课程设计--单级圆柱直齿齿轮减速器

课程设计

课程设计题目: 单级直齿圆柱齿轮减速器

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所学专业名称: 机械设计与制造

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学 号:

日 期:

《机械设计》课程设计

设计题目：单级圆柱式齿轮减速器设计 内装：1. 设计计算说明书一份

2. 减速器装配图一张 3. 轴零件图一张 4. 齿轮零件图一张

学院： 滁州学院 班级： 设计者： 指导老师： 完成日期： 成 绩： _________________

滁州学院

目 录

课程设计任务书………………………………………………………1 1 、传动装置的总体设计……………………………………………3 1.1、 传动方案的确定…………………………………………3 1.2、 电动机选择………………………………………………3 1.3、传动比的计算及分配………………………………………4 1.4、传动装置运动及动力参数计算……………………………4 2、 传动件的设计计算………………………………………………5 2.1、皮带轮传动的设计计算……………………………………5 2.2、直齿圆柱齿轮传动的设计计算……………………………7 3、齿轮上作用力的计算………………………………………………10 4、轴的设计计算………………………………………………………10 4.1、高速轴的设计与计算………………………………………10 4.2、低速轴的设计计算…………………………………………15 5、减速器箱体的结构尺寸……………………………………………20 6、图形…………………………………………………………………22 7、总结…………………………………………………………………25

课程设计（论文）任务书

年级专业 题目名称 学生姓名 学 号 设计时间 设计地点 单级直齿圆柱齿轮减速器设计 课程编号 课程名称 机械设计课程设计 一、 课程设计（论文）目的 1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。 1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。 1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。 二、 已知技术参数和条件 2.1 技术参数： 滚筒圆周力F=2.2KN 输送带速度V=1.7m/s 卷筒直径D=420mm 工作年限：10年 2.2 工作条件： 每日二班制工作，传动不逆转，有轻微冲击， 输送带速度允许误差为±5%。 三、 任务和要求 3.1 绘制单级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准； 3.2 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符学院规范格式且用A4纸打印； 3.3 图纸装订、说明书装订并装袋；

四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等） 4.1 《机械设计》教材 4.2 《机械设计课程设计手册》 4.3 减速器实物； 4.4 其他相关书籍 五、进度安排 设计内容 1 2 3 4 5 6 7 设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书） 传动装置的总体设计 各级传动的主体设计计算 减速器装配图的设计和绘制 零件工作图的绘制 编写设计说明书 总计 天数 任务下达日期： 任务完成日期： 指导教师（签名）： 学生（签名）： 1 、传动装置的总体设计 1.1传动方案的确定 a0.85 P=4.4kw n筒77.34r/min i总18.62 i14 i24.65

P05.5kwP14.22kwP24.10kwPw3.98kw Td29.18103NmmT1111.95103NmmT2505.75103Nmm Tw490.951031.2 电动机选择 （1） 选择电动机的类型和结构 因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35℃，因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。 （2）确定电动机功率 传动系得总的效率：a= 23× NmmKA1.2Pd5.28kw34××1=0.85 1带式输送机的传动效率，取0.962滚动轴承效率,取0.99 38级精度齿轮传动的效率，取0.97 4联轴器的效率，取0.98电动机所需的功率为： P= FV/(1000xa) = 2200×1.7/(1000x0.85) (kw)=4.4 kw （3）确定电动机转速及型号 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D=601000/420=77.34r/min dd1100mmdd2400mm带速符合要求Ld2000mm a585mm150.62

