带式输送机的传动装置(两级同轴式圆柱斜齿轮减速器)机械设计课程设计

题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减

速器）方案图如下：

65Ⅳ

3 1 —电动机 2—V带传动 3—减速器 4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带

4 ×Ⅲ Ⅱ 1

× ×× 2 Ⅰ

目 录

1. 设计目的„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2 2. 设计方案„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 3. 电机选择„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 4. 装置运动动力参数计算„„„„„„„„„„„„„„„„„7 5.带传动设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„9 6.齿轮设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„18 7.轴类零件设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28 8.轴承的寿命计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„31 9.键连接的校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„32 10.润滑及密封类型选择 „„„„„„„„„„„„„„„„„33 11.减速器附件设计 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„33 13.心得体会 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„34 14参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„35

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1. 设计目的

机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。

课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：

（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意

识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识

去分析和解决机械设计问题的能力。

（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 （3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正

确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，

查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

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2. 设计方案

据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级同轴式圆柱斜齿轮减速器）方案图如下：

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3 1 —电动机 2—V带传动 3—减速器 4—联轴器 5—鼓轮 6—输送带

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技术与条件说明： 1）传动装置的使用寿命预定为 15 年每年按300天计算， 2 班制工作每班按8小 时计算

2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转； 3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；

4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动

件的型式，则允许作适宜的选择；

5）输送带允许的相对速度误差≤±3～5%。 设计要求

1）减速器装配图1张；

2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；

3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写 4）相关参数：F=2050N，V=1.2m，D=300mm。

s 3

设计内容 电动机选择

计算及说明 3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。 3.2 选择电动机的容量 FV 工作机有效功率Pw=,根据任务书所给数据F=2050V， 1000 V=1.2ms。则有： FV20501.2 Pw===2.46KW 10001000 从电动机到工作机输送带之间的总效率为 42 =12345 式中1，2，3，4，5分别为联轴器，轴承，齿轮传动， 卷筒和V带传动效率。据[1]表9.1知1=0.99，2=0.98，3=0.97， 4=0.96，5=0.96，则有： 42 =0.990.980.970.960.96 =0.792 所以电动机所需的工作功率为： Pd= 结 果 0.792 Pw=2.46=3.11KW 0.792Pd=3.11KW nw=76rmin 3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i齿=8~40和带的传动比i带=2~4。则系统的传动比范围 应为：i=i齿i带=（8~40）（2~4）=16~200 工作机卷筒的转速为 nw=601000v6010001.2= d3.14300 76rmin 所以电动机转速的可选范围为 nd=inw=（16~200）76rmin 4

装置运动和动力参数计算

=（1216~12160）rmin 符合这一范围的同步转速有1500rmin和3000rmin两种，但 是综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量和价格因素，决定选 用同步转速为1500rmin的电动机。 据[1]表15.1和15.2可选择Y112M—4电动机，其主要参数如表 3.1所示 表3.1 Y112M—4型电动机主要参数 额定功率/KW 电动机型号 满载转速（rmin） 启动转速最大转矩 额定转速额定转矩 Y112M-4 4 1440 2.2 2.2 中心高/mm 电动机型号 总长/mm 键/mm Y112M-4 112 400 87 4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 nd1440 1）传动装置总传动比 i=18.95 nw76 2）分配到各级传动比 因为i=i带i齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取i带2则i齿9.475在8~40的范围内故合适。分配减速器传动比，因为i齿=i1i2其中i1为齿轮高速级的传动比，i2为齿轮低速级的传动比。故可先取i1=3.64则i2=2.6 4.2 传动装置的运动和动力参数计算 电动机： 转速：n0=1440rmin 输入功率：P0=Pd=3.11KW 输出转矩：T0=9.551046i齿=18.95 i1=3.64 i2=2.6 Pd3.116=9.5510 1440n0 =2.0610Nmm 1轴： 5

