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2) 試算齒輪模數 (2) 調整齒輪模數 1) 計算實際載荷系數前的數據準備 a) 圓周速度 （小齒輪轉速） b) 齒寬 （齒寬系數

14、） c) 齒高及寬高比 （，，齒輪模數） 2) 實際載荷系數 a) 動載系數 根據速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 b) 齒間載荷分配系數 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉矩，小齒輪分度圓直徑） （使用系數，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 c) 載荷系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，齒面為軟齒面，查《機械設計》P196表10-4，得，結合查《機械設計》P197圖10-13，得 載荷系數 () 3) 按實際載荷系數算得的齒輪模數 （齒輪模數，載荷系數） 對比計算結果

15、，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近??；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的模數，即 取，則，取，與互為質數。 4. 幾何尺寸計算 (1) 中心距 圓整中心距為85mm (2) 修正螺旋角 (3) 小、大齒輪的分度圓直徑 (4) 齒輪寬度 （齒寬系數） 取， 5. 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整后，、和、、等均產生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強度校核 按前述

16、類似做法，先計算中的各參數。計算結果如下： 將它們代入式中，得到 不滿足齒面接觸疲勞強度條件。 修改小齒輪齒數，則 取 1 計算中心距 ，取 2 修正螺旋角 3 計算小齒輪分度圓直徑 4 代入式中，得 滿足齒面接觸疲勞強度條件 (2) 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算中的各參數，計算結果如下： 將它們代入式中，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 6. 受力分析 7. 設計結論 齒數、，模數，壓力

17、角，螺旋角，變位系數，中心距，齒寬，。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按精度IT7設計。 d z m 48.50 44.59 51.63 31 1.5 1631′48″ 181.50 177.59 184.63 116 1537 456 584 411 122 156 ii. 低速級齒輪設計 低速級齒輪傳動比 （總傳動比，高速級齒輪傳動） 低速級小齒輪轉速 （高速級小齒輪轉速） 低速級齒輪輸入功率 （高速級齒輪輸入功率，軸承效率，齒輪傳動效率） 1.

18、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 (1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20 (2) 初選精度 查《機械設計》P205表10-6 初選精度IT7 (3) 材料選擇 查《機械設計》P191表10-1 小齒輪40Cr（調質），齒面硬度280HBS；大齒輪45鋼（調質），齒面硬度240HBS (4) 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取 (5) 初選螺旋角 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 (1) 計算小齒輪分度圓直徑 1) 確定公式中的各參數值 a) 試選載荷系數 b) 小齒輪傳遞的轉矩 （低速級齒輪輸入功率，低速級小齒輪轉速） c) 齒寬

19、系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，查《機械設計》P206表10-7 d) 區(qū)域系數 根據螺旋角，查《機械設計》P203圖10-20 e) 彈性影響系數 根據齒輪齒輪，查《機械設計》P202表10-5 f) 接觸疲勞強度用重合度系數 （壓力角，螺旋角） （小齒輪齒數，） （大齒輪齒數） （齒寬系數） g) 螺旋角系數 h) 接觸疲勞許用應力 根據齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P211圖10-25(d)，得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為，； 根據三班制，每年以240工作日計算，工作年限

20、5年，得（小齒輪轉速） （傳動比）； 查《機械設計》P208圖10-23，得接觸疲勞壽命系數； 取失效概率為1%，安全系數，得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即 2) 試算小齒輪分度圓直徑 (2) 調整小齒輪分度圓直徑 1) 計算實際載荷系數前的數據準備 a) 圓周速度 （小齒輪轉速） b) 齒寬 （齒寬系數） 2) 計算實際載荷系數 a) 使用系數 根據沖擊大，原動機為電動機，查《機械設計》P192表10-2 b) 動載系數 根據速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 c) 齒間載荷

21、分配系數 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉矩，小齒輪分度圓直徑） （使用系數，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 d) 實際載荷系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，查《機械設計》P196表10-4，得齒向載荷分布系數； 實際載荷系數 3) 分度圓直徑及相應的模數 （小齒輪分度圓直徑，載荷系數） （螺旋角，小齒輪齒數） 3. 按齒根彎曲疲勞強度設計 (1) 試算齒輪模數 1) 確定公式中的各參數值 a) 試選載荷系數 b) 彎曲疲勞強度的重合度系數 （螺旋角，端面壓力角） （直齒圓柱齒輪的

