二级圆柱齿轮减速器设计说明书[1]

随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置. 它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。 1.1 本设计的目的及意义 目的：

A 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、 深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。

B 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。

C 对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

D 学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择CAD等制图工具。

E 了解减速器内部齿轮间的传动关系。 意义：

通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理

1．2 减速器的发展状况

减速器是用于原动机与工作机之间的的传动装置，用来降低转速和增大

1

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、传动平稳、效率高、所配电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设备上。二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。通过本课题的研究，将进一步对这一技术进行深入地了解和学习。 1．3 减速器的发展趋势

当今的减速器正向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化，在现代机械中应用极为广泛。 减速机行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。其作为传动机械行业里的一个重要的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。近几年，随着中国产业经济的迅猛发展，减速机行业在国内也取得了日新月异的进步。 1.4 研究内容 1）减速器的设计计算

(1)传动方案的分析和拟订 选择正确合理的传动方案。 (2)电动机的选择

选择电动机类型和结构形式，确定电动机的容量，确定电动机的转速。 (3)传动装置的运动和动力参数的计算 计算各轴的转速，功率，转矩。 (4)传动零件的设计计算

外部传动零件和内部传动零件的设计计算 (5)轴的设计计算

(6)轴承，联接件，润滑密封及联轴器的选择和验算 (7)箱体的结构设计计算

2

2传动方案的拟定

带式输送机传动系统方案如图1所示

图1 B6型带式运输机及其二级圆柱齿轮减速器设计

数据编号 运输带工作拉力F/N 运输带工作速度v/m.s-1 卷筒直径D/mm B6 2250 1．50 290 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5％。 设计要求：1、完成设计说明书一份，约8000字。

2、完成带式传输装置总体设计及减速器部装图、零件图。 3、完成减速器所有零件图及装配。

带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。

2.1电动机的选择。

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机卧式封闭结构380V。 （1）电动机容量的选择。

根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。 工作机所需功率;

3

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

PWF1000

传动装置总体效率

10.99弹性联轴器效率 20.99滚动轴承效率 30.96闭式齿轮传动效率 40.96卷筒效率算得传动系统总效率

42 12345

=0.990.9940.9620.960.99

=0.833 工作机所需电动机功率

pd\"=Fv／1000η=2250×1.50/1000×0.833=4.051kw

因为工作时有轻微振动，故电动机功率略大于pd\"

pd(1.31.5)Pd\"

= 5.26—6.076 (kw)

由文献[1]表20-5所列Y系列三相异步电动机技术数据可以确定，满足

PmPr条件的电动机额定功率Pm应取5.5 kw。

（2）电动机转速选择

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速：

601000vnw==6000×1.5/3.14×290=98.8 r/min

D 通常二级圆柱齿轮减速器传动比取i=8—40

nd= inw=（8~40）×98.8=790.68—3953.4 r/min 由文献[1]表20-5初步选同步转速为1000rmin 1500rmin和3000的电

机，对应于额定功率Pm为5.5kw的电动机号分别取Y132S1-2型、 Y132S-4型和Y132M2-6型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表： 方案号 电动机型号 额定功率（kw） 5.5 5.5 5.5 同步转速（rmin满载转速（） 2900 1440 960 ） 一 二 三 Y132S1-2 Y132S-4 Y132M2-6 3000 1500 1000 通过对这三种方案比较：一 电机重量轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸4 rr总传动比 电动机质量/kg 68 85 2.91i 1.50i i 大，结构不紧凑；二与三比较，综合考虑电动机和传动装置尺寸，质量，价格及传动比，可以看出，如果传动装置结构紧凑，选用三方案最好即：Y132M2-6系列

2.2 传动比的分配。

带式输送机传动系统总传动比

i=nm/nw=960/98.8=9.72

所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比

ii12i239.72

为了便于两级圆柱齿轮减速器采用侵油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350,齿宽系数相等时。考虑面接触强度接近相等的条件，取两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比：i1=