n1440转速：n1=0720rmin i带2输入功率：P1=P053.110.962.99KW 输入转矩：T1=T05i带=2.060.962 =3.9610Nmm 2轴： 转速：n2=4n1720197.8rmin i13.64输入功率：P2=P1232.990.980.97 =2.84KW 输入转矩：T2T123i1 3.961040.980.973.64 =1.3710Nmm 3轴： 转速：n35n2197.876rmin i22.6输入功率：P3P2232.840.980.97 =2.69KW 输入转矩：T3T223i2 =1.37100.980.972.6 =3.3910Nmm 卷筒轴： 转速：n卷n376rmin 输入功率：P卷=P321 =2.690.980.99 =2.61KW 输入转矩：T卷T321 55 6

带传动设计

=3.39100.980.99 =3.2910Nmm 表4.1 各轴运动和动力参数 轴 号 电机轴 1轴 2轴 3轴 卷同轴 功率 （KW） 3.11 2.99 2.84 2.69 2.61 转矩（Nmm） 转速（rmin） 1440 720 197.8 76 76 552.0610 3.9610 1.3710 3.3910 3.2910 555445.1 确定计算功率Pca 据[2]表8-7查得工作情况系数KA=1.1。故有： Pca=KAP1.144.4KW 5.2 选择V带带型 据Pca和n有[2]图8-11选用A带。 5.3 确定带轮的基准直径dd1并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径dd1有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径dd1=90mm。 （2）验算带速v，有： 3.14901440 v= 601000601000 =6.87ms 因为6.78ms在5ms~30ms之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径dd2 dd2i带dd1290180mm dd1n0dd1=90mm dd2=180mm 7

5.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld (1)据[2]式8-20初定中心距a0=400mm (2)计算带所需的基准长度 Ld0 (dd1dd2)2 2a0+(dd1dd2)24a0 Ld=1250mm a=403mm z=4 3.14(18090)2 =2400（180+90）+ 2400 =1244mm 由[2]表8-2选带的基准长度Ld=1250mm （3）计算实际中心距 aa0LdLd012501244400 22 403mm 5.5 验算小带轮上的包角 180(dd25.6 计算带的根数z 57.3dd1)167.590 a（1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd190mm和n01440rmin查[2]表8-4a得 P0=1.064KW 据n0=1440rmin，i=2和A型带，查[2]8-4b得 P0=0.17KW 查[2]表8-5得K=0.97，KL=0.93，于是： Pr=(P0+P0)KLK =（1.064+0.17）0.970.93 =1.11KW （2）计算V带根数z z=pca4.4==3.96 Pr1.118

齿轮设计

5.7 计算单根V带的初拉力最小值（F0）min 由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1kgm。所以 (2.5K)Pca （F0）min=500qv2 Kzv (2.50.97)4.4 0.16.782 =500 0.9746.78 =133N 应使实际拉力F0大于（F0）min 5.8 计算压轴力Fp 压轴力的最小值为：  （Fp）min=2z（F0）minsin=241330.99 2 =1053N 5.9 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y112M电动机可知其轴伸直径为d=28mm，故因小带轮与其 装配，故小带轮的轴孔直径d0=28mm。有[4]P622表14-18可知 小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取22mm，由[4]P622表14-18可知其结构为辐板式。 6.1 速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级精度；（GB10095 —88） 3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质） 硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质）硬度为 240HBS，两者硬度差为40HBS； 4）选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数Z2可由Z2=i1 Z1得Z2=87.36，取87；  5）初选螺旋角=14。 2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： 故取4根。 9

d1t32KtT1ddu1ZHZE2() u[H] （1）确定公式中各数值 1）试选Kt=1.3。 2）由[2]图10-30选取区域系数ZH=2.433 3）由[3]图16.2-10可得：1=0.78，2=0.87 则12=0.78+0.87=1.65。 4）由[2]表10-7选取齿宽系数d=1。 5）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T1=3.9610Nmm。 6）由[2]表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MP 7）由[2]图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限124Hlim1=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MP。 8）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90； KHN2=0.95。 9）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为100，安全系数S=1，有 [H]1=KHN1Hlim1=0.9600=540MP SKHN2Hlim2=0.95550=522.5MP S[H]1[H]2540522.5= 22 [H]2= 所以[H]= =531.25MP (2) 计算 1）计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式可得： 10