根据《机械设计课程设计手册》P188表13-2知单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3-5，V带传动比I=2-4，则i=6-20，故电动机转速的可选范围为nd=iNw=（6-20）77.34=464.04-1546.80r/min。符合这一范围的同步转速有1500r/min和1000r/min。由《机械设计课程设计手册》P167表12-1查得有2种适用的电动机型号（如下表），并列出2种方案。 方案 电动机型号 额定功率 满载转速（r/min） 1 Y132M2-6 5.5kw 960 2 Y132S2-4 5.5kw 1440 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动减速器的传动比，比较两种方案知:方案2因传动装置尺寸有较大的缩小，重量及价格都较小，故选择电动机型号 Y132S2-4，其主要性能：额定功率5.5kw、满载转速1440r/min、额定转矩2.2. 1.3 传动比的计算及分配 1、总传动比的计算 i总=n电动/n筒=1440/77.34=18.62 z5F0125.5N Q1213.59ND038mmL160mm B80mmKt1.4 d1Z129Z21351.79 Z0.86N11.04109 2、分配各级传动比 （1）由《机械设计课程设计手册》P5表1-8取i带=4，则i1=4. (2) i总i齿i带i2i齿N22.27108i总18.624.65 i带4[H]440MPa d179.88mm 1.4 传动装置运动及动力参数计算 1、计算各轴转速 高速轴 n0=nm=1440r/min 中速轴 n1=nm/i1=1440/4=360r/min 低速轴 n2=n1/i2=360/4.65=77.42r/min 滚动轴 nw=n2=77.42r/min 2、计算各轴的功率（kw） P1=P1=4.40.96=4.22kw P2=P11.55m/sK1.28m3 23=4.220.990.98=4.10kw

Pw=P224=4.100.990.98=3.98kw 3、计算各轴转矩 a1246mmd187mmd2405mmb290mmb195mmTdT1T2TW9550Pdnm9550P1N19550P2N29550PdN W95504.4103144095504.2210336095504.1010377.4295503.9810377.4229.18103Nmm111.95103Nmm 505.75103Nmm490.95103Nmm2、 传动件的设计计算 2、1皮带轮传动的设计计算 （1）确定功率 由《机械设计》P138表7-7得KA=1.2，则 PdKAP1.24.45.28kw （2）选择带型 根据n0=1440r/min Pd=5.28kw，由《机械设计》P139图7-12知选择A型V带。 （3）确定带轮基准直径 由《机械设计》P130表7-4与表7-5知：可选小带轮直径dd1=100mm，则大带轮直径dd2i带dd14100400mm。 （4）验算带的速度 Y0.67SF1.25 满足齿根弯曲疲劳强度 带ddn0/6010001001440/60100017.536m/smax25m/s带速符合要求。 （5）确定中心距和V带长度 ha3mmhf3.75mmh6.75mmc0.75mm 根据0.（7dd1dd2）a02(dd1dd2）,初步确定中心距，即 0.（7100400）350mma02(100400）1000mm为使结构紧凑，取偏低值，a0=500mm. V带计算基准长度为2Ld'2a0（dd1dd2）/2（dd2dd1）/4a0da193mmda2411mmdf179.5mmdf2397.5mmFt12573.56N 2500(100400)/2(400100)2/(4500)1830mm Fr1936.70N

由《机械设计》P128表7-1选V带长度Ld=2000mm，则 实际中心距为45钢 dmin=28.5mm aa0(LdLd')/2500(20001830)/2585mm （6）计算小轮包角 带0.68m/s d230mm毡圈油封 180（-dd1-dd2）/a180(400100)/58557.3150.62式中57.3为将弧度转换为角度的常数。 （7）确定V带根数 V带根数可用下式计算 zPd/(P0P0)/KKl 由《机械设计》P137表7-6查得取单根V带所能传递的功率P0=1.30kw。由《机械设计》P141表7-8查取功率增量P00.17kw，由《机械设计》 P141表7-9查得K0.92,由《机械设计》 P128表7-2查得Kl=1.03,则带的根数为 d360mmB12mm14mmd740mmL7L333mm8mm4.11取5根 zPd[(P0P0)KKl]5.28[(1.300.17)0.921.03]18mm （8）计算初拉力 由《机械设计》P128表7-1查得V带质量m=0.1kg/m那么初拉力为 F0500Pd/(z带)(2.5K)/Km带25005.28/(57.536)[(2.50.92)/0.92]0.17.5362125.5N （9）计算作用在轴上的压力 e10mm L=50mm Q2zF0sin(/2)25125.5sin(150.62/2)1213.59N （10）带轮结构设计 ① 小带轮结构：采用实心式 由《机械设计课程设计手册》P168表12-3查得Y132S电动机轴径D0=38mm，150.3mm，fmin9mm取f10mm。轮毂宽L1（1.5~2）D0（1.5~2）3857~76mm；轮缘宽B（z-1）2f（5-1）1521080mm。

