带式运输机传动系统设计(5)-机械设计课程设计

湖南工业大学

机 械 设 计 课 程 设 计

资 料 袋

机械工程 学院（系、部） 2013 ~ 20 14 学年第 1 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 职称 教授 学生姓名 专业班级 学号

题 目 带式输送机传动系统设计（5） 成 绩 起止日期 2013 年 12 月 19 日～ 2013 年 12 月 26 日

目 录 清 单

序号 1 2 3 4 5 6 材 料 名 称 课程设计任务书 课程设计说明书 课程设计图纸 资料数量 共1页 共36页 4 备 注 张

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湖南工业大学

课程设计任务书

2013-2014学年第一学期

机械工程 学院 专业 班级 课程名称： 机械设计课程设计

设计题目： 带式输送机传动系统设计（5） 完成期限：自 2013年12月19 日 至 2013年12月26日 内 容 及 任 务 一、设计的主要技术参数： 运输链牵引力（F/KN）：F=1.5KN 输送速度 V(m/s)： V=2m/s 链轮节圆直径D(mm)： D=450mm 工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2～3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。 二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。 三、每个学生应在教师指导下，完成以下任务： （1） 减速机装配图1张； （2） 零件工作图3张（轴，齿轮，V带轮）； （3） 设计说明书1份（6000~8000字）。 起止日期 12.19-12.20 12.20-12.22 12.23-12.26 12.27 工 作 内 容 传动系统总体设计 传动零件的设计计算； 减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书 交图纸并答辩 进 度 安 排 主 要 参 考 资 料 ［1］濮良贵，纪名刚.机械设计［Ｍ］.北京：高等教育出版社，2001. ［2］金清肃.机械设计课程设计［Ｍ］.武汉：华中科技大学出版社，2007.

指导老师（签字）： 年 月 日

系（教研室）主任（签字）： 年 月 日

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机 械 设 计

设计说明书

带式运输机传动系统设计（5）

起止日期： 2013 年 12 月 19 日 至 2013 12月 16 日

学班学成

生姓名 级 号 绩

指导教师(签字)

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目 录

1 设计任务 ………………………………………………………5 2 传动方案分析 ……………………………………………………5 3 原动件的选择与传动比的分配 …………………………………6

3.1选择电动机的类型 .................................................6

3.2选择电动机的转速 .................................................6

3.3选择电动机的功率和型号 ...........................................6 3.4传动比的分配........................................................7

4 传动系统的运动和动力参数的计算 ……………………………7

4.1 各轴的转速 .....................................................7 4.2 各轴的输入功率 ..................................................8 4.3 各轴的转矩 .....................................................8

5 传动零件的计算 …………………………………………………9

5.1普通V带传动的设计 ……………………………………………………9 5.2各种齿轮传动的设计………………………………………………………10 5.2.1圆锥直齿轮传动的设计 ………………………………………………10 5.2.2标准斜齿圆柱齿轮的设计 ……………………………………………13

6.轴的结构设计及计算 ………………………………………16

6.1低速轴的结构设计及计算 ………………………………………………16 6.2中速轴的结构设计及计算 ………………………………………………25 6.3高速轴的结构设计及计算 ………………………………………………27

7.低速轴的寿命校核 …………………………………………30

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7.1低速轴齿轮的载荷计算 ………………………………………………30 7.2 轴承的径向载荷计算 ………………………………………………30 7.3 轴承的动载荷计算 ……………………………………………… 30 7.4 轴承寿命的计算及校核 ………………………………………………30

8.键连接强度校核计算 ………………………………………31

8.1普通平键的强度条件 ………………………………………………31 8.2高速轴上键的校核 ……………………………………………………31 8.3中间轴上键的校核 ………………………………………………………31 8.4低速轴上键的校核 ………………………………………………………31

9.润滑方式、润滑剂以及密封方式的选择 ……………………32

9.1齿轮润滑方式的选择 …………………………………………………32 9.2滚动轴承润滑方式及润滑剂的选择 …………………………………32 9.3密封方式的选择 ……………………………………………………33

10.减速器附件选择与设计 …………………………………33 11.设计总结 ………………………………………………35 12.参考资料 ………………………………………………37

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1设计任务

设计任务如图1.1所示，为用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为±5％；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为2～3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。

已知数据：

传送带的圆周力：F=1500N 带速: V=2m/s 滚筒直径： D=450mm

带式运输机的传动装置如图1-1所示

2.传动方案分析

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abc

d

e图 2-1f总体上考虑一下

首先从

方案，首先去掉涡轮蜗杆的传动方案f，传动效率太低，传动比太大；然后看方案d，其中有根齿轮轴从传动带下面通过，这样对于操作来说就不怎么安全，并且采取两级传动，把两级变速机构分开放置，一个开式一个闭式，不仅占用空间大，而且大大降低了齿轮的使用寿命，也不便于操作。大体上一看仅剩下a、b、c、e三种方案可供选择，由于分组的原因，我就选用方案c来进行分析。

