机械课程设计说明书电机减速器的设计

机械设计

课程设计说明书

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设　计　说　明　书

设计及说明

结果

一、传动方案的确定（如下图）：

采用二级展开式双斜齿圆柱齿轮减速器的传动方案。

二、原始数据：

a)带拉力： F=5900N

b)带速度： v=0.8m/s

c)滚筒直径： D=300mm

减速器寿命（年）	每年工作天数（天）	每天工作小时数（时）
Year=10年	Day=300天	Hour=8小时

三、确定电动机的型号：

1．选择电动机类型：

选用Y系列三相异步电动机。

2．选择电动机功率：

运输机主轴上所需要的功率：

传动装置的主要包括两对斜齿轮，所以轴承主要涉及卷筒处的球轴承，选用深沟球轴承，由于减速器的输入轴、中间轴和输出轴上由于三轴上有斜齿轮，所以预先确定轴承为滚子轴承，选用圆锥滚子轴承，故总效率：

其中，查《机械设计课程设计》P6表2-3

，弹性联轴器的效率0.99

，闭式圆柱齿轮的效率0.98

，球轴承的效率0.99

，滚子轴承的效率0.98

，工作机的效率0.98

所以减速器的总效率：

电动机所需功率：

3．选择电动机的转速：

工作机的转速：

根据《机械设计课程设计》二级展开式圆柱齿轮减速器（闭式）传动比8~40

则电动机转速范围：

50.930(8~40)=(407.437~2037.183)r/min

根据电机的所需功率5.436kW和电机的转速范围选用查阅《机械设计课程设计》选用电机型号为：Y160M2-8，转速=720 r/min：电机的具体参数如下表所示：

电机型号	电机额定功率	电机额定电流	电机转速
Y160M2-8	5.5kW	13.3A	720 r/min
堵转转矩/额定转矩	堵转电流/额定电流	最大转矩/额定转矩
2	6	2

四、确定传动装置的总传动比及各级分配：

传动装置总传动比及各级分配如下表所示：

计算参数	计算过程	计算结果
总传动比		14.137
高速级圆柱齿轮传动比	取4.6	4.6
低速级圆柱齿轮传动比		3.073
输入轴转速		720 r/min
输出轴转速		156.522r/min
输出轴转速		50.930 r/min
输入轴输入功率		5.382 kW
输入轴输出功率		5.274 kW
中间轴输入功率		5.169 kW
中间轴输出功率		5.066 kW
输出轴输入功率		4.964 kW
输出轴输出功率		4.865 kW
卷筒轴输入功率		4.816 kW
卷筒轴输出功率		4.720 kW
输入轴输入转矩		71.387 N/m
输入轴输出转矩		69.960 N/m
中间轴输入转矩		315.378 N/m
中间轴输出转矩		309.070 N/m
输出轴输入转矩		930.868 N/m
输出轴输出转矩		912.250 N/m
卷筒轴输入转矩		903.128 N/m
卷筒轴输出转矩		885.065 N/m

五、传动零件的设计计算:

1．齿轮传动设计计算

（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数

① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。

② 选择齿轮材料：

小齿轮材料取为40Cr，调质处理，280

大齿轮材料取为45，调质处理，240

③ 初选取齿轮为7级的精度。

④ 初选螺旋角14。

⑤ 初选小齿轮的齿数23；已知该减速级下的传动比的传动比为4.6大齿轮的齿数为：

4.623=105.8

取106。

⑥压力角。

⑦考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度计算

①试算小齿轮分度圆直径，即：

确定公式中的各个参数：

1)试选载荷系数：1.3。

2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=69.960N.m，式中单位为N.mm，则=69.960 N.mm。

3)查阅相关资料《机械设计》取齿宽系数=0.95。

4)查阅相关资料《机械设计》取区域系数=2.421

5)查阅相关资料《机械设计》查得材料的弹性影响系数189.8

6)计算接触疲劳强度用重合度系数：

齿轮的端面压力角：

小齿轮齿顶圆压力角为：

大齿轮齿顶圆压力角为：

齿轮的重合度的计算：

0.9523tan(14)=1.734

则接触疲劳强度用重合度系数为：

7)计算螺旋角系数：

0.985

8)计算接触疲劳许用应力：

分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

小齿轮650MPa

大齿轮550MPa

确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数：

式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，表示减速器的寿命(小时)，则：

607201(830010)=1036800000

=1036800000/4.6=225391304.348

则查阅相关资料《机械设计》的接触疲劳的寿命系数，确定：

小齿轮的接触疲劳的寿命系数=0.9

大齿轮的接触疲劳的寿命系数=0.97

取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力为：

取和的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：

533.5

8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：

②调整小齿轮的分度圆直径

1)计算实际载荷前的数据准备：

计算圆周速度v：

计算齿宽b：

0.9543.047=40.894mm

2)计算实际载荷：

查阅相关资料《机械设计》使用系数，确定齿轮副的使用系数为=1。

根据v=1.623m/s，级精度，确定动载系数为1.07。

计算齿轮的圆周力：

=269.960/43.047=3250.405N

13250.405/40.894=79.483N/mm

查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定1.4。

在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽40.894mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数=1.293。

由此可以确定实际载荷系数为：

11.071.41.293=1.937

3)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：

及其相应的模数：

=49.166cos(14)/23 =2.074mm

（3）按齿根弯曲疲劳强度设计

①试算模数，即：

确定公式中的各个参数：

1)试选1.3。

2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数。

基圆螺旋角：

arctan(tan 14cos 20.562)=13.140

1.651/13.140=1.741

0.25+0.75/1.741=0.681

3)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数：

4)计算

计算小齿轮的当量齿数和大齿轮的当量齿数：

23/14=25.178

106/14=116.036

查阅相关资料《机械设计》查得齿型系数:

