课程设计--二级圆柱齿轮减速器设计终极版

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汽车设计课程设计说明书

题 目二级圆柱齿轮减速器设计 姓 名 王成梁 学 号 2015211521 专 业 汽车服务工程 指导教师 时晓杰

2017年7月6日

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目录

1.条件 .............................................................................................................................................................. 4

1.1设计题目 ........................................................................................................................................... 4 1.2传动方案的确定 ............................................................................................................................... 4 1.3电动机的选择 ................................................................................................................................... 4 2.主要参数的计算 .......................................................................................................................................... 6

2.1确定总传动比和分配各级传动比 ................................................................................................... 6 2.2计算传动装置的运动和动力参数 ................................................................................................... 6 3.齿轮的计算 .................................................................................................................................................. 7

3.1减速器外传动件设计 ....................................................................................................................... 7 3.2减速器内传动设计 ......................................................................................................................... 10 4.轴的设计计算 ............................................................................................................................................ 21

4.1高速轴的设计 ................................................................................................................................. 21 4.2低速轴的设计 ................................................................................................................................. 27 4.3中间轴的设计 ................................................................................................................................. 33 5.箱体结构的设计 ........................................................................................................................................ 39

5.1减速器机体结构尺寸 ..................................................................................................................... 39 5.2附件的设计与选择 ......................................................................................................................... 40 6.润滑密封设计 ............................................................................................................................................ 41 7.参考文献 .................................................................................................................................................... 41

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任务书

设计名称： 二级圆柱齿轮减速器 小组成员：王田野、王成梁、王旭、王涛 指导教师： 时晓杰 起止时间：自 2017 年 6 月 26 日起 至 2017 年 7 月 10 日止 一、课程设计参考数据 1、输送带带轮直径400mm

输送带运行速度1m/s 输送带所需牵引力1600kn 单班制工作

二、课程设计任务和基本要求 设计任务：

1) 查阅相关资料，选定二级减速器，对减速器总体方案设计。 2) 对二级减速器进行必要的设计计算。 3) 绘制二级减速器的零件图和装配图。 4) 完成9千字左右的设计说明书。 基本要求：

1) 确定二级减速器是对称直齿同轴。

2) 二级减速器输送带轴所需牵引力为1600kn。 3）原动机为电动机。

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1.条件

1.1设计题目

设计一用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。运输机工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。运输带允许速度误差为5%。

图1：两级同轴式圆柱齿轮减速器传动装置简图

1—电动机 2—带传动 3—减速器 4—联轴器 5—输送带带轮 6—输

1.2传动方案的确定

输送带带轮直径d（mm）=400 输送带运行速度v（m/s）=1 输送带轴所需牵引力F（KN）=1600

1.3电动机的选择

(1)选择电动机的类型

根据用途试选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机 (2)选择电动机功率 计算驱动卷筒的转速

T?

Fd1600?0.4??320N?m4 22

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输送带所需功率为

Pw?Fv1600?1??1.6KW 10001000查《减速器设计实例精解》取V带传动效率??0.96，一对轴承效率??0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率??0.97，联轴器效率??0.99，则电动机到工作机间的总效率为

424?2? ?总??带?轴承齿轮联轴器?0.96?0.99?0.97?0.99=0.859电动机所需工作功率为

pd?pw?总?1.6?1.86kw 0.859根据表选取电动机的额定功率ped?2.2kw

T?320N?m Pw?1.6KW

?总=0.859 ped?2.2kw

(3)确定电动机的转速 输送带带轮的工作转速为

1000?60v1000?60?1??47.77r/min

?d??400由《减速器设计实例精解》知V带传动传动比i带?2~4，，两级圆柱齿轮减速器传动比i齿?8~40，

nw?则总传动比范围为

i总=i带i齿?（2~4）x?8~40??16~160、

电动机的转速范围为

no?nwi总=47.77r/min??16~160??764~7643r/min由《减速器设计实例精解》可知，符合这一

要求的电动机同步转速有三种：1500r/min,1000r/min,750r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，型号为Y100L1-4型电动机。

nw?47.77r/min

nm?1420r/min型号为Y100L1-4型电动机

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2.主要参数的计算

2.1确定总传动比和分配各级传动比

(1)总传动比

i总=nm1420==29.73 nw47.77i?29.73

(2)分配传动比

根据传动范围，取带传动的传动比i带?2.5减速器传动比为

i?i总29.73==11.9 i带2.5高级传动比

i1?i?11.9?3.45?i2

i带?2.5

i=11.9

i1?i2?3.45

2.2计算传动装置的运动和动力参数

(1)各轴转速

no1420==568r/mini带2.5n1568n2???164.64r/min i13.45n2164.64n3??r/min?47.72r/mini23.45nw?n3?47.72r/minn1?(2)各轴功率

P1?Po?0?1?1.86?0.96?1.79kwP2?P1?????P1?轴承?齿=1.79?0.99?0.97=1.72kwP3?P2?????P2?轴承?齿=1.72?0.99?0.97=1.65kwPW?P3???w=P3?轴承?联=1.65??????????=1.62kw

