减速器的设计

毕 业 设 计（论文）

（说 明 书）

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平顶山工业职业技术学院

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平顶山工业职业技术学院

毕 业 设 计 （论文） 任 务 书

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任 务 下 达 日 期 年 月 日

指 导 教 师

系(部)主 任

年 月 日

平顶山工业职业技术学院

毕业设计（论文）答辩委员会记录 系 专业，学生 于 年 月 日进行了毕业设计（论文）答辩。

设计题目： 专题（论文）题目：

指导老师：

答辩委员会根据学生提交的毕业设计（论文）材料，根据学生答辩情况，经答

辩委员会讨论评定，给予学生 毕业设计（论文）成绩

为 。

答辩委员会 人，出席 人

答辩委员会委员： ， ，

平顶山工业职业技术学院毕业设计（论文）评语

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毕业设计（论文）及答辩评语：

目 录

第一章 减速器概述

1.1 减速器的主要型式及其特性

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。

减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。

减速器系统框图

以下对几种减速器进行对比：

1）圆柱齿轮减速器

当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。

圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。

圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器

约30％。

2）圆锥齿轮减速器

它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。

3）蜗杆减速器

主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。

蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。

4）齿轮-蜗杆减速器

它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。

通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。

1.2 减速器结构

近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。

1）传统型减速器结构

绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有2—3个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱

体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。

2）新型减速器结构

下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。

1）齿轮—蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮—圆锥齿轮—圆柱齿轮三级减速器。

这些减速器都具有以下结构特点：

——在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位

有较大的开孔。

——在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。

——输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。

和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。

1.3减速器润滑

圆周速度u≤12m/s一15m／s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以1—2个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在0．7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0．5m／s一0．8m／s)也允许浸入深些，可达到1／6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1／3的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。

减速器油池的容积平均可按1kW约需0．35L一0．7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90℃时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于0．5L/kW。圆周速度u>12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而

送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u≤20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。

蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心，以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10m／s以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0℃，则使用时需先将油加热到0℃以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。

第二章 减速箱原始数据及传动方案的选择

2.1原始数据

运输带有效拉力F=1500N，工作速度v =1.2m/s，卷筒直径D=200mm

间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，传动比误差为±5%，每隔2min工作一次，停机5min，工作年限为10年。

2.2传动方案选择

传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。由于我们的实验的要求较高，电机输入的最高转速较大，为了减少成本，降低对电机的要求，同时能够满足减震器试验台的正常工作，我们对减震器采用这样的方案:变频电机通过带轮的传递，到达第一对啮合齿轮，为了让减速器具有变速功能，我们使第二对啮合齿轮为双联齿轮，最后由输出轴传递给偏心轮机构。因为本试验属于多功能测试，包括了静特性试验、疲劳试示功试验、耐久试验。所以对整个传递要求较高。所以第一、二根轴;两端采用角接触球轴承，第三根轴采用一头用角接触球轴承另一头采用普通调心球轴承。

注意点是使用这个传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、 传动效率高和使用维护便利。 减速器设计

二级圆柱齿轮减速器传动比一般为8～40，用斜齿、直齿或人字齿，结构简单，应用广泛。展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度；分流式则齿轮相对于轴承对称布置，常用于较大功率、变载荷场合。同轴式减速器，长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。两级大齿轮直径接近有利于浸油润滑，轴线可以水平、上下或铅垂布置，如图：

图中展开式又可以有下面两种，如下所示：

根据材料力学（工程力学）可以算出在相同载荷作用下，a方案优先于b方案，∴终选

a

由装配图查得，X174,L275,l201。

最

y1lBl

FX1LX1Ll

6EIZL

X1lLX1Ll

L

742012757427574

275

F6EIZ

mm



F6EIZF6EIZ



685422.6

由装配图查得，X2

y2lBl

103,L173,l77

FX2LX2Ll

6EIZL

X2lLX2Ll

L

9418227594173182

275

F6EIZ

mm



F6EIZF6EIZ



902268.7

综上所述：可得y1＜y2 。 ∴选a方案。

第三章 电动机的选择计算

合理的选择电动机是正确使用的先决条件。选择恰当，电动机就能安全、经济、可靠地运行；选择得不合适，轻者造成浪费，重者烧毁电动机。选择电动机的内容包括很多，例如电压、频率、功率、转速、启动转矩、防护形式、结构形式等，但是结合农村具体情况，需要选择的通常只是功率、转速、防护形式等几项比较重要的内容，因此在这里介绍

一下电动机的选择方法及使用。

3.1电动机选择步骤

电动机的选择一般遵循以下三个步骤： 3.1.1 型号的选择

电动机的型号很多，通常选用异步电动机。从类型上可分为鼠笼式与绕线式异步电动机两种。常用鼠笼式的有J、J2、JO、JO2、JO3系列的小型异步电动机和JS、JSQ系列中型异步电动机。绕线式的有JR、JR O2系列小型绕线式异步电动机和JRQ系列中型绕线式异步电动机。

从电动机的防护形式上又可分为以下几种：

1．防护式。这种电动机的外壳有通风孔，能防止水滴、铁屑等物从上面或垂直方向成45º以内掉进电动机内部，但是灰尘潮气还是能侵入电动机内部，它的通风性能比较好，价格也比较便宜，在干燥、灰尘不多的地方可以采用。“J”系列电动机就属于这种防护形式。

2．封闭式。这种电动机的转子，定子绕组等都装在一个封闭的机壳内，能防止灰尘、铁屑或其它杂物侵入电动机内部，但它的密封不很严密，所以还不能在水中工作，“JO”系列电动机属于这种防护形式。在农村尘土飞扬、水花四溅的地方（如农副业加工机械和水泵）广泛地使用这种电动机。