d1t321.33.96104.642.433189.82() 11.653.64531.254 =39.17mm 2)计算圆周速度。 v=3.1439.17720 601000601000=d1tn1 =1.48ms 3）计算齿宽b及模数。 b=dd1t=139.17=39.17mm mnt=d1tcos=1.58mm Z1 h=2.25mnt=2.251.58=3.56mm b/h=39.17=11.00 3.56 4）计算纵向重合度。 =0.318dZ1tan  =0.318124tan14=1.903 5）计算载荷系数K。 已知使用系数KA=1，据v=1.57ms，7级精度。由[2]图10-8得Kv=1.08，KH=1.417。由[2]图10-13查得KF=1.35，由[2]图10-3查得KH=KH=1.4 故载荷系数： K=KvKAKHKH =11.081.41.417=2.14 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： d1=d1t32.14K=39.173=46.25mm 1.3Kt 7）计算模数mn 11

3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： 2KT1Ycos2YFaYSa mn3 2[F]dZ1 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=11.081.41.35 =2.04 2）根据纵向重合度=1.903，由[2]图10-28查得螺角影响系 数Y=0.88。 3）计算当量齿数。 Z124 Zv1===26.29 cos3cos314 Z287 Zv2==95.29  33coscos14 4）查取齿形系数 由[2]表10-5查得YFa1=2.592，YFa2=20216 5）查取应力校正系数 由[2]表10-5查得YSa1=1.596，YSa2=1.777 6）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE1=500MP， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MP 7）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： KFN1FE10.85500 [F]1===303.57Mp 1.4S KFN2FE20.88380 [F]2===238.86MP 1.4S d1cos46.25cos14 mn===1.86mm 24Z112

YY9）计算大、小齿轮的FaSa ，并加以比较 [F] YFa1YSa12.5921.596==0.01363 303.57[F]1YFa2YSa22.2161.777==0.01649 238.86[F]2 （2）设计计算 422.043.69100.88cos14 mn30.01649 21241.65 mn=1.5 Z130 Z2109 a=108mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 mn =1.5mm，已可满足弯曲疲劳强度，用接触疲劳强度算得分度圆直径d1=46.25mm来计算应有的齿数。于是由： d1cos46.25cos14 Z1= = =29.9 1.5mn 取Z1=30，则Z2i1Z1=3.6430=109 4.几何尺寸计算 （1）计算中心距 a=(Z1Z2)mn(30109)1.5 2cos142cos =107.9mm 圆整为108mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos(Z1Z2)mn 2a(30109)1.5 210814.45 =arccos=14.45 因值在允许范围内，故等参数比用修正 （3）计算大，小齿轮的分度圆直径 d1Z1mn301.546.63mm coscos1413

Zm1091.5 d22n=169.43mm coscos14 （4）计算齿轮宽度 b=dd1146.63=46.63mm 圆整后取B1=47mm，B2=52mm 5. 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数 名称 符号 法面模数 端面模数 法面压力角 端面压力角 螺旋角 齿顶高 齿根高 全齿高 分度圆直径 B147mm B252mm mn mt n t  ha hf h d1 d2 齿顶圆直径 da1 da2 齿根圆直径 df1 df2 db1 db2 基圆直径 中心距 a 14

计算公式及说明 mn1.5mm m1.5m1.55mmcoscos14.45 n20o tantan20 arctanarctan20.6coscos14.45 o14.45 hahanmn11.51.5mm h(hc)m(10.25)1.51.875mm hhh1.51.8753.375mm mz1.530d46.63mm coscos14.45 mz1.5109d169.43mm coscos14.45 dd2h46.6321.549.63mm dd2h169.4321.5172.43mm dd2h46.6321.87542.88mm dd2h169.4321.875165.68mm ddcos46.63cos20.843.59mm ddcos169.43cos20.8158.39mm ntoonotofannnaf111o222oa11aa22af11ff22fob11tob22tamn2(z1z2)(30109)107.9mm2cos2cos14.45o