(3)各轴转矩

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PO1.86?9550??12.5N?mno1420P11.79T1?9550?9550??30.10N?mn1568P21.72T2?9550?9550??99.77N?m

n2164.64P31.65T3?9550?9550??330.21N?mn347.72Pw1.62Tw?9550?9550??324.20N?mnw47.72TO?95503.齿轮的计算

3.1减速器外传动件设计

(1)确定设计功率

Pd?KAPO

由《减速器设计实例精解》选择工作情况系数KA?1.2，则

Pd?1.2?1.86?2.23KW

KA?1.2

pd?2.23kw

(2)选择带型

根据《减速器设计实例精解》，选择A型V带 (3)确定带轮基准直径

根据《减速器设计实例精解》，可选小带轮直径为d=100mm，则大带轮直径为

pd,n1选择A型V带

dd2?i带dd1?2.5?100mm?250mm

根据《减速器设计实例精解》，取dd2?250mm，其传动比误差?i?5%，故可用

dd1?100mm

dd2?250mm

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(4)验算带的速度

?dd1nov带? ?7.43m/s?vmax?25m/s

60?1000带速符合要求

(5)确定中心距和V带长度 根据：

0.7（dd1?dd2）?2ao?2?dd1?dd2?

初步确定中心距为0.7??100?250?mm?245mm?ao?2??100?250?mm?700mm 为使结构紧凑，取偏低值，ao=350mm V带计算基准长度为

(dd2?dd1)2L'd?2ao?(dd1?dd2)? 24ao?1265.57mm?由《减速器设计实例精解》，选V带基准长度Ld?1250mm则实际中心距为、

Ld?Ld'1250?1265.57a?ao??500mm??342.22mm

a2a0?342.22 Ld?1250mm

(6)计算小带轮包角

a1?1800?dd2?dd1355?140?57.30?1800??57.30?154.360?1200 2499.87?1?154.36??120?合格

确定V带根数 V带根数可用下式计算

z?Pd(Po??Po)KAKL

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由《减速器设计实例精解》表8-9查取单根V带所能提供的传递功率为P。=1.31kw

1???P。?Kbn1?1???K1?

由《减速器设计实例精解》表8-10查得Kb?0.7725?10?3，由《减速器设计实例精解》表8-11查得K1?1.137，则?Po?0.7725?10?1420??1??3??1??kw?0.131kw由《减速器设计实例精1.137?解》查得Ka?0.935，由表 查得KL?0.73，则带的根数

z?Pd2.23??1.25

(Po??Po)KaKL(1.31?0.131)?0.935?0.93取z=2根 (7)计算初拉力

由《减速器设计实例精解》查得V带质量m=0.1kg/m,得初拉力

Pd2.5?Ka（）?mv2带zv带Ka 2.23?2.5?0.935?2 500??N?0.1?7.43 N??2?7.43?0.935??130.83NF。?500F0?130.83N

(8)计算作用在轴上的压力

154.360Q?2zFosin?2?2?130.83?sin?510.24N

22?Q?510.24N

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(9)带轮结构设计

?2e?25?0.3mm,f?10??1mm 设计实例精解》查得

小带轮结构,采用实心式，由《减速器设计实例精解》查得电动机轴径Do?28mm，由《减速器

（1.5~2）Do?（1.5~2）?28mm?42~56mm 轮毂宽：L带轮?其最终宽度结合安装带轮的轴段确定 轮缘宽：

B带轮?（z?1）e?2f?1?15?2?10?35mm

大带轮结构 采用轮辐式结构，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。 L带轮?42~56mmB带轮?35mm

3.2减速器内传动设计

(1)高速级直齿圆柱齿轮的设计 ①选择材料、热处理方式和公差等级

二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20，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 40Cr小齿轮(调质处理) 大齿轮45钢(调质处理) 7级精度

②初步计算传动的主要尺寸

初选小齿轮齿数z1?24，大齿轮齿数z2?uz1?24?3.45?83,取整z2?74。 由设计计算公式进行试算，即

3?d1t?2ktT1?di?1?ZH?ZE?Z??1?????H?i1???? ?2

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确定公式内的各计算数值 试选载荷系数

kt?1.3

计算小齿轮的转矩

T1?9.550?106系数的选择与查询 选齿宽系数

P2?9.55?106?1.72/164.64?9.98?104N?mm n2?d?1

1查的区域系数zH?2.5 查的材料的弹性影响系数

ze?189.8MPA2

计算接触疲劳强度用重合度系数

z?

???29.841??a?arccos?zcosa/z?2h??11a??1???23.253??a?arccos?zcosa/z?2h??22a??2?a??ztan?tana??z2?tan??tana???1???a1a2?1.670Z??4??a?0.8813

由《机械设计第九版》查得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim1?600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限?Hlim2?550MPa。 由《机械设计第九版》查得计算应力循环次数

N1?60n1jLh?60?568?1??1?8?300?5??4.089?108NN2?N1/u?1.182?10N由《机械设计第九版》查得取接触疲劳寿命系数KHN1?0.93,KHN2?0.98 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由《机械设计第九版》查得

8

??H?1???H?2KHN1??Hlim10.93?600??558MPas1K??Hlim20.98?550?HN2??539MPas1

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取??H?1和??H?2较小值，所以??H????H?2?539MPa