22、重合度） c) 彎曲疲勞強度的螺旋角系數 （斜齒輪的軸面重合度，螺旋角） d) 計算 由當量齒數，，查《機械設計》P200圖10-17，得齒形系數，； 查《機械設計》P201圖10-18，得應力修正系數，； 根據齒輪的材料及硬度，查《機械設計》P209圖10-24(c)，得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為，； 根據應力循環(huán)次數，查《機械設計》P208圖10-22，得彎曲疲勞壽命系數，； 取彎曲疲勞安全系數，得 ， 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取 2) 試算齒輪模數 (2) 調整齒輪模數 1) 計算實際載荷系數前的數據準備

23、 a) 圓周速度 （小齒輪轉速） b) 齒寬 （齒寬系數） c) 齒高及寬高比 （，，齒輪模數） 2) 實際載荷系數 a) 動載系數 根據速度，精度等級為IT7，查《機械設計》P194圖10-8 b) 齒間載荷分配系數 齒輪的圓周力 （小齒輪傳遞的轉矩，小齒輪分度圓直徑） （使用系數，齒寬），查《機械設計》P195表10-3 c) 載荷系數 根據兩支承相對于齒輪作不對稱布置，齒輪精度等級為IT7，齒面為軟齒面，查《機械設計》P196表10-4，得，結合查《機械設計》P197圖10-13，得 載荷系數 ()

24、 3) 按實際載荷系數算得的齒輪模數 （齒輪模數，載荷系數） 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的模數，即 取，則，取，與互為質數。 4. 幾何尺寸計算 (1) 中心距 圓整中心距為160mm (2) 修正螺旋角 (3) 小、大齒輪的分度圓直徑 (4) 齒輪寬度 （齒寬系數） 取， 5. 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整后，、和、、等均產生變化，應重

25、新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 (1) 齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算中的各參數。計算結果如下： 將它們代入式中，得到 不滿足齒面接觸疲勞強度條件。 修改小齒輪齒數，則 取 1 計算中心距 ，取 2 修正螺旋角 3 計算小齒輪分度圓直徑 4 代入式中，得滿足齒面接觸疲勞強度條件 (2) 齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算中的各參數，計算結果如下： 將它們代入式中，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。 6.

26、 受力分析 7. 設計結論 齒數、，模數，壓力角，螺旋角，變位系數，中心距，齒寬，。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按精度IT7設計。 d z m 76.75 69.08 82.89 25 3 1216′26″ 273.25 265.57 279.39 89 3557 774 1325 999 217 272 iii. 校核 實際傳動比，， 所以實際總傳動比 誤差為 符合要求 VI. 軸、軸承、鍵的設計 1. 選取材料 查《機械設計》

27、P358表15-1 45鋼（調質） 2. 計算軸的最小直徑 低速級齒輪功率（低速級小齒輪輸入功率，軸承效率齒輪傳動效率），低速級大齒輪轉速（低速級小齒輪轉速，低速級齒輪傳動比） (1) 高速軸最小直徑 輸入功率 高速級小齒輪轉速 軸的最小直徑顯然是安裝連接大帶輪處。有鍵槽，應增大3%-5%，然后圓整。取 (2) 中間軸最小直徑 輸入功率 低速級小齒輪轉速 軸的最小直徑顯然是安裝軸承處。圓整，取 (3) 低速軸最小直徑 輸入功率 低速級大齒輪轉速 軸的最小直徑顯然是安裝連接聯軸器處。有鍵槽，應增大3%-5%，然后圓整。取 3. 減

28、速器裝配工作底圖的設計 根據軸上零件的結構、定位、裝配關系、軸向寬度、零件間的相對位置及軸承潤滑方式等要求 底圖見附頁 4. 高速軸的結構設計及強度校核 (1) 軸上零件的位置與固定方式的確定 齒輪部分安排在減速器箱體的中央，軸承非對稱分布。軸承采用兩端固定方式。現軸承采用脂潤滑，可以通過封油環(huán)定位。 (2) 各軸段直徑和長度的確定 1) 各軸段直徑的確定 a) 最小直徑，安裝在大帶輪外伸軸段，可?。创髱л喌目讖剑? b) 密封處軸段，考慮密封圈的標準，查《機械設計課程設計手冊》P123表9-9，取，該處軸的圓周速度，故可選氈圈油封，選取氈圈25 JB/