3原动件的选择与传动比的分配

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1-电动机 2-联轴器 3-圆锥圆柱齿轮减速器 4-联轴器 5-滚筒 6-输送带

图3-1 带式输送机传动系统简图

3.1选择电动机的类型

按工作要求求选用Y系列三相异步电动机，电压为220V。

3.2 选择电动机的转速 同步转速1500r/min

3.3 选择电动机的功率和型号

工作机所需有效功率：

传动装置总效率为

0.960.950.82

1234560.992420.970.970.994式中：1----联轴器的效率 2----圆锥齿轮传动效率 3----斜齿轮传动效率 4----滚动轴承的效率 5----运输机平型带传动效率 6----V型带传动效率 电动机所需功率为 PPw常见机械效率见参考资料[2]表3-3

30.823.66Kw

查参考资料[2]表(12-1)初步确定原动机的型号为Y112M-4，额定功率为

P0=4.0kw，满载转速为

定转矩为2.2Nmm，最大PwFv150023kW2.3Nmm。

10001000Pw工作机所需有效功率（kW）F输送带的拉力(N)v带速(m/s)n0=1440

转

矩

转，额

为

3.4 传动比的分配

工作机转速nw601000v601000284.88r/minD450n工作机转速（r/min）D滚筒直径（mm）

v输送带的速度(m/s)

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由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：

in0144016.96nw84.88n0电动机的满载转速nw--工作机所需转速

带传动的传动比：i带2.5 斜齿轮传动比：i斜锥齿轮传动比为

16.96i锥2.26i带i斜32.53m/s

i

4.传动系统的运动与动力参数的计算

将各轴从高速级到低速级依次编号为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴

4.1 各轴的转速

nmn1 i01440r/min

式中：nm——电动机的满载转速；

i0——电动机轴至Ⅰ轴的传动比。

同理，

n1n2i锥n2n3i斜1440637.17r/min2.26637.17212.39r/min34.2 各轴的输入功率

P03.66Kw

PP013.660.993.62Kw

PIIPI23.620.973.51Kw PIIIPII33.510.973.40Kw

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4.3各轴的转矩

将上诉结果列表如表2中以供查用

表2各轴的运动和动力参数

5.传动零件的计算

5.1普通V带传动的

（1）由资料1表（5-20） 根据表（5-20)得

T09550P024.27Nmn0设计

查得KA1.2

P124.01Nmn1T19550T29550PII52.61Nmn2PIIIT39550152.88Nmn3转速n/(r/min) 1440 传动比i 效率η 轴号 电动机轴 Ⅰ轴 功率P/kW 转矩T/（N·m） 3.66 24.27 1 0.99 3.62 24.01 1440 2.26 0.97 Ⅱ轴 3.51 52.61 637.12 3 0.97 Ⅲ轴 工作机轴 3.40 152.88 212.39 1 0.99 212.39 PcKAP1.244.8kW

（2）根据Pc4.8kW,n11440r/min,由图5-11选取A型V带。 （3）由表5-8和5-9，取dd190mm。

第 9 页 601000vdd1n16.78m/s

由式（5-21）得带速

因为v值在5~25m/s,带速合适。

由式（5-23）计算带所需的基准长度

dd2idd12.590225mm根据表5-9，取dd2250mm（4）由式（5-22）初定中心距

0.（7dd1dd2）a0（2dd1dd2）238mma0680mm初取中心距a0500mm.(dd2dd1)2L02a01547mm24a0

由表5-2，取Ld1600mm

由式（5-24）计算实际中心距a (5)

P00.93(dd1dd2)aa0LdL0527mm2dd2dd11180-57.3162.6120a(6)查表5-4，由线性插值法可得 查表5-5，由线性插值法可得

0.17-0.15（1440-1200）0.17kW1450-12001.07-0.93（1440-1200）1.0kW1450-1200P00.15 查表5-6，由线性插值法可得

K0.950.96-0.95（162.6-160）0.955165-160 查表5-2，可得 KL0.99 [P0](P0P0)KKL1.17

Z由式（5-Z26）得V带根数

取整数，故Z=5根。

Pc4.10[P0]（7）查表（5-1）得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,由式（5-27）得单根V

500Pc2.5带的初拉力 F0(1)qv2119NZvK

1(8)由式（5-28）得V带对轴的压力Q为 Q2ZF0sin21178N因dd1300mm,故选腹板式小带轮。

5.2各种齿轮传动的设计

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5.2.1圆锥直齿轮传动的设计计算 1.选择齿轮材料、热处理方法、齿数

（1）根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。选用7级精度。查表7-1取小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度HBS1260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。