6.2 低速级齿轮设计 1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮； 2）选用7级精度；（GB10095-88） 3）材料的选择。由[2]表10-1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 二者的硬度差为40HBS； 4）初选小齿轮齿数为Z3=24，大齿轮Z2=2.624=62.4，取 63；  5）初选螺旋角14。 2.按齿面接触疲劳强度设计 2KtT2u1ZHZE2 d3t3() du[H] （1）确定公式内各数值 1）初选Kt=1.3 2）由[2]图10-30选区域系数ZH=2.433 3）由[3]图16.2-10可取：3=0.78，4=0.86 则=34=0.78+0.86=1.64 4）由[2]表10-7选取齿宽系数d=1 5）计算小齿轮传递的转矩： 9.55106P2 T2= n2 69.55102.84 = 197.8 4=13.710Nmm 1 6)由[2]表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MP2 7）由[2]图10-21d按齿面硬度得小齿轮齿面接触疲劳强度极 限Hlim3=600MP，大齿轮的齿面接触疲劳强度极限 Hlim4=551MP 15

8）由[2]图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.90，KHN4=0.95 9）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%。安全系数S=1，有 [H]3=KHN3Hlim3=0.9600 S =540MP [H]4=KHN4Hlim4=0.95550 S =522.5MP 所以[H]=[H]3[H]4540522.5= 22 =531.25MP （2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径d3t。由公式得 421.313.7103.62.433189.82 d3t3() 11.642.6531.252）计算圆周速度 V=3.1461.02197.8 601000601000=d3tn2 =0.632ms 3）计算齿宽b及模数 b=dd3t=161.02=61.02mm d3tcos61.02cos14 mnt==2.47mm Z324 h=2.25mnt=2.252.47=5.56mm b/h=61.02=10.97 5.564)计算纵向重合度 =0.318dZ3tan=0.318124tan14 =1.903 5）计算载荷系数K 16



已知使用系数KA=1，据v=0.632ms，7级精度。由 [2]图10-8得KV=1.02，KH=1.424由[2]图10-13查得KF=1.38，由[2]表10-13查得 KHKF=1.4.故动载系数 K=KAKVKHKH=11.021.41.424 =2.03 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3=d3t32.03K=61.023=70.79mm 1.3Kt7）计算模数mn mn=d1cos=2.86 Z13.按齿根弯曲疲劳强度设计 由[2]式10-17可知 mn32KT2Ycos2dZ12YSaYFa [F]（1）确定计算参数 1）计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.021.41.38 =1.97 2）计算纵向重合度 =1.903，由[2]图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88. 3）计算当量齿数 ZV3=Z324==26.29 33coscos14Z463==69 cos3cos314 ZV4= 4）查取齿形系数 由[2]表10-5查得YFa3=2.592，YFa4=2.239 17

由[2]表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.748 6）由[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE3=500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380MP。 7）由[2]图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.85， KFN4=0.88. 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4。则有： KFN3FE30.85500 [F]3===303.57MP 1.4S KFN4FE40.88380 [F]4==238.86MP 1.4S YFaYSa 9）计算大小齿轮的，并加以比较 [F] YFa3YSa32.5921.596 0.01363 [F]3303.57 YFa4YSa42.2391.748 0.01639 5）查取应力校正系数 [F]4238.86（2）设计计算 5221.971.37100.88cos14mn30.01639 21241.64mn=2mm Z329 Z476 可取mn=2mm，又由于两级中心距相等，所以由Z42.6Z3和a=(Z3Z4)mn以及算得的a=108mm联立解得Z3=29， 2cos Z4=76 4.几何尺寸计算 （1）按圆整后的数值修正螺旋角 =arccos13.53 (Z3Z4)mn(2976)2= 20.92cos =13.53 18