3．密封式。这种电动机的整个机体都严密的密封起来，可以浸没在水里工作，农村的电动潜水泵就需要这种电动机。

实际上，农村用来带动水泵、机磨、脱粒机、扎花机和粉碎机等农业机械的小型电动机大多选用JO、JO2系列电动机。

在特殊场合可选用一些特殊用途的电动机。如JBS系列小型三相防爆异步电动机，JQS系列井用潜水泵三相异步电动机以及DM2系列深井泵用三相异步电动机。 3.1.2 功率的选择

的功率也不能选择太大，否则不但浪费投资，而且电动机在低负荷下运行，其功率和功率因数都不高，造成功率浪费。

选择电动机功率时，还要兼顾变压器容量的大小，一般来说，直接启动的最大一台鼠笼式电动机，功率不宜超过变压器容量的1/3。 3.1.3 转速的选择

选择电动机的转速，应尽量与工作机械需要的转速相同，采用直接传动，这样既可以避免传动损失，又可以节省占地面积。若一时难以买到合适转速的电动机，可用皮带传动进行变速，但其传动比不宜大于3。

异步电动机旋转磁场的转速（同步转速）有3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min

等。异步电动机的转速一般要低2%～5%，在功率相同的情况下，电动机转速越低体积越大，价格也越高，而且功率因数与效率较低；高转速电动机也有它的缺点，它的启动转矩较小而启动电流大，拖动低转速的农业机械时传动不方便，同时转速高的电动机轴承容易磨损。所以在农业生产上一般选用1500r/min的电动机，它的转速也比较高，但它的适应性较强，功率因数也比较高。

3.2 电动机型号的确定

根据已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。 ① 由公式 P1=Fv=1500×1.2=1.8 kw

v1001000

1.21001000

电动机转速 n1=

D

=

3.14200

=114。65. r/min

② 求电机功率P5 P= P电η η=ηa·ηb·η齿2·ηz3 P= Fv 查阅资料可得：选取ŋ1=0.99 — 弹性柱销联轴器 ŋ2=0.97 — 6级精度齿轮的效率 ŋ3=0.98— 7级精度齿轮的效率

ŋ4=0.938 — 滚动滚子轴承的效率 ŋ5=0.96—滚子链传动 则ף总=η1η2η3η4η5=0.8503

P1

1.8

P5==0.8503=2.127 kw

查阅资料可得：取 i=8~60

则 n5=n1i=114.65×(8~40)=917.2~4586 (r/min)

电动机符合这一范围的同步转速有1500、3000，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动比，显然选择1500 r/min的同步转速电动机比较合适。

第四章 轴的设计

机器上所安装的旋转零件，例如带轮、齿轮、联轴器和离合器等都必须用轴来支承，才能正常工作，因此轴是机械中不可缺少的重要零件。本章将讨论轴的类型、轴的材料和轮毂联接，重点是轴的设计问题，其包括轴的结构设计和强度计算。结构设计是合理确定轴的形状和尺寸，它除应考虑轴的强度和刚度外，还要考虑使用、加工和装配等方面的许

多因素。

4.1 轴的分类

按轴受的载荷和功用可分为：

1.心轴：只承受弯矩不承受扭矩的轴，主要用于支承回转零件。如.车辆轴和滑轮轴。 2.传动轴：只承受扭矩不承受弯矩或承受很小的弯矩的轴,主要用于传递转矩。如汽车的传动轴。

3.转轴：同时承受弯矩和扭矩的轴，既支承零件又传递转矩。如减速器轴。

4.2轴的材料

主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取：

1. 碳素钢

优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低，价格便宜，应用广泛。例如：35、45、50等优质碳素钢。一般轴采用45钢，经过调质或正火处理；有耐磨性要求的轴段，应进行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳素钢Q235、Q275等。

2. 合金钢

合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐磨性的轴。例如：汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作，采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等。滑动轴承的高速轴，采用20Cr、20CrMnTi等。

3. 球墨铸铁

球墨铸铁吸振性和耐磨性力集中敏感低，价格低廉，使成外形复杂的轴。例如：内燃轴。

好，对应用铸造制机中的曲

4.3 轴的结构设计

如图所示为一齿轮减速器中的的高速轴。轴上与轴承配合的部份称为轴颈，与传动零件配合的部份称为轴头，连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身，起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。

轴结构设计的基本要求有： （1）、便于轴上零件的装配

轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆，将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强度轴。 （2）、保证轴上零件的准确定位和可靠固定

轴上零件的轴向定位方法主要有：轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、轴端挡圈定位和轴承端盖定位。 1）轴向定位的固定

① 轴肩或轴环：如教材图10-7所位是最方便可靠的定位方法，但采用轴轴的直径加大，而且轴肩处由于轴径的

应力集中。因此，多用于轴向力较大的场合。定位轴h=(0.07—0.1)d，d为与零件相配处的轴径尺寸。要求

② 套筒和圆螺母 定位套筒用于轴上两零件小，结构简单，定位可靠。圆螺母用于轴上两零件距要在轴上切制螺纹，对轴的强度影响较大。

③性挡圈和紧定螺钉 这两种固定的方法，常用于轴向力较小的场合。

④轴端挡圈圆锥面： 轴端挡圈与轴肩、圆锥面与轴端挡圈联合使用，常用于轴端起到双向固定。装拆方便，多用于承受剧烈振动和冲击的场合。 2）周向定位和固定

键联接和圆锥销联接见教材§10—4节。过盈配合是利用轴和零件轮毂孔之间的配合过盈量来联接，能同时实现周向和轴向固定，结构简单，对中性好，对轴削弱小，装拆不便。成型联接是利用非圆柱面与相同的轮毂孔配合，对中性好，工作可靠，制造困难应用少。