3试算小齿轮分度圆直径 d?1t2kHtT1u?1?ZH?ZE?Z??????du???2

2?1.?39.?984108?3/21?4?????183/24??63.77mm4z1?24

z2?74

T1?1.374?10 5N.mm

2.?518?9.80.871?539?2ze?189.8MPA12

N1?4.089?108NN2?1.182?10N8

[?H]?539MPa

d1t?63.774mm

确定传动尺寸 计算实际载荷系数 根据

v?齿宽b：

?d1tn1??63.774?568??1.89m/s

60?100060?1000b??dd1t?1?63.774?63.774mm

计算实际载荷系数KH

由《机械设计第九版》查得使用系数KA?1

根据v=1.89m/s，7级精度，由《机械设计第九版》查得动载系数Kv?0.75, 齿轮的圆周力：

Ft1?2T1/d1t?3129N,kaFt1/b?49.06N/mm?100N/mm

由《机械设计第九版》得

KH??1.2,

由《机械设计第九版》插值法查7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得得到接触强度实际载荷系数

KH??1.426

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KH?KA?KV?KH??KH??1?0.75?1.2?1.426?1.2834

由《机械设计第九版》式按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

d1?d1t计算模数m

KH1.2834?63.774?63.501mm KHt1.3m?取标准值m?3mm 按弯曲疲劳强度设计

由《机械设计第九版》式试算模数

d163.501??2.646mm z1242KFt?T1?Y?m1??D?Z123?YFa?YSa? ????????F??确定公式中的各值 试选KFt?1.3

由《机械设计第九版》式计算弯曲疲劳强度用重合度系数

Y??0.25?由《机械设计第九版》查得资料查询齿形系数由《机械设计第九版》查得应力修正系数

0.75?a?0.699

YFa1?2.65,YFa2?2.23

Ysa1?1.58,Ysa2?1.76,

由《机械设计第九版》查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为

?Flim1?500Mpa,?Flim2?380Mpa,由《机械设计第九版》查得弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.90，KFN2?0.93，取弯曲疲劳完全系数s=1.4。由《机械设计第九版》得

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KFN1?Flim10.90?500?Mpa?321.43Mpas1.40.93?380Mpa?252.43Mpa, ??F?2?kFN2?Flim2?s1.4YFa1?YSa12.65?1.58Y?Y??0.0130,Fa2Sa2?0.0155321.43??F?1??F?2??F?1?YFaYSa因为大齿轮的试算模数

YFaYSa大于小齿轮，所以取

??F???F??YFa1YSa1??F?1?0.0155

m1t?32KFt?T1?Y??d?z12?YFa?YSa??????F??32?1.3?9.98?104?0.689??0.0155?1.696mm 2??1?24?调整齿轮模数

计算实际载荷系数钱的数据准备

d1?mt?z1?1.696?24?40.704mmv??d1n160?1000???40.704?56860000?1.21m/s

b??d?d1?1?40.704mm?40.704mm,?h??2ha?c??m1t?3.816b/h?计算实际载荷系数KF

40.704?10.673.816

根据v=1.304m/s,7级精度，由《机械设计第九版》查得动载系数KV?1.05, 由

Ft1?2T1/d1?4903NkAFt1/b?120?100N/mm

由《机械设计第九版》 查表的齿间载荷分配系数KF??1, 得KF??1.34，则载荷系数为

由《机械设计第九版》查表用插值法查得KF??1.417,结合b/h?10.67，查《机械设计第九版》

KF?KAKVKF?KF??1?1.08?1.0?1.34?1.556

由《机械设计第九版》可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

33所以m?m1tKF?1.696KHt

1.005?1.556mm1.3

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对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.903mm并就进圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径d1?63.501mm,算出小齿轮的齿数z1?d1/m1?31.75.取小齿轮的齿既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 数为40（计算结果不满足要求）故31,取z2?107,两齿轮的齿数互为质数，这样设计的齿轮传动，

KH?1.2834 d1?63.501mm m?3mm

YFa1YSa1??F?1?0.0130KF?1.005 m=1.556 z1?31 z2?107

④计算齿轮传动几何尺寸 计算分度圆直径

d1?z1?m?31?2?62mmd2?z2?m?107?2?214mm计算中心距

??计算齿轮宽度

d1?d262?214?mm?138mm22

b??dd1?62mm考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加

宽（5~10）mm，即b1?b?(5~10)mm?67~72mm

d1?62mmb1?70mmd2?214mm b2?62mm

⑤校核齿根弯曲疲劳强度

4K?1.45??1，m=2，T?9.98?10校核计算如同前面一样，这里直接给出数据,F，1，dz1?31，YFa1?2.11，，YFa2?1.85，YSa1?2.05，YSa1?1.85所以载荷系数为