② 大带轮结构：采用孔板式结构；轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。 2.2直齿圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调质处理、大齿轮正火处理，选用8级精度。由《机械设计》P152表8-1得小齿轮齿面硬度为217~255HBW,取硬度值240HBW；大齿轮齿面硬度为162~217HBW，取硬度值为200HBW进行计算。 （2）初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有L254mmd4d645mmL4L68mmL595mmBx115mmd132KtT1d1ZEZHZ2uu（[H]）。 l190mml282.5mml382.5mm ① 小齿轮传递转矩为T1111950Nmm ② 试选载荷系数Kt=1.4。 ③ 由《机械设计》P166表8-8查得d1。 ④ 由《机械设计》P162表8-6查得弹性系数ZE189MPa。 ⑤ 对于标准直齿轮节点区域系数ZH=2.5。 ⑥ 齿数比i4.65。 ⑦ 确定齿轮齿数 初选小齿轮齿数Z1=29，则RA2642.15NRB2569.26N MA109223.1Nmm强度满足要求 强度足够 PA=2642.15N Z2Z14.6529134.85取Z2135 ⑧ 重合度 端面重合度12111[1.883.2(ZZ1)]cos[1.883.2(29135)]cos01.79PB=2569.26N Z43轴承寿命足够 41.7930.86 ZNHlimSHdmin=50mm TC=758625Nmm ⑨ 许用接触应力[H]

由《机械设计》P168图8-20与图8-21查得接触疲劳极限应力为Hlim1580MPa，Hlim2400MPa。小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为d1=30mm L1=58mm d2=40mm d3=45mm d6=45mm d4=50mm L4=88mm L2=45mm N160n1Lh603601.010300161.04109N2N1i11.041094.652.27108由《机械设计》P169图8-24查得寿命系数ZN11.0，ZN21.1。 由《机械设计》P170表8-11查得安全系数SH=1.0. Hlim11.0580则[H1]ZN1S580MPa1HHlim2[H2]ZN2S1.11400440MPa H取[H]440MPa312.5mm 42.5mm L5=10mm 1.50.8624.465(1892).65440初算小齿轮的分度圆直径d1t，有 d1t32KtT1u1du（ZHZEZ[H]2）321.41119501 L6=32mm L3=79mm l1=83mm l3=l2=74mm RA=1369.36N RB=1369.36N M2=100082.23Nmm W=10740.83mm WT=23006.46mm3 382.26mm （3）确定传动尺寸 ① 计算载荷系数 由《机械设计》P157表8-4查得使用系数KA=1.0， 因d1tn160100082.26360 6010001.55m/s由《机械设计》P158图8-11查得动载荷系数Kv=1.1 由《机械设计》P159图8-14查得齿向载荷分配系数K1.06 由《机械设计》P159表8-5查得齿间载荷分配系数K1.1，则载荷系数KKAKVKK1.01.11.061.11.28。 ② 对d1t进行修正。因K与Kt有较大差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即d1d1t3③ 确定模数m KKtb10.07MPa 21.98MPa 82.2631.281.479.88mm。 md1Z1.88按《机械设计》P165表8-7，取m=3. 79292.75mme27.97MPa 强度符合 ④ 计算传动尺寸 强度足够