示。轴肩定肩定位会使突变而产生肩的高度

r轴

的距离较离较大，需

（3）、具有良好的制造和装配工艺性

1）. 轴为阶梯轴便于装拆。轴上磨削和车螺纹的轴段应分别设有砂轮越程槽和螺纹退刀槽。如教材图10—12所示。

2）. 轴上沿长度方向开有几个键槽时，应将键槽安排在轴的同一母线上。同一根轴上所有圆角半径和倒角的大小应尽可能一致，以减少刀具规格和换刀次数。为使轴上零件容易装拆，轴端和各轴段端部都应有45°的倒角。为便于加工定位，轴的两端面上应做出中心孔。 （4）、减小应力集中，改善轴的受力情况

轴大多在变应力下工作，结构设计时应减少应力集中，以提高轴的疲劳强度，尤为重要。轴截面尺寸突变处会造成应力集中，所以对阶梯轴，相邻两段轴径变化不宜过大，在轴径变化处的过渡圆角半径不宜过小。尽量不在轴面上切制螺纹和凹槽以免引起应力集中。尽量使用圆盘铣刀。此外，提高轴的表面质量，降低表面粗糙度，采用表面碾 压、喷丸和渗碳淬火等表面强化方法，均可提高轴的疲劳强度。

当传矩由一个传动件输入，而由几个传动件输出时，为了减小轴上的传矩，应将输入件放在中间。如图10－14所示，输入传矩T1＝T2＋T3，轴上各轮按图14-15a的布置形式，轴所受的最大传矩为T2＋T3，如改为图10-14b的布置形式，最大传矩减小为T2或T3。

4.4 轴的设计计算

4.4.1按扭转强度计算

这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的弯矩时，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。并且应根据轴的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用应力。

在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为：

TWp

3

9.5510

0.2d

3

6

Pn

[] Mpa

强度条件：

设计公式： d

59.5510P

[]n

6

3

C

Pn

（mm）

轴上有键槽： 放大：3~5%一个键槽；7~10%二个键槽。并且取标准植 式中：[τ]——许用扭转剪应力（N/mm2），

C为由轴的材料和承载情况确定的常数。 4.4.2 按弯扭合成强度计算

通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。

对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为：

MW

M

e

2

(T)1

2

M

2

(T)

3

2

[

1

e



32

3

d

3

0.1d

]b

设计公式：d

M0.1[

e1

（mm）

]b

式中、：бe为当量应力，Mpa。 d为轴的直径，mm; M为危险截面的合成弯矩；M



M

2

H

M

e

M

2

(T)

2

为当量弯矩；

MV

2

； MH为水平面上的弯矩；MV为垂直面上的弯

矩；W为轴危险截面抗弯截面系数；——为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数

∵弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪应力往往为非对称循环变应力

∴与扭矩变化情况有关

=

[

1

[

1

]b



]1b

1 ——扭矩对称循环变化

[[

1

]b]b

[0]b

]b

0.6——扭矩脉动循环变化 0.3——不变的扭矩

1

1

]b

，[0]b，[1]b分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下的许用弯曲应力。

对于重要的轴，还要考虑影响疲劳强度的一些因素而作精确验算。内容参看有关书籍。 4.4.3 轴的刚度计算概念

轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性能。轴的弯曲刚度是以挠度y或偏转角θ以及扭转角ф来度量，其校核公式为：

y≤[y]; θ≤[θ]; ф≤[ф]。

式中：[y]、 [θ]、 [ф]分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。 4.4.4 轴的设计步骤

设计轴的一般步骤为：

（1）选择轴的材料 根据轴的工作要求，加工工艺性、经济性，选择合适的材料和

热处理工艺。

（2）初步确定轴的直径 按扭转强度计算公式，计算出轴的最细部分的直径。 （3）轴的结构设计 要求：①轴和轴上零件要有准确、牢固的工作位置；②轴上零件装拆、调整方便；③轴应具有良好的制造工艺性等。④尽量避免应力集中；根据轴上零件的结构特点，首先要预定出主要零件的装配方向、顺序和相互关系，它是轴进行结构设计的基础，拟定装配方案，应先考虑几个方案，进行分析比较后再选优。

原则：1）轴的结构越简单越合理；2）装配越简单越合理。

4.5各轴的计算

4.5.1高速轴计算

（1）查得C=118（低速轴弯矩较大），由公式

d

24.7mm

取高速轴的直径d=45mm。 （2）求作用在齿轮上的力

齿轮分度圆直径为 d1z1m20480mm 齿轮所受的转矩为 T9550103

2Td1

P1n1

955010

3

111200

87542N.mm

齿轮作用力 圆周力 Ft



287542

2188N

80

径向力 FrFttgn/cos2188tg200/cos14.45.821N 轴向力 FaFttg2188tg14.45564N （3）画轴的计算简图并计算支反力(图 a)

水平支反力RAXFt

lBClAB

1599N

RBXFtRBX21881599589N

FrlBCFad1/2

lAB

82120156440

275

垂直支反力 RAY

682N

RBYFrRAY821682139N

（4）画弯矩图

a水平面内弯矩图M(b图)

截面c MCxRAXlAC159974118326N.mm b垂直面内弯矩图MC（c图）

截面c MCYRAYlAC6827450468N.mm C

合成弯矩MC

128639N.mm（d图）

d 画扭矩图（e图）

T87542Nmm 又根据 2B600N/mm 查得 1b55N/mm2 2b95N/mm2 

5559

0.58

则 BT0.588754250774N.mm e 绘当量弯矩图（f图）

Mca

138296Nmm

4.5.2中间轴设计

（1）查得C=118（低速轴弯矩较大），由公式

dC

23.2mm

取高速轴的直径d=60mm。

（2）求作用在齿轮上的力

齿轮分度圆直径为 d1z1m23492mm 齿轮所受的转矩为 T9550103

P19550132.955

n1

384



734N90mm.