小齿轮齿型系数：2.63

大齿轮齿型系数：2.19

查阅相关资料《机械设计》查得应力修正系数：

小齿轮应力修正系数：1.59

大齿轮应力修正系数：1.81

查阅相关资料《机械设计》的齿轮弯曲疲劳极限，确定：

小齿轮的弯曲疲劳极限=530MPa

大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa

查阅相关资料《机械设计》弯曲疲劳寿命系数，确定：

小齿轮的弯曲疲劳寿命系数0.86

大齿轮的弯曲疲劳寿命系数0.89

取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：

取两者的较大值所以：

5)试算齿轮模数：

②调整齿轮模数

1)计算实际载荷前的数据准备：

计算圆周速度v：

1.41323/cos 14=33.487mm

计算齿宽b：

0.9533.487=31.812mm

计算宽高比b/h：

=(21+0.25)1.413=3.179mm

b/h=31.812/3.179=10.008

2)计算实际载荷系数：

根据v=1.262m/s，7级精度，确定动载系数为1.06。

计算齿轮的圆周力：

=269.960/33.487=4178.365N

14178.365/31.812=131.345N/mm

查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定1.2。

已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料《机械设计》齿向载荷分布系数=1.385，已知b/h=10.008，=1.348。

则将以上计算得到的数据带入得到：

=11.061.21.348=1.715

3)按照实际载荷系数计算齿轮模数：

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径49.166mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以1.549mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取=2mm，则计算小齿轮的齿数为：，计算结果取整得到25。则大齿轮的齿数为：

=4.625=115.000

取115。

（3）几何尺寸的计算

1)计算中心距：

取中心距a=145mm。

2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：

3)计算小、大齿轮的分度圆直径：

=252/cos15.090=51.786mm

=1152/cos15.090=238.214mm

4)计算齿轮宽度：

=0.9551.786=49.196mm

取大齿轮宽度为52mm，一般将小齿轮宽度增加4~10mm，取58mm。

该级的齿轮副的设计结果如下表所示：

计算参数	小齿轮	大齿轮
齿轮材料	40Cr	45
齿轮齿数	25	115
齿轮模数	2 mm	2 mm
齿轮分度圆直径	51.786 mm	238.214 mm
齿轮齿宽	58 mm	52 mm
齿轮压力角
螺旋角	15.090	15.090
齿轮中心距	145mm

2．齿轮传动设计计算

（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数

① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）。

② 选择齿轮材料：

小齿轮材料取为40Cr，调质处理，280

大齿轮材料取为45，调质处理，240

③ 初选取齿轮为7级的精度。

④ 初选螺旋角14。

⑤ 初选小齿轮的齿数23；已知该减速级下的传动比的传动比为3.073大齿轮的齿数为：

3.07323=70.686

取71。

⑥压力角。

⑦考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度计算

①试算小齿轮分度圆直径，即：

确定公式中的各个参数：

1)试选载荷系数：1.3。

2)已知该小齿轮所在轴的输出的转矩为P=309.070N.m，式中单位为N.mm，则=309.070 N.mm。

3)查阅相关资料《机械设计》取齿宽系数=0.9。

4)查阅相关资料《机械设计》取区域系数=2.421

5)查阅相关资料《机械设计》查得材料的弹性影响系数189.8

6)计算接触疲劳强度用重合度系数：

齿轮的端面压力角：

小齿轮齿顶圆压力角为：

大齿轮齿顶圆压力角为：

齿轮的重合度的计算：

0.923tan(14)=1.643

则接触疲劳强度用重合度系数为：

7)计算螺旋角系数：

0.985

8)计算接触疲劳许用应力：

分别确定小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

小齿轮650MPa

大齿轮550MPa

确定小齿轮和大齿轮的应力循环次数：

式中：n表示小齿轮所在轴的转速(r/min)，j表示小齿轮旋转一周下应力的循环的次数，表示减速器的寿命(小时)，则：

60156.5221(830010)=225391304.348

=225391304.348/3.073=73338597.777

则查阅相关资料《机械设计》的接触疲劳的寿命系数，确定：

小齿轮的接触疲劳的寿命系数=0.97

大齿轮的接触疲劳的寿命系数=0.99

取失效概率为1%，安全系数S=1，则小齿轮和大齿轮的接触疲劳许用应力为：

取和的较小值作为该齿轮副的接触疲劳的许用应力，则：

544.5

8)将以上计算得到的数值带入公式中得到：

②调整小齿轮的分度圆直径

1)计算实际载荷前的数据准备：

计算圆周速度v：

计算齿宽b：

0.974.234=66.810mm

2)计算实际载荷：

查阅相关资料《机械设计》使用系数，确定齿轮副的使用系数为=1。

根据v=0.608m/s，级精度，确定动载系数为1。

计算齿轮的圆周力：

=2309.070/74.234=8326.945N

18326.945/66.810=124.635N/mm

查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定1.2。

在已知齿轮精度为级精度、小齿轮相对支撑的布置和齿宽66.810mm，利用差值法确定齿向载荷分布系数=1.283。

由此可以确定实际载荷系数为：

111.21.283=1.540

3)计算实际载荷系数算得的分度圆直径：

及其相应的模数：

=78.540cos(14)/23 =3.313mm

（3）按齿根弯曲疲劳强度设计

①试算模数，即：

确定公式中的各个参数：

1)试选1.3。

2)计算弯曲疲劳强度的重合度系数。

基圆螺旋角：

arctan(tan 14cos 20.562)=13.140

1.629/13.140=1.718

0.25+0.75/1.718=0.686

3)计算疲劳弯曲强度的螺旋角系数：

4)计算

计算小齿轮的当量齿数和大齿轮的当量齿数：

23/14=25.178

71/14=77.722

查阅相关资料《机械设计》查得齿型系数:

小齿轮齿型系数：2.63

大齿轮齿型系数：2.23

查阅相关资料《机械设计》查得应力修正系数：

小齿轮应力修正系数：1.59

大齿轮应力修正系数：1.77

查阅相关资料《机械设计》的齿轮弯曲疲劳极限，确定：

小齿轮的弯曲疲劳极限=530MPa

大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa

查阅相关资料《机械设计》弯曲疲劳寿命系数，确定：

小齿轮的弯曲疲劳寿命系数0.89

大齿轮的弯曲疲劳寿命系数0.92

取弯曲疲劳安全系数S=1.3，则：

取两者的较大值所以：

5)试算齿轮模数：

②调整齿轮模数

1)计算实际载荷前的数据准备：

计算圆周速度v：

2.34823/cos 14=55.654mm

计算齿宽b：

0.955.654=50.088mm

计算宽高比b/h：

=(21+0.25)2.348=5.283mm

b/h=50.088/5.283=9.482

2)计算实际载荷系数：

根据v=0.456m/s，7级精度，确定动载系数为1。

计算齿轮的圆周力：

=2309.070/55.654=11106.890N

111106.890/50.088=221.746N/mm

查阅相关资料《机械设计》齿间载荷分配系数，确定1.2。

已知齿轮宽度、精度等级和齿宽系数查阅相关资料《机械设计》齿向载荷分布系数=1.355，已知b/h=9.482，=1.319。

则将以上计算得到的数据带入得到：

=111.21.319=1.582

3)按照实际载荷系数计算齿轮模数：

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，所以小齿轮的分度圆直径78.540mm，而对于齿根弯曲疲劳强度的承载能力仅与齿轮模数有关，所以2.507mm，根据圆柱齿轮的模数标准值，取=3mm，则计算小齿轮的齿数为：，计算结果取整得到26。则大齿轮的齿数为：

=3.07326=79.906

取80。

（3）几何尺寸的计算

1)计算中心距：

取中心距a=165mm。

2)按照中心距圆整后的中心距修正螺旋角：

3)计算小、大齿轮的分度圆直径：

=263/cos15.499=80.943mm

=803/cos15.499=249.057mm

4)计算齿轮宽度：

=0.980.943=72.849mm

取大齿轮宽度为74mm，一般将小齿轮宽度增加4~10mm，取80mm。

该级的齿轮副的设计结果如下表所示：

计算参数	小齿轮	大齿轮
齿轮材料	40Cr	45
齿轮齿数	26	80
齿轮模数	3 mm	3 mm
齿轮分度圆直径	80.943 mm	249.057 mm
齿轮齿宽	80 mm	74 mm
齿轮压力角
螺旋角	15.499	15.499
齿轮中心距	165mm

六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

根据《机械设计课程设计》减速器部分尺寸的经验公式，列出下表：

计算参数	计算结果
机座壁厚	8 mm
机盖壁厚	8 mm
机座凸缘厚度b	12 mm
机盖凸缘厚度	12 mm
机座底部凸缘厚度	20 mm
地脚螺栓直径	21 mm
地脚螺栓到外机壁的距离	27 mm
地脚螺栓到凸缘边缘距离	22 mm
地脚螺栓对应的鱼眼坑直径	36 mm
轴承旁联接螺栓直径	16 mm
轴承旁联接螺栓到外机壁的距离	22 mm
轴承旁联接螺栓到凸缘边缘距离	20 mm
轴承旁联接螺栓对应的鱼眼坑直径	32 mm
上下机体联接螺栓直径	10 mm
上下机体联接螺栓到外机壁的距离	16 mm
上下机体联接到凸缘边缘距离	14 mm
上下机体联接螺栓对应的鱼眼坑直径	24 mm
轴承端盖螺栓直径	10 mm
窥视孔盖螺栓直径	6 mm
轴承旁凸台半径R	20 mm
轴承旁凸台高度	52 mm
外机壁至轴承座端盖之间距离L	48 mm
大齿轮齿顶圆与内机壁之间距离	10 mm
齿轮端面与内机壁之间的距离	9 mm
机座肋厚度	7 mm
机盖肋厚度	7 mm

七、轴的设计：

1．输入轴的结构设计与校核：

（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力=60MPa。

（2）初步估算轴的最小直径

查阅相关资料《机械设计》的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：

：确认常数值=113。

：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=5.382kW。

n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=720 r/min。

以上表达式的值带入可得：

（3）轴的结构设计

因为输入端需要接电机，需要由键槽通过将电机的的动力传递到输入端，所以输入轴处需要键槽，需要将轴径增大5%，所以输入端的可取的最小轴径为d=(1+5%)22.095=23.199mm，由于需要通过联轴器与电机轴配合，由于电机轴的直径= 42mm，结合电机的直径与输入端的最小直径，需要选择一联轴器，既可以与电机轴相配合，也需要输入端相配合，故选择弹性柱销联轴器，对应其LX2，型号为：JA25×44，所以许用最终的输入端的直径d=25mm。

通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：

确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：

名称	型号或尺寸
输入轴左侧键	GB/T 1096 键 8×7×40
输入轴圆锥滚子轴承	320/32
输入轴尺寸L1	43 mm
输入轴尺寸L2 贴片线圈	79 mm
输入轴尺寸L3	17 mm
输入轴尺寸L4	96 mm
输入轴尺寸L5	58 mm
输入轴尺寸L6	9 mm
输入轴尺寸L7	18 mm
输入轴尺寸D1	25 mm
输入轴尺寸D2	30 mm
输入轴尺寸D3	32 mm
输入轴尺寸D4	40 mm
输入轴尺寸D5	46.786 mm
输入轴尺寸D6	40 mm
输入轴尺寸D7	32 mm