低速级传动比为

i2i/i19.72/3.6=2.635

=3.6

传动系统各传动比分别为：

i01 i1=3.6 i2=2.635 i41

2.3传动系统的运动和动力参数计算： 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算。 1轴（减速器高速轴）：

n1n0960960i011

\"P1Pd14.051×0.99=4.01kw

T1=9550

P14.01=9550×=39. N·m n19602轴（减速器中间轴）

n2n1960260.23i23.6

P2P12P23=4.01×0.96×0.99=3.811kw 11P23.811=9550×=139.86 N·m n2260.233轴（减速器低速轴）

n2260.23 n398.76i232.635T2=9550

P3= P223 =3.811×0.96×0.99=3.622kw

5

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

P33.622=9550×=350.24 N·m n398.7轴（输送机滚筒轴）

n398.76 n498.76i41T3=9550

P4= P334 =3.622×0.96×0.99×0.99=3.41kw

P43.41=9550×=329.54 N·m n498.76(1-3) 轴输出功率和输出转矩

T4=9550

P1`=p1×1=4.01×0.99=3.97kw

P2`=p2×2=3.811×0.99=3.77kw P3`=p3×3=3.622×0.99=3.59kw T1`=T1×1=39.×0.99=39.49kw T2`=T2×2=139.86×0.99=138.46kw T3`=T3×3=350.24×0.99=346.74kw

将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表1 轴名 功率（kw） 转矩（Nm） 转输入 输出 输入 输出 （速传动比 i ） 效率 1 4.01 3.97 39. 39.49 960 1 0.96 2 3.811 3.77 139.86 138.46 260.23 3.6 0.96 3 3.622 3.59 350.24 346.46 98.76 2.635 0.96 4 3.41 3.37 329.54 226.24 198.76 1 0.98 对于所设计的减速器中两级齿轮传动，高速级和低速级均采用直齿圆柱齿轮传动。

3齿轮的设计

按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算。

3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算，

(1)选择材料及热处理，精度等级，齿数z1与z2齿宽系数d，并初选螺旋角 考虑减速器要求结果紧凑故大小齿轮均用40Cr调质处理后表面淬火，因载荷较平稳，齿轮速度不是很高，故初选7级精度，齿数面宜多取，选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=

=3.6×24=90，按软齿面齿轮非对称安装查文献[2]表6.5，

6

取齿宽系数d=1.0 。实际传动比

i12`=90/24=3.75，误差(i12`- i12)/

，在设计给定的±5%范围内可用。

i12`=(3.75-3.6)/3.75=0.0162≤

3.2按齿面接触疲劳强度设计， 由文献[2]式(6.11)d1t2.323(1)确定公式中各式参数； 1）载荷系数Kt 试选Kt=1.5

2）小齿轮传递的转矩T1

T1=9.55×3）材料系数 zE

Pn1KT11zE2() d[H]=9.55×

4.051960=4.0299×

N·m

查文献[2]表6.3得zE1.8MPa

4）大，小齿轮的接触疲劳极限 Hlim1Hlim2 按齿面硬度查文献[2]图6.8得Hlim1600MPa5）应力循环次数

Hlim2560MPa

=60×960×1×300×16=2.78×

N2=N1/=2.78×

/3.75=7.3728×

KHN2

6)接触疲劳寿命系数 KHN1查文献[2]图6.6得

KHN10.90KHN20.92

6）确定许用接触应力 [H1][H2] 取安全系数SH1

[H1][H2]KHN1Hlim1SH0.90600540MPa1KHN2Hlim2

0.92560532MPaSH17

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

取[H][H1]

(2)设计计算

1）试计算小齿轮分度圆直径 取[H1][H2]

d1t2.3231.5*40299\\d1t

1.03.751198.82=51.11mm

()3.755322）计算圆周速度 v

πd1tn1v==2.568m/s 6010003）计算载荷系数 k

查文献[2]表6.2得使用系数kA=1

根据v=2.568 m/s 按7级精度查文

献[2]图6.10得动载系数kv=1.0 查图6.13 得k=1.08

则 k=kAkvkka=1×1.0×1.08×1=1.08 4）校正分度圆直径d1 由文献[2]式（6.14） d1td1t3kkt=49.06×31.081.5mm=43.97mmd1t