齿轮作用力 圆周力 Ft

2Td1



273490

1598N

92

径向力 FrFttgn/cos1598tg200/cos14.45.600N 轴向力 FaFttg1598tg14.45412N （3）画轴的计算简图并计算支反力(图 a)

水平支反力RAXFt

lBDlAB

1598

95278

546N

RBXFtRBX15985461052N

RCXFt

lCDlAB

1598

108278

621N

6009541246

278

垂直支反力 RAY

FrlBCFad1/2

lAB

273N

RBV127N

RCYFrRAYRBY600273127200N

（4）画弯矩图

a水平面内弯矩图M(b图)

截面c MCx1RAXlAC5467540950N.mm

截面D MDx2RCXlAC54610859184N.mm b垂直面内弯矩图MC（c图）

截面c MCY1RAYlAC2737520475N.mm 截面D MDY2RCYlCD20010821600N.mm C

合成弯矩MC1D

合成弯矩MD2

45783N.mm（d图） 

62783N.mm

d 画扭矩图（e图）

T73490Nmm 又根据 B600N/mm2

查得 1b55N/mm2 2b95N/mm2 

5559

0.58

则 BT0.587349042624N.mm e 绘当量弯矩图（f图）

Mca

62553Nmm

4.5.3 低速轴设计

（1）查得C=118，由公式

d50.7mm

取高速轴的直径d=75mm。

（2）求作用在齿轮上的力

齿轮分度圆直径为 d1z1m874348mm 齿轮所受的转矩为 T9550103

2Td1

P1n1

32.643

95501

33.33

7572N95mm.

齿轮作用力 圆周力 Ft



2757295

4352N

348

径向力 FrFttgn/cos4352tg200/cos14.45.1633N 轴向力 FaFttg4352tg14.451121N （3）画轴的计算简图并计算支反力(图 a)

水平支反力

RAXFt

lBClAB

4352

182276

2870N

RBXFtRBX435228701482N

FrlBCFad1/2

lAB

1633821121174

276

垂直支反力

RAY

1500N

RBVFrRAY16331500133N

（4）画弯矩图

a水平面内弯矩图M(b图)

截面c MCxRAXlAC287094269780N.mm b垂直面内弯矩图MC（c图）

截面c MCYRAYlAC150094141000N.mm

C

合成弯矩MC

282658N.mm（d图）

d 画扭矩图（e图）

T757295Nmm 又根据 B600N/mm2 查得 1b55N/mm2 2b95N/mm2 

5559

0.58

则 BT0.58757295439231N.mm e 绘当量弯矩图（f图）

Mca

625503Nmm

4.6轴的设计与校核

4.6.1高速轴设计

初定最小直径，选用材料45δ钢，调质处理。取A0=112（不同） 则Rmin=A0=16.56mm 最小轴径处有键槽

Rmin’ = 1.07dmin = 17.72mm

最小直径为安装联轴器外半径，取KA=1.7，同上所述已选用TL4弹性套柱联轴器，轴孔半径R=20mm。

取高速轴的最小轴径为R=20mm。

由于轴承同时受径向和轴向载荷，故选用6300滚子轴承按国标T297-94 D*d*T=17.25 轴承处轴径d =36mm 高速轴简图如下：

取L1=38+46=84mm,取挡圈直径D=43mm,取d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=67mm。 联轴器用键：圆头普通平键。 B*h=6*6,长L=91 mm

齿轮用键：同上。B*h=6*6, 长L=10mm,倒角为2*45度 4.6.2中间轴设计

中间轴简图如下： 初定最小直径dmin=20mm 选用6303轴承， d*D*T=25*62*18.25 d1=d6=25mm,取 L1==26mm,

L2=19，L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mm D3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm，L6=55mm 齿轮用键：圆头普通键：b*h=12*8,长L=61mm

4.6.3 低速轴设计

初定最小直径： dmin=25mm 取小轴径处有键槽

dmin’=1.07dmin=36.915mm

取d1=75mm,d2=90mm,d3=97mm,d4 =75mm d5=65mm,d6=60mm,

L1=35mm,L2=94mm,L3=15mm,L4=28mm,L5=38mm,L6=40mm,L7=107mm 齿轮用键：圆头普通键：b*h=16*6,长L=85mm

选用6300轴承：d*D*T=40*90*25.25mm,B=23mm,C=20mm

4.6.4高速轴的校核

由于减速器中，最容易出现损坏的轴为高速轴，故在进行轴的校验的时候，只需对高速轴进行校验。

高速轴的校验计算如下所示： P=3.105Kw,n=960r/min,T=30.89N.M 齿轮受力：Ft=1095N,Fr=370N,Fe=148N

支持力： Fv1=365N,Fv2=1460N,FH1=-66N,FH2=431N Mr=Fv1*90=-33N.m MH1=FH1*90=-5.94N.m MH2=M=5.01N.m T=30.89N.m M=33.38N.m Óca=24.4Mpa [Ó-1]=60MPa>Óca 所以轴安全。

第五章 联轴器的选择

5.1 联轴器的功用

联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。

5.2 联轴器的类型特点

刚性联轴器：刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，也不具有缓冲减震性能；但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳，转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚性联轴器。

挠性联轴器：具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量随型号不同而异。 无弹性元件的挠性联轴器：承载能力大，但也不具有缓冲减震性能，在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、重载、转速平稳的场合。

非金属弹性元件的挠性联轴器：在转速不平稳时有很好的缓冲减震性能；但由于非金属（橡胶、尼龙等）弹性元件强度低、寿命短、承载能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合

金属弹性元件的挠性联轴器： 除了具有较好的缓冲减震性能外，承载能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。

安全联轴器：在结构上的特点是，存在一个保险环节（如销钉可动联接等），其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部分不致损坏，即起安全保护作用。