（2）取z1=25,z2i锥z157 2.确定材料许用接触应力

（1）确定接触疲劳极限Hlim1，由图7-18（a）查得MQ线得

Hlim1720MPa,Hlim2580MPa

（2）确定寿命系数ZN，小齿轮循环次数

N160n1jLh603001(283008)6.910齿轮循环次数N26.9108/3.22.2108由图7-19查得ZN11,ZN21(3)确定尺寸系数ZX,由图7-20查得ZX1ZX21 (4)确定安全系数SH,由表7-8取SH1.05

(5)计算许用接触应力 [H],按式（7-20）计算得ZNZXHlim1 [H1]686MPaSH

ZNZXHlim2[H2]552MPa

SH

3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 按式（7-35）计算接触强度，其公式为

确定上式中的各计算值如下。 （1）试选载荷系数Kt=1.5 （2）选取齿宽系数Rd134KT1ZHZE2()R(10.5R)[H]0.3

（3）由表7-5得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa （4）由图7-14确定节点区域系数ZH2.5 （5）所需小齿轮直径d1t

d1t4KT1ZHZE2()85.68mm2R(10.5R)u[H]4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆

（1）确定使用系数KA ,接电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，查表7-2,取

第 11 页

KA1.25

（2）确定动载系数KV,计算平均圆周速度

查表7-7，可知选定的7级精度足够，由齿轮的速度与精度查图7-7得KV1.13 (3)确定齿间载荷分配系数K

vmdm1n1601000d1t(10.5R)n16010005.5m/s

（4）确定齿向载荷分布系数

由表7-12取

（5）计算载荷系数

锥距Rd1ti锥21/2105.9mm齿宽初定bRR32mm圆周力计算Ft2000T1659.4NKKAKVKKH2.80 dm1Ft按实际载荷系数修正所算单位载荷计算20.6N/mm100N/mm（6）

b的分度圆直径，由式（7-12）

由表7-11查得K1.2计算得

Kd1d1t3105.50mmKtKH11.1，有效工作齿宽be0.85b,按式（7-34）计算得

（7）试算模数mKH1.5KH11.65d14.22mm z15.齿根弯曲强度计算

YFaYSa4KT1按式（7-38）计算弯曲强度，其公式为 m3[F]222R(10.5R)Z1i锥1确定上式中的各计算值如下：

（1）由图7-21（a）确定弯曲极限应力值，取Flim1300MPa,Flim2220MPa. （2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数YN1YN21 （3）由表7-8确定弯曲疲劳安全系数查得SF1.25

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（4）由图7-23确定尺寸系数，得YX

1

（5）按式（7-22）计算弯曲强度许用应力得

(6)确定齿形系数

300211480MPaSF1.25Flim2YSTYNYX220211[F2]352MPaSF1.25[F1]Flim1YSTYNYX

计算分度圆锥角

1arctani锥66.13

190223.87

计算当量齿数zv1、zv2为

zv1z127.4cos1

zv2z2140.7 cos2

查图7-16得YFa12.60,YFa22.15

（7）确定应力校正系数，根据zv1、zv2由图7-17查得YSa11.60,YSa21.83

YFaYSa（8）计算大小齿轮的值

[F]YFa1YSa1YFa1YSa20.0087,0.01118 [F1][F2]大齿轮的数值大。

（9）将以上各值代入公式计算得

m34KT10.5z22YY[]2.92mm 2i1由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的2.92按表7-9圆整为m=3。再根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径d1=105.5mm,协调相关尺寸参数与尺寸为

锥齿轮分度圆直径为d1=mz1=3*36=108mm,d2=mz2=3*82=246mm

这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。

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d135.17,取z136mz2i锥z182z1

5.2.2标准斜齿圆柱齿轮的设计

1.选择齿轮材料、热处理方法、精度等级及齿数

（1）根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表7-1取小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度HBS1260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2230；两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。 （2）此减速器为一般工作机，速度不高，由表7-7，初定为8级精度。 （3）取z1=24,

z2i斜z172

2.确定材料许用接触应力

（1）确定接触疲劳极限Hlim1，由图7-18（a）查得MQ线得

Hlim1720MPa,Hlim2580MPa

（2）确定寿命系数ZN，小齿轮循环次数

N160n1jLh603001(283008)6.910齿轮循环次数N26.9108/3.22.2108由图7-19查得ZN11,ZN21（3）确定尺寸系数ZX,由图7-20查得ZX1ZX21 （4）确定安全系数SH,由表7-8取SH（5）计算许用接触应力

1.05

[H],按式（7-20）计算得ZNZXHlim1686MPaSHZNZXHlim2[H2]552MPaSH[H1]3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计 按式（7-25）计算接触强度，其公式为