因值相差不多，故参数等不用修正 （2）计算大小齿轮的分度圆直径 d3=Z3mn292==59.7mm coscos13.53Z4mn762=156.3mm coscos13.53 d4= B360mm B465mm （3）计算齿轮宽度 b=dd1=159.7=59.7mm 圆整后取B4=60mm，B3=65mm 5.大小齿轮各相关参数见下表 低速级大小齿轮各相关参数 名称 符号 法面模数 端面模数 法面压力角 端面压力角 螺旋角 齿顶高 齿根高 全齿高 分度圆直径 计算公式及说明 mn mt mtmn2mm mn22.06mmcoscos13.53o n t  ha tarctann20o tanntan20oarctan20.5ocoscos13.53o 13.53o hahanmn122mm hf h hf(hancn)mn(10.25)22.5mm hhahf22.54.5mm d3 d4 d3mnz322959.7mmcoscos13.53omnz4cos d4276156..3mmcos13.53o 齿顶圆直径 da3 da4 da3d32ha59.72263.7mm 齿根圆直径 da4d42ha156.322160.3mmdf3 19

df3d32hf59.722.554.7mm 轴类零件的设计

基圆直径 df4 db3 db4 df4d42hf156.322.5151.3mm db3d3cost59.7cos20.46o55.93mm 中心距 db4d4cost156.3cos20.46o164.44mma a107.9mm 7.1 I轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P1=2.99KW，n1=720rmin， T 1=2.0610Nmm 2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1=46.63mm 而 Ft=42T1220600==884N 46.63d1tanntan20 Fr=Ft=884=332N coscos14.45 Fa=Fttan=884tan14.45=228N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=118，于是得： dmin=A0 ‘dmin22mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=20.33mm， 又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin=22mm，查 [4]P620表14-16知带轮宽B=56.4mm故此段轴长取55mm。 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用[2]图15-1的装配方案 3P12.99=19mm A03n172020

dIII=22mm lIII=55mm I II III IV V VI VII VIII lIIIII=50mm （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与带轮连接的其dIII=22mm，lIII=55mm。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为30mm。故取lIIIII=50mm，因其右端面需制出一轴肩故取dIIIII=29mm。 dIIIII=29mm dIIIIV=35mm lIIIIV=51mm 3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承， 参照工作要求并据dIIIII=29mm，由轴承目录里初选 30207号其尺寸为dDB=35mm 72mm18.25mm故dIIIIV=35mm。又右边套筒长取32.75mm 所以lIIIIV=18.25=32.75=51mm 4）取安装齿轮段轴径为dIVV=40mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为52mm为是套筒端面可靠dVVI=48mm lVVI=10mm 地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取lIVV48mm。dVIVII=45mm 齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=4mm则此处dVVI=48mm。宽度b1.4h取lVVI=10mm 5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30207所以dVIIVIII=35mm，所以此处轴肩高h0.07d取h=5mm故dVIVII=45mm轴肩宽度b1.4h，取lVIVII=8mm，lVIIVIII=22mm （3）轴上零件的周向定位 齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 21

lVIVII=8mm dVIIVIII=35mm lVIIVIII=22mm

dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh87 键槽用键槽铣刀加工长为45mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合H7，同样齿轮与轴的连接用平键12836齿轮与n6H7轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过n6为渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 面面 ca=5.2MP 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH，MV 22