KF?KAKVKF?KF??1.45强度校核

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查kF??1.35,所以载荷系数为

kF?kAkVkF?kF??1?0.76?1.2?1.35?1.23

?F1??2KFT2YFa3YSa4Y??dm3z322?1.23?99800?2.65?1.76?0.71

1?23?332?93.3Mpa???F?3KV?1.08?F2??2kFT2YFa4YSa4Y??dm3z122?1.23?99800?2.23?1.76?0.711?23?312?89Mpa???F?4主要设计结论：

z3?33，z4?105，m=2mm,??200,a=138,b3?73mm,b4?66mm,小齿轮选

用40cr（调制），大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计

b/h?14.665

齿根满足齿根弯曲疲劳强度

4.轴的设计计算

4.1高速轴的设计

(1)已知条件

b1?70mm

高速轴传递的功率

p1?1.79kw，转速n1?568r/min，小齿轮分度圆直径d1?62mm，齿宽

(2)选择轴的材料

因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查《减速器设计实例精解》表8-26选用常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理 (3)初算轴径

查表得C?103~126，考虑轴端只承受转矩，故取小值C?120，则

33dmin?Cp1?120?n1

1.79?17.59mm 568

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轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径

d1?17.59mm?17.59?(0.03~0.05)mm?18.11~18.47mm

dmin?17.59mm

(4)结构设计

轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，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。按轴上零件的安装顺序从轴的最细处开始设计轴段①，轴段①上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的轴径d1?30mm，

（1.5~2.0）d1?（1.5~2.0）?30mm?45~60mm，结合带轮结构带轮轮毂的宽度为

L带轮?42~56mm，取带轮轮毂的宽度为L带轮?50mm，轴段①的轴径略小于毂孔宽度，取

L1?48mm密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应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

h?(0.07~0.1)d1?(0.07~0.1)?30?2.1~3mm。

轴段②的轴径d2?d1?2h?34.1~36mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查《减速器设计实例精解》表，选毡圈 24B/ZQ4606-1997，则d2?35mm 轴承与轴段③及轴段⑥的设计考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30306内径d=40mm,外径D=80，宽度B=18m，T=19.75mm外径定位直径Da?69mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3?16.9mm，故取轴段③的直径d3?40mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ=12mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6?40mm,同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取L6?B?18mm齿轮与轴段④ 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3可初定d4?42mm，齿轮的分度圆直径较小，采用实心式,齿轮宽度b1?85mm，为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴长度应比齿轮宽度略短，取

L4?83mm轴段⑤设计 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(.07~0.1)d4=2.94~4.2mm.取3mm，则轴肩直径d5?48mm,取L5??1?10mm。该轴段也可提供右端轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取?1，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离Bx1?2?1?b1??2?10?85??105mm轴段③的长度

L5???B??1?2mm?(12?18?10?2)?42mm

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轴段②的长度 轴段②的长度除与轴上的零件有关，还与轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为

L???c1?c2?(5~8)mm，由表4-1可知，下箱座壁厚

??0.025?a?3mm?6.45mm取??8mm, a?138mm?300mm

取轴承旁连接螺栓为M12则c1?20mm,c2?16mm，箱体轴承座宽度 为

L?8?20?16?(5~8)?49~52mm，取L?50mm，可取箱体凸缘连接螺栓为M10地脚螺栓

0.4d??0.4?16?6.4mmd??M16度取

Bd?10mm；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为?t?2mm；端盖连接螺钉查《减速器设计

,则有轴承盖连接螺栓定为，由表8-30得轴承端盖凸缘厚

实例精解》表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8x25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=30mm, 带轮采取腹板式。螺钉的拆装空间足够。则

L2?L?Bd?K??1??（50?10?30?2?B带轮_L带轮2—?—B

57-50—12—18）mm?65.5mm2轴上里作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离实例精解》图2-A可得轴的支点及受力点间的距离为

a3?16.9mm，则由《减速器设计

l1?L带轮2?105.65mm?L2?a3—T?B?（50?65.5?16.9—19.75?18）mm 2l2?T????1?b170?a3?(19.75?12?10??16.9)mm 22?59.85mmb70l3?1?L5?T?a3?(?10?19.75?16.9)mm 22?47.85mm表4-1高速轴的相关尺寸

轴段①的直径 轴段①的轴径 轴段②的直径 轴段③的直径 轴段6的直径 轴段6的轴径 轴段4的直径

d1?30mm L1?48mm d2?35mm d3?40mm d6?40mm L6?18mm d4?42mm

汽车设计课程设计

轴长度 轴肩 轴段③ 下箱座壁厚 箱体轴承座宽度 螺钉的拆装空间 轴的支点及受力点间的距离 轴的支点及受力点间的距离 轴的支点及受力点间的距离 (5)键连接

L4?83mm d5?48mm L5?10mm L?50mm ??6.45mm L2?65.5mm l1?105.65mm l2?59.85mm l3?47.85mm 带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表得键的型号为键8x36GB/T 1096-1990,齿轮与轴端④间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表选其型号为12x125GB/T1096-1990 (6)轴的受力分析

画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示 计算支承反力 在水平面上为

R1H??Q(l1?l2?l3)?Fr1l3l2?l3510.24?(105.65?59.85?47.85)?345.1?47.85?1006.94N59.85?47.85R2H?Q?Fr1?R`1H?(1303.3?345.1?1006.94)N?10.56N