起动安全联轴器：除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。

5.3 联轴器的选用

联轴器选择原则：

转矩T： T↑，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；

转速n：n↑，非金属弹性元件的挠性联轴器；

对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器； 装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器； 环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器； 成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；

5.4 联轴器材料

半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好；用双排链时，销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的过盈配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，离心力小；在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承载面积。链轮齿数一般为12~22。为避免过渡链节，宜取偶数。

本机构查GB4323-84，选用TL4型弹性套柱销联轴器，其尺寸参数如表所示，

T=T0=31.236N.M 取KA=1.7则

TCA=KA*T=1.7*31.236N*M=53.1N*M 许用转距：63N*M 许用最大转速：5700r/min

轴径：20-80mm

第六章 圆柱齿轮传动设计

齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150m／s(最高300m／s)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。

6.1 齿轮传动特点与分类

和其他机械传动比较，齿轮传动的主要优点是：工作可靠，使用寿命长；瞬时传动比为常数；传动效率高；结构紧凑；功率和速度适用范围很广等。缺点是：齿轮制造需专用机床和设备，成本较高；精度低时，振动和噪声较大；不宜用于轴间距离大的传动等。

按齿线相对于齿轮母线方向分：直齿，斜齿，人宇齿，曲线齿 按齿轮传动工作条件分： 闭式传动，形式传动，半形式传动 按齿廓曲线分： 渐开线齿，摆线齿，圆弧齿

按齿面硬度分： 软齿面(≤350佃)，硬齿面(>350佃)

6.2 齿轮传动的主要参数与基本要求

齿轮传动应满足两项基本要求:1)传动平稳;2)承载能力高。

在齿轮设计、生产和科研中，有关齿廓曲线、齿轮强度、制造精度、加工方法以及热理工艺等，基本上都是围绕这两个基本要求进行的。 6.2．1主要参数

——基本齿廓。渐开线齿轮轮齿的基本齿廓及其基本参数见表12．2或查阅机械设计手册。 ——模数。为了减少齿轮刀具种数，规定的标准模数见表12．3或查阅机械设计手册。 ——中心距。荐用的中心距系列见表12，4或查阅机械设计手册。

——传动比i、齿数比u。主动轮转速nl与从动轮转速n2之比称为传动比i。大齿轮的齿数z2与小齿轮齿数z1之比称为齿数比u。

减速传动时，u=i；增速传动u=1/i 。 ——标准模数m：

① 斜齿轮及人宇齿轮取法向模数为标准模数，锥齿轮取大端模数为标准模数。 ②标准中优先采用第一系列，括号内的模数尽可能不用。

——变位系数。刀具从切制标准齿轮的位置移动某一径向距离(通称变位量)后切制的齿轮，称为径向变位系数。刀具变位量用xm表示，x称为变位系数。刀具向齿轮中心移动，x

为负值，反之为正值。随着x的改变，轮齿形状也改变，因而可使渐开线上的不同部分作为工作齿廓，以改善啮合性质。

由变位齿轮所组成的齿轮传动，若两轮变位系数的绝对值相等，但一为正值，另一为负值，即x1=-x2称为“高度变位”，此时，传动的啮合角等于分度圆压力角，分度圆和节圆重合，中心距等于标准齿轮传动中心距，只是齿顶高和齿根高有所变化。

若x1=-x2；x1+x2≠0，这种齿轮传动称为角度变位齿轮传动。此时，啮合角将不等于分度圆压力角，分度圆和节圆不再重合。 6.2.2 精度等级的选择

在渐开线圆柱齿轮和锥齿轮精度标准(GBl0095—-88和GBll365—89)中，规定了12个精度等级，按精度高低依次为1—12级，根据对运动准确性、传动平稳性和载荷分布均匀性的要求不同，每个精度等级的各项公差相应分成三个组：第Ⅰ公差组、第Ⅱ公差组和第Ⅲ公差组。

6.2.3 齿轮传动的失效形式

齿轮传动的失效形式主要有轮齿折断和齿面损伤两类。齿面损伤又有齿面接触疲劳磨损(点蚀)、胶合、磨粒磨损和塑性流动等。

减速器中齿轮分布如图所示，齿轮的传动形式一般有：

1)齿轮传动：按齿根弯曲疲劳强度设计公式作齿轮的设计计算，不按齿面接触疲劳强度设计公式计算，也无需用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。开式齿轮传动，将计算所得模数加大10%-15%（考虑磨损影响。传递动力的齿轮模数一般不小于1.5-2mm（以防意外断齿）。

2)齿轮传动：方法一 软齿面闭式齿轮传动传动，接触疲劳点蚀是主要失效形式，计算时先按齿面接触疲劳强度设计公式求出小齿轮直径d1和接触齿宽b，再用齿根弯曲疲劳强度校核公式进行校核。硬齿面闭式齿轮传动计算时先按齿根弯曲疲劳强度设计公式求出模数m和接触齿宽

b，再用齿面接触疲劳强度校核公式进行校核。

方法二 不论软硬齿面都分别按弯曲疲劳强度设计公式求出模数m,按接触疲劳强度设计公式求出小齿轮分度圆直径d1，再按d1=mZ1调整齿数Z1。与方法一相比，这样设计出的齿轮传动，既刚好满足接触疲劳强度，又刚好满足弯曲疲劳强度，所以结构紧凑，避免浪费。

6.3齿轮参数计算

材料选择：小齿轮40C r（调质）硬度280HBs

大齿轮45#钢（调质）硬度240HBs；（硬度差40HBs）材料选择： 运输机为一般工作机器速度不高，故选用6级和7级精度（GB10095-88） 选择初选螺旋角β=14度，取Z1=21，Z2=4*21=84 高速级斜齿轮、圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选择精度等级、材料及齿数

