带式运输机机械传动装置设计

电子科技大学成都学院

电子工程系

课 程 设 计

题目名称 带式运输机机械传动装置设计 学生姓名祝 韬 学 号 1340840601

专 业 机械设计制造及其自动化 指导教师 李世蓉

2015年12月制

机械设计基础课程设计任书 已知条件 运输带牵引运输带线速驱动滚筒直 力F/N 径D/mm 度v/(m?s?1) 数据 1900 2.4 320 姓名：祝 韬 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机械六班 学号：1340840601 设计题目：设计带式运输机的机械传动装置 运动简图： 原始数据 工作条件及要求： ① 使用期5年，双班制工作，单项传动。 ② 载荷有轻微冲击。 ③ 运送煤、盐、沙等松散物品。 ④ 运输带线速度允许误差为±5% 。 ⑤ 在中等规模机械厂小批量生产。 设计工作量： ① 减速器装配图1张（图幅A0）。 ② 轴类零件工作图1张（比例1:1）。 ③ 齿轮零件工作图1张（比例1:1）。 ④ 设计计算说明书1份。 指导教师：李世蓉 教研室主任（组长）：李世蓉 1

目录

第一章绪论..............................................3 第二章传动装置总体设计方案.....................................4 第三章电动机的选择............................................6 3.1 电动机的选择............................................6 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比........................7 第四章计算传动装置的运动和动力参数............................8 第五章V带的设计..............................................10 5.1 V带的设计与计算.........................................10 5.2 带轮的结构设计..........................................11 第六章齿轮传动的设计.........................................14 6.1 选精度等级，材料及齿数..............................14 6.2计算应力循环次数......................................15 6.3几何尺寸计算.........................................16 6.4校核齿根弯曲疲劳强度.....................................16 6.5主要设计结论.....................................18 6.6齿轮参数总结和计算.....................................18 第七章传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................19 7.1 输入轴的设计...........................................19 7.2 输出轴的设计...........................................22

2

第八章键联接的选择及校核计算..................................27 8.1 输入轴键选择与校核......................................27 8.2 输出轴键选择与校核......................................27 第九章轴承的选择及校核计算....................................28 9.1 输入轴的轴承计算与校核..................................28 9.2 输出轴的轴承计算与校核...................................28 第十章联轴器的选择...........................................30 第十一章减速器的润滑和密封....................................31 11.1 减速器的润滑...........................................31 11.2 减速器的密封...........................................31 第十二章 减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................32 心得.......................................................34 参考文献.......................................................34

3

第一章 绪论

本说明书主要是根据设计任务书的要求，进行一级圆柱齿轮减速器的设计。内容主要包括：

（1）研究设计任务书，明确设计任务和要求，制订设计计划。

（2）传动装置的总体设计，包括设计简图的绘制、动力装置的计算及选择、传动比的分配、各传动轴的转速、功率和转矩的计算等。

（3）传动装置的主体设计，包括齿轮传动的主要参数的设计计算。 （4）装配草图的设计和绘制，包括主要零件的强度计算、结构设计、强度校核、寿命计算等。

（5）装配图的绘制。

（6）零件工作图的设计和绘制。 （7）设计成果检查及设计总结。

在设计过程中运用了《机械原理》、《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《材料力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，因此是一个非常重要的综合性实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理方面的能力。

4

第二章：传动装置总体设计方案

2.1初始数据：

设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据： 运输带牵引力F=1900N。 运输带线速度V=2.4m/s。 驱动滚筒直径D=320mm。， 2.2传动方案的分析和拟定：

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单（一）级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

方案一：二级展开式圆柱齿轮减速器。

优缺点：传动效率高，适用功率和速度范围广，使用寿命长，如果作为减速器结构较复杂，横向尺寸较大，中间轴较长，刚度差，中间轴润滑较困难。

5

方案二：链—单级圆柱齿轮减速器。

优缺点：传动比一般小于5，传动功率可达数万瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛，但链传动部均匀有冲击，根据要求此方案舍去。

方案三：带——单级圆柱齿轮减速器。

优缺点：传动比一般小于10，传递功率大，效率高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛。

根据题目要求及上述分析，采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

6

2.3传动简图：

2.4计算传动装置效率： ?a=????????????

