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文本内容:
一、传动方案拟定传动方案工作机:图
1.图
2.传动方案简要说明传动方案如图1,原动机伸出轴通过联轴器与减速器输入轴相连减速器输出轴通过联轴器与工作机（带式运输机）相连，使原动机的运动传递到工作机上减速机为二级展开式圆柱齿轮减速器,通过两对减速齿轮进行减速，其中输入轴上安装第一级小齿轮（远离原动机一侧），中间轴安装第一级大齿轮和第二级小齿轮，输出轴安装第二级大齿轮
二、电动机的选择和传动装置的运动、动力参数计算工作机输出功率P=bv=2000xl.2W=
2.4kW由参考文献⑴表
9.1查得齿轮传动效率7=
0.97,滚动轴承传动效率%=
0.99为补偿两轴线偏移，缓冲振动，选用弹性柱销联轴器,传动效率为%=・99由参考文献川表
14.1选择Y系列三相异步电动机Y100L2-4,同步转速1420r/min,额定功率3kWo
三、传动零件的设计计算」确定传动比360v喝，60x
1.2=—T71d=
81.89r/min
3.14x
0.28传动装置的总传动比a由选定的电动机满载转速勺和工作机主动轴转速九确定其中弯曲应力的应力幅和平均应力，a=
29.6MPa,a=0；l m晨、r——扭转剪应力的应力幅和平均应力，T=T=
3.0MPa；ni am[s]——许用疲劳强度平安系数，由参考文献
[1]表
9.13,[s]=L5〜
1.8；校核通过同理确定中间轴最小轴径24mm,输出轴最小轴径32mm,并校核通过传动中心距a=123mm,齿轮法向模数/%=
2.59%,法向压力角%=20，螺旋角£=15620”，齿数74,8级精度用插值法得齿轮最小侧隙九由皿=」36,那么齿厚上偏差齿轮分度圆直径4=
191.621mm,齿轮径向跳动公差为5=
0.056mm查得切齿径向进刀公差〃.=
1.261x犷9=
1.261x115=
0.145ivm那么齿厚公差或〃=J工2+F；x2tan%=Vo.0562+
0.1452x2tan20°=
0.113mm•Jr CV，〃o齿厚下偏差E.=纥内一T.=-
0.072mm-
0.113mm=-
0.185mms n那么公法线长度上偏差~=E.〃sCOS%=-
0.072xcos20°=-
0.068mms公法线长度下偏差”=E cosa=-
0.195x cos20°=-
0.183mmsni fl查得假想齿数系数K=
1.106,那么假想齿数z』=
1.106x74=
81.844按/的AI=
0.0118mm,所以叱次=W；+叱也=
29.1797+
0.0118x
2.5=
72.979mm叱次=
72.979一卷:mm
五、滚动轴承的选择和根本额定寿命计算输入轴上装有第一级减速小齿轮，且为圆柱斜齿齿轮传动，选择角接触球轴承7024C中间轴转矩较大，选择圆锥滚子轴承30205输出轴上轴承选择角接触球轴承7028C对输入轴上的一对轴承，轴承2受力较大，因此只校核轴承2轴承2所受径向力F=
693.63N,轴向力工=
318.90Nr查参考文献⑵表
10.13取X=
1.44,Y=
1.4o那么当量动载荷F=XF,+YFu=
751.677V c查得C=14500N106c106145003那么轴承寿命=84251A o丽（万）60x
1420751.67减速器工作年限为4年3班，每年250个工作日，那么设计寿命为24000h,寿命其寿命分别为校核通过同理求得中间轴上轴承担量动载荷B=3883M居=2494N那么其寿命分别为均校核通过
六、键的选择和键连接强度的计算输入轴与联轴器相连的键的校核选择圆头普通平键，键剖面尺寸bx/z按轴径为14mm选取为5X5,键长L由轴段长度选取为75mm,键的材料为45钢查参考文献［1］表
6.1,静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，那么许用压应力为式中校核通过输入轴上连接小齿轮的键的校核选择圆头普通平键，键剖面尺寸bx/z按轴径为24mm选取为8X7,键长L由轴段长度选取为36mln,键的材料为45钢查参考文献［1］表
6.1,静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，那么许用压应力为式中校核通过中间轴连接大齿轮的键的校核选择圆头普通平键，键剖面尺寸”〃按轴径为45mm选取为14X9,键长L由轴段长度选取为32mm,键的材料为45钢查参考文献［1］表
6.1,静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，那么许用压应力为式中校核通过同理中间轴小齿轮上键校核通过对输出轴与联轴器相连的键的校核选择圆头普通平键，键剖面尺寸爪/z按轴径为32mm选取为10X8,键长L由轴段长度选取为75mm,键的材料为45钢查参考文献［1］表
6.1,静连接、轻微冲击，轴、毂及键的材料均为钢，那么许用压应力为式中校核通过同理输出轴上连接大齿轮的键校核通过
七、啮合件及滚动轴承的润滑轴承的润滑和密封是保证轴承正常运行的重要结构措施当浸油齿轮圆周速度大于2m/s时，可以靠机体内油的飞溅直接润滑轴承，也可以通过机体剖分面上的油沟将飞溅到机体内壁上的油引导至轴承进行润滑为保证端盖在任何位置时油都能流进轴承中，应将端盖的端部直径取小些，并在其上开出四个槽，如下列图所示图
5.