式中负号表示与图中所画力相反 在垂直平面上为

R1V?Ft1l3948.22?47.85??421.2N l2?l359.85?47.85R2V?Ft1?R1V?948.02N?421.2N?526.82N

轴承1的总支承反力为

22R1?R12H?R12V?1006.9?421.2?1091.4N

轴承2的总支承反力为

汽车设计课程设计

2222R2?R2H?R2V?10.56?526.82?526.9N

画弯矩图 弯矩图如图所示 在水平面上a-a剖面为

MaH??Ql1??510.24?105.65N?mm??53906.9N?mm

b-b剖面图为

,MbH?R2Hll3?-10.56?47.85N?mm??505.3N?mm

在垂直平面上为

MbV??R1Vl2??421.2?59.85N?mm??25208.82N?mm

合成弯矩，在a-a剖面为

22Ma?MaH?MaV?53906.9N?mm

b-b剖面为

22Mb?MbH?MbV?(?505.3)2?(25208.82)2?25213.9N?mm

(7)校核轴的强度

因a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为

3?d4W?抗扭截面系数为

32???40332?6292mm3

WT?弯曲应力为

3?d416???40316?13562mm3

?b?扭剪应力为

Mb53906.9??8.6Mpa w6292??T130100??2.2Mpa w?13562

汽车设计课程设计

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??b2?4(??)2?8.62?4?(0.6?8.1)2Mpa?25.7Mpa

由《减速器设计实例精解》表查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?650MPa由《减速器设计实例

'[?]?60MPa??[??1b]，强度满足要求 ?1b精解》表查得轴的许用弯曲应力，?W?6292mm3

WT?13562mm3

?b?8.6Mpa ??2.2Mpa

轴的强度满足要求 (8)校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为

?p1?齿轮处键连接的挤压应力为

4T14?30100?Mpa?15.5Mpa d1hl30?7?(45?8)?p2?4T14?30100?Mpa?5.4Mpa d4hl42?8?(80?12)键、轴、齿轮及带轮的材料都选为钢，由《减速器设计实例精解》表8-33查得

[?]p?125~150MPa，?P1?[?]P,强度足够

键连接强度足够 (9)校核轴承寿命

计算当量动载荷 查《减速器设计实例精解》表6208轴承的C=29500N, C0=18000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为

p1?R1?3277.5N p2?R2?2354.3N

1?P2,故只需校核轴承1的寿命，P?P1。轴承在100℃以下工作，查校核轴承寿命 因P《减速器

汽车设计课程设计

设计实例精解》表得fT=1。对于减速器，查《减速器设计实例精解》表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为

?10?Lh?60n1??6ff6C??1?59000?3T??10?67912h??60?568?1.5?3849.7?P?p?

10310Lh?L'h，故轴承寿命足够

图4-1高速轴的结构与受力分析

4.2低速轴的设计

(1)已知条件 低速轴传递的功率

p3?1.65kw，转速n3?47.72r/min，齿轮4分度圆直径d4?210mm，齿

b?66mm 宽4p3?1.65kw n3?47.72r/min d4?210mm b4?66mm

(2)选择轴的材料

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因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查《减速器设计实例精解》表选用常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理 (3)初算轴径

查表得C?106~135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C?106， 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大d?34.5mm?34.5?(0.03~0.05)mm3%~5%，轴端最细处直径

1d?35.535~36.225mmdmin?34.5mm d1?37.53~38.26

(4)结构设计

轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序从最小轴径处开始设计联轴器及轴段① 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。查表，取KA?1.5,则计算转矩

TC?kAT3?1.5?330210N?mm?495315.0N?mm

由表查得GB/T5014-2003中的Lx3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·m，许用转速4750r/min，轴孔范围为30~60mm考虑d>36.23mm,取联轴器毂孔直径为40mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX340X84GB/T5014-2003，相应的轴段①的直径d1=40mm其长度略小于毂孔宽度，取L1=85mm

密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位轴肩高度h?(0.07~0.1)d1?(0.07~0.1)?40?2.8~4mm。轴段②的轴径

d2?d1?2h?45.6~48mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查《减速器设计实例精解》，选毡圈 46JB/2Q4606-1997，则d2?45mm

轴承与轴段③及轴段⑥的设计 轴段③和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。现暂取轴承为30211，由《减速器设计实例精解》得轴承内径d=55mm,外径D=100mm，宽度B=21mm，定位轴肩直径da?64mm，外径定位直径Da?88mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra?1.5mm对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3?21mm，故d3?55mm。轴承采用脂润滑，需要挡油环, 轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ=12mm..通常一根轴上的两个轴承采取相同的型号d6?55mm同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取

L6?B?21mm。该处轴承与高速轴右端轴承公用一个轴承座，两轴承相邻端面距离去6.5mm，满

足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即

汽车设计课程设计

l5?(19.75?27.25?6.5)mm?49mm.齿轮与轴段④的设计 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安

装，d4应略大于d3可初定d4?56mm，齿轮4的轮毂的宽度范围为

（1.2~1.5）d4?58.8~73.5mm，取l4?59mm,其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一个平面内，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的长度比齿轮4的轮毂略短，故取L4?57mm轴段⑤的设计该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为

h?(0.07~0.1)d4?(0.07~0.1)?52?3.92~5.6mm，取h?4mm，则d5?56mm，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取?1?10mm则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离BX2?2?1?l4??2?10?68??79mm,l5??1?10mm该轴段也可提供轴承的轴向定位。轴段②