?0.96×0.983×0.98×0.99×0.96 =0.84

?1为V带的效率,?2为轴承的效率,?3为齿轮啮合传动的效率,?4为联轴器的效率,?5为工作装置的效率。

7

第三章：电动机选择

内容 结论 P=4.56kw 3.1电动机选择： 已知速度V=2.4m/s则： 工作机的功率： P=FV/1000 =1900×1.4÷1000 =4.56kw 电动机所需功率： Pd?Pw/?a =4.56÷0.84 =5.43kw 卷筒的转速： nw=60×1000V/πD =60000×2.4÷（π×320） Pd=5.43kw nw= =143.2 r/s 经查（各种传动比的传动比表Ⅱ.6）表按推荐的传动比合理范围，V带传143.2r/s 动的传动比i1=2~3，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=4~6，则总传动比合理范 围为I a=4~18，电动机转速的可选范围为： nd = ia×n = (4×18)×143.2 = 572.8~2577.6r/min。综合考虑电动机和传动装 置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三 n相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速m=1440r/min。 电动机主要外形尺寸： nm= 1440r/min 8

中心高 外形尺寸 地脚螺栓地脚螺栓电动机键尺寸 安装尺寸 孔直径 轴伸出 段尺寸 H L×HD A×B K D×E F×G 132mm 475×315 216×140 12mm 38×80 10×33 电动机主要参数： 电动机型额定功满载转速 堵转转矩 最大转矩 质量 ?1号 率/kw /r.min 额定转矩 额定转矩 /kg Y132S-4 5.5 1440 2.2 2.3 68 以上数据查表机械设计课程设计指导书表‖.186和II.189. 3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 3.2.1总传动比： 由电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为: ia=nm /n =1440÷143.2 =10.06 3.2.2分配传动比： I a=i0×i I a=10.06 式中i、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大， 0 初步取i =2.3，则减速器传动比为: 0 i=I a/i 0 =10.06÷2.3 =4.37 i=4.37 9

第四章：计算传动装置的运动和动力参数

内容 结论 NI= 626.09 r/min nII= 143.27r/min nm = 1440 r/min nⅢ=143.27 r/min pⅠ=5.21 kw PII =5.01kw PIII =4.86kw PI' =5.11kw PII' =4.91kw PIII'=4.76kw 4.1各轴转速： 输入轴：nI = nm/i0 = 1440/2.3 = 626.09 r/min 输出轴：nII = nI/i = 626.09/4.37 = 143.27r/min 电机轴：nm = 1440 r/min 卷筒轴：nⅢ= nII=143.27 r/min 4.2各轴输入功率： 输入轴：PI = Pd×?? = 5.43×0.96 = 5.21kw 输出轴：PII =PI×????? =5.21×0.98×0.98 = 5.01 kw 工作机轴：PIII = PII×????? = 4.7×0.98×0.99 = 4.86 kw 4.3各轴输出功率： 输入轴：PI' = PI×???= 5.21×0.98 =5.11 kw 输出轴：PII' = PII×?? = 5.01×0.98 =4.91 kw 工作机轴：PIII' = PIII×?? =4.86×0.98 =4.76kw 4.4各轴输入转矩： pdTd = 9550× nm =9550×5.43÷1440 =36.01Nm 10

Td =36.01 Nm 所以： 输入轴：TI = Td×i0×???= 36.01×2.3×0.96 = 79.51Nm 输出轴：TII = TI×i×??×?? = 79.51×4.37×0.98×0.98 = 333.71 Nm 工作机轴：TIII = TII×??×?? = 333.71×0.98×0.99 = 323.77Nm 输出转矩为： 输入轴：TI' = TI×?? = 79.51×0.98 =77.92Nm 输出轴：TII' = TII×?? = 333.71×0.98 =327.04 Nm 工作机轴：TIII' = TIII×?? =323.77×0.98 = 317.29Nm TI =79.51Nm TII =333.71 Nm TIII =323.77Nm TI'=77.92Nm TII' =327.04 Nm TIII' = 317.29Nm 运动和动力参数结果整理如下表： 轴名 功率P（kw） 输入 电动机轴 Ⅰ 轴 Ⅱ 轴 卷筒轴

11

转矩T(Nm) 输入 79.51 333.71 323.77 输出 36.01 77.92 327.04 317.29 输出 5.43 5.11 4.91 4.76 转速n r/min 1440 626.09 143.27 143.27 传动比 i 2.3 4.37 1 效率 η 0.96 0.96 0.96 5.21 5.01 4.86 第五章：V带的设计