(3)计算齿轮传动的几何尺寸； 1）计算模数 m

m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按标准取模数m=2.5mm

2）两轮分度圆直径 d1d2

d1=mz1=2.5×24=60mm d2=mz2=2.5×90=225mm

3）中心距 a

a=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm

4）齿宽b

b=dd1=1.0×60=60mm b1=b2+(5--10)mm b2=65mm b1=70mm

5）齿全高 h

h2.25m2.252.55.625mm

8

3.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由文献[2]式（6.12）F(1)确定公式中各参数值;

1)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1查文献[2]图6.9取Flim1240MPa2)弯曲疲劳寿命系数KFN1查文献[2]图6.7 取3)许用弯曲应力 [F1]KFN2

2KT1YFaYSa[F]

dz12m3Flim2

Flim2260MPa

KFN10.87KFN20.91[F2]

取定弯曲疲劳安全系数SF1.4,应力修正系数YST2.0

[F1][F2]KFN1YSTFlim1SFSF2400.872/1.4298.3MPa

KFN2YSTFlim22600.922/1.4338MPa4)齿轮系数YFa1查文献[2]表6.4得

YFa2和应力修正系数 Ysa1YSa2 YFa12.62YFa22.18Ysa11.59Ysa21.79

5)计算大小齿轮的YFa1Ysa1[F1]与YFa2Ysa2[F2] 并加以比较取其中最大值代入公式计算

YFa1Ysa12.621.590.0140[F1]298.3YFa2Ysa22.181.790.0115[F2]338

小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度

(2)校核计算

(3)[F2]=(2×1.08×40299×2.20×1.58)/1.0×

=33.62MPa[F2]

所以 弯曲疲劳强度足够。（注：高速齿轮结构图见二维设计图）

9

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

4低速级直齿圆柱齿轮传动。

4.1选择齿轮材料及热处理方法，精度等级，齿数z1z2及齿宽系数d。 选择45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS，280HBS，属软齿闭式传动，载荷平稳齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=

=2.635

×30=80，按软齿面齿轮非对称安装查文献[2]表6.5，取齿宽系数d=1.0 ，实际传动比i12`=80/30=2.67，

误差i12`-i12)/ i12`=(2.67-2.635)/2.67=0.0131≤范围内可用。

4.2按齿面接触疲劳强度设计，

由文献[2]式(6.11)d1t2.323(4)确定公式中各式参数； 7）载荷系数Kt 试选Kt=1.5

8）小齿轮传递的转矩T1

T1=9.55×

9）材料系数 zE

查文献[2]表6.3得zE1.8MPa

10）大，小齿轮的接触疲劳极限 Hlim1Hlim2 按齿面硬度查文献[2]图6.8得Hlim1600MPa11）应力循环次数

Pn1KT11zE2() d[H]，在设计给定的±5%

=9.55×

3.811260.23=139900 N·m

Hlim2580MPa

=60×260.23×1×300×16=74940000

N2=N1/=74940000/2.67=28060000

10

12）接触疲劳寿命系数 KHN1查文献[2]图6.6得

KHN10.92KHN20.98KHN2

13）确定许用接触应力 [H1][H2] 取安全系数SH1

[H1][H2]KHN1Hlim10.92600552MPaSH1SH0.98580568MPa1KHN2Hlim2

取[H][H1]

(5)设计计算

5）试计算小齿轮分度圆直径 取[H1][H2]

d1t2.3231.5*13900d1t

1.02.671198.82=77.43mm

()2.675526）计算圆周速度 v

πd1tn1v==1.0544m/s 601000

7）计算载荷系数 k

查文献[2]表6.2得使用系数kA=1

根据v=1.0544m/s 7级精度查文

献[2]图6.10得动载系数kv=0.7 查图6.13 得k=1.08

则 k=kAkvkka=1×0.7×1.08×1=0.756 8）校正分度圆直径d1

由文献[2]式（6.14） d1d1t3kd1td1t3kt66.1831.1341.560.29mm

kkt=77.43×30.7561.5mm=49.04mmd1t

(6)计算齿轮传动的几何尺寸； 6）计算模数 m

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B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

m=d1/z1=49.04/30=1.635mm 按标准取模数m=2.5mm

7）两轮分度圆直径 d1d2

d1=mz1=2.5×30=75mm d2=mz2=2.5×80=200mm

8）中心距 a

a=m(z1+z2)/2=2.5×(30+80)/2=137.5mm

9）齿宽b

b=dd1=1.0×75=75mm

b1=b2+(5--10)mm b2=80mm b1=75mm

10）齿全高 h

h2.25m2.252.55.625mm

4.3 校核齿根弯曲疲劳强度 由文献[2]式（6.12）F(4)确定公式中各参数值;