确定上式中的各计算值如下。

（1）初定螺旋角15，并试选载荷系数Ktd132KT1i斜1ZZHZEZ2()Di斜[H]1.3

4（2）小齿轮传递的转矩 T小52.61Nm5.26110Nmm （3）确定齿宽系数，由表7-6选取齿宽系数d（5）由图7-14确定节点区域系数ZH2.43 （6）由式（7-27）可得端面重合度为

0.8

（4）确定材料弹性影响系数，由表7-5得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa

[1.883.211]cos1.2z1z2dz1轴面重合度tan1.63第 14 页

因1,由式（7-26）得重合度系数Z10.780

（7）确定螺旋角系数ZCOS0.98 （8）试算所需小齿轮直径

d

132KT1i斜1ZZHZEZ2()45mmDi斜[H]

4.确定实际载荷系数与修正所计算的分度圆直径

（1）确定使用系数KA ,接电动机驱动，工作载荷有轻微冲击，查表7-2,取

KA1.25

（2）确定动载系数KV,计算圆周速度

查表7-7，可知选定的8级精度合理，由齿轮的速度与精度查图7-7得KV1.15 （3）确定齿间载荷分配系数K

vd1tn26010003.14m/s 齿布

齿宽初定bRd1t36mmKAFt2KAT小单位宽度载荷计算81.2N/mm100N/mmbbd1t由表7-11查得K1.4（4）确定向载荷分系数，由表7-4得

KH1.150.18d23.1104b0.108d21.32

（5）计算载荷系数KKAKVKKH2.66

（6）按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，由式（7-12）计算得

Kd1d1t3Kt57.1mm

（7）试算模数md12.38mm z1第 15 页

5.齿根弯曲强度计算

2KT1cos2YYYFaYSa按式（7-38）计算弯曲强度，其公式为 mn32dz1[F]确定上式中的各计算值如下：

（1）由图7-21（a）确定弯曲极限应力值，取Flim1300MPa,Flim2220MPa. （2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数YN1YN21 （3）由表7-8确定弯曲疲劳安全系数查得SF1.25 （4）由图7-23确定尺寸系数，得YX

1

（5）按式（7-22）计算弯曲强度许用应力得

300211480MPaSF1.25Flim2YSTYNYX220211[F2]352MPaSF1.25[F1]Flim1YSTYNYX（6）确定计算载荷K

初步确定齿高h=2.25=5.36,b/h=8.5

，KKAKVKKF2.66 由图7-12得K1.32(7)确定齿形系数

当量齿数为zv124326.6cos15zv272379.9cos15查图7-16得YFa12.60,YFa22.22

（8）确定应力校正系数，根据zv1、zv2由图7-17查得YSa11.59,YSa21.76

YFaYSa（9）计算大小齿轮的值

[F]

YFa1YSa1YFa1YSa20.0086,0.0112[F1][F2]

大齿轮的数值大。

（10）求重合度系数

tanntan20端面压力角tarctancos1520.7cosarctan基圆螺旋角的余弦值为cosbcoscosn/cost0.97

a1.7当量齿轮端面重合度，由式（7-30）得an1.75 cos2b0.9720.75

按式（7-30）计算Y0.250.679an

第 16 页

（11）由图7-25得螺旋角影响系数Y（12）将上述各值代入公式计算得

0.87

2KT小cos2YYYFaYSamn31.55mm 2dz1[F]

由于齿轮的模数

mn的大小主要取决于弯曲强度，所以将1.55按国标圆整为

mn2。并根据接触强度计算的分度圆直径d1=57.1mm,协调相关参数与尺寸为

d1cos57.1cos15z128m2

z2i斜z132884这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。 6.齿轮几何尺寸计算

（1）中心距azz2mn115.9mm2cos1

把中心距圆整成116mm。（2）修正螺旋角arccosz2mn15.0902a螺旋角变化不大，所以相关参数不必修正。1zz1mn（3）分度圆直径d158.000mmcosz2mnd2174.000mmcos(4)确定齿宽bd10.85846.6mm,取b247mm,b155mm

6.轴的设计计算

6.1低速轴的结构设计及计算：

6.1.1轴上的功率P3，转速N3和转矩T3的计算

在前面的设计中得到

.88Nm152880Nmm P3=3.40kW，n3=212.39r/min, T31526.1.2求作用在齿轮上的力

第 17 页

因已知低速级大齿轮上的分度圆直径为

d4174mm2T3Ft1757.2Nd4tannFrFt662NcosFaFttan474N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向见图6-1

6.1.3 初步确定轴的最小直径

根据资料【1】中的式（12-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。由表12-3，取A0112，于是就有

dminA3

输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径dⅠ-Ⅱ（见图6-2）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。