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)，硬度为240HBS；

减速器一般选用7级精度（GB10095-88） 选择z1=20，由z2= i高z1=53.45，圆整z2=54

则 i高= z2/z1=54/20=2.7 Δi=

i高'－i高

i高

%=1%＜±2.5%，u=2.7

i高= i高’=2.7

选取螺旋角，初选螺旋角β=14°

（2）按齿面接触强度设计（以下公式、表、图均出自《机械设计》） d1t≥2ktT3





u1u

(

zHzE

H

)

2

① 试选载荷系数kt=1.6

② 查阅资料可得，选取区域系数zH=2.433 ③ 查阅资料可得，1=0.78, 2=0.87, 则：=1+1=0.78+0.87=1.65

④ 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H1m1=560Mpa，大齿轮的

接触疲劳强度极限H1m2=531Mpa ⑤ 查阅资料可得，选取持宽系数d=1

⑥ 查阅资料可得，材料的弹性影响系数zE=200Mpa ⑦ 查阅资料可得，计算应力循环次数

N1=60·nⅢJLh=60×1420×1×(1×8×300×10)=2.045×1010 N2=N1/μ=2.045×1010/2.7=7.574×109

⑧ 查阅资料可得，接触疲劳强度系数kHN1=1，kHN2=1.11 ⑨ 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数s=1（《简明机械零件设计手册》）

H1=

kHN1H1m1

skHN2H1m2

s

=1×560＝560 Mpa

H2=

=1.11×531＝589.4 Mpa

（3）计算小齿轮分度圆直径dt

H=(H1+H2)/2=(560+589.4)/2=574.7 Mpa ① d1t

2

=29mm

② 计算圆周速度

v=

d1tn3

601000

=

3.14291420

601000

=2.1 m/s

③ 计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×29=29mm

mnt=

d1tcos

z1



29cos14

21



1.34

h=2.25mnt=2.25×1.34=3.28mm b/h=29/3.28=8.84 ④ 计算纵向重合度

0.318dZ1tan=0.318×1×21×tan14=1.665 ⑤ 计算载荷系数k 查阅资料可得，kA=1

根据v=3 m/s，7级精度，查阅资料可得，kv=1.15 查阅资料可得，kHβ的计算公式 kHβ=1.15+0.18(1+0.6φ=1.447

查阅资料可得，kFβ=1.31 查阅资料可得，kHα= kFα=1.4

载荷系数k=kAkv kHβkHα=1×1.4×1.447×1.4=2.31

22

10－3×b d)φd+0.31×

=1.15+0.18(1+0.6) +0.31×10－3×29

⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径， d1=d1tk

kt

=2932.31

.6

=32.77mm

⑦ 计算模数mn

mn=

d1cosz1



32.77cos14

21



1.59

（3）按齿根弯曲强度设计 mn≥3

2kT3Ycos

22

dz1



YFaYsa

F

确定计算参数 ① 计算载荷系数

k=kAkv kFαkFβ=1×1.14×1.4×1.31=2.09

② 根据纵向重合度εYβ=0.90 ③ 计算当量齿数 zr1=

z1cos3z2cos3

β

＝1.665，查阅资料可得，螺旋角影响系数

=

21cos31484cos314

=22.5

zr2===86.59

④ 查取齿形系数，

由资料可得，YFa1=2.724，YFa2=2.284 ⑤ 查取应力校正系数，Ysa1=1.568，Ysa2=1.727

⑥ 查阅资料可得，小齿轮的弯曲疲劳强度FE1=560Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限

FE2=531Mpa

⑦ 查阅资料可得，弯曲疲劳寿命系数，KFN1=0.83，KFN2=0.87

⑧ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数s＝1.4，

F1=

kFN1

s

FE1

=

0.83560

1.4

=332 Mpa =330Mpa

F2=

kFN2

s

FE2

=

0.87531

1.4

⑨ 计算大、小齿轮的

YFaYsa

F

并加以比较

YFa1Ysa1

F1

YFa2Ysa2

=

2.7241.568

332

=0.01286

F2

=

1.7272.284

330

=0.01195

大齿轮的数值大。 设计计算 mn≥3

22.0912.213100.88cos14

2201.586

2

3

2



YFa2Ysa2

F2

=1.1mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn＝2，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d1=29

z1=

d1cosmn

=

29cos14

2

=20

取z1=20，则z2=uz1=2.9×27=78.3，圆整取z2=79。 （4）几何尺寸计算 ① 计算中心矩

a=

(z1z2)mn

2cos

=

(2079)22cos14

=102.3mm

圆整中心矩 a=120mm ②

按圆整中心矩修正螺旋角

(z1z2)mn

2a

β=arccos= arccos

(2079)22102.3

=14.36°

因β值改变不多，故参数、k、zH等不必修正。 ③ 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=

z1mncosz2mncos

=

202cos14.36792cos14.36

=45.42mm

d2===162.89mm

④ 计算齿轮宽度

b=dd1=1×29=29mm 圆整后取 B2=36mm，B1=45mm

低速级斜齿轮圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选精度等级、材料及齿数

① 材料及热处理仍按高速级的选取 ② 精度选7级精度

③ 选小齿轮齿数z1=18，由i低=3.842，则z2= z1i低＝3.842×18=69.158，圆整为z2=70 i低′=70/18=3.89，Δi=i高=3.84

④ 选取螺旋角，初选螺旋角β＝14° （2）按齿面接触强度设计 （a） d1t≥3

2ktT1

u1u

(zHzE



i低i低

i低

×100%=±2.5%，μ=3.742

d

H

)