6)大小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1查文献[2]图6.9取Flim1240MPa7)弯曲疲劳寿命系数KFN1查文献[2]图6.7 取8)许用弯曲应力 [F1]KFN2

2KT1YFaYSa[F] 2dz1m3Flim2

Flim2260MPa

KFN10.86KFN21.02

[F2]

取定弯曲疲劳安全系数SF1.4,应力修正系数YST2.0

[F1][F2]KFN1YSTFlim1SFSF2400.862/1.4294.86MPa

KFN2YSTFlim22601.022/1.4378.86MPa9)齿轮系数YFa1查文献[2]表6.4得

YFa2和应力修正系数 Ysa1YSa2 YFa12.62YFa22.24Ysa11.59Ysa21.75

10)计算大小齿轮的YFa1Ysa1[F1]与YFa2Ysa2[F2]

12

并加以比较取其中最大值代入公式计算

YFa1Ysa12.621.590.0142[F1]294.86YFa2Ysa22.2161.7740.0103[F2]282.86

小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度

(5)校核计算

[F2]=(2×0.756×13900×2.52×1.625)/1.0×

≤[F2]

所以 弯曲疲劳强度足够。（注：低速齿轮结构图参见二维设计图）

=15.30MPa

5 轴的设计与计算

在完成了带式传输机传动系统运动及动力参数的计算和减速器两级齿轮传动的设计计算之后，接下来可进行减速器轴的设计，滚动轴承的选择，键的选择和联轴器的选择。

5.1 高速轴（1轴）的设计；

（1）绘制轴的布置简图和初定跨距， 轴的布置入图4

图（3）轴分部图

a1=117mm a2=137.5mm bh1=50mm bh2=45mm bl1=80mm bl2=75 考虑相邻齿轮设轴向不发生干涉，计入尺寸 s=10mm， 齿轮与箱体内壁设轴向不发生干涉，计入尺寸 k=10mm 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸 c=6mm

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B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

初取轴承宽度分别为 n120mmn222mmn322mm 3根轴的支架跨度分别为

L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=192mm L2=2(c+k)+bh1+s+bl2+n2=1mm L3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=194mm

（2）高速轴（1轴）的设计 ①󰀀 择轴的材料及热处理；

轴上齿轮的直径较小，（da149.26mm）采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用40Cr调质。

②轴的受力分析

轴的受力简图如图示；

（a）轴的受力简图 图中

Lab=192mm=L1

Lac=n1/2+c+k+bh1/2=51mm Lbc=Lab-Lbc=141mm

（a）计算齿轮的啮合力，

Ft1=2T1/d1=2*40299=1611.96N Fr1=Ft1*tanan/cosb=602.145N Fa1=Ft1*tanb=372.23N

（b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图； 轴在水平面内的受力简图，如图示：

(b) 轴在水平面内的受力简图

14

MB0lBC13216291142NlAB184左支点水平支反力FAXFt1右支点垂直支反力FByMAXMBX0(FrlacMA)178.6NLAB

MCHFAXlACFBXlBC59414Nm轴在水平面内的弯矩图如上图示

（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图，如图示

(c) 轴在垂直面内的受力简图 左支点轴向支反力FAYFA233N右支点轴向支反力FBX(FrlbcMa)394N lABMAYMBY0MCY1FAYlAC21838NmMCY2FBYlBC20488Nm轴在垂直面内的弯矩图如上图示。

（d）求截面C处弯矩

MHFAX*lAC59414Nm

MV1FAYlBC21838NmMV2FBYlAC20488NmC处垂直弯矩C处合成弯矩M1MV12MCH263300NmM2MV22MCH262847Nm

考虑启动，停机的影响，扭矩为脉动循环

caMca/w53744/(0.1323)19.317MPa

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B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