29、ZQ 4606—1997 c) 滾動軸承處軸段，取?？紤]到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6305 d) 過渡軸段，取 e) 軸環(huán)，取 f) 齒輪處軸段，取 g) 滾動軸承處軸段，取。考慮到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6305 2) 各軸段長度的確定 a) 應比大帶輪的輪轂長度短2~3mm，故取 b) 軸環(huán)，取 c) 齒輪處軸段，取 d)

30、 過渡軸段，取 e) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 f) 考慮透蓋的安裝，取 g) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝封油環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 h) 高速軸總長 (3) 按彎扭合成應力校驗軸的強度及滾動軸承的校驗 1) 繪制高速軸受力簡圖 2) 已經計算過的數據整理 小齒輪所受轉矩 小齒輪所受圓周力 小齒輪所受徑向力 帶輪壓軸力 小齒輪所受軸向力 3) 支點支反力 由，得； 由，得

31、 點總支反力 點總支反力 4) 彎矩 處水平彎矩； 處水平彎矩； ； 處垂直彎矩； 處垂直彎矩； 處合成彎矩； 處合成彎矩； 5) 軸校驗 軸是雙向回轉軸，取折合系數。計算應力 （單位MPa，M、T單位N.mm） （軸所受彎矩， 軸所受扭矩） 軸的抗彎截面系數，查《機械設計》P369表15-4，得 ，查《機械設計》P358表15-1，得45鋼（調質）許用彎曲應力，所以，安全 6) 滾動軸承校驗 查《機械設計基礎課程設計指導書》P158附表10.2，得深溝球軸承6305的基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F預計壽命 ，，， 查《機械設計課程設

32、計手冊》P99表6-14，得大沖擊時，載荷系數。因為，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-15，得深溝球軸承的最小e值為0.44，故此時，則徑向動載荷系數，軸向動載荷系數 因為,故只需驗算軸承1。軸承在100℃以下工作，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-16，得溫度系數，則 （轉速），軸承壽命合格。 5. 中間軸的結構設計及強度校核 (1) 各軸段直徑和長度的確定 1) 各軸段直徑的確定 a) 最小直徑，位于兩端，此處安裝軸承，可取，查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6306 b) 小齒輪處軸段，取

33、 c) 軸環(huán)，取 d) 大齒輪處軸段，取 e) 最小直徑，位于兩端，此處安裝軸承， ，查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6306 2) 各軸段長度的確定 a) 軸環(huán)，取 b) 小齒輪處軸段，取 c) 大齒輪處軸段，取 d) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 e) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 f) 中間軸總長 (2) 按

34、彎扭合成應力校驗軸的強度及滾動軸承的校驗 1) 繪制中間軸受力簡圖 2) 已經計算過的數據整理 大齒輪所受圓周力 小齒輪所受圓周力 大齒輪所受徑向力 小齒輪所受徑向力 大齒輪所受軸向力 小齒輪所受軸向力 小齒輪所受轉矩 3) 支點支反力 由，得； 由，得 點總支反力 點總支反力 4) 彎矩 處水平彎矩； ； 處水平彎矩； ； 處垂直彎矩； 處垂直彎矩； 處合成彎矩； ； 處合成彎矩； 5) 軸校驗 軸是雙向回轉軸，取折合系數。計算應力

35、 （單位MPa，M、T單位N.mm） （軸所受彎矩， 軸所受扭矩） 軸的抗彎截面系數，查《機械設計》P369表15-4，得 ，查《機械設計》P358表15-1，得45鋼（調質）許用彎曲應力，所以，安全 6) 滾動軸承校驗 查《機械設計基礎課程設計指導書》P158附表10.2，得深溝球軸承6306的基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F預計壽命 ，，， 查《機械設計課程設計手冊》P99表6-14，得大沖擊時，載荷系數。因為，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-15，得深溝球軸承的最小e值為0.44，故此時，則徑向動載荷系數，軸向動載荷系數 因為,故只需驗算軸承4。軸承在1

36、00℃以下工作，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-16，得溫度系數，則 （轉速），軸承壽命合格。 6. 低速軸的結構設計及強度校核 (1) 聯軸器的選擇 沖擊大，查《機械設計課程設計手冊》P111表7-9，得工作情況系數，（低速級齒輪功率，低速級大齒輪轉速）故 查《機械設計課程設計手冊》P102表7-2，選用GYS6，軸孔直徑選用45，軸孔長度84 (2) 各軸段直徑和長度的確定 1) 各軸段直徑的確定 a) 最小直徑，位于輸出軸段，可取 b) 密封處軸段，考慮密封圈的標準，查《機械設計課程設計手冊》P123表9-9，取，該處軸的圓周速度， （）故