和M的值如下： FNH1=440N FNH2=444N FNV1=208N FNV2=124N MH=27720Nmm MV1=13104Nmm MV2=7788Nmm 22 M1=27720=30661Nmm 131042 M2=2772077882=28793Nmm T1=2.0610Nmm 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据[2] 式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 ca4M12(T3)2W =230661(0.620600)20.1403=5.2MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1 查得[1]=60Mp，ca[1]，故安全。 7.2 III轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P3=2.69KW，n3=76rmin， T3=3.3910Nmm 2.求作用在齿轮上的力 已知低速级小齿轮的分度圆直径为 d3=156.3mm 5 2T323.39105 而 Ft===4338N 156.3d3tanntan20 Fr=Ft=4338=1625N coscos13.53 Fa=Fttan=4338tan13.53=1044N 3.初步确定轴的最小直径 23

dmin36.8mm

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据[2]表15-3，取A0=112，于是得： dmin=A0 dIIIII=45mm 3P32.69=36.8mm 1123n376lIII=82mm dIIIII=45mm lIIIII=50mm dIIIIV=50mm lIIIIV=41.7 显然最小直径处安装联轴器，为使所选轴直径dIII与联轴器的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查[2]表14-1取KA=1.3.则： TcaKAT31.33.39105440700Nmm 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LX3型弹性柱销联轴器。其公称转矩为 1250000Nmm。半联轴器孔径d=40mm，故取dIII=40mm半联轴器长度L=112，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，选用[2]图15-8的装配方案 5mm dVVI=66mm lVVI=10mm I II III IV V VI VII VIII （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径dIIIII=45mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取lIII=82mm. dVIVII=60mm lVIVII=8mm lVIIVIII=21.75mm dVIIVIII=50mm 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为20mm。据 dIIIII =45mm可取lIIIII=50mm。 3）初选轴承，因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承， 24

参照工作要求并据dIIIII=45mm，由轴承目录里初选30210号其尺寸为dDB=50mm 90mm21.75mm故dIIIIV=50mm。又右边套筒长取20mm所以lIIIIV=20+21.75=41.75mm. 4）取安装齿轮段轴径为dIVV=54mm，已知齿轮宽为65mm取lIVV=63mm。齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=6mm则此处dVVI=66mm。宽度b1.4h取lVVI=10mm 5）VI-VII段右边为轴承用轴肩定位，因为轴承仍选用圆锥滚子30210所以dVIIVIII=50mm，所以此处轴肩高h0.07d取h=5mm故dVIVII=60mm轴肩宽度b1.4h，取lVIVII=8mm，lVIIVIII=21.75mm （3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按dIII由[5]P53表4-1查得平键截面bh128键槽用键槽铣刀加工长为63mm。选择半联轴器与轴之间的配H7，同样齿轮与轴的连接用平键1610齿轮与k6H7轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过n6合为渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7.2.1 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH，MV 和M的值如下： FNH1=2199N FNH2=2139N FNV1=260N FNV2=1365N  25

MH=156680Nmm MV1=99986Nmm MV2=18397Nmm 22 M1=156680=185865Nmm 9998622 M2=156680=157756Nmm 18397 T1=3.3910Nmm 图7.2.1 5面 dmin=29.2mm lIII=51mm lIIIII=45mm dIIIII=50mm 面 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据[2] 式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 caM12(T3)2W =2185865(0.6339000)20.1543=17.5MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1 26

查得[1]=60Mp，ca[1]，故安全。 7.3 II轴的设计计算 1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P1=2.84KW，n1=197.8rmin， dIIIIV=50mm lIVV=58mm dIVV=48mm 2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d1=169.43mm d2=59.3mm 2T121.37105 而 Ft1===1617N 169.43d1 tanntan20 Fr1=Ft1=884=608N coscos14.45  Fa1=Fttan=884tan14.45=417N 同理可解得： Ft2=4621N，Fr2=1730N，Fa2=1112N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理 据[2]表15-3，取A0=112，于是得： P22.84 dmin=A03=27.2mm 1123 n2197.8 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故 dmin=29.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为 轴承上同时承受轴向力和径向力，故选用单列圆锥滚子轴承， 参照工作条件可选30206其尺寸为： dDT=306217.25故dIII=30mm右端用套筒与齿轮定 位，套筒长度取33.75mm所以lIII=51mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，转配示意图如下 27