已知轴承的型号为：320/32，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：

尺寸	数值
轴承小径d	32 mm
轴承大径D	58 mm
轴承内圈宽度B	17 mm
轴承外圈宽度C	13 mm
轴承总宽度T	17 mm
轴承载荷位置点距离a	14 mm

（4）受力的各个支点间的距离：

通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：

名称	数值
ZL1	114 mm
ZL2	128 mm
ZL3	41 mm

关闭起重装置（5）按弯扭合成应力校核轴的强度

①轴的载荷分析与计算

如下图a所示为输入轴的载荷的总受力图：

图中：

T：表示输入轴承受的转矩的大小及其方向。通过之前的计算可得T=71.387N.m。

：表示输入轴上小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=51.786mm，通过公式，可计算得到=2757.028N。

：表示输入轴上小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式，表示小齿轮的分度圆压力角，由此可得1039.315N。

：表示小齿轮上承受的轴向力。通过，则可以计算得到=743.397。

：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。

：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承的轴向的受力的大小及其方向。

通过求得的齿轮的径向力和轴向力，既可以通过简单的受力分析得到左侧和右侧轴承的水平方向和竖直方向的大小和方向。各个力的数值如下表所示（如果数值为正，表示与图中的受力的方向相同）：

名称	数值
T	71.
	2757.028 N
	1039.315 N
	743.397 N
	668.865 N
	138.244 N
	2088.164 N
	901.071 N
	743.397 N

②绘制输入轴的轴的载荷分析图

根据求得的输入轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到输入轴的轴的载荷分析图，如下图所示：

图中：

：表示在水平方向上输入轴承受弯矩的最大值。

：表示在竖直方向上输入轴承受弯矩的最大值。

：表示输入轴承受的最大弯矩。且

：表示输入轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以。

已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：

名称	数值

	85614.
	93245.
	71387.

③输入轴的弯扭校核

确定以上数值：

1)M表示轴所受的弯矩，在这里=

2)T表示轴的所受的扭矩T=71387.

3)表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取

4)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=46.786mm，所以W为：

将以上数值带入可得：

已知输入轴的许用弯曲应力=60MPa。故输入轴满足弯扭合成应力的强度要求，故输入轴安全。

2．中间轴的结构设计与校核：

（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力=60MPa。

（2）初步估算轴的最小直径

查阅相关资料《机械设计》的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：

：确认常数值=113。

：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=5.169kW。

n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=156.522 r/min。

以上表达式的值带入可得：

（3）轴的结构设计

由于最小轴径为d=36.254mm，结合合理的中间轴的上使用的轴承的内径，最终的确定中间轴的最小直径d=40mm。

通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：

确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：

名称	型号或尺寸
中间轴左侧键	GB/T 1096 键 12×8×70
中间轴右侧键	GB/T 1096 键 12×8×45
中间轴圆锥滚子轴承	30208
中间轴尺寸L1	34 mm
中间轴尺寸L2	79 mm
中间轴尺寸L3	10 mm
中间轴尺寸L4	51 mm
中间轴尺寸L5	36 mm
中间轴尺寸D1	40 mm
中间轴尺寸D2	42 mm
中间轴尺寸D3	47 mm
中间轴尺寸D4	42 mm
中间轴尺寸D5	40 mm

已知轴承的型号为：30208，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：

尺寸	数值
轴承小径d	40 mm
轴承大径D	80 mm
轴承内圈宽度B	23 mm
轴承外圈宽度C	19 mm
轴承总宽度T	24.75 mm
轴承载荷位置点距离a	18.9 mm

（4）受力的各个支点间的距离：

通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：

名称	数值
ZL1	54.85 mm
ZL2	76 mm
ZL3	34.850 mm

（5）按弯扭合成应力校核轴的强度

①轴的载荷分析与计算

如下图a所示为中间轴的载荷的总受力图：

图中：

：表示中间轴上大齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知高速级大齿轮的分度圆直径为d=238.214mm，通过公式，式中T=315.378N.m，可计算得到=2647.850N。

：表示中间轴上高速级大齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式，表示大齿轮的分度圆压力角，表示高速级齿轮对的螺旋角，由此可得998.158N。

：表示高速级大齿轮上承受的轴向力。通过，则可以计算得到=713.958N。

：表示中间轴上低速级小齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知小齿轮的分度圆直径为d=80.943mm，通过公式，可计算得到=7792.553N。

：表示中间轴上低速级小齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式，表示低速级小齿轮的分度圆压力角，表示低速级齿轮对的螺旋角，由此可得2943.286N。

：表示低速级小齿轮上承受的轴向力。通过，则可以计算得到2160.881N。

：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。

：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。

：表示左侧轴承的轴向方向的受力的大小及其方向

：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。

名称	数值
T	315.378 N.m
	2647.850 N
	998.158 N
	713.958 N
	7792.553 N
	2943.286 N
	2160.881 N
	5769.958 N
	1773.654 N
	2874.839 N
	4670.445 N
	171.474 N

②绘制中间轴的轴的载荷分析图

根据求得的中间轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到中间轴的轴的载荷分析图，如下图所示：

图中：

：表示在水平方向上中间轴承受弯矩的最大值。

：表示在竖直方向上中间轴承受弯矩的最大值。

：表示中间轴承受的最大弯矩。且

：表示中间轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以。

手势控制

已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：

名称	数值
	97107.
	315905.