2

① 试选载荷系数：kt=1.6

② 查阅资料可得，选取区域系数zH=2.433 ③ 查阅资料可得：10.71820.868 则120.7180.8681.649

④ 查阅资料可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：H1.m1620MPa，大齿轮

的接触疲劳强度极限：H1.m2530MPa。 ⑤ 查阅资料可得选取齿轮系数：d1

⑥ 查阅资料可得材料的弹性影响系数：ZE＝189.8MPa ⑦ 计算应力循环次数：

N3＝60njln60531.3181(1830010)7.65110N4N1/3.892.010

8

8

⑧ 查阅资料可得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93，KHN2＝0.96

⑨ 计算接触疲劳许用应力取决效概率为1％，安全系数S=L（《简明机械零件设计手册》）

KHN1H1m1

SKHN2H1m2

S

0.93620

1

H3H4



576.6MPa

0.96530508.8MPa

计算小齿轮分度圆直径d1t

H(H1H2)/2(576.6508.8)/2542.7MPa

①

d1t

38mm

② 计算圆周速度

V

d1tn

601000



3.1438500601000

0.994m/s

③ 计算齿宽b及模数mnt

bdd1t13838mm

d1tcosZ3



mnt



38cos14

18

2.048mm

h＝2.25 mnt＝2.25×2.048＝4.608mm

④ 计算纵向重合度

0.318dZ1tan1.5

⑤ 计算载荷系数k

查阅资料可得KA＝1

根据v0.994m/s级精度，查阅资料可得动载系数Kv＝1.05，查阅资料可得KH的计算公式：

KH1.150.18(10.6d)0.6d0.3110

2

2

3

b

＝1.15+0.18（1+0.6）+0.31×10-3×38

＝1.43

查阅资料可得 KH=1.32 查阅资料可得 KHKF1.2

载荷系数：kkAKVKHPKH11.051.431.21.82 ⑥ 实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，查阅资料可得

d3d338

39.78mm

⑦ 计算模数mn

mn

d1cosz1

2.05mm

（2）按齿根弯曲强度设计，

mn

3

2kTYcosYFaYsa

dZ1

2

2

F

确定计算参数

① 计算载荷系数

kkAKVKFPKF11.031.41.321.93

② 根据纵向重合度＝1.506，查阅资料可得螺旋角影响系数Y＝0.88。 ③ 计算当量齿数

Zv3

Z1cosZ2cos

33



18cos1470cos14

33

20.6

Zv4



77

④ 直取齿形系数（插值法）

查阅资料可得 YFa3＝2.768；YFa4＝2.225 ⑤ 查取校正系数

查阅资料可得 YSa3＝1.558；YSa4＝1.765

⑥ 查阅资料可得小齿轮的弯曲强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限

FE2380MPa

⑦ 查阅资料可得弯曲疲劳寿命系数：KFN1＝0.91；KFN2＝0.94 ⑧ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数：S=1.4，

F1



KFN1

S

FE1



0.91500

1.4

1.4

325MPa

F2

KFN2

S

FE2

0.95380

257.86MPa

⑨ 计算大小齿轮的

YFa3YSa4

YFaYSa

F

并加以比较

F3

YFa2YSa2



1.5582.768

3251.7652.225

257.86

0.01327

F4

0.01523

大齿轮的数值大 （3）设计计算

mn

1.25mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn＝2，但为了同时满足接触疲劳强度需要，接触疲劳强度算得的分度圆直径d1＝40mm，则由：

Z1cos3

dm22.36

圆整Z3＝23

n

Z4uZ33.7422386.06

圆整Z4＝87

df4d42.5mn41742.52169mm

（4）几何尺寸计算 ① 计算中心距

a

(Z3Z4)mn

(2387)22cos



2cos14



113.84mm

圆整中心矩a＝122mm ② 按圆整后的中心距修正螺旋角

arccos

(Z3Z4)mn

2a

arccos

(2387)22122

14.05



因β值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。 ③ 计算大小齿轮的分度圆直径

d3mn3

Zcos

232cos14.05

47.42mm

dZ4mn8724

cos

cos14.05

179.38mm

④ 计算齿轮宽度

bdd3147.4247.42mm

圆整后取：B4=45mm；B3＝50mm 高速级齿轮传动

ha1m

1(hanX

n

n)2han2； 

n

20



； Cn0.25；

t1arctantarctann/cos20.62

； da1d12ha45.4221.548.42mm

；

da2d22ha162.8921.5165.89mm；

Xn＝0；

db1d1cost45.42cos20.6242.68mm



； ；

db2d2cost162.89cos20.62153mm







hf1mn(hanCnXn)2(10.25)2.5mm；

df1d12hf45.4222.540.42mm

； ；

df2d22hf162.8922.5157.89mm

B145mmB236mm



/cos

20.；6



低速转齿轮传动

Cn0.25



；



han1；



t

Xn0；

ha2mn2(hanXn)212





；

；

hf2mn2(hanCnXn)2(10.25)2.5mm

da3d32ha247.4221.550.42mm

da4d42ha2179.3821.5182.38mmdf3d32hf247.4222.542.42mm

df4d42hf2179.3822.5174.38mmdb3d3cost47.42cos20.6541.23mm



db4d4cost179.38cos20.65158.38mm

B345mm

B450mm

第七章 轴承的设计及校核

7.1轴承种类的选择

查《机械设计课程设计手册》第二版 吴宗泽 罗圣国 主编 高等教育出版社出版P62 滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号为6303和6300。

7.2深沟球轴承结构

深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。

该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴向负荷。当在一

定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。

深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴（或外圈对内圈）相对有倾斜时，（不超过8~—16~根据游隙确定）仍

然可以正常地工作，然而，既有倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。

深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材质的实体保持架，其转速还可提高。

深沟球轴承结构简单，使用方便，是生产批量最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不承受加大的轴向负荷。此类轴承摩擦系数小，震动、噪声低,极限转速高。不耐冲击，不适宜承受较重负荷。

深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制实体保持架。密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专用润滑脂。