八、密封方式考虑到轴承采用油润滑，且减速器的工作环境为有尘，上文中设计密封方式为内包骨架唇形密封圈密封圈与轴的关系如下列图所示图
6.
九、减速器附件及其说明窥视孔、窥视孔盖和通气器
9.1为检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设计窥视孔窥视孔应该设置在减速器上部，可以看到所有传动件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查齿轮的失效情况和润滑情况窥视孔的大小应至少可以伸进手去，以便操作平时窥视孔应该用盖板盖住，并用M8螺钉紧固减速器运转时，由于摩擦生热导致机体温度升高，假设机体密闭，那么机体内气压会增大,导致润滑油从缝隙及密封处向外泄露，使密封失灵所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由溢出，到达机体内外气压平衡考虑到工作环境为有尘，应选用带有过滤网的通气器设计的窥视孔、窥视孔盖及通气器如下列图所示图
7.放油孔及放油螺塞
9.2更换油时，应将污油全部排出，并进行机体内清洗因此应在机体底部油池最低位置开设放油孔放油孔的螺纹小径应与机体内底面取平平时，放油孔应用放油螺塞和防漏垫圈堵严为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的支撑面,并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成设计的放油螺塞如下列图所示图
8.油面指示器
9.3油标尺用来显示油面高度，以保证有池中的油量正常常见的油面指示器有油标尺、圆形油标、长形油标和管状油标本次设计采用杆式油标油杆上设计两个切口，分别对应最低油面和最高油面杆式油标以与水平面呈45°的方式装入机体，公称直径选用M12由于螺纹孔径太小，容易发生虹吸现象，因此将内壁处设计为如下列图所示图
9.吊耳
9.4为了便于装拆和搬运，应在机盖上设置吊环或吊耳考虑到本次设计的减速器质量不算大,而吊环螺钉的机械加工工艺比拟复杂，因此在机盖上直接铸出吊耳吊耳的布置要考虑不与油标发生干预，并给凸缘连接螺栓留下足够的扳手空间，因此设计吊耳前后各一个，并位于机座横向中心位置定位销
9.5在剖分式机体中，为了保证轴承座孔的加工装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后，在健孔之前，在连接凸缘上要装配两个定位销定位销的作用是保证机盖在屡次装配后轴承座孔始终保持制造加工时的位置精度设计采用圆锥销作为定位销，定位销的布置原那么是“非对称、尽量远〃，即两个定位销距离尽量远，在机体纵向两侧连接凸缘上呈非对称布置设计的定位销如下列图所示图
10.启盖螺钉
9.6在密封设计中，机盖和机座相连的凸缘的结合面要涂有水玻璃或密封胶，在拆卸过程中造成不便为了便于拆卸，应该在凸缘上设计启盖螺钉，在启盖时，拧动螺钉，将机盖顶起选择启盖螺钉公称直径为M10,螺杆端部做成圆柱形，以防止启盖时顶坏螺纹设计的启盖螺钉如下列图所示图
11.
十、参考文献口］宋宝玉.机械设计课程设计指导书.北京高等教育出版社，
2023.5［2］宋宝玉，王黎钦.机械设计.北京高等教育出版社，2023［2］宋宝玉，简明机械设计课程设计图册.北京高等教育出版社，2023所以i==生2=
17.340%
81.89由参考文献
[1],对于二级展开式圆柱齿轮减速器，可取，；=1邛2,所以取L=JTAL=
71.4x
17.340=
4.927,L=^=——=
3.5192i
4.927x第一级减速齿轮设计
3.2对第一对减速齿轮，考虑到斜齿轮传动平稳，适合于高速传动，因此选用斜齿圆柱齿轮
3.