中心距为a1m（z1z2）2329135）（246mm2轴承寿命足够 分度圆直径为d1mz132987mmd2mz23135405mmbdd118787mm取b290mmb1b2（5~10）mm90（5~10）mm取b195mm （4）校核齿根弯曲疲劳强度 F2KT1bmd1YFYSY[F] ① K,T1，m，d1同前。 ② 齿宽b=b2=90mm。 ③ 齿宽系数YF和应力修正系数YS： 由《机械设计》P164图8-18查得YF1=2.53，YF2=2.12. 由《机械设计》P165图8-19查得YS1=1.62，YS2=1.84. 0.75④ 重合度系数Y0.250.750.251.790.67 ⑤ 许用弯矩应力[F]YNFlimSF。 由《机械设计》P171图8-25与图8-26查得弯矩疲劳极限应力为Flim1220MPa，Flim2170MPa，由《机械设计》P172图8-29查得寿命系数YN1YN21,由《机械设计》P170表8-11查得安全系数SF1.25,故 220Flim1[F1]YN111SF.25176MPa170Flim2[F2]YN211SF.25136MPa 2KTF1bmdYF1YS1Y1n121.28111950903872.531.620.67 33.504MPa[F1]F2F1YYF2YS2F1YS133.5042.121.842.531.6231.89MPa满足齿根弯曲疲劳强度。 (5)计算齿轮传动其他尺寸

齿顶高haha*m133mm齿根高hf（ha*hc*）m（10.25）33.75mm全齿高hhahf33.756.75mm顶隙cc*mn0.2530.75mm 齿顶圆直径为da1d12ha872393mm da2d22ha40523411mm齿根圆直径为df1d1-2hf87-23.7579.5mm df2d2-2hf405-23.75397.5mm3、齿轮上作用力的计算 （1）已知条件：高速轴传递的转矩为T1111950Nmm，转速为n1=360r/min,小齿轮分度圆直径d1=87mm。 （2）小齿轮1的作用力： ① 圆周力为Ft12T1d121119502573.56N 87其方向与力作用的圆周速度方向相反。 ② 径向力为Fr1Ft1tann2573.56tan20936.70N其方向由力的作用点指向轮1的转动中心。 （3）大齿轮2的作用力： 从动齿轮2各个力与主动轮齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。 4、轴的设计计算 4、1高速轴的设计与计算 （1）已知条件：高速轴传递的功率P1=4.22kw，转速n1=360r/min，小齿轮分度圆直径d1=87mm，齿轮宽度b1=95mm，转矩T1111950Nmm。 （2）选择材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由《机械设计》P240表11-1选用常用的材料45钢，调质处理。 （3）计算轴径 因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，通常取

C110~160，由《机械设计》P250表11-3取C=120，则dC3Pn12034.2236027.26mm，考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%~5%，则d27.2627.26（0.03~0.05）28.08~28.62mm，则取dmin=28.5mm。 （4）结构设计 ① 轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图1所示。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。 ② 轴段1的设计： 轴段1上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。由最小直径可初定轴段1的直径d1=30mm，带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）d1（1.5~2.0）3045~60mm，取为60mm，则轴段1的长度略小于毂孔宽度，取L158mm。 ③ 轴段2的设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度（0.07~0.1）d1（0.07~0.1）302.1~3mm。为h轴段2的轴（2.1~3）34.2~36mm，该处轴的圆周速度径d2d12dn36360。由《机械设计课程设计手带6010006010000.68m/s3m/s21册》P90表7-12可选用毡圈油封30JB/ZQ4606-1997，则d2=30mm，由于轴段2轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定。 ④ 轴段3和7的设计 轴段3和7安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为6212，由《机械设计课程设计手册》P64表6-1查得轴承内径d=60mm，外径D=110mm，宽度B=22mm，内圈定位轴肩直径da=69mm，外圈定位凸肩内径Da=101mm，故d3=60mm，该减速器齿轮的圆周速度小于

2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内壁距离B1=2mm，为补偿箱体的制造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面至箱体内壁的距离取14mm，则L3BB12214238mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=40mm，L7=L3=33mm。 ⑤ 轴段2的长度设计 轴段2的长度L2除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端面零件有关。由《机械设计课程设计手册》P158表11-1知下箱座壁厚由公式0.025a110.02524617.15mm取8mm。上箱座壁厚由公式10.850.8586.8mm取18mm；由于中心距a1=246mm<300mm，可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的C1=18mm，C2=16mm，箱体凸缘连接螺栓直径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由《机械设计课程设计手册》P39表3-9取螺栓GB/T5782-2000M825。计算轴承盖厚e1.2d端螺1.289.6mm取e10mm。轴承座宽度为 LC1C2(5~8)mm81816（5~8）mm47~50mm取L=50mm。取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t2mm；为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承盖表面的距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺栓的拆装空间足够，则有L2LeKt--B5010282-14-2254mm。 ⑥ 轴段4和6的设计 该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=45mm ，齿轮两端面与箱体内壁距离取为10mm，则轴段4和6的长度为L4L6B11028mm。 ⑦ 轴段5的设计 轴段5上安装齿轮，为了便于安装，d5应略大于d3,可初定d5=52mm，则由《机械设计课程设计手册》P53表4-1查得该处键的截面尺寸为