③中间轴的弯扭校核

确定以上数值：

1)M表示轴所受的弯矩，在这里=330493.

2)T表示轴的所受的扭矩T=315377.

3)表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取

4)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=42mm，所以W为：

将以上数值带入可得轴的计算应力为：

已知中间轴的许用弯曲应力=60 MPa。故中间轴满足弯扭合成应力的强度要求，故中间轴安全。

3．输出轴的结构设计与校核：

（1）选择轴的材料：选取45，调质处理，许用弯曲应力=60MPa。

（2）初步估算轴的最小直径

查阅相关资料《机械设计》的按扭转强度条件的轴最小直径的估算公式：

：确认常数值=113。

：表示该轴的输入功率（单位：kW），P=4.964kW。

n：表示该轴的转速（单位：r/min），n=50.930 r/min。

以上表达式的值带入可得：

（3）轴的结构设计

因为输出端需要接联轴器，需要将轴径增大5%，所以输出端的可取的最小轴径为d=(1+5%)52.004=54.605mm，在此选择弹性柱销联轴器，对应其LX4，型号为：JA55×84，所以许用最终的输入端的直径d=55mm。

通过确定最小的轴径，即可进行设计轴的结构的设计及其轴上零件的确定，轴的结构如下图所示：

确定轴上零件的型号与输入轴尺寸：

名称	型号或尺寸
输出轴左侧键	GB/T 1096 键 20×12×70
输出轴右侧键	GB/T 1096 键 16×10×80
输出轴圆锥滚子轴承	32914
输出轴尺寸L1	83 mm
输出轴尺寸L2	76 mm
输出轴尺寸L3	20 mm
输出轴尺寸L4	77 mm
输出轴尺寸L5	73 mm
输出轴尺寸L6	35 mm
输出轴尺寸D1	55 mm
输出轴尺寸D2	65 mm
输出轴尺寸D3	70 mm
输出轴尺寸D4	86 mm
输出轴尺寸D5	74 mm
输出轴尺寸D6	70 mm

已知轴承的型号为：32914，对应的圆锥滚子轴承的尺寸如下表所示：

尺寸	数值
轴承小径d	70 mm
轴承大径D	100 mm
轴承内圈宽度B	20 mm
轴承外圈宽度C	16 mm
轴承总宽度T	20 mm
轴承载荷位置点距离a	17.6 mm

（4）受力的各个支点间的距离：

通过确定轴结构的尺寸，可以确定齿轮受力点的之间的距离：

名称	数值
ZL1	51.4 mm
ZL2	116.4 mm
ZL3	134.6 mm

（5）按弯扭合成应力校核轴的强度

①轴的载荷分析与计算

如下图a所示为输出轴的载荷的总受力图：

图中：

T：表示输出轴承受的转矩的大小及其方向。通过之前的计算可得T=930.868N.m。

：表示输出轴上低速级大齿轮承受的圆周力的大小及其方向。已知大齿轮的分度圆直径为d=249.057mm，通过公式，可计算得到=7475.149N。

：表示输出轴上低速级大齿轮承受的径向力的大小及其方向。通过公式，表示低速级大齿轮的分度圆压力角，由此可得2823.401N。

：表示小齿轮上承受的轴向力。通过212型参比电极，则可以计算得到=2072.864N。

：表示左侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。

：表示左侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承的竖直方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承的水平方向的受力的大小及其方向。

：表示右侧轴承输出轴方向的受力的大小及其方向。

名称	数值
T	930.868 N.m
	7475.149 N
	2823.401 N
	2072.864 N
	5185.383 N
	420.224 N
	2289.766 N
	2403.177 N
	2072.864 N

②绘制输出轴的轴的载荷分析图

根据求得的输出轴的所有的载荷的大小及其方向，通过弯矩和扭矩图的绘制方法，既可以得到输出轴的轴的载荷分析图，如下图所示：

图中：

：表示在水平方向上输出轴承受弯矩的最大值。

：表示在竖直方向上输出轴承受弯矩的最大值。

：表示输出轴承受的最大弯矩。且

：表示输出轴承受的扭矩最大值，由于扭矩不发生变化所以。

已知轴上的所有的载荷的大小及其方向，既可以求得以上该四个数值，如下表所示：

名称	数值
	279729.
	266528.
	386375.
	930867.

③输出轴的弯扭校核

确定以上数值：

1)M表示轴所受的弯矩，在这里=386375.

2)T表示轴的所受的扭矩T=930867.

3)表示折合系数，由于扭转的应力为静应力，所以取

4)W轴的抗弯截面系数，在弯矩最大的处的对应的轴的直径的为d=74mm，所以W为：

将以上数值带入可得：

已知输出轴的许用弯曲应力=60 MPa。故输出轴满足弯扭合成应力的强度要求，故输出轴安全。

八、滚动轴承的选择和计算

通过轴结构的设计总结了减速器中所有轴使用的型号及参数，故在此需要确定轴承的预期计算寿命，查阅相关资料《机械设计》，通用的减速器轴承预期计算寿命一般为12000~20000之间，在此确定=12000h。

1．输入轴的选用轴承的校核：

由于输入轴轴承载荷性质良好，故取载荷系数=1.1，已知输入轴轴承选用圆锥滚子轴承的具体参数如下表所示：

名称	数值
轴承型号	320/32
轴承基本额定动载荷（单位：N）	36500
轴承基本额定静载荷（单位：N）	49200
轴承载荷系数	1.1
计算系数e	0.45
计算系数Y	1.3
计算系数Y0	0.7