2.1选择齿轮材料、精度等级减速器为一般机械，大、小齿轮均采用45钢，采用软齿面查参考文献
[2]表
6.2可知，45钢采用调制处理，齿面平均硬度为236HBW,正火处理齿面平均硬度可达190HBW因此小o齿轮采用调制处理，大齿轮采用正火处理，使大齿轮齿面硬度比小齿轮齿面硬度低30~50HBWo考虑到减速器为一般机械，不需要过高精度等级，因此选用8级精度初算传动尺寸
3.
2.2采用软齿面闭式传动，其设计准那么是按齿面接触疲劳强度进行设计，校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献⑵式
6.21得式中，％为小齿轮分度圆直径K为齿轮传动计算载荷，长=降及厚查参考文献⑵表
6.3可知在原动机工作特性为均匀平稳，工作机工作特性均匀平稳的条件下，选取使用系数储=
1.00动载系数用,与节圆速度有关，由于速度未知，初选跖=
1.20齿向载荷分布系数长夕与齿宽系数内有关由于齿轮为非对称布置，查参考文献⑵表
6.6,取由=
1.0查参考文献⑵图
6.12取/=
1.05o查参考文献⑵表
6.4得齿间载荷分配系数七=
1.2所以K=K K8K0=
1.00x
1.20x
1.05x
1.2=
1.512VVfJp o747电动机输出转矩7=
9.55xl6—=
9.55X16X__=
18407.3N•相机，那么小齿轮传递的转n1420矩T=T〃2rh=
18407.3x
0.99x
0.99=18M
1.ON-nun°“为大小齿轮齿数比，取=[=
4.927由参考文献⑵表
6.5查得弹性系数Z=
189.87]两，初选螺旋角力=12，由参考文献
[2]7r图
6.15查得节点区域系数Z”=
2.46o初选Z]=19,=卬；=19x
4.927=93613,^z=94Z22o那么端面重合度分=[
1.88-
3.2—+—]cos=[
1.88-
3.2—+—]cos12°=
1.641,轴面重Zj z19294合度%=
0.138,/]tan,=
0.318x
1.0x19x tan12=
1.284由参考文献⑵图
6.16查得重合度系数Z,=
0.800，由图
6.26查得螺旋角系数=
0.99p许用接触应力口]“=4巫®,查参考文献⑵图
6.29e、图
6.29a可知接触疲劳强度S”^=57MPa,=390MPa小齿轮1与大齿轮2的循环次数分别为imI由参考文献⑵图
6.30得寿命系数ZM=
1.0,ZN2=L07取平安系数S”=
1.0得取=[曰“2=
417.3MRZ,那么小齿轮1分度圆直径小齿轮节圆速度丫=成第=
3.14x
37.464x1420=之可生旬s,那么由参考文献⑵图
6.760x100060x1000查得动载系数叫,=
1.18与初设的
1.20差异不大，不需修正上昔物4cos夕
37.464Xcos12°雨模数m=」———=-------------------------=
1.928，取m=2n f419…、口匚m z.+z2x19+94,„n9t那么中心距a=---!--------=------------------=
115.52mm2cos12cosl2°圆整为=116mm那么螺旋角修正尸=
13332.38,发生变化的参数有Z”=
2.30,
1.590,%=
1.544,Z”
0.80,Z,=
0.97,计算得
34.769mm4/=行有
34.769cosl3o3,
32.38M1日口那么模数/%=------------------------------------=
1.782,取7%=2〃19〃j、□匚mz+z2x19+94，一一]9中心距a=一竺=--------------——――=116%32cos,2cos
13332.38加〃=arcco=13332・384+22s219+94螺旋角0=arccos-la2x1162x19小齿轮分度圆直径4==
39.01mm
34.769mm cos/
313332.38大齿轮分度圆直径3舒二篇蔡旅=
192.99mm大齿轮齿宽〃2=4/4=
1.0x
39.01772/72=
39.01;W71,取优=40/72/72,取向=45mm O校核齿根弯曲疲劳强度
3.
2.3校核齿根弯曲疲劳强度，要满足其中，K、I、、4值同前，b=b=4Qmm2o当量齿数查参考文献⑵图
6.20和图
6.21查得，齿形系数％=
2.80,4=
2.25应力修正系数〃=
0.87许用弯曲应力可由［可尸=笠外求得%=
1.54,%=1・77由图
6.22查得重合度系数工=
0.74,螺旋角系数由参考文献⑵图
6.29f、图
6.29b查得弯曲疲劳极限应力=220A/Pa，cr=170MPaFlim2由参考文献⑵图
6.32查得寿命系数友=丫2=，，由表
6.7查得平安系数»=
1.25,所以有满足齿根弯曲疲劳强度第二级减速齿轮设计
3.3第二对减速齿轮采用斜齿轮传动选择齿轮材料、精度等级
3.