强度校核45号钢调质处理，由文献{2}表11.2查得[1]60MPa

ca[1] 故，弯扭合成强度满足要求 ③轴的初步计算；

由文献[2]中式（11.4）和式（11.6）得

10M2(T)2d3mm

[1]MMC(lBCB)207Nm

按文献[2]中表11.2，轴材料为40Cr调质 b735 MPa按文献[2]中表11.2，许用弯曲应力值得[1]60MPa 取折算系数 0.6

将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式

222210M(T)10207(0.626070)3d322.52mm[1]60轴的最小直径d1C3P4.0511123mm=18.098mm n960④轴的结构设计，

按经验公式，减速器输入轴的轴端直径，

de(0.8~1.2)dm(0.8~1.2)22.5217.8~27mm

（dm电动机轴端直径)

参考联轴器标准轴孔直径，取减速器高速轴的轴端直径

d减=25mm

根据轴上零件的布置，安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度其中轴颈，轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。

轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 30 35 40 47 mm 安装半联轴器处轴段直径：第一组: 25 28 30 30 35 mm

第二组：30 32 35 38 40 mm 第三组：32 35 38 40 42 mm

（注：因此轴段安装的半联轴器与电动机轴安装的半联轴器为同一型号联轴器，故此轴段直径应在电动机轴直径所在同一组数据中选定。）

安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸可参考文献[1]表5-2确定。

（注：在安装联轴器处，当直径d1受到轴颈直径和联轴器轴径时，允许按d1d(2~4)c取值；或此处不计算轴肩，可借助于套筒实现联轴器的轴向定

16

位。）

（注：减速器高速轴的结构参见二维设计图）

5.2中间轴（2轴）的设计；

①选择轴的材料及热处理， 选用45号钢调质， ②轴的受力分析

轴的受力简图（略）图中

Lab=1mm=L1

Lac=n2/2+c+k+bh2/2=49.5mm Lbc=Lab-Lbc=139.5mm

Lbd= n2/2+c+k+bh1/2=67mm

（a）计算齿轮的啮合力；

Ft1=2T1/d1=1512N

Fr1=Ft1*tanan/cosb=5.81N Fa1=Ft1*tanb=349.2N Ft3=2T2/d3=3729.6N Fr3= Ft3*tana=1357.46N

（b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图

轴在水平面内的受力简图

FlFt3lBDFAXt2BClAB1512139.53729.6672438.13N1FBXFt3Ft2FAX3729.615122438.132803.47N

MAXMBX0MCXFAXlAC120687.435NmMDXFBXlBD187832.49Nm(轴在水平面内的弯矩图略)

（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图，轴在垂直面内的受力简图（略）；

Fay=Fax=2438.13N

FBYFr3Fr2RAY1125355170.6599.4NMAYMBY0MCY1FAYlAC170.6539041.8NmmMCY2Fa2MDYd213710013700Nmm2FBYlBD599.4583465.2Nmm（轴在

垂直面内的弯矩图略）

（d）求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图；

17

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

FAFAX2FAY21663NFBFBX2FBY22477N

(轴向力Fa190.49N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承B上）

MAMB0MC188142NmmMC288740Nmm（轴的合成

MD143571NmmTFt2d2296560Nmm弯矩图，转矩图略）

③轴的初步计算；

由文献[2]中式（11.4）和式（11.6）得，

10M2(T)2d3mm42.56mm

[1]按文献[2]中表11.2 轴的材料为45号钢调质 b0MPa 按文献[2]表11.2许用弯曲应力值 得[1]60MPa 取折算系数 0.6 轴的最小直接为d2C3P3.8111123mm=27.4mm n260.23dc26.04mmdD29.55mm在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%计算截面直径④轴的结构设计；

按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径

dd(0.3~0.35)a(0.3~0.35)12539~45.5mm

按文献[1]表5-1，取减速器中间轴的危险截面直径dd40mm，根据轴上零件的布置，安装和定位的需要，初定各轴的直径及长度其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结果尺寸。联系起来统筹考虑。

轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 40 45 40 35 mm 安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度—2mm （注：减速器中间轴的结构见下图）