联轴器的计算转矩

P33.40112328.2mmn3212.39TcaKAT

由表11-1，考虑到转矩变化很小，故取

KA1.3

则：

TcaKAT31.3152880198744Nmm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，根据资料【2】表16-4，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315N·m。半联轴器的孔径d130mm，故取dⅠ-Ⅱ30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度

L160mm。

6.1.4 轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由资料【1】P295所述，故采用资料中的图12-26所示装配方案。

第 18 页

（2）根据

轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。

为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=(0.07-0.1)d,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ36mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D36mm。半联轴器与轴段配合的轮毂孔长度L160mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短一些，现取lⅠ-Ⅱ58mm。

初步选择滚动轴承。因为轴上安装的齿轮为斜齿轮，因考虑存在轴向力，轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据

dⅡ-Ⅲ36mm，由轴承产品目录中初步选取圆锥滚子轴承30308，其尺寸为

dDB40mm90mm23mm

故dⅢ-ⅣdⅦ-Ⅷ40mm，而lVII-VIII23mm

左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据资料【2】可查得da49mm ,因此取 dVI-VII49mm。

（3）取安装齿轮处的轴段直径 dV-V49mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂宽度，故取lVI-VII58mm ，齿轮的左端采用轴环定位，轴环高度h＞0.07d ，故取h=4mm，则轴环处的直径dV-VI52mm ，轴环宽度b1.4h ，取 lV-VI6mm。

（4）设定轴承端盖的总宽度为25mm 。根据轴承端盖的装拆及便与对轴承添加润滑脂的要求取左端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离l30mm,故

第 19 页

取 lII-III57mm。

（5）取齿轮距箱体内壁的距离a16mm ，两齿轮间的距离c20mm 。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s，取

m ，则 s8mm ，已知滚动轴承宽度B23m lIIIIV23mm

（60-58）46.5mm lVII-VIIIBsa lIV-Vacb2s-1094.5mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

3.轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按lⅥ-Ⅶ由资料【1】中表6-1查的平键截面bh14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长略短于轮毂宽度60mm，为50mm，bhL14mm9mm50mm同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为bhL8mm7mm50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，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。参考表12-2，轴端倒角及各轴肩倒角为

245 。

6.1.5 求轴上的载荷

首先根据轴的结构图（图6-2）做出轴的计算简图（图6-1）。在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值（资料【1】图15-23）。对于6208型深沟球轴承，由手册中可查得B/2=9mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距

L2L3149mm63mm212mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6-1）

第 20 页

FtFr

从

(a)TABFNH1L2ωDFNV2L3FtMHFNH1FNH2MHFrFNV1MVMFNV2MVFNH2轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可

FNV1L1C(b)(c)(d)M以看出

(e)TT截面

图 6-1 轴的载荷分布图看图 6-1） 载荷 水平面H 垂直面V C是轴的危险截面。现将计算出截面C处的MH、MV及M的值如表6-1所示（参

FNH1476.86N支反力F FNV1173.55N FNV2410.25N FNH21127.83N

第 21 页

弯矩M MH71052N.mm MV25858.95N.mm 总弯矩 M1M271052225855275611N.mm 扭矩T T3152.88Nm

6.1.6 按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据资料【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取0.6，轴的计算应力

caM12T311.714MPa

W2前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由资料【1】的表15-1查得[1]60MPa。因此ca[1]，所以此轴是安全的。

6.1.7 精确校核轴的疲劳强度

（1）判断危险截面

截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面Ⅴ和Ⅴ处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅴ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必要校核。截面Ⅴ和Ⅴ显然更不必要校核。由资料【1】的第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

第 22 页

（2）截面Ⅴ右侧

抗弯截面系数 W0.1d30.1403mm300mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.2403mm312800mm3 截面Ⅴ右侧的弯矩M为 M7561135N.mm42006N.mm 63.88Nm 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3152截面上的弯曲应力为 bM42006MPa6.56MPa W00T311.28MPa 截面上的扭转切应力 TW轴的材料为45钢，调制处理。由资料【1】中的表15-1查得B0MPa，

1275MPa，1155MPa。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据资料【1】中的附表3-2查取。因为