T 1=1.3710Nmm 5

I II III IV V VI （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为47mm，为 了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮 轮毂宽度。故取lIIIII=45mm，dIIIII=50mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴 条件计算得lIIIIV =80mm，dIIIIV=50mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为60mm 可取lIVV=58mm，dIVV=48mm 4）V-VI段为轴承同样选用单列圆锥滚子轴承30206，左端 用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24.5mm则 lVVI =24.5+17.25=41.75mm dVVI=30mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按dIII由 [5]P53表4-1查得平bhL144940 按dIVV得平键截面bhL=144945其与轴的配 H7 合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实 n6 现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸  参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆觉角 见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7.3.1 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C 是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH，MV 和M的值如下： FNH1=2355N FNH2=3883N FNV1=1438N FNV2=900N 28

轴承的寿命计算

MH=274779Nmm MV1=63675Nmm MV2=-2266.6Nmm 22 M1=274779=282060Nmm 6367522 M2=274779(2266.6)=274788Nmm T1=2.0610Nmm 图7.3.1 4面面 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，则根据[2] 式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 caM12(T3)2W29

=282060(0.6137000)0.148322=26.6MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由[2]表15-1 查得[1]=60Mp，ca[1]，故安全。 8.1 I轴上的轴承寿命计算 预期寿命：L'h283001572000h 已知F1a228N,n720r/min 22Fr1RNH44022082486N 1RNV122Fr2RNH44421242461N 2RNV2 查表2-13-7知FsFr/2Y查[2]表13-5得当Fr/2Ye 时，X=0.4，Y=1.6当Fr/2Ye时，X=1，Y=0，其中e0.37,Cr54200N,C0r63500N。则应有： Fs1Fr1/2Y486152N21.6461Fs2Fr2/2Y144N 21.6， “压紧”“放松”判别：Fs2F1aFs1 放松 压紧 故Fa1Fs1152N，Fa2Fs1F1a380N 计算当量载荷：Fa11520.313e，则X=1，Y=0。 Fr1486则有PN 1fp(XFr1YFa1)1.1486535 Fa23800.824e则X=0.4，Y=1.4. Fr2461故P2fp(XFr2YFa2) =1.1（0.44611.6380)=871N 验算轴承：取ft1，圆锥滚子轴承10 3 30

1010106ftc31065420037' Lh2=()()=2.2110>Lh 60nP260720871 故I轴上的两个轴承满足要求。 8.2 II轴上轴承的寿命计算 预期寿命：L'h283001572000h 已知F2a大417N,F2a小1112N,n197.8r/min， 2222Fr1RNVR143823552759N 1NH1 2222Fr2RNVR90038833986N 2NH2 查表2-13-7知FsFr/2Y，查表4-8-26得当Fr/2Ye时， X=0.4，Y=1.6；当Fr/2Ye时，X=1，Y=0，其中 e0.37,Cr43200N,C0r50500N。 2759 Fs1Fr1/2Y862N， 21.63986 Fs2Fr2/2Y1246N 21.6 “压紧”“放松”判别： Fs1F2a小F2a大Fs2 压紧 放松 故Fa2Fs2F2a大F2a小551N，Fa1Fs21246N。 Fa11246计算当量载荷：0.452e，则X=0.4，Y=1.6。 Fr12759 则有P f(XFYF)1.124922741N1pr1a1 Fa2551 0.138e则X=1，Y=0。 Fr23986 故P2fp(XFr2YFa2)1.139864385N 10 验算轴承：取ft1，圆锥滚子轴承， 3 106ftc3106542003 Lh1=()()=1.12108>L'h 60nP607205351101031