（1）输入轴轴承的轴向力的计算

通过之前输入轴的设计与校核，已经得到输入轴左侧轴承的竖直方向的径向力、水平方向的径向力、轴向的轴向力与轴承的转速。具体参数如下表所示：

名称	数值
左侧轴承竖直方向的径向力	668.865 N
左侧轴承水平方向的径向力	138.244 N
左侧轴承轴向方向的轴向力	0 N
右侧轴承竖直方向的径向力	2088.164 N
右侧轴承水平方向的径向力	901.071 N
右侧轴承轴向方向的轴向力	743.397 N
轴承轴承的转速n	720 r/min
轴承承受的轴向力Fe	743.397 N

① 轴承的派生轴向力的计算

由于在输入轴上采用的圆锥滚子轴承，而当圆锥滚子轴承受到径向力的作用，会产生派生轴向力，左右轴承的派生轴向力计算过程如下：

左侧轴承的派生力Fd1的计算：

右侧轴承的派生力Fd2的计算：

式中Y表示轴承的计算系数，和表示输入轴左侧与右侧的径向力，且：

上式中由之前式中数据已由之前表中提供，带入公式可得：

=683.002N，=2274.281N。

将、与Y值带入公式可得：Fd1=262.693N，Fd2=874.724N。

② 轴承的实际轴向力的计算

首先判断左侧右侧轴承处在压紧还是在放松状态：

左侧轴承：

+ Fd2=0+874.724=874.724N

右侧轴承：

+ Fd1=743.397+262.693=1006.090N

通过判断+ Fd2=874.724N小于+ Fd1=1006.090N，故左侧轴承放松，右侧轴承压紧。则轴承实际轴向力为：

左侧轴承实际轴向力：

=Fd1=262.693N

左侧轴承实际轴向力：

=Fd1+Fe=262.693+743.397=1006.090N

（2）计算左侧、右侧轴承的当量动载荷P

左侧轴承的当量载荷：

右侧轴承的当量载荷：

确定以上值：

确定、、和的值：

计算/=262.693/683.002=0.385小于e=0.45，故=1，=0；

计算/=1006.090/2274.281= 0.442小于e=0.45，故=1，=0；

带入公式计算可得=751.302N，=2501.709N。

（3）输入轴轴承的校核

计算左侧轴承的寿命：

计算右侧轴承的寿命：

确定公式中的数值：

n：n为轴承的转速，通过之前确定可以得到n=720 r/min

：表示轴承的基本额定动载荷，通过之前确定得到=36500 N

：为左侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到=751.302N

：为右侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到=2501.709N

带入公式计算可得：

=9685240.006 h，通过判断，故左侧轴承寿命符合要求。

=175672.144 h，通过判断，故右侧轴承寿命符合要求。

至此确定输入轴轴承符合设计要求。

2．中间轴的选用轴承的校核：

由于中间轴轴承载荷性质良好，故取载荷系数=1.1，已知中间轴轴承选用圆锥滚子轴承的具体参数如下表所示：

名称	数值
轴承型号	30208
轴承基本额定动载荷（单位：N）	77800
轴承基本额定静载荷（单位：N）	97200
轴承载荷系数	1.1
计算系数e	0.57
计算系数Y	1.6
计算系数Y0	0.9

（1）中间轴轴承的轴向力的计算

通过之前中间轴的设计与校核，已经得到中间轴左侧轴承的竖直方向的径向力、水平方向的径向力、轴向的轴向力与轴承的转速。具体参数如下表所示：

名称	数值
左侧轴承竖直方向的径向力	5769.958 N
左侧轴承水平方向的径向力	1773.654 N
左侧轴承轴向方向的轴向力	2874.839 N
右侧轴承竖直方向的径向力	4670.445 N
右侧轴承水平方向的径向力	171.474 N
右侧轴承轴向方向的轴向力	0 N
轴承轴承的转速n	156.522 r/min
轴承承受的轴向力Fe	2874.839 N

① 轴承的派生轴向力的计算

由于在中间轴上采用的圆锥滚子轴承，而当圆锥滚子轴承受到径向力的作用，会产生派生轴向力，左右轴承的派生轴向力计算过程如下：

左侧轴承的派生力Fd1的计算：

右侧轴承的派生力Fd2的计算：

式中Y表示轴承的计算系数，和表示中间轴左侧与右侧的径向力，且：

上式中由之前式中数据已由之前表中提供，带入公式可得：=6036.412N，=4673.592N。

将、与Y值带入公式可得：Fd1=1886.379N，Fd2=1460.497N。

② 轴承的实际轴向力的计算

首先判断左侧右侧轴承处在压紧还是在放松状态：

左侧轴承：

+ Fd2=2874.839+1460.497=4335.336 N

右侧轴承：

+ Fd1=0+1886.379=1886.379 N

通过判断+ Fd2=4335.336 N大于+ Fd1=1886.379 N，故左侧轴承压紧，右侧轴承放松。则轴承实际轴向力为：

左侧轴承实际轴向力：

=Fd2+Fe=1460.497+2874.839=4335.336 N

左侧轴承实际轴向力：

=Fd2=1460.497 N

（2）计算左侧、右侧轴承的当量动载荷P

左侧轴承的当量载荷：

右侧轴承的当量载荷：

确定以上值：

确定、、和的值：

计算/=4335.336/6036.412= 0.718大于e=0.57，故=0.4，=1.6；

计算/=1460.497/4673.592=0.313小于e=0.57，故=1，=0；

带入公式计算可得=10286.213 N，=5140.951 N。

（3）中间轴轴承的校核

计算左侧轴承的寿命：

计算右侧轴承的寿命：

确定公式中的数值：

n：n为轴承的转速，通过之前确定可以得到n=156.522 r/min

：表示轴承的基本额定动载荷，通过之前确定得到=77800 N散堆填料

：为左侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到=10286.213 N

：为右侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到=5140.951 N

带入公式计算可得：

=90438.706 h，通过判断，故左侧轴承寿命符合要求。

=912839.744 h，通过判断，故右侧轴承寿命符合要求。

至此确定中间轴轴承符合设计要求。

3．输出轴的选用轴承的校核：

由于输出轴轴承载荷性质良好，故取载荷系数=1.1，已知输出轴轴承选用圆锥滚子轴承的具体参数如下表所示：

名称	数值
轴承型号	32914
轴承基本额定动载荷（单位：N）	70800
轴承基本额定静载荷（单位：N）	115000
轴承载荷系数	1.1
计算系数e	0.32
计算系数Y	1.9
计算系数Y0	1