3.1减速器为一般机械，大、小齿轮均采用45钢，采用软齿面查参考文献［2］表
6.2可知，45钢采用调制处理，齿面平均硬度为236HBW,正火处理齿面平均硬度可达190HBWo因此小齿轮3采用调制处理，大齿轮4采用正火处理，使大齿轮齿面硬度比小齿轮齿面硬度低30〜50HBW考虑到减速器为一般机械，不需要过高精度等级，因此选用8级精度初算传动尺寸
3.
3.2采用软齿面闭式传动，其设计准那么是按齿面接触疲劳强度进行设计，校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献⑵式
6.21得式中，人为小齿轮3分度圆直径K为齿轮传动计算载荷，K=KAAK夕查参考文献⑵表
6.3可知在原动机工作特性为均匀平稳，工作机工作特性均匀平稳的条件下，选取使用系数储=
1.00动载系数%,与节圆速度有关，由于速度未知，初选陷=
1.10齿向载荷分布系数Kp与齿宽系数内有关由于齿轮为非对称布置，查参考文献⑵表
6.6,取由=
1.0查参考文献⑵图
6.12取K#=105查参考文献⑵表
6.4得齿间载荷分配系数七=
1.2所以=
1.00x
1.10x
1.05x
1.2=
1.386vfjCJC小齿轮3传递的转矩《=不7％=
18407.3x
4.927x
0.98x
0.99=87990AN-mmo〃为大小齿轮齿数比，取〃=，2=
3.519由参考文献⑵表
6.5查得弹性系数ZE=
189.8，加，初选螺旋角尸=15，由参考文献⑵图
6.15查得节点区域系数Z”=
2.32o初选Z3=21,Z4=Z3,2=21X
3.519=
73.899,z2=74o那么端面重合度轴面重合度叼=
0.138^/3tan=
0.318x
1.0x21xtan15°=
1.448由参考文献⑵图
6.16查得重合度系数Z,=
0.810,由图
6.26查得螺旋角系数Z尸=
0.981许用接触应力=20皿，查参考文献⑵图
6.29e、图
6.29a可知接触疲劳强度为Hm3=570M，b〃im4=390M/%小齿轮3与大齿轮4的循环次数分别为由参考文献⑵图
6.30得寿命系数ZN3=L04,ZN4=L18取平安系数S〃=
1.0得取61“=[y]=4^.2MPa,那么小齿轮3分度圆直径H4小齿轮节圆速度口二矶〃3=314x
53.716x29O.843=
0.8i8m/s,那么由参考文献⑵图60x100060x
10006.7查得动载系数K,.=
1.11与初设的
1.10差异不大，不需修正户业k d.cos B
53.716xcosl5°八g、广模数加〃=3——-=------------------------=
2.417,取加〃=
2.5Z321,mz,+zj2x21+74c与八1那么中小艰巨a=---------------=-----------------=
122.9mm2cos/2cosl5°圆整为=I23m/n,那么螺旋角螺旋角P不需修正小齿轮分度圆直径4==2x21_
54.37977W
153.716/wn3coscosl50620大齿轮分度圆直径d=互=——=
191.621mm4cos尸cosl5o6,20n大齿轮齿宽/=L0x
54.379zwn=
54.379，wn,取a=55/72m，取=60〃T/%校核齿根弯曲疲劳强度
3.