16mm10mm轮毂键槽深度t1=4.3mm，该处齿轮轮毂键槽到齿根的距离为e'df12.560d23t179224.35.45mm2.5m2.53mm7.5mm 故该轴应设计成齿轮轴，L5=b1=95mm。 ⑧ 箱体内壁之间的距离 Bx21b121095115mm。 ⑨ 力作用点间的距离 轴承力作用点距外围距离aB222211mm，则 l150mm2L2a25541190mm，l2L3L4L25a38895 2-1182.5mm，l3l282.5mm （5）键连接 联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，由《机械设计课程设计手册》P53表4-1得键的型号为键845 GB/T1096-1990。 （6）轴的受力分析 ① 支承反力 在水平面上为 RAHQ（l1l2l3）Fr1l3l2l3（9082.582.5）936.7082.5-1213.59-2307.63N； 82.582.5RBHQRAHFr1-1213.592500.69936.702223.80N; 在垂直面上为 Ft1l3-2573.5682.5, RAVRBVl2l382.582.5-1286.78N轴承A的总支承反力为RARAHRAV2307.6321286.7822642.15N, 轴承B的总支承反力为22RBRBHRBV2223.8021286.7822569.26N。 ② 弯矩计算 22

MAMAHQl11213.5890109223.1Nmm。 （7）校核轴的强度 危险处的抗弯截面系数为W抗扭截面系数为WT最大弯矩应力为A扭剪应力为W1TTd33323360 3221205.75mm3d3316360 42411.50mm16MAW.11092235.15MPa 21205.751195042411.502.64MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6。则当量应力为eA24()25.1524(2.640.6)26.05MPa。 由《机械设计》P152表8-1查得钢调质处理抗拉强度极限b650MPa，由《机械设计》P241表11-1查得轴的许用弯曲应力为[1b]60MPa.e[-1b]，强度满足要求。 （8）校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为p4T1d1hl111950取3043(458)134.47MPa键、轴及带轮的材料都为钢，由《机械设计》P101表5-2查得[p]125~150MPa,p[p]强度足够。 （9）校核轴承寿命 ① 当量动载荷：由《机械设计课程设计手册》P64表6-1查6212轴承得C=47800N，C0=32800N。因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为PARA2642.15N,PBRB2569.26N ② 轴承寿命：因为PA>PB,故只需校核轴承A，P=PA。轴承在100C以下工作，fT=1。对于减速器，载荷系数fP=1.2，Lh10660n13（ffTPCP）10660360（1478001.22812.34）h131547.54h3，减速器寿命有Lh'1630010h48000h，LhLh'故轴承寿命足够。

图1、高速轴 4、2低速轴的设计计算 （1）已知条件：低速轴传递的功率P2=4.10kw，转速n2=77.42r/min，齿轮2分度圆直径d2=405mm，齿轮宽度b2=90mm，转矩T2505750Nmm。 （2）选择材料 因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由《机械设计》P240表11-1选用常用的材料45钢，调质处理。 （3）计算轴径 由《机械设计》P250表11-3取C=120，则低速轴外伸段的直径可按下式求得dC3Pn12034.1077.4245.06mm，考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%~5%，则d45.0645.06（0.03~0.05）46.41~47.31mm，则取dmin=50mm。 （4）结构设计 ① 轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图2所示。该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计。 ② 轴段1的设计： 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。