内容 结论 Pca =6.52 kW 选用A型V带 dd1 = 125 mm 带速合适 dd2 = 315mm Ld = 1940 mm a0≈ 617 mm 5.1V带的设计与计算： 5.1.1确定计算功率Pca： 查（机械设计第九版表8-8）得工作情况系数KA = 1.2， Pca = KAPd = 1.2×5.43kW = 6.516 kW 5.1.2选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用A型（查机械设计第九版图8-11）。 5.1.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd1。查（机械设计第九版表8-9）表，取小带轮的基准直径dd1 = 125mm。 2）验算带速v: ??11v=60×1000=9.42m/s’ π????因为5 m/s < v <30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径: dd2 = i0dd1 = 2.3×125 = 287.5 mm 根据（机械设计第九版表8-9），取标准值为dd2 = 315 mm 5.1.4确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式，初定中心距a0 = 600 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度: 2(d-d π d2d1)Ld0≈2a0+(dd1+dd2)+ 2 4a0π(315?125)2=2×600+ 125+315 + 24×600≈ 1906 mm 查（机械设计第九版表8-2）表选带的基准长度Ld = 1940 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0： a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 600 + (1940 - 1906)/2 mm ≈ 617 mm 按课本公式，中心距变化范围为587.9~ 675.2mm。 12

5.1.5验算小带轮上的包角??：???≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（315 - 125)×57.3°/617 ≈ 162°> 120° 5.1.6计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr： 由dd1 = 125 mm和nm = 1440 r/min，查（机械设计表8-4）表得单根V带传送功率P0 = 1.9096kW。 根据nm = 1440 r/min，i0 = 2.3和A型带，查（机械设计第九版表8-5（机械设计第九版表8-9））表得?P0 = 0.17 kW。 查（机械设计第九版表8-6）表得K? = 0.954，查表8-2得KL =1.02，于是 ??≈162° P0 = 1.9096 kW ?P0 = 0.17 kW Pr = (P0 + ?P0)K?KL K? = 0.954 KL = 1.02 = (1.9096 + 0.17)×0.954×1.02 kW = 2.02 kW Pr =2.02kw z =4 2）计算V带的根数z： z = Pca/Pr q = 0.105 kg/m = 6.516/2.02 F0 =149N = 3.23 FP = 1177N 所以V带根数取4根。 5.1.7计算单根V带的初拉力F0： 查（机械设计第九版表8-3）表得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m， 所以： (2.5-K)P αca2F0 = 500 + qv Kzvα=500(2.5?0.954)×6.516+0.105×9.422 0.954×4×9.42=149N 5.1.8计算压轴力FP： FP = 2zF0sin(?1/2) = 2×149×sin(162/2) =1177N 5.2带轮结构设计 5.2.1小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图： 13

2）小带轮主要尺寸计算： 代号名称 内孔直径d 分度圆直径dd1 da d1 B L 计算公式 电动机轴直径D 代入数据 D = 38mm 尺寸取值 38mm 125mm dd1+2ha (1.8~2)d 125+2×2.75 (1.8~2)×38 130.5mm 72.2mm 63mm 68.4mm (z-1)×e+2×f (4-1)×15+2×9 (1.5~2)d (1.5~2)×38 5.2.2大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 2）大带轮主要尺寸计算： 14

代号名称 内孔直径d 计算公式 输入轴最小直径 代入数据 D = 25mm 尺寸取值 25mm 分度圆直径dd1 da d1 B 315mm dd1+2ha (1.8~2)d (z-1)×e+2×f 315+2×2.75 (1.8~2)×25 (4-1)×15+2×9 320.5mm 47.5mm 63mm L h1 h2 f1 b1 b2 f2 (1.5~2)d 290 0.8h1 0.2h1 0.4 h1 0.8 b1 0.2 h2 3(1.5~2)×25 290 345mm 46.34mm 37.07mm 9.27mm 18.50mm 14.8mm 7.41mm ???????? 5.11626.09×2 0.8*46.34 0.2*46.34 0.4*46.34 0.8*18.50 0.2*37.07