（1）输出轴轴承的轴向力的计算

通过之前输出轴的设计与校核，已经得到输出轴左侧轴承的竖直方向的径向力、水平方向的径向力、轴向的轴向力与轴承的转速。具体参数如下表所示：

名称	数值
左侧轴承竖直方向的径向力	5185.383 N
左侧轴承水平方向的径向力	420.224 N
左侧轴承轴向方向的轴向力	0 N
右侧轴承竖直方向的径向力	2289.766 N
右侧轴承水平方向的径向力	2403.177 N
右侧轴承轴向方向的轴向力	2072.864 N
轴承轴承的转速n	50.930 r/min
轴承承受的轴向力Fe	2072.864 N

① 轴承的派生轴向力的计算

由于在输出轴上采用的圆锥滚子轴承，而当圆锥滚子轴承受到径向力的作用，会产生派生轴向力，左右轴承的派生轴向力计算过程如下：

左侧轴承的派生力Fd1的计算：

右侧轴承的派生力Fd2的计算：

式中Y表示轴承的计算系数，和表示输出轴左侧与右侧的径向力，且：

上式中由之前式中数据已由之前表中提供，带入公式可得：=5202.383N，=3319.380N。

将、与Y值带入公式可得：Fd1=1369.048N，Fd2=873.521N。

② 轴承的实际轴向力的计算

首先判断左侧右侧轴承处在压紧还是在放松状态：

左侧轴承：

+ Fd2=0+873.521=873.521 N

右侧轴承：

+ Fd1=2072.864+1369.048=3441.912 N

通过判断+ Fd2=873.521 N小于+ Fd1=3441.912 N，故左侧轴承放松，右侧轴承压紧。则轴承实际轴向力为：

左侧轴承实际轴向力：

=Fd1=1369.048 N

左侧轴承实际轴向力：

=Fd1+Fe=1369.048+2072.864=3441.912 N

（2）计算左侧、右侧轴承的当量动载荷P

左侧轴承的当量载荷：

右侧轴承的当量载荷：

确定以上值：

确定、、和的值：

计算/=1369.048/5202.383=0.263小于 e=0.32，故=1，=0；

计算/=3441.912/3319.380=1.037大于 e=0.32，故=0.4，=1.9；

带入公式计算可得=5722.621 N，=8654.124 N。

（3）输出轴轴承的校核

计算左侧轴承的寿命：

计算右侧轴承的寿命：

确定公式中的数值：

n：n为轴承的转速，通过之前确定可以得到n=50.930 r/min

：表示轴承的基本额定动载荷，通过之前确定得到=70800 N

：为左侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到=5722.621 N

：为右侧轴承的当量动载荷，通过之前确定可以得到=8654.124 N

带入公式计算可得：

=1433307.813 h，通过判断，故左侧轴承寿命符合要求。

=361059.764 h，通过判断，故右侧轴承寿命符合要求。

至此确定输出轴轴承符合设计要求。

九、联轴器的选择和校核

由之前轴设计可得输入轴选用的联轴器为弹性柱销联轴器，对应该联轴器的参数及其承受的转矩大小如下表示所示：

名称	参数
型号	LX2 JA25×44
许用转矩（N.m）	560 N.m
输入轴承受的转矩T（N.m）	71.387 N.m

由于输入轴载荷平稳、无冲击，在此，确定弹性柱销联轴器的工作情况系数=1.3，则联轴器的计算转矩为：

==1.371.387=92.804 N.m<=560 N.m，故输入轴联轴器选用合理，校核成功。

由之前轴设计可得输出轴选用的联轴器为弹性柱销联轴器，对应该联轴器的参数及其承受的转矩大小如下表示所示：

名称	参数
型号	LX4 JA55×84
许用转矩（N.m）	2500 N.m
输入轴承受的转矩T（N.m）	930.868 N.m

由于输出轴载荷平稳、无冲击，在此，确定弹性柱销联轴器的工作情况系数=1.3，则联轴器的计算转矩为：

==1.3930.868=1210.128 N.m<=2500 N.m，故输出轴联轴器选用合理，校核成功。

十、键联接的选择和强度校核

1．输入轴的选用的键的校核：

（1）输入轴左侧键的校核

名称	数值
键型号	GB/T 1096 键 8×7×40
键材料	钢
键的载荷性质	静载荷
键许用挤压应力（单位：MPa）	135 MPa
键的高度h（单位：mm）	7 mm
键的宽度b（单位：mm）	8 mm
键的长度L（单位：mm）	40 mm
键所在轴端的对应直径d（单位：mm）	25 mm
键的工作长度l=L-b（单位：mm）	32 mm
键承受的扭矩T（单位：N.m）	71.387 N.m
键实际挤压应力P=（单位：MPa）	50.991 MPa
键校核	=135 MPa>P=50.991 MPa
键校核是否成功	由于>P，故键校核成功