由《机械设计》P324表14-2取KA=1.5则计算转矩TCKAT21.5505750758625Nmm。由《机械设计课程设计手册》P99表8-7查得GB/T5014-2003中L3型联轴器符合要求，公称转矩为1250Nmm，许用转速4700r/min,轴孔长度60mm，相应的轴段1的直径d1=30mm，其长度略小于毂孔宽度取L1=58mm。 ③ 轴段2的设计 在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两方面问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度为h（0.07~0.1）d1（0.07~0.1）302.1~3mm。轴段2的轴径d2d12（2.1~3）34.2~36mm，最终密封圈确定，用毡圈油封，查《机械设计课程设计手册》P90表7-12选用40JB/ZQ4606-1997，则d2=40mm。 ④ 轴段3和6的设计 轴段3和6上安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用深沟球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为6009，由《机械设计课程设计手册》P64表6-1查得轴承内径d=45mm，外径D=75mm，宽度B=16mm，内圈定位轴肩直径da=51mm，外圈定位凸肩内径Da=69mm，故d3=45mm，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6=45mm。 ⑤ 轴段4的设计 轴段4上安装带轮，为便于齿轮的安装，d4必须略大于d3可初定d4=50mm。齿轮2轮毂的宽度为（1.2~1.5）d4（1.5~2.0）5060~75mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段4的长度应比轮毂略短，由于b2=90mm，故取L488mm。 ⑥ 轴段2的长度设计 轴段靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调

整垫片厚度t均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取K=13mm，则有L2LteK-B(50210131614)mm45mm ⑦ 轴段5的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位肩的高度为h（0.07~0.1）d53.5~5mm。取h=5mm则d5=60mm。齿轮端面距箱体内壁距离为b2)31(b1102(9590)212.5mm。取挡油环端面到内壁距离为42.5mm，则轴段5的长度为L53-412.5-2.510mm。 ⑧ 轴段3和6的长度设计 轴段6的长度L6B416142.532.5mm取L632mm。 轴段3的长度为L3b2-L43B95-8812.5141679.5mm取L379mm ⑨ 轴上力作用点间的距离 轴承反力作用点距距离轴承外圈大端面的距离a的支点及受力点间的距离为 B28mm，则轴l160mm2L2a3045883mm，l2l3L6L5ab321060-874mm， 22 （5）键连接 联轴器与轴段1及齿轮与轴段4间采用普通平键连接，由《机械设计课程设计手册》P53表4-1得键的型号为键1050 GB/T1096-1990和键1450GB/T1096-1990。 （6）轴的受力分析 ① 支承反力

在水平面上为 .707422RAHRBHl2r936-468.35N； l37474Fl在垂直面上为 RAVRBVFt2l2l2l3.5674-2573-1286.78N, 7474轴承A、B的总支承反力为RBRARAHRAV468.3521286.7821369.36N, ② 弯矩计算 在水平面上M2HRAHl3468.357434657.9Nmm 在垂直面上M2VRAVl31268.787493889.72Nmm 22M2M2HM2V34657.9293889.722100082.23Nmm（7）校核轴的强度 危险处的抗弯截面系数为22 d4d4-t）3145.（514-5.5）50 W32-bt（2d-10740.83mm3225043322抗扭截面系数为WTd4316d4-t）3145.（514-5.5）50-bt（2d-23006.46mm 162504322弯矩应力为bM2W.231000829.32MPa 10740.83 （7）校核轴强度 扭剪应力W2TT50575023006.4621.98MPa。 对于单向转动的转轴转矩按脉动循环处理，故折合系数0.6，则当量应力为2eb2（4）9.322（40.621.98）27.97MPa。查2《机械设计》P152表8-1得45钢调质处理抗拉强度极限b650MPa，由《机械设计》P241表11-1查得轴的许用弯曲应力[-1b]60MPa，e[1b]，强度符合要求。 （8）校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力为p24T2d4hl5057505049(5014)124.88MPa取键、轴及齿轮的材料都为钢，由《机械设计》P101表5-2查得[p]125~150MPa,p2[p]强度足够。联轴器处的键的挤压应力为p14T2d4hl505750，故其强度也足够。 5048（50-10）210.73MPa （9）校核轴承寿命 ① 当量动载荷：由《机械设计课程设计手册》P64表6-1查6009轴承得C=21000N，C0=14800N。因为轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为PAPBRA1369.36N, ② 轴承寿命：轴承在100C以下工作，fT=1。对于减速器，载荷系数fP=1.2，Lh10660n231021000TC3（f（1.1h423757.63h，fPP）6077.4221396.36）6减速器寿命有Lh'2830010h48000h，LhLh'故轴承寿命足够。 图2低速轴 5、减速器箱体的结构尺寸 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 地脚螺钉直径 符号 δ δ1 b b1 df 尺寸（mm） 8 8 12 12 M16