第六章：齿轮传动的设计

内容 结论 15

Z1=24 （1）选择小齿轮材料为45刚（调质），齿面硬度250HBS，大齿轮材料为Z2=105 45钢（调质），齿面硬度为220HBS。 （2）一般工作机器，选用7级精度。 （3）选小齿轮齿数z1 = 24，大齿轮齿数z2 = 24×4.37 =104.88，取z2= 105。 小齿轮材料（4）压力角? = 20°。 为45钢（调2.按齿面接触疲劳强度设计 质），齿面硬（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即 度250HBS，大齿轮材料 32K T ZZZ2为45钢（调 Ht1u±1HEεd ≥ ×× 1t u 质），齿面硬ψd[ζH]度为1）确定公式中的各参数值。 220HBS。 ①试选载荷系数KHt = 1.4。 （2）一般工②计算小齿轮传递的转矩 作机器，选用T1 = 79470 N/m 7级精度。 ③选取（机械设计第九版表10-7）齿宽系数φd = 1。 ④查（机械设计第九版图10-20）图取区域系数ZH = 2.5。 ⑤查（机械设计第九版表10-5）表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。 端面压力角：?a1 = arccos[z1cos?/(z1+2ha*)] = arccos[24×cos20°/(24+2×1)] = 29.841° φd = 1 ZH = 2.5 ?a2 = arccos[z2cos?/(z2+2ha*)] ZE = 189.8 = arccos[105×cos20°/(105+2×1)] MPa1/2 = 22.761° 端面重合度：?? = [z1(tan?a1-tan?)+z2(tan?a2-tan?)]/2π ??= 1.73 = [24×(tan29.841°-tan20°)+105×(tan22.761°-tan20°)]/2π = 1.73 ???? ?重合度系数：Z????? ? ??????????? ?????? ⑦计算接触疲劳许用应力[?H] ?Hlim1 = 600 查（机械设计第九版图10-25d）得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPa ?Hlim1 = 600 MPa、?Hlim2 = 570 MPa。 ?Hlim2 = 570 MPa 6.2计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×626.09×1×5×300×2×8 =9.02×108 6.1选精度等级、材料及齿数 ??????16

大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 9.02×108/4.37 = 2.06×108 查（机械设计第九版图10-23）取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.99、KHN2 = 0.96。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得: KHN1ζHlim1[?H]1 = S= 0.99×600 1= 594 MPa KHN2ζHlim2[?H]2 = S= 0.96×570 1 [?H] = [?H]2 =547.2 MPa V=1.93m/s b=58.99mm = 547.2 MPa 取[?H]1和[?H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 [?H] = [?H]2 =547.2 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d ≥ 1t3 2KTZZZ2Ht1u±1HEε×× u ψd[ζH]??????32×1.4×79.47×10004.27+1?2.5×189.8×0.871?2 = ××14.37?547? = 58.99 mm （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 πdn1t1①圆周速度：v = 60×1000= π×58.99×626.09 60×1000= 1.93 m/s ②齿宽b b = φdd1t = 1×58.99 =58.99mm 2）计算实际载荷系数KH ①查（机械设计第九版表10-2）表得使用系数KA = 1.25。 ②根据v = 1.93 m/s、7级精度，查（机械设计第九版图10-8）图查得动载系数KV = 1.05。 17

③齿轮的圆周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2×1000×79.5/58.99 = 2695 N KAFt1/b = 1.25×2695/58.99 = 57.11 N/mm < 100 N/mm 查（机械设计第九版表10-3）表得齿间载荷分配系数KH? = 1.2。 ④查（机械设计第九版表10-4）表用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KH? = 1.31。 由此，得到实际载荷系数 KH = KAKVKH?KH? = 1.25×1.05×1.2×1.31 =2.06 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 1t3 K32.06H =58.99× = 67.13 mm 1.4KHt K a=1.25 K v=1.05 KH? = 1.2 KH? = 1.31 KH=2.06 m=2mm d1=68mm d2=298mm a=185mm d1 = d及相应的齿轮模数 mn = d1/z1 = 67.13/24 = 2.8 mm 取模数为2mm。 6.3几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d1 = z1m = 24×2 = 68 mm d2 = z2m = 149×2= 298 mm （2）计算中心距 a = (d1+d2)/2 = (68+298)/2 = 183 mm （3）计算齿轮宽度 b = φdd1 = 1×68 = 68 mm 取b2 = 68、b1 = 75。 6.4校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件 2KTYYYF1FaSaε?F = ≤ [?F] 32φmzdn11）确定公式中各参数值 ①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y??0.25+0.75/?? = 0.67?②由齿数，查（机械设计第九版图10-17）图得齿形系数和（机械设计第九版图10-18）图得应力修正系数 YFa1 = 2.15 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.82 YSa2 = 1.95 ③计算实际载荷系数KF 查（机械设计第九版表10-3）表得齿间载荷分配系数KF? = 1.0 根据KH? = 1.31，结合b/h = 10.67查（机械设计第九版图10-13）图得KF?????????18