5.3 低速轴（3轴）的设计； ①选择轴的材料及热处理， 选用45号钢调质 ②轴的受力分析 轴的受力简图所示

18

（a）轴的受力简图 图中

Lab=194mm=L3

Lbc=n3/2+c+k+bl2/2=.5mm Lac=Lab-Lbc=129.5mm

（a）计算齿轮的啮合力；

Ft4=2T3/d4=2*13900/200=1399N Fr4=Ft4/tan20 =3843.72N

（b）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图， 轴在水平面内的受力简图如图所示

(b) 轴在水平面内的受力简图

lFAXBCFt4lAB465.13NFBXFt4FAX933.87NMAXMBX0MCXFAXlAC60234.335Nm (轴在水平

面内的弯矩图略)

（c）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图；

轴在垂直面内的受力简图如图所示

19

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

(c) 轴在垂直面内的受力简图

FaylBCFr4lAB1277.94NFbyFr4FAy2565.58NMAyMBy0McyFAylAC165493.23Nm轴在垂直面内的

弯矩图略)

（d）求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图；

Fa=1359.95N Fb=2730.26N Mc=176000 Nm

T=Ft4*d4/2=1399*200/2=139900Nm (轴的合力弯矩图、转矩图略)

③轴的初步计算；

由文献[2]式（11.4）和式（11.6）得

2210M(T)d3mm

[]按文献[2]中表11.2轴的材料为45号钢调质 b=0MPa 按文献[2]表11.2许用弯曲应力值得 [1]60MPa 取折算系数 0.6

将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式：

2210M(T)d3mm31.91mm

[]在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%，计算截面直径dc31.39mm 轴的最小直径d3C3P3.6221123mm=37.23mm n98.76④轴的结构设计；

按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径，

20

dd(0.3~0.35)a(0.3~0.35)121.2536.375~43.4375mm

按文献[1]表5-1，取减速器低速轴的危险截面直径dd50mm

根据轴上零件的位置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。

轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：40 45 50 55 50 45 安装半联轴器处轴段直径：30 32 35 38 40 42 45mm 注:此轴段直径可根据结构需要按所列联轴器标准轴孔直径选定。 安装

齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度—2mm （注：减速器低速轴的结构参见二维设计图）

6滚动轴承的选择；

（1）高速轴（1轴）上滚动轴承的选择；

按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh43800h。

由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=602.145，轴向力Fa=272.23，轴承工作转速n=960rmin

初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献[3]中表18-2基本额定负荷

Cr25500N基本额定静负荷Cor15200N

Fa/Cor=372.23/15200=0.0245

e=0.22

Fa/Fr=372.23/602.23=0.618>e X=0.56 y=1.99

按文献[2]中表8.7 冲击负荷系数fP1.5

Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N

=

因CjsCr，故6003轴承满足要求

=16593.2N

6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （2）中间轴（2轴）上滚动轴承的选择；

按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴

21

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

承组合式，轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh43800h。

由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1357.4N，轴向力Fa=349.2N轴承工作转速n=260.23rmin

初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献[3]表18-2，基本额定动负荷

Cr25500N，基本额定静负荷Cor15200N。

Fa/Cor=349.2/15200=0.02297

e=0.22

Fa/Fr=349.2/1357.4=0.2573>e X=0.56 y=1.99

按文献[2]中表8.7 冲击负荷系数fP1.5

Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N

=

因CjsCr，故6007轴承满足要求

=15469.1N

6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9 （3）低速轴（3轴）上滚动轴承的选择；

按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=43800h。

由前计算结果知，轴承所受径向力Fr=轴承工作转速n=98.76rmin初选滚动轴承6209 GB/T276-1994，按文献[3]表18-2，基本额定动负荷

Cr31.5KN,Cor20500N

按文献[2]中表8.7 冲击负荷系数fP1.5 Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58N

=

因CjsCr，故6008轴承满足要求，

=30556.59N

6009轴承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10

滚动轴承的选择应注意：高速轴（1轴）上滚动轴承的D值≤中间轴（2轴）

22

上滚动轴承的D值，中间轴（2轴）上滚动轴承的D值≤低速轴（3轴）上滚动轴承的D值。

7键联结和联轴器的选择；

（1）高速轴（1轴）上键和联轴器的选择；

由前计算结果知：高速轴(1轴）的工作转矩 T=39.N工作转速n960rmin 按文献[2]中表10.1工作情况系数KA1.3~1.7取KA1.5 计算转矩 Tca=KaT=1.5*39.Nm=59.835Nm 选LT型弹性套柱销联轴器， 按文献[1]中表17-9选LT4联轴器