键连接的校核

L10h1 106ftc3106432003()()1.73106hL'h60np260197.84385106ftc3106432003()()8.27106hL'h60np160197.8274110101010L10h2 故II轴上的两个轴承满足要求。 8.3 II轴上轴承的寿命计算 预期寿命：L'h283001572000h 已知F1a1044N,n76r/min 22Fr1RNH2199226022214N 1RNV1 Fr222RNH21392136522537N 2RNV2 查表2-13-7知FsFr/2Y查[2]表13-5得当Fr/2Ye 时，X=0.4，Y=1.4当Fr/2Ye时，X=1，Y=0，其中e0.42,Cr73200N,C0r92000N。则应有： Fs1Fr1/2Y2214791N 21.42537Fs2Fr2/2Y906N 21.4 “压紧”“放松”判别：Fs1F1aFs2 放松 压紧 故Fa2Fs1791N，Fa1Fs1F1a1835N 计算当量载荷：Fa118350.828e，则X=0.4，Y=1.4。 Fr12214则有PN 1fp(XFr1YFa1)1.134553801 Fa27910.31e则X=1，Y=0. Fr22537故P2fp(XFr2YFa2) =1.12537=2791N 32

润滑及密封类型的选择 减速器的附件设计

验算轴承：取ft1，圆锥滚子轴承1010 310106ftc3106732003' Lh=()()=4.2107Lh 60nP607638011106ftc3106732003 Lh=()()=1.18107>L'h 60nP260762791 故III轴上的两个轴承满足要求。 9.1 I轴上键的强度校核 查表4-5-72得许用挤压应力为[p]110MPa I-II段键与键槽接触疲劳强度lLb45837mm p10104T42060014.46MPa[p]110MPa dhl22737 故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度lLb361224mm p4T4206007.15MPa[p]110MPa dhl401224 故此键能安全工作。 9.2 II轴上键的校核 查表4-5-72得许用挤压应力为[p]110MPa II-III段键与键槽接触疲劳强度lLb401426mm p4T41370009.56MPa[p]110MPa dhl454926 故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度lLb451431mm p4T41370007.51MPa[p]110MPa dhl4849319.3 III轴上键的校核 查表4-5-72得许用挤压应力为[p]110MPa I-II段键与键槽接触疲劳强度lLb631251mm p4T433900083.1MPa[p]110MPa dhl40851 故此键能安全工作。 IV-V段与键槽接触疲劳强度lLb561640mm p4T433900062.8MPa[p]110MPa dhl54104010.1 润滑方式 齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。 33

心得体会

10.2 密封类型的选择 1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。 3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。 11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表[6]表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为140120和11090。 11.2 油面指示装置设计 油面指示装置采用油标指示。 11.3 通气器的选择 通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表[6]表15-6选M362 型通气帽。 11.4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成1.5外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表[6]表15-7选M201.5型外六角螺塞。 11.5 起吊环、吊耳的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。 11.6 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。 34

参考文献 参考文献 11.7 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。 通过这次课程设计是我第一次把理论知识运用到实际当中，对机械产品设计有了深入的了解，为以后的学习与工作起到了良好的作用。 1. 课程设计运用到了很多知识，例如将理论力学，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，是我对以前学习的知识有了更深刻的体会。 2. 通过可程设计，基本掌握了运用AUTO CAD绘图软件制图的方法与思路，对计算机绘图方法有了进一步的加深，基本能绘制一些工程上的图。 3. 这次课程设计是我的理论水平，构思能力和判断力逐步有所提高，同时提高了分析问题与解决问题的能力，为以后的专业产品的设计打下了坚实的基础。 4. 但是我深知，设计中还有很多不足与错误的地方，还需要继续加强理论学习和思维能力。 1 宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，2008年1月。 2 濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：高等教育出版社，2006年5月。 3 蔡春源主编，机械设计手册齿轮传动，第4版，北京：机械工业出版社，2007年3月。 4 吴宗泽主编，机械零件设计手册，第10版，北京：机械工业出版社，2003年11月。 5 吴宗泽，罗圣国主编，机械课程设计手册，第3版，北京：高等教育出版社。 6 骆素君，朱诗顺主编. 机械设计课程设计简明手册，化学工业出版社，2000年8月. 35

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