r1.6D480.04，1.2，经插值后可查得 d40d402.09，1.66

又由资料【1】中的附图3-1可得轴的材料的敏感系数为

q0.78，q0.81

故有效应力集中系数由资料【1】附表3-4所示为

k1q(1)10.78(2.091)1.0702 k1q(1)10.81(1.661)1.5346

由资料【1】中的附图3-2得尺寸系数0.76；由资料【1】中的附图3-3得扭转尺寸系数0.84。

第 23 页

轴按磨削加工，由资料【1】中的附图3-4得表面质量系数为

0.87

轴未经表面强化处理，即q1，则按资料【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为

Kk111.0702111.558 0.760.87k1K11.5346111.976 0.840.87又由资料【1】中的§3-1及§3-2得碳钢的特性系数

0.10.2，取0.15

0.050.1，取0.05

于是，计算安全系数Sca的值，按资料【1】中的式（15-6）～（15-8）则得

S127526.907 Kb1.5586.56S115513.565

Kam1.97611.280.0511.2822ScaSSSS2226.90713.56526.90713.5652212.113S2

故可知其安全。 (3)截面Ⅴ左侧

抗弯截面系数 W0.1d30.1483mm311059.2mm3 抗扭截面系数 WT0.2d30.2483mm322118.4mm3

第 24 页

截面Ⅳ右侧的弯矩M为 M7561135N.mm42006N.mm 63.88Nm 截面Ⅳ上的扭矩T3为 T3152截面上的弯曲应力为 bM42006MPa3.798MPa W11059.2截面上的扭转切应力 TkT36.530MPa WTk0.8k过盈配合处的

，由资料【1】的附表3-8用插值法求出，并取

kk，于

是得

2.850.81.861.488

轴按磨削加工，由资料【1】中的附图3-4得表面质量系数为

0.87

故得综合系数为

Kk112.325112.474 0.87111.637 0.87k1K11.488于是，计算安全系数Sca的值，按资料【1】中的式（15-6）～（15-8）则得

127529.27 Kb2.4743.798SS115525.25

6.5306.530Kam1.8750.0522ScaSSSS2229.2725.2529.2725.252219.1S2

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特

第 25 页

点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样了。 6.1.8 绘制轴的工作图（见附图1）

6.2 中速轴的结构设计及计算

6.2.1 轴上的功率P2、转速N2和转矩T2的计算

在前面的设计中得到

6.2.2 求作用在齿轮上的力

因在前面的设计中得到中速级大齿轮的分度圆直径为

P23.51KWn2637.12rminT252.61Nmd2246mmd22T2而 Ft1427.7N

Fr1Ft1tann161.2Ncos中速级上的小齿轮的分度圆直径为

d358mm2T2而 Ft21814.14Nd3 Fr2Ft2tann660N

因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故

Fa0N

6.2.3 初步确定轴的最小直径

根据资料【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有资料【1】中的表15-3，取A0112，于是就有

dminA3

P219.8mm n2第 26 页

输出轴的最小直径也就是安装轴承处的直径dⅠ-Ⅱ（见图6-4）与轴承的内圈内径相适应，故须同时选取轴承型号。因轴上安装的齿轮为斜齿轮，故选用单列圆锥滚子轴承。根据轴的最小直径，初步选用圆锥滚子轴承30204，其尺寸为

dDB20mm47mm14mm，故得dⅠ-Ⅱ20mm，也可以得dⅤ-Ⅵ20mm。

6.2.4 轴的结构设计

(1)根据轴向定位的要求确定轴的剩余各段直径和长度方案。

1）右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。根据资料【2】可以知道6204型的定位轴肩的高度

由于套筒外径damin26mm，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，套筒外径26mm.

齿轮为非定位轴肩。取dⅣ-Ⅴ22mm和dⅡ-Ⅲ22mm

2）齿轮3的右端与右轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮3的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取lⅣ-Ⅴ63mm。齿轮3的左端采用轴肩定位。轴肩高度h

（0.07dⅣ-Ⅴh0.1dⅣ-Ⅴ）可取一个合适的值h=2.0mm,则dⅢ-Ⅳ26mm。又因为齿轮2与齿轮3要保持一定的距离，由于在前面已说明齿轮2与齿轮3 之间的距离为20mm。故轴lⅢ-Ⅳ20mm。同理齿轮2的左端与左轴承之间采用套筒定位，在前面的设计中已得到齿轮2的齿宽为47mm，故lⅡ-Ⅲ45mm。

4）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为16mm(资料【1】图15-21),考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm(资料【1】图15-21),已知深沟球轴承的宽度为B14mm，齿轮3的宽度为L166mm，齿轮2的齿宽为L247mm，则

lⅠ-Ⅱ16Bs(L2lⅡ-Ⅲ)40mm

lⅥ-ⅦBs16(L1lⅣ-Ⅴ)40mm

至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 (2)轴上零件的周向定位

齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。按dⅡ-Ⅲ26mm由资料【2】中表12-11查的平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同理，按dⅣ-Ⅴ23mm选用平键为8mm7mm56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6 。滚动轴承与轴的周向

第 27 页

定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （3)确定轴上圆角和倒角尺寸

根据资料【1】中的表15-2，由于轴的两端直径一样，故均取倒角为1.045，各轴肩处的圆角半径见图6-3 6.2.5 绘制轴的工作图（见附图2）

6.3 高速轴的结构设计及计算

6.3.1 轴上的功率P1、转速N1和转矩T1的计算

在前面的设计中得到

6.3.2 求作用在齿轮上的力

因在前面的设计中得到高速级齿轮的分度圆直径为

P13.62KWn11440rminT124.01Nmd1108mm2T1Ft1444.6N而 d1Fr1Ft1tann161.8N

Fa0N

第 28 页

6.3.3 初步确定轴的最小直径

根据资料【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有资料【1】中的表15-3，取A0112，于是就有

dminA3P33.62112315.22mmn31440输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径dⅦ-Ⅷ与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。