[]63Nm，许用转速[n]5700rmin。

.许用转矩

因Tca[],n[n]，故该联轴器满足要求。

选A型普通平键

b=8mm h=7mm L=52mm

按文献[3]中表15-26初选键: 8×7 b=8mm h=7mm L =52mm

按文献[2]表12.1键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为

[]110MPa[]90MPa

按文献[4]中式7-1和式7-3分别验算键的挤压强度和剪切强度

p=4000T/dhl=4000×39./25×7×25=36.47<[]

=2000T/dbl=2000×39./25×8×25=15.956< []

键的挤压强度和剪切强度满足要求。 （2）中间轴（2轴）上键的选择； 由前计算结果知：中间轴（2轴）

由T2=139.86Nm n=260.23 r/min 普通A型平键（轴右边一个） 由d=40,l=68选bh=128,b=12,l=8l2135(5~10)25~30mm 按文献[3]中表15-26初选键128GB/T10952003 b=12mm h=8mm L=70mm l=16mm。

按文献[2]中表12.1键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为

[p]110MPa[]90MPa

按文献[4]中式7-1和式7-3分别验算键的挤压强度和剪切强度

p=4000T/dhl=4000×139.86/40×8×70=23.625<[]

23

B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

=2000T/dbl=2000×139.86/40×12×70=7.875< []

故键的挤压强度和剪切强度满足要求。

选A型普通平键（轴左边一个）

d2240mm68mmL22L2270(5~10)60~65mm

按文献[3]中表15-26初选键128GB/T10952003： b=12mm h=8mm

L=36mm 。

且键的挤压强度和剪切强度满足要求（略）。 （3）低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择；

由前计算结果知：低速轴（3轴）的工作转矩T3=350.24Nm，工作转速n=98.76 r/min。选A型普通平键

80mmL3180(5~10)65~70mm d3138mmL31按文献[3]中表15-26初选键128GB/T10952003：b=12mm h=8mm

L=68mm 。

按文献[2]中表12.1，键的许用挤压应力和剪切应力分别取为

[p]110MPa[]90MPa。

按文献[4]中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度，

p=4000T/dhl=4000×350.24/40×8×68=.38<[]

=2000T/dbl=2000×350.24/40×12×68=21.46< []

故键的挤压强度和剪切强度满足要求。

按文献[2]表10.1工作情况系数KA1.3~1.7取KA1.5 计算转矩 Tca=KaT=1.5*350.24Nm=524.36Nm 选HL型弹性套柱销联轴器，

按文献[3]中表17-11，选HL3联轴器GB/T43232002。许用转矩

[T]710Nm 许用转速[n]3000rmin

因Tca[T],n[n]，故该联轴器满足要求。 选A型普通平键；

112mmL3284mm d3235mmL32按文献[3]中表15-26，初选键128GB/T10952003: b=12mm h=8mm

L=80mm

按文献[2]表12.1键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为[p]110MPa

[]90MPa。

24

按文献[4]中式7-1和式7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度

p=4000T/dhl=4000×524.36/40×8×80=81.39<[]

=2000T/dbl=2000×524.36/40×12×80=27.31< []

故键的挤压强度和剪切强度满足要求。

8箱体上个部分尺寸计算；

按文献[3]表6.5计算箱体的各部分尺寸， 箱座壁厚：箱盖壁厚：箱座凸缘厚：箱盖凸缘厚：平凸缘底座厚：

地脚螺栓直径： df0.036a1221.162地脚螺栓数目： n=4

5轴承旁联接螺栓直径： d10.75df15.871

×（117+137.5）+3=9.3625mm 取8mm ×（117+137.5）+1=6.09mm 取9mm

M18

箱盖与箱座联接螺栓直径： d210.581~12.6972联接螺栓d2的间距： l=150~200mm

轴承端盖螺栓螺钉直径： d38.48~10.581~8.48窥视孔盖螺钉直径： d46.3485

定位销直径： d=（0.7-0.8）d1=(11.11005-12.6972)mm

沉头座锪平深度： 2mm 凸缘 底座 螺栓至外机壁距： 26mm C1min13mm 到凸缘边距离 沉头座直径 C2min11mm D0min20mm 24mm 40mm 轴承旁凸台半径： RC211mm