与轴段③的长度 轴段②的长度除与轴上的零件有关，海域轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K=28mm.则轴段②的长度

L2?L?Bd?K??1—?—B?（50?10?28?2?12?21）mm?60mm

轴段③的长度

L3???B??1?l4?L4?(12?21?10?59?57)?45mm轴上力作用点的间距，轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离的支点及受力点间的距离为

a3?27.4mm，则由图可得轴

l1?b457?L5?T?a3?（?10?22.75?21）mm 22?40.25mml2?T????1?l4?b4?a3257?(27.25?12?10?59??21)mm

2?54.25mm84mm?L2?a3?T?B284?(?65?20?21.25?25)mm2?125.25

表4-2低速轴的相关尺寸

l3? 轴端最细处直径 轴段②的轴径 d1?40mm d2?45mm

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轴承内径 轴段⑥的直径 轴段④的直径 轮毂宽度 轴段④的长度 轴肩直径 轴承座宽度 轴段②长度 轴段③长度 轴的支点距离 轴的受力点距离 轴的支点与受力点距离 (5)键连接

d6?55mm L6?21mm d4?21mm l4?49mm L4?57mm d5?56mm l5?10mm L2?57mm L3?45mm l1?40.25mm l2?54.25mm l3?125.25mm 联轴器与轴段①及齿轮4与轴段④采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》得键的型号非别为键12x70 GB/T 1096-1990和键16x56GB/T 1096-1990 (6)轴的受力分析

计算支承反力 在水平面上为

R1H??Fr4l2l1?l21143.7?54.25?656.56N40.25?54.25

R2H?Fr4?R1H?(1143.7?656.56)N?487.2N

在垂直平面上为

R1V?Ft4l23142.3?54025??1803.9N l`?l240.25?54.25R2V?Ft4?R1V?3142.3N?1803.9N?1338.4N

轴承1的总支承反力为

22R1?R12H?R12?656.6?1803.9?1919.7N V轴承2的总支承反力为

22R2?R2487.22?1338.42?1424.3N H?R2V?

汽车设计课程设计

在水平面上 a-a剖面左侧为

MaH??R1Hl1??(?656.56)?40.25N?mm??26426.5N?mma-a剖面右侧为

,MaH??R2Hl2??(?487.2)?54.25N?mm??26430.6N?mm

在垂直平面上

a-a剖面为

MaV?R1Vl1?1803.9?40.25N?mm?72606.9N?mm

合成弯矩，在a-a剖面左侧为

22Ma?MaH?MaV?77266.6N?mm

在a-a剖面右侧为

,,2Ma?MaH?MaV?27395.5N?mm

表4-3低速轴受的各力

水平面上的支承反力 水平面上的支承反力 垂直面上的支承反力 垂直面上的支承反力 轴承1的总支承反力 轴承2的总支承反力 a-a剖面左侧弯矩 转矩 (7)校核轴的强度

因a-a剖面左右侧弯矩基本相等，但a-a剖面右侧作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。其抗弯截面系数为

3bt?d4?t??d42R1H?656.56N R2H?487.2N R1V?1803.9N R2V?1338.4N R1?1919.7N R2?1424.3N ,Ma?27395.5N?mm T3?301000N?mm W?32-2d4?(??56332?22?9??56?9?)mm3 2?56?13335.9mm3抗扭截面系数为

汽车设计课程设计

w弯曲应力为

T?dbt?d4?t???56322?9??56?9??-?(?)mm3 162d4162?56342?30576.9mm3,Ma27395.5?b??Mpa?2.1Mpa

w13335.9扭剪应力为

??T3301000??43.9Mpa w?30576.9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

2?4(??)2?31.42?4?(0.6?16.8)2Mpa?23.4Mpa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强?e??b'度极限?B?650MPa由表8-32查得轴的许用弯曲应力[??1b]?60MPa，???[??1b]，强度满足

要求

轴的强度满足要求 (8)校核键连接的强度 联轴器处键的挤压应力为

?p1?齿轮处键连接的挤压应力为

4T34?388000?Mpa?118.1Mpa d1hl56?10?(56?12)?p2?4T34?388000?Mpa?104.5Mpa d4hl57?8?(70?12)取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，由《减速器设计实例精解》表查得

[?]p?125~150MPa，?P1?[?]P,强度足够

键连接强度足够 (9)校核轴承寿命

计算当量动载荷 查《减速器设计实例精解》得表轴承的C=73200N,C0 =92000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为

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P1?R1?7933N P2?R2?4485.6N

校核轴承寿命 因P《减速器1?P2,故只需校核轴承1的寿命，P?P1。轴承在100℃以下工作，查设计实例精解》得fT=1。对于减速器，查《减速器设计实例精解》得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为

10?fTC?106?1?73200?3Lh???108182hLh?L'h，故轴承寿命足够 ?????60n3?60?65.71?1.5?7933??fpP?610310图4-2低速轴的受力分析

4.3中间轴的设计

(1)已知条件

r/min中间轴传递的功率P，齿轮分度圆直径d2?214mm，kw，转速n2?164.642?1.72d3?70.935mm，齿轮宽b2?62mm，b3?73mm