联轴器的计算转矩

TcaKAT

由资料【1】中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取

KA1.3

则：

TcaKAT11.32401031213Nmm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，根据资料【2】中P159，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315000N.mm。半联轴器的孔径

d120mm，故取d-20mm，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔

长度L138mm。 6.3.4 轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如图6-4

第 29 页

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。

为满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出轴肩，故取

d-III22mm，左端用轴端挡圈定位，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，取l-28mm。

（3）初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。根据d-III22mm，初步选用圆锥滚子轴承30205，其尺寸为dDB25mm52mm16.25mm，故取

dIII-VdVII-VIII25mm。

（4）因把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。根据dIII-V25mm，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，因此取dV-V29mm。

（5）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端盖的外端面与半联轴器间的距离l30mm，故取lII-III50mm。 （6）已知高速轴齿轮轮毂长为45mm，做成齿轮轴，则lV-V45mm。 （7）右端滚动轴承左端与轴肩之间采用轴套定位。轴肩高度h＞0.07d，故取h=2mm，dV-VII29mm。轴环宽度b1.4h，取lV-V4mm。

（8）其他轴段的长度有中间轴确定，取与左轴承接触的套筒长为20mm，与右轴承接触的套筒长为16mm

lIII-V16.52036.5mm

lV-V98（-20-s）86mmlVII-VIII16.51632.5mm

(9)轴上零件的轴向定位

半联轴器与轴的轴向定位采用平键联接，根据d-，查得平键截面

bh6mm6mm，键槽长为25mm，为保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，

选半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 6.3.5 绘制轴的工作图（见附图3）

第 30 页

7.轴承的寿命校核

因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。

7.1低速轴齿轮的载荷计算

由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力： 分度圆直径： 圆周力： 径向力：

d4174mm2T31757.2Nd4tannFr4Ft4662NcosFa4Ft4tan474NFt

7.2轴承的径向载荷计算

低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如上图7-1所示。两个轴承型号均为30308型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷Cr75200N，基本额定静载荷C0r82500N。由上表7.4可得：

Fr1FNH12FNV12476.862173.552507.46NFr2FNH22FNV221127.832410.2521200.1N

7.3轴承的动载荷计算

P1fPFr11.2507.46608.96N P2fPFr21.21200.11440N

7.4轴承寿命的计算及校核

根据资料【1】中表13-3按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期

12000~20000h，取Lh15000h，齿轮转速n=127r/min 。并取寿命LhPP1,P2max1440N。故根据资料【1】中13-5式可算出轴承基本额定寿命为

故轴承绝对安

106C10622800Lh52090960nP601271440315000h全。

第 31 页

8.键联接强度校核计算

8.1普通平键的强度条件

根据资料【1】表6-1中可知，

2T103PPkld k—键与轮毂键槽的接触高度，k0.5h，此处h为键的高度（mm） l—键的工作长度（mm），圆头平键lLb，L为键的公称长度，b为键的宽度（mm）

d—轴的直径（mm）

，根据资料P—键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（MPa）

【1】中表62中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得P110MPa。

8.2高速轴上键的校核

对于齿轮上的键6mm6mm25mm，已知：

T124.01Nm，l25mm，k3mm，d20mm于是得，

p

故该键安全。 8.3中间轴上键的校核

2T118.2MPa＜plkd对于键8mm7mm40mm和8mm7mm56mm只要校核长度较短的，已知：

T252.61Nm，l40mm，d22于是得

故该键安全。

p2T241.27MPa＜plkd8.4低速轴上键的校核

对已bhL14mm9mm50mm知：

T3152.88Nm，l50mm，k4.5mm，d48mm于是得

故该键安全。

第 32 页

p2T328.3MPa＜plkd

对

bhL8mm7mm50mm已知：

T3152.88Nm，l50mm，k3.5mm，d30mm于是得

故该键

p2T358.24MPa＜plkd

安全。

9.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择

9.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择

9.1.1齿轮润滑方式的选择

高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：

v1d1n16010008.14ms中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿

轮的圆周速度：

v2d2n2600008.20ms

低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：

v3d3n260000d4n31.93msv4600001.93ms取vv1，v2，v3，v4max8.20ms，一般来说当齿轮的圆周速度v2m/s时，宜采用油润滑；当v12m/s时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。

9.1.2齿轮润滑剂的选择

根据资料【2】中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：LAN68，运动粘度为：61.2~74.8（单位为：mm2/s）。