地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 轴承旁连接螺栓通孔直径 轴承旁连接螺钉沉头座直径 剖分面凸缘螺栓凸台尺寸（扳手空间） 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 上下箱连接螺栓直径 轴承端盖外径 上下箱连接螺栓通孔直径 上下箱连接螺栓沉头座直径 n d1 d1' D0 4 M12 13.5 24 20 16 60 10 10 M10 115,130 11 24 c1 c2 l1 △1 △2 d2 D2 d2' D0 下箱座剖分面处凸缘厚度 上箱座剖分面处凸缘厚度 地脚螺栓底脚厚度 箱座肋厚 箱盖上肋厚 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 地脚凸缘尺寸（扳手空间） b b1 p M m1 d'12 12 20 8 8 20 45 27 25 18 14 M8 D0 L1 L2 箱缘尺寸（扳手空间） c1 c2 轴承盖螺栓直径 d3

检查孔盖连接螺栓直径 圆锥定位销直径 减速器中心高 轴承旁凸台高 轴承旁凸台半径 轴承旁连接螺栓距离 箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承座空长度 d4 d5 H h RM6 6 170 45 16 118,135 42 50 S K 6、图形

（1）装配图和零件图

（2）输入轴结构示意图

（3）输出轴上的齿轮

7、总结

通过为期将近一周的没日没夜的课程设计过程，反复的修改设计，终于完成了一级闭式圆柱齿轮减速器的设计过程，现在写总结心得还是很有感触的，支辛涛老师刚开始在课堂上和我们说我们要做课程设计的时候，觉得课程设计是怎么一回事都不知道，似乎离我好遥远，我不认识它，它更不认识我一样，似乎感觉这么庞大的工程我是不可能做得出来的，所以刚开始时候真的感觉非常困难的。

刚开始就是需要手稿的一份设计计算说明书部分，其中对电动机、齿轮、还有轴和轴承的设计不用说了，翻看了好多教材终于稍微明白了点事怎么设计出来的，设计计算说明部分真的是很重要的一个环节 对工具书的使用和查阅：在设计过程中，我们用到了大量的经验公式以及大量取范围值的数据，需要我们翻阅大量的工具书来进行自己设计计算，这让我们这些一直在给定精确公式及数值下学习的我们顿时感到非常的艰辛，取值时往往犹豫不决，瞻前顾后，大大减慢了我们的设计速度。与此同时，我们也发觉到，对工具书使用的不重视是一个非常严重的错误，这也是对我们今后工作中自我学习的一次良好警告。其实画

好的减速器装置上的每一个零部件都是有表可查的。哪怕是一个小小的螺钉。

细节决定成败：这是在设计的后期过程中体会到的，在设计基本完成后的检查过程中发现有的细节甚至有致命的错误，会将自己在整个设计中的认真全部否决，这是对我今后的学习工作的一次实战训练。

通过本次设计我对减速器的工作原理以及各种工作机构有了很全面的认识，更对机械传动中的电动机、齿轮、轴、轴承、联轴器、键、箱体等都很做了认真的分析计算和选取，是对一个机械学习者的初次挑战，整个设计过程中每个人都是很辛苦的，但它是对今后学习生活的一次适应性训练，从中锻炼自己分析问题、解决问题的能力，而且在做完此次课设之后第一次觉得在大学期间这么有成就感，对自己整体的观念的培养和各种工具书的使用等都有所突破，我想这都是这次设计过程收获最大的地方。