(2)选择轴的材料

因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理

45钢，调质处理 (3)初算轴径

得C?106~135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值C?110，则

3dmin?Cp2?120?n231.72?24.04mm

164.64

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dmin?24.04mm

(4)结构设计

轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从

dmin处开始设计轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选

择同步进行。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取6210进行设计计算，由《减速器设计实例精解》得轴承

mm，外径定位直径内径d=45mm,外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径da?20.75Da?75mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3?18mm，d1?45mm通常一根轴上的两个

轴承取相同型号，则d5?145mm齿轮轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮2，轴段④安装齿轮3，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别大于d1和d5，定d2?d4?48mm.查表知该处键的截面尺寸为16mm x 10mm轮毂键槽深度t1?4.3mm,齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离

e?d4?7255??t1????4.3?22?22???2.865mm?2.5m?7.5mm

?df3故齿轮3设计成齿轮轴，d4?df3,L4?58mm,材料为40Cr,调质处理。

齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮彀宽度范围为

（1.2~1.5）d2?57~72mm，取其轮彀宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，

轴段②的长度应比相应的齿轮的轮毂略短，因b2?62mm故取L2?60mm，轴段③的设计 该段

（0.07~0.1）d2?3.36~4.8mm取其高度为h?4mm，故为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为

d3?53mm。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距离箱体内壁距离均取为?1?10mm，齿轮2的左端面距离箱体内壁的距离为

?2??1?（b1-b2）/2?10mm?(70?62)/2mm?14mm高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承

l?53.5mm，则箱体内壁宽度为

共用一个轴承座，其宽度为5BX?BX1?BX2?l5??90?79?49??218mm

则轴段③的长度为轴段①及轴段⑤的长度 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离 取为??12mm，则轴段①的长度为

L1?B????2?2mm?(20?12?14?2)mm?48mm轴段⑤的长度为

L5?B????2?2?20?12?10?42mm

轴上作用力点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3?20mm，则由图可得轴的指

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b2?b3点及受力间的距离 2b62l1?2??2???T?a3?（?14?12?21.75?20）mm?(69?62?73)mm

222?58.75mmb?136.5mml3?3??1???T?a3273?(?10?12?21.75?20)mm

2?60.25mml2?L3?表4-4中间轴的相关尺寸

轴段①的直径 轴段⑤的直径 轴段②④的直径 轴段④的长度 轴段②的长度 轴段③的直径 箱体内壁宽度 轴段③的长度 轴段①的长度 轴段⑤的长度 轴的支点距离 轴的受力点距离 轴的支点与受力点距离 (5)键连接

齿轮2与轴间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》得键的型号为键14*50GB/T 1096-1990 (6)轴的受力分析 计算支承反力 在水平面上为

d1?45mm d5?45mm d2?d4?48mm L4?60mm L2?60mm d3?58mm BX?218mm L3?69mm L1?48mm L5?42mm l1?58.75mm l2?136.5mm l3?60.25mm R1H??Fr2(l2?l3)?Fr3l3l1?l2?l3353.400?(1365?60.25)?1100.34?60.25?531.62N68.75?136.5?60.25

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R2H?Fr2?Fr3?R1H?(353.4?1100.39?531.62)N?822.17N在垂直平面上为

R1V??Ft3l3?Ft2(l2?l3)l1?l?l233023.3?60.25?970.96?(136.5?60.25)58.75?130.5?60.25??34.765NR2V?Ft3?Ft2?R1V?3023.3N?970.96N?34.765N?2087.105N轴承1的总支承反力为

R1?R12H?R12531.622?(?34.765)2?532.755N V?轴承2的总支承反力为

2222R2?R2?R?922.17?2087.105?2251.75N H2VMaH?R1Hl1?532.755?58.75N?mm?31299.35N?mm

MaH?31299.35MbH?R2Hl3

在垂直平面上为

MaV??R1Vl1??34.765?58.75N?mm?2042.44N?mmMbV??R2Vl3?2087.105?60.25N?mm?125748.07N?mm合成弯矩，在a-a剖面为

22Ma?MaH?MaV?31365.9N?mm

b-b剖面为

22Mb?MbH?MbV?137475.71N?mm

T3?137420N?mm

表4-5中间轴受的各力

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水平面上的支承反力 水平面上的支承反力 垂直面上的支承反力 垂直面上的支承反力 轴承1的总支承反力 轴承2的总支承反力 a-a剖面左侧弯矩 a-a剖面右侧弯矩 b-b剖面左侧弯矩 (7)校核轴的强度

b-b剖面弯矩大，且作用与转矩，故b-b剖面为危险剖面。 b-b剖面的抗弯截面系数为

R1H?531.62N R2H?822.17N R1V??34.765N R2V?2087.105N R1?532.755N R2?2251.75N MaH?31299.35N?mm Ma?31365.9N?mm Mb?137475.71N?mm W?抗扭截面系数为

?d3332???78332?12271.8mm3

WT?弯曲应力为

?d3316???78316?24543.7mm3

?b?扭剪应力为

Mb430668.6??5.6Mpa w46565.415??T2325110??4.06Mpa w?93178.1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

2?e??b?4(??)2?9.22?4?(0.6?3.5)2Mpa?8.42Mpa由表查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?650MPa由由《减速器设计实例精解》查得轴的许用弯曲应力[?]?60MPa，?'?[?]，

?1b??1b强度满足要求.