可大批量的生产外径小于260mm的普通级深沟球轴承。应用于各类汽车的变速箱、发动机、水泵等部位，并适合其它各种机械上采用。根据用户的要求，可制造高级精度（P6、P5、P4级），各种游隙组别，特殊振动，噪声要求（Z1、Z2或V1、V2）的深沟球轴承。 A.深沟球轴承60000型；

B.外围有止动槽的深沟球轴承60000-N型；

C.一面带防尘盖的深沟球轴承60000-Z型， 两面带防尘盖的60000-2Z型；

D.一面带防尘圈（接触式）的深沟球轴承60000-RS型，两面接触密封60000-2RS型； E.一面带密封圈（非接触式）的深沟球轴承60000-RZ型，两面非接触式的深沟球轴承60000-2RS型；

F.双列深沟球轴承40000型；

G.有装球缺口的深沟球轴承200、300型或200V、300V型。

7.3轴承计算

高速轴轴承 Ft1=1095N

Fa2=Fr1tanαsinδ1=370N Fr2=Fa1=Ftanαsinδ1=148N FV1=Ft1=365N FV2=Ft1=1460N M=5010N.M FH2*90=Fv2*120-M FH1*90=Fv1*30+M FH1=-66N;FH2=431N Fr1=317N Fr2=1522N Fd1=92.7N

Fd2=380.54N

轴承Ⅰ压紧，Ⅱ放松。

Fa1=Fae+Fd2=148N+380N=528N Fa2=Fd2=380N 1.43>0.3;x1=0.4y1=2

0. 25

P1=fp(X1Fr1+y1Fa1)=1808N P2=fp(X2Fr+y2Fa2)=2283N Ln1=6.28*105h Ln=3.13*105h

满足十年（300天*十年=72000小时）寿命。 所选轴承合格。 低速轴轴承 基本步骤同上。

结论：满足十年（300天*10年=72000小时）寿命。

第八章 箱体设计

根据手册表，取箱体座壁厚度为 δ=10mm，

箱盖厚为δ1=10mm 箱座凸缘厚度为 b=15mm，箱盖凸缘厚度为 b1=15mm，地脚螺钉df=10mm,数目为4。

轴承离连接螺栓直径d1=0.75*df=12mm。 箱盖与箱座连接螺栓直径d2=0.5df=8mm。 窥视孔盖螺钉直径d4=0.375*16=6mm。 定位销直径d=0.75d2=6mm. 连接螺栓d2间距L=398mm。

Df、d1、d2至外箱壁距离c1=18mm;df、 d2至凸缘边缘距离 c2=12mm。 轴承离合器半径R1=12mm。 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm。 大齿轮与内箱壁距离ΔL1=20mm。 齿轮端面与内箱壁距离ΔL2=15mm。 箱盖、箱座肋厚m1=8.5mm,m=8.5mm。

轴承离连接螺栓距离s=60mm。

毡圈油封高速轴取d=25，D=39,B1=7,d1=24 . 低速轴d=35,D=49,B1=7,d1=34。

杆载油标Ф选从16。D1=4，d3=6,h=35,d2=16,a=12。 圆柱销选GB119-86，A8*3。

第九章 结论

本设计是相对于实验用的减速器的设计，所以对于它的减速级数要求就要多点，他的作用主要是让使用者了解一般减速器的基本原理和主要结构，所以在设计过程中要想到这些，对于本次设计本人还是比较满意的，比如在减速器高速轴和低速轴之间的传动，齿轮间啮合等。

但由于时间紧迫，和本人能力和经验有限，设计中难免出现一些不合理或问题不大的错误，所以这次的设计存在许多缺点，比如说齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，若以后还有机会，必定能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

第十章 设计小结

在这次设计过程中，由于时间紧张，但我还是系统的将相关书籍做了一次全面的回顾，并认真复习了相关知识。

在为期两个月的时间里，我翻阅了《机械设计》、《机械设计课程设计》等书，反复计算，设计方案，绘制草图，当然，在这期间还是得到我们王老师和周围同学的细心提点与耐心指导，才使得我能够完成设计。

完成这次设计虽然不容易，然而，我却从这段时间内学到了许多以前都没来得及好好学的重要内容，让我更深刻的理解了那些知识。

很高兴自己能够完成这次比较全面的机械设计，从这次设计中学到了很多很容易被忽视的问题、知识点，甚至还培养了自己的耐心、细心、用心的性格。同时也认识到了团结是如此的重要。

最后衷心的感谢辅导老师对我的耐心指导。

参考文献

1机械设计手册编写组《机械设计手册》机械工业出版社．1986年12月

2叶伟昌主编 林岗副主编 《机械工程及自动化简明设计手册》 机械工业出版社出版 3隋明明主编 史艺农审 《机械设计基础》 机械工业出版社出版 4陈立德 《工装设计》上海交通大学出版社

5康 杨万能 董敏《产品造型设计白金案例》山东电子音响出版社．2005年1月 6陈于涛 主编 《互换性与测量技术》 机械工业出版社

7海柴油机厂工艺设备研究所《金属切削机床夹具设计手册》机械工业出版社 8山,邢敏《机械制造手册》 辽宁科学技术出版社,2002.3 9叔子《机械加工工艺师手册》机械工业出版社,2001.8 10黄如林《切削加工简明使用手册》化学工业出版社,2004.4 11李庆余、张佳《机械制造装备设计》 机械工业出版社，2003.8 12袁绩乾.《机械制造技术基础》 机械工业出版社,2001.8

13吴宗泽、罗圣国《机械设计课程设计手册》 高等教育出版社,1999 14李恒权《毕业设计指导书》 青岛海洋大学出版社 15大连理工大学 《机械制图》 高等教育出版社

16葛志祺《机械零件设计手册》（第三版）上册 冶金工业出版社，1994年4月第3版 17葛志祺《机械零件设计手册》（第三版）下册 冶金工业出版社，1994年4月第3版

致谢