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B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

轴承旁联接螺栓距： SD2

外箱壁至轴承座端面距： L1=C1+C2+(5-8)=30mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离： 112mm 齿轮端面与内箱壁距离： 210mm 箱盖座肋厚： 6.8mm 箱座肋厚： m=8.5mm

轴承端盖外径： D2D(5~5.5)d3

1轴 87mm 箱体深度：

2轴 118mm 3轴 118mm Hdra30130mm

箱体分箱面凸缘圆角半径： R310mm 端盖 外径D2 内孔径D 外厚e 螺经 螺孔 螺孔直径 内深厚径 密封圈 1轴 122mm 72 12 8 11 25 62 轴径 2轴 122mm 72 12 10 11 35 62 轴径 毡圈40JB/ZQ4606-1986 3轴 135mm 85 12 10 11 45 75 轴径

通气器选用（2型）

取M16×1.5 GB/T5782-2000

D=22mm，D1=19.6mm，S-17mm,L=23mm,l=12mm，a=2mm,d1=5mm,d=20.8mm

杆式油标

取M16 ,d=20.8mm

d1=4mm,d2=16mm,d3=6mm,h=35mm,a=12mm,b=8mm,c=5mm,D=26mm,D1=22mm

视孔盖

取M8,d4=10.83mm ,GB/T5782-2000 R=(5—10)mm, A=100mm,

26

A1=A+5d4=154.15mm, A2=(A+A1)/2=127.075mm, B=B1-5d4=145.85mm, B1=箱体宽-20=200mm， B2=（B+B1）/2=172.925mm

油孔

取M18×1.5

d1=15.8mm ,D=28mm,e=24.2mm,s=21mm,L=27mm,h=15mm,b=3mm,b1=3mm, R=1mm,c=1mm,D=25mm,H=2mm 油孔上的垫圈

取M18×1.5 d=20mm GB/T152.4-1988

箱座吊钩

K=C1+C2=24mm，H=0.8K=19.2mm，h=0.5H=12mm，r=0.25,K=6mm，b=20mm

箱盖吊耳环

d =b=16mm，R=d=16mm，e=16mm，

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B6型带式运输机及二级圆柱齿轮减速器的设计

9参考文献

[1].王旭主编 机械设计课程设计 机械工业出版社 2006. [2].徐锦康主编 机械设计 高等教育出版社 2006． [3].沈世德主编 机械原理 机械工业出版社 2007． [4].单祖辉主编 工程力学 高等教育出版社 2004. [5].王章忠主编 机械工程材料 机械工业出版社 2007. [6].王伯平主编 互换性与测量技术基础 机械工业出版社 2009. [7].左晓明主编 工程制图 机械工业出版社 2007. [8].吉卫喜主编 机械制造技术 机械工业出版社 2008. [9].丁国琴主编 计算机辅助设计组合机床主轴箱.山东农机. 2002. [10].姚永明主编 非标准设备设计 上海交通大学出版社 1999． [11].杨黎明主编 机床夹具设计手册 国防工业出版社. 1996． [12].金振华主编 组合机床及其调整与使用 机械工业出版社. 1990． [13].薛定宇主编 高等应用数学问MATLAB求解 清华大学出版社2004. [14].朱文予主编 机械概率设计与模糊设计 高等教育出版社 2001。

10 设计小结

毕业设计是一个非常重要环节，它可以让我们进一步巩固和加深学生所学的理论知识，通过设计把机械设计及其他有关先修课程（如机械制图、理论力学、材料力学、工程材料等）中所获得的理论知识在设计实践中加以综合运用，使理论知识和生产实践密切的结合起来，使自己受益匪浅。

而且，本次设计是我们学生首次进行完整综合的机械设计，它让自己树立了正确的设计思想，培养了自己对机械工程设计的工作能力；让自己具有了初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力；为自己今后的设计工作打了良好的基础，同时，也锻炼了自己整体思考问题的思维能力。作出了很好的铺垫作用。

通过本次毕业设计，还提高了自己的计算和制图能力；能够比较熟悉地运用有关参考资料、计算图表、手册、图集、规范；熟悉有关的国家标准和行业标准，获得了一个工程技术人员在机械设计方面所必须具备的基本技能训练。

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