37、可選氈圈油封，選取氈圈50 JB/ZQ 4606—1997 c) 滾動軸承處軸段，取?？紤]到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6310 d) 過渡軸段，取 e) 軸環(huán)，取 f) 齒輪處軸段，取 g) 滾動軸承處軸段，取?？紤]到軸承受到的是徑向力，故選用深溝球軸承。查《機械設計課程設計手冊》P91表6-5，選取0基本游隙組、標準精度等級的深溝球軸承6310 2) 各軸段長度的確定 a) 軸環(huán)，取 b) 齒輪處軸段，取 c) 過渡軸段，取

38、d) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 e) 考慮透蓋的安裝，取 f) 考慮到需要補償箱體的鑄造誤差、安裝油封環(huán)空間以及考慮到三根軸靠近箱體內壁的軸承端面應對齊在同一母線上，取 g) 輸出軸段，取 h) 低速軸總長 (3) 按彎扭合成應力校驗軸的強度及滾動軸承的校驗 1) 繪制低速軸受力簡圖 2) 已經計算過的數據整理 `大齒輪所受圓周力 大齒輪所受徑向力 大齒輪所受軸向力 扭矩 3) 支點支反力 由，得； 由，得 點總支反力 點

39、總支反力 4) 彎矩 處水平彎矩； ； 處垂直彎矩； 處合成彎矩； 5) 軸校驗 軸是雙向回轉軸，取折合系數。計算應力 （單位MPa，M、T單位N.mm） （軸所受彎矩， 軸所受扭矩） 軸的抗彎截面系數，查《機械設計》P369表15-4，得 ，查《機械設計》P358表15-1，得45鋼（調質）許用彎曲應力，所以，安全 6) 滾動軸承校驗 查《機械設計基礎課程設計指導書》P158附表10.2，得深溝球軸承6310的基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F預計壽命 ，，， 查《機械設計課程設計手冊》P99表6-14，得大沖擊時，載荷系

40、數。因為，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-15，得深溝球軸承的最小e值為0.44，故此時，則徑向動載荷系數，軸向動載荷系數 因為,故只需驗算軸承5。軸承在100℃以下工作，查《機械設計課程設計手冊》P100表6-16，得溫度系數，則 （轉速），軸承壽命合格。 7. 鍵的選擇與校核 (1) 高速軸外伸端 高速軸外伸端，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵6x56 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強

41、度足夠，選擇鍵6x56 GB/T 1096—2003合適。 (2) 低速軸外伸端 低速軸外伸端，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵14x70 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵14x70 GB/T 1096—2003合適。 (3) 1 高速級小齒輪 ，不必使用齒輪軸。高速軸小齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵8x36 GB/T 1096—200

42、3，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵8x40 GB/T 1096—2003合適。 (4) 高速級大齒輪 中間軸大齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵10x36 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵10x32 GB/T 1096—2003合適。 (5) 低速級小齒輪

43、中間軸小齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵10x70 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵10x32 GB/T 1096—2003合適。 (6) 低速級大齒輪 高速軸大齒輪軸段，長，考慮到鍵在軸中部安裝，查《機械設計課程設計手冊》P60表4-27，選鍵16x70 GB/T 1096—2003，，，。選擇材料為45鋼，查《機械設計課程設計手冊》P61表4-28，鍵靜連接時的許用擠壓應力，取。工

44、作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 ，故強度足夠，選擇鍵10x32 GB/T 1096—2003合適。 VII. 總結 作為一名機械設計制造及自動化大三的學生，我覺得能做這樣的課程設計是十分有意義。通過課程設計，學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等，可以大大提升我們的能力。減速器算是比較簡單的設計了，但是里面的知識點也不少，在設計過程中，很多細節(jié)都忽略掉了，到設計收尾環(huán)節(jié)會出現很多漏洞，我感覺這是我們對減速器理解的還不夠，如果我們做到對減速器每個零件，每個部位的功能和作用都能了解透徹，那么我們的設計將會輕松很多。總之，經過這次設計，我們的收獲是非常大的，有了設計的初步經驗，也學到了很多知識，對課本上的知識在實踐中加以應用，加深了對以前所學知識的理解和體會。 附頁