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W?12271.8mm3

WT?24543.7mm3

?b?5.6Mpa ??4.06Mpa

?e?8.42Mpa

轴的强度满足要求 (8)校核键连接的强度

齿轮2处键连接的挤压应力为

??4T4?99770??13.43Mpa dhl55?10?(70?16)取键、轴及齿轮的材料都为钢，由《减速器设计实例精解》查得[?]p?125~150MPa，?P?[?]P,强度足够 键连接强度足够 (9)校核轴承寿命

计算当量动载荷 查表轴承的C=50000轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为 P1=R1=1355.3N P2=R2=6500.7N

校核轴承寿命 因P2?P1,故只需校核轴承2的寿命，P?P2。轴承在100℃以下工作，查表《减速器设计实例精解》得fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为

1031010?fTC?106?1?63000?3Lh???????60n2?P60?193.21.5?9098f??p???14131h

6Lh?L'h，故轴承寿命足够

Lh?14131h

轴承寿命满足要求

中间轴的受力分析

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5.箱体结构的设计

5.1减速器机体结构尺寸

名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外箱壁距离

符号 δ δ1 b1 b b2 结果取值 取8mm 取8mm 取12mm 取12mm 取20mm 取M16 取4 取M12 取M10 取150 取M8 取M6 取8mm 取26、22、16 d? n d1 d2 l d3 d4 d C1

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df、d1、d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 C2 取24、20、14 R1 h K 取16 取55 取42 Δ1 取12 齿轮端面与内箱壁距离 Δ 箱盖、箱座肋厚 M 取10 取8 5.2附件的设计与选择

(1)检查孔及检查孔盖

检查孔尺寸为120mm?210mm 位置在传动件啮合区的的上方；检查孔盖尺寸为150mmX240mm。 (2)油面指示装置

选用油标尺M16，由《减速器设计实例精解》可查得相关尺寸 (3)通气器

选用提手式通气器，由《减速器设计实例精解》可查得相关尺寸 (4)放油孔级螺塞

设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M16?1..5 JB/T1700-2008，螺塞垫24?16 JB/T1718-2008，由《减速器设计实例精解》表8-41和《减速器设计实例精解》可查的相关尺寸。 (5)起吊装置

上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩，由《减速器设计实例精解》可查得相关尺寸。 (6)起箱螺钉

起箱螺钉查《减速器设计实例精解》，取螺钉GB/T 5781-2000 M10?25. (7)定位销

定位销查《减速器设计实例精解》，取销GB/T 117-2000 5?35两个。

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6、润滑密封设计

轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L－AN68润滑油润滑，润滑油深度为0.65dm，箱体底面尺寸为4.54dm?2.70dm，箱体内所装润滑油量为

V?4,54?2.7?0.65dm3?7.96dm3

该减速器所传递的功率P0?5.45kW。对于二级减速器，每传递1kW的功率，需油量为

V0?0.7~1.4dm3，则该减速器所需油量为

V1?P0V0?5.45?(0.7~1.4)dm3?3.815~7.63dm3

V1?V,润滑油量满足要求。

7、参考文献

[1] 濮良贵、机械设计. 9版. [M] 北京:高等教育出版社, 2003 [2] 张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社，2005

[3] 吴宗泽、罗胜国. 机械设计课程设计手册[M]. 北京: 高等教育出版社，2009 [4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). [M] 北京: 机械工业出版社,2013 [5] 孙恒.机械原理（第八版）[M]北京：高等教育出版社，2013

[6] 李育锡.机械设计课程设计（第二版）[M]北京：高等教育出版社，2014

[7] 张春宜、郝广平、刘敏.《减速器设计实例精解》[M]北京:机械工业出版社，2010

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6、润滑密封设计

轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L－AN68润滑油润滑，润滑油深度为0.65dm，箱体底面尺寸为4.54dm?2.70dm，箱体内所装润滑油量为

V?4,54?2.7?0.65dm3?7.96dm3

该减速器所传递的功率P0?5.45kW。对于二级减速器，每传递1kW的功率，需油量为

V0?0.7~1.4dm3，则该减速器所需油量为

V1?P0V0?5.45?(0.7~1.4)dm3?3.815~7.63dm3

V1?V,润滑油量满足要求。

7、参考文献

[1] 濮良贵、机械设计. 9版. [M] 北京:高等教育出版社, 2003 [2] 张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社，2005

[3] 吴宗泽、罗胜国. 机械设计课程设计手册[M]. 北京: 高等教育出版社，2009 [4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). [M] 北京: 机械工业出版社,2013 [5] 孙恒.机械原理（第八版）[M]北京：高等教育出版社，2013

[6] 李育锡.机械设计课程设计（第二版）[M]北京：高等教育出版社，2014

[7] 张春宜、郝广平、刘敏.《减速器设计实例精解》[M]北京:机械工业出版社，2010

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