9.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择

9.2.1滚动轴承润滑方式的选择

高速轴轴承: d离n12014402.88104rmin＜2105rmin 中间轴轴承：d中n220637.121.2742104rmin＜2105rmin

35低速轴轴承：d低n340212.398.49610rmin＜210rmin

第 33 页

故三对轴承均应采用脂润滑。

9.3密封方式的选择

9.3.1滚动轴承的密封选择

滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。

9.3.2箱体的密封选择

箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。

10.减速器附件的设计

10.1窥视孔及视孔盖

视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2所示。

10.2通气器

通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M16×1.5的通气塞，综上述及根据资料【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图11-2所示。

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图11-通气塞

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图11-2 视孔盖 10.3放油孔及螺塞

为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，以便于放油，根据资料【2】表4-7中选取M18×1.5的外六角螺塞，其结构如下图11-3所示。

图11-3 放油螺塞 10.4油标

油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处。根据资料【2】表4-12中，该减速箱上选用了M12的油标尺，其结构如上图11-4所示。

10.5起吊装置

为便于拆缷和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。根据资料【2】表4-13和表4-14，该减速器选用了M8的吊环螺钉起吊箱盖，选用吊钩起吊箱座，其结构如下图11-5和图11-6所示。

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11-4 油标图

6.启盖螺钉

为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆缷时会因粘接较紧而不易分开，故该减速器采用了M8的启盖螺钉，其结构如下图11-7所示。

图11-5 吊环螺钉

图11-6 吊钩

10.7定位销

定位销用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下两半孔始终保持加工时的位置精度。根据资料【2】表12-12选取圆锥销,其型号为A10×60 GB117-2000，其结构如上图11-8所示。

图11-7 启盖螺栓

图11-8定位销

10.8轴承盖

轴承盖用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用。该减速器采用凸缘式的轴承盖。

11.设计总结

机械设计课程设计是机械课程中一个重要的环节。这一个周的课程设计，使我从各个方面都受到了机械设计的训练。可以说是我们步入大学以来真正意义上的一次机械设计。对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认

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识。并且让我们加深了对机械设计概念的理解，把理论联系了实际，不仅提高了我们机械设计认识以及自身设计方面的综合素质，还为以后我们走向社会、走向工作岗位打下了坚实的基础。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现问题，如：在选择计算标准间是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准确。在设计期间查阅大量的资料，比如机械设计手册、课程设计指导书等等。在整个设计过程中，首先必须得从整体出发，考虑到各个零件之间的联系才能使我们设计的减速器能正确的安装与使用。我设计的是圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器，虽然不算是一个很大的机器，要真正的设计好它，还得有相关方面一定的知识储备，毕竟机械设计是机械工业的基础，是一门综合性很强的课程，它涵盖了我们所学过的机械原理、机械设计、机械设计课程设计、材料力学、工程制图、工程材料、互换性与测量技术等一系列课程。课程设计运用到了很多知识，例如将，材料力学，机械设计，机械原理，互换性与测量技术等，使我对以前学习的知识有了更深刻的体会。

这次机械设计内容涉及大学以来所有与专业课程相关的知识。它是一种很好的把理论与实际结合起来的训练。理论与实际的脱节是我们以前不甚注意的，然而这次的经历令我为此付出了沉重的代价。许多自己认为可行的设计，经过查阅相关手册，通过详细计算，我才发现很多东西都不可以用，不得不修改。可是改则“牵一发而动全身”，设计内容之间环环相扣，修改起来非常麻烦。但经过努力还是完成了。画图也是一样，所有尺寸与结构都有着联系，并且它的数据来自设计说明书，所以还要不时查阅说明书，保证准确性和一致性。

通过可这次课程设计，基本掌握了运用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。在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中海培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题。对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课的理论、提高我们画图的能力、巩固加深我们对机械设计方面的知识方面有着重要的作用。另一方面，设计中还存在不少的错误和缺点，需要我们继续努力学习，掌握更多有关机械设计方面的知识。并且在这些过程中我也深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我会更加努力。

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12.参考资料

[1]《机械设计》，银金光、刘扬主编，清华大学出版社，北京交通大学出版社2012。 [2]《机械设计课程设计》，银金光、刘扬主编，北京交通大学出版社2011。 [3]《机械原理》，朱理主编，高等教育出版社，2003。

[4]《互换性与测量技术》，徐学林主编，湖南大学出版社，2005。 [5]《机械设计手册》，成大先主编，化学工业出版社，2008。 [6]《工程制图》，赵大兴主编，高等教育出版，2004。

[7]《理论力学》第六版，哈尔滨工业大学理论力学教研室编，高等教育出版社，2002。

[8]《材料力学》第四版，刘鸿文主编，高等教育出版社，2003。

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