3.3校核齿根弯曲疲劳强度，要满足其中，K、岂、m以值同前，b=b=55mmn当量齿数查参考文献⑵图
6.20和图
6.21查得，齿形系数7,=
2.65,Y=
2.20应力修正系数F4o%=
1.56,%2=L76由图
6.22查得重合度系数1;=
0.71,螺旋角系数〃=
0.87许用弯曲应力可由[可下=警典求得由参考文献⑵图
6.29f、图
6.29b查得弯曲疲劳极限应力limi=220MPa,cr=170MPa/lim2由参考文献⑵图
6.32查得寿命系数=右2=1・，由表
6.7查得平安系数S「=
1.25,所以有UI!、轴系部件的设计、校核满足齿根弯曲疲劳强度轴系部件设计
4.1按照工作原理图，轴系部件的结构图应如图2所示图
2.中间轴上安装两个齿轮，有参考文献⑴知中间轴上两齿轮轴向间距A4取5〜8mm,取轴向间距zVlMG/nm齿宽2=〃旭加，1%=60mm,机体内壁线距齿轮端面距离4-0其中b为机座壁厚，且5印+2其中G28mm为机盖壁厚取G=8mm，3~10〃倒，A=10mm2那么内壁线£=4+Z+A+2A=40+60+6+2=126mm242由参考文献⑴，轴承座宽度/2=5+q+Q+5〜8〃博，其中q、Q为扳手空间，取轴承座旁连接螺栓公称直径M12,查参考文献［1］表
4.2知q=18mm,c=16nvn那么4=10+18+16+8=52mm,2o取乙=55丽输入轴转速4二1420〃min,传递的功率《=
2.737x
0.99x
0.99=
2.683ZW由参考文献⑵式
9.2知式中，尸=［=
2.683ZW,〃=%=1420r/min,C为由许用扭转切应力确定的系数，由参考文献⑵表
9.4取=100,计算得
4212.363根加考虑到输入轴与联轴器相连，需要在键上铳出键槽，因此轴径增大5%,=
12.363x
1.05=
12.981mmo输入轴结构图如图3图
3.为与联轴器配合，设计右起第一段轴段直径为人=14mm,查参考文献表
13.1知中选用LH型弹性柱销联轴器Y型轴孔时，其轴孔长度L=82/加，因此第一段轴段长度/“=82mm第二段轴段要通过轴承端盖，考虑到减速器工作环境为有尘，因此选用内包骨架旋转轴唇形密封圈作为密封方式轴段2的直径应比轴段1直径大2〜3mm,且与唇形圈内径相同，查参考文献⑶内包骨架旋转轴唇形密封圈的标准GB/T
13871.1-2007,选择轴段2的直径d=16mm,并应伸出轴承端盖lOmmo其长度由伸出轴承端盖的距l2离和轴承的布置位置决定轴段3与轴承配合，由于采用斜齿轮传动，考虑到轴承会受到较大的轴向力，采用角接触球轴承查参考文献［1］表
12.2GB/T292-1994摘录，并考虑轴段3的直径应比轴段2稍大，选用7204c型号，其内圈直径为20mm,因此轴段3的直径人=20mm考虑到输入轴转速较快，且电机正反转未知，高速旋转的齿轮搅动润滑油可能对轴承造成冲击因此设计当油环阻止润滑油冲击轴承由于要与轴承和挡油环配合，轴段3的长度应比轴承宽度宽2mm轴段5与齿轮配合，考虑到轴段6与另一个轴承配合，轴段6的直径九=20m,设计轴段5内径为24mmm考虑到第一级小齿轮齿根圆较小，应该验证是否需要直接加工为齿轮轴第一级小齿轮齿根圆半径％=4-
2.5叫=
39.01-5=
34.01”，查参考文献［1］表
11.27可知应选用工程尺寸为8X7的平键，对应轮毂键槽深度为
3.3mm,因此小齿轮齿根圆到轮毂键槽处距离为A=g4/-45-
3.3=
3.
352.5m=5mm考虑到加工齿轮轴较为困难，因此应该通过正变位使齿根圆变大为保证传动中心距不变，应将中间轴大齿轮进行负变位这样有助于防止中间轴大齿轮与输出轴干预为使变位后齿轮满足设计要求，齿根圆d
40.6mmlf变位斜齿轮齿根圆直径为求得%］=
1.9o考虑到安装要求，轴段5比齿轮宽度短2mm轴的受力分析
4.2输入轴上是斜齿轮传动，受径向力工、轴向力工、圆周力耳和扭矩十其中求支反力设轴承1处径向支反力为R“，轴向力力1,轴承2处轴向支反力为2,径向支反力为2那么有其中150mm,L=425mmL］+4=2且R=」J；+R叨2，Rr2=7V+V o求得%=
274.227N,/=
693.634Nr2o画出轴的弯矩图如图4所示图
4.可知齿轮齿宽中点处为危险截面轴的强度校核
4.3由参考文献⑴表
9.6可知，对危险截面的抗弯模量抗扭模量那么弯曲应力同理扭切应力当量应力q=荷,2+4a7=a=25ASMPa［a］_=300MPah ib其中［可〜为对称循环变应力下轴许用弯曲应力，由参考文献［1］表
9.3查得平安系数的校核公式为其中S——只考虑弯矩时的平安系数；S1——只考虑转矩时的平安系数；7T——材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由参考文献［1］表
9.3,45号钢调质处理，=300MPa,r_=155MPa；iK、K——弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由参考文献［1］附表
9.
10、附表
9.11,TK=
1.67,K=
1.42；r£、4——零件的绝对尺寸系数，由参考文献川附图
9.12,%=
0.88,/=
0.81；——外表质量系数，B=由参考文献⑴附图
9.
8、附表
9.9,£=
0.92；匕——把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由参考文献口］查得，Wo=
0.2,匕=
0.1。
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