2．中间轴的选用的键的校核：

（1）中间轴左侧键的校核

名称	数值
键型号	GB/T 1096 键 12×8×70
键材料	钢
键的载荷性质	静载荷
键许用挤压应力（单位：MPa）	135 MPa
键的高度h（单位：mm）	8 mm
键的宽度b（单位：mm）	12 mm
键的长度L（单位：mm）	70 mm
键所在轴端的对应直径d（单位：mm）	42 mm
键的工作长度l=L-b（单位：mm）	58 mm
键承受的扭矩T（单位：N.m）	315.378 N.m
键实际挤压应力P=（单位：MPa）	64.733 MPa
键校核	=135 MPa>P=64.733 MPa
键校核是否成功	由于>P，故键校核成功

（2）中间轴右侧键的校核

名称	数值
键型号	GB/T 1096 键 12×8×45
键材料	钢
键的载荷性质	静载荷
键许用挤压应力（单位：MPa）	135 MPa
键的高度h（单位：mm）	8 mm
键的宽度b（单位：mm）	12 mm
键的长度L（单位：mm）	45 mm
键所在轴端的对应直径d（单位：mm）	42 mm
键的工作长度l=L-b（单位：mm）	33 mm
键承受的扭矩T（单位：N.m）	315.378 N.m
键实际挤压应力P=（单位：MPa）	113.773 MPa
键校核	=135 MPa>P=113.773 MPa
键校核是否成功	由于>P，故键校核成功

3．输出轴的选用的键的校核：

（1）输出轴左侧键的校核

名称	数值
键型号	GB/T 1096 键 20×12×70
键材料	钢
键的载荷性质	静载荷
键许用挤压应力（单位：MPa）	135 MPa
键的高度h（单位：mm）	12 mm
键的宽度b（单位：mm）	20 mm
键的长度L（单位：mm）	70 mm
键所在轴端的对应直径d（单位：mm）	74 mm
键的工作长度l=L-b（单位：mm）	50 mm
键承受的扭矩T（单位：N.m）	930.868 N.m
键实际挤压应力P=（单位：MPa）	83.862 MPa
键校核	=135 MPa>P=83.862 MPa
键校核是否成功	由于>P，故键校核成功

（2）输出轴右侧键的校核

名称	数值
键型号	GB/T 1096 键 16×10×80
键材料	钢
键的载荷性质	静载荷
键许用挤压应力（单位：MPa）	135 MPa
键的高度h（单位：mm）	10 mm
键的宽度b（单位：mm）	16 mm
键的长度L（单位：mm）	80 mm
键所在轴端的对应直径d（单位：mm）	便携式翻译机55 mm
键的工作长度l=L-b（单位：mm）	64 mm
键承受的扭矩T（单位：N.m）	930.868 N.m
键实际挤压应力P=（单位：MPa）	105.780 MPa
键校核	=135 MPa>P=105.780 MPa
键校核是否成功	由于>P，故键校核成功

十二、课程设计总结

通过这段时间的课程设计，最大体会的体会就是工程量的巨大，最主要的体现就是各种数据的查，主要包括电机选型的数据、传动部件的设计时候的数据、轴设计的时候需要选用相关的轴承方面的数据和键的选用方面的数据。

在电机选型方面，其实一直以为选个电机是一个很简单的事情。但是经过了这个课程设计的洗礼，让我知道电机选型是一个很大的门道，比如在该减速器的设计当中，当估算好电机所需要的功率的时候，会有好多的可选范围内的电机，而这些电机的转速都有很大的区别，而且通过课程指导书里面了解了这一些电机方面的参数，当电机选用的转速越大，其质量越小，价格越低，但是同时会带来总的减速器的传动比过大的问题，那就会导致减速器的设计难度和成本越高，所以需要选择合理的转速范围内的电机，来保证电机转速合理与减速器的传动比合理。

而在设计传动部件的时候，需要各轴转速、转矩与功率的计算，不仅需要考虑各个传动级之间的功率的损失，而且同时也需要考虑轴承、联轴器方面给功率带来的损失。而在以上数据计算完毕以后需要对传动部件的设计，就运用了机械设计这一门课里面的知识，来进行传动部件的设计，更加巩固了机械方面的专业知识。

出图阶段，需要将需要的零件图纸，按照要求出好，在这个过程当中，不断需要以前学过的制图方面的知识，不断的翻书，不断的寻资料，同时也就巩固了制图方面的知识，对于一名机械生，出图是自身必须要掌握的技能，通过制图的阶段，加深了对于公差与形位公差的理解与运用、零件的热处理的时候各种热处理之后给零件来什么影响、还有就是设计零件的粗糙度的合理的选用，设计零件粗糙度过程中最大的体会就是不同的地方要求的粗糙的是不样的，比如说对于减速器的机壳部分，有的地方就不需要加工，则粗糙度要求较低。

总的来说当这个课程完毕的时候，感觉自己对机械设计方面的能力有了更大的提高，寻资料的能力也得到了提升。同时也知道了对以后自己作为设计人员，需要有一种严谨的态度来面对自己的设计任务。

F=5900N

V=0.8m/s

D=300mm

=4.72kW

=0.868

5.436kW

50.930

电机型号：

Y160M2-8

14.137

4.6

3.073

=2mm

115

a=145mm

15.090

58mm

52mm

=3mm

a=165mm

15.499

80mm

74mm

输入端联轴器

LX2

JA25×44

许用弯曲应力

=60MPa

轴的计算应力

9.516 MPa

输入轴安全

许用弯曲应力

=60 MPa

轴的计算应力

47.263MPa

中间轴安全

输出端联轴器

LX4

JA55×84

许用弯曲应力

=60 MPa

轴的计算应力

11.983MPa

输出轴安全

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