KF= 2.19 KFN1ζFlim1 [?F]1 = S 0.90×420= 1.4 = 270 MPa KζFN2Flim2 [?F]2 = S 0.92×410= 1.4 = 269.43 MPa 2）齿根弯曲疲劳强度校核 2KTYYY F1FaSaε?F1 = 32 φdmnz1 2×1000×2.19×79.5×2.15×1.82×0.67= 321×2×34 = 98.7MPa ≤ [?F]1 2KFT1YFaYSaY ε?F2 = 32 φdmnz1 2×1000×2.19×79.5×2.05×1.95×0.67= 321×2×34 =100.85 MPa ≤ [?F]2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 6.5主要设计结论 齿数z1 = 34、z2 = 149，模数m = 2 mm，压力角? = 20°，中心距a = 185 mm， 齿宽b1 = 68mm、b2 = 75 mm。 则载荷系数为KF = KAKvKF?KF? = 1.25×1.05×1.0×1.28 = 2.19 ④计算齿根弯曲疲劳许用应力[?F] 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为?Flim1 = 420 MPa、?Flim2 = 410 MPa。 查（机械设计第九版图10-22）图取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.90、KFN2 = 0.92 取安全系数S=1.4，得 19

6.齿轮参数总结和计算 代号名称 模数m 齿数z 齿宽b 分度圆直径d 齿顶高系数ha 顶隙系数c 齿顶高ha 齿根高hf 全齿高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 计算公式 高速级小齿轮 低速级大齿轮 2mm 34 75mm 68mm 1.0 2mm 149 68mm 298mm 1.0 齿数z1 = 34、z2 = 149，模数m = 2 mm，压力角? = 20°，中心距a = 185 mm，齿宽b1 = 75mm、b2 =68 mm。 m×ha m×(ha+c) ha+hf d+2×ha 0.25 2mm 4.5mm 6.5mm 72mm 0.25 2mm 4.5mm 6.5mm 302mm d-2×hf 59mm 289mm 第七章：传动轴和传动轴承及联轴器设计

内容 结论 20

7.1 输入轴的设计 1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 P1 = 5.11 Kw n1 = 626.09r/min T1 =77.9 Nm 7.1.2求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 68 mm则: 2T1Ft = d1= 2×77.9×1000 68= 22900 N Fr = Ft×tan? =22900×tan20° = 833.49 N 7.1.3初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据（减速器设计实例精解表15-3）表，取A0 = 110，得： 3d min = A0× P1 n15.11 626.09= 110×3= 22.15 mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大7%，故选取:d12 = 25 mm 7.1.4轴的结构设计图 Ft= 22900 N Fr = 833.49N dmin = 22.15 mm :d12 = 25mm 21

d23 = 30 mm 挡圈直径D = 34 mm 7.1.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取大带轮宽度II=III段的直径d23 = 31 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径B =68 mm D = 34 mm。大带轮宽度B = 63 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不L12 = 52mm 压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取L12 = 52 选择深沟球mm。 轴承6207 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参d34 = d56 = 35 照工作要求并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，mm 其尺寸为d×D×T = 35×72×17 mm，故d34 = d56 = 35 mm，取挡油环的宽挡油环的宽度为25，则L34 = L56 = 17+25 = 42 mm。 度为25 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做L34 = L56 =42 mm 成一体而成为齿轮轴。所以L45 = B = 75 mm，d45 = d1 = 68 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有L45 = 75 mm d1 = 68 mm 一定距离，取L23 = 58mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 7.1.6轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 48/2+50+17/2 = 82.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 65/2+32+9-17/2 = 65 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 65/2+9+32-17/2 = 65 mm 2）计算轴的支反力： L1=82.5 mm 水平面支反力（见图b）： L2 = 65 mm FtL3FNH1 = L2+L3L3=65mm FNH1 =1350.4 2700.7×65= 65+65N = 1350.4 N FNH2 =1350.4 FtL2FNH2 = L2+L3N FNV1= 22

= 2700.7×65 65+65= 1350.4 N 垂直面支反力（见图d）： FNV1 = = FrL3-Fp(L1+L2+L3) L2+L3982.4×65-1207.63×(82.5+65+65) 65+65FrL2+FpL1 L2+L3982.4×65+1207.63×82.5 65+65= -1482.8 N FNV2 = = = 1257.6 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1350.4×65 Nmm = 87776 Nmm 截面A处的垂直弯矩：MV0 = FpL1 = 1207.63×82.5 Nmm = 99629 Nmm 截面C处的垂直弯矩： MV1 = FNV1L2 = -1482.8×65 Nmm = -96382 Nmm MV2 = FNV2L3 = 1257.6×65 Nmm = 81744 Nmm 分别作水平面弯矩图（c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： M1 = M2 = 22MH+MV1 = 130361 Nmm 22MH+MV2 = 119945 Nmm 作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。，由（机械设计第九版公式14-4）取? = 0.6，则有： Mca = W2M1+(αT1)2 W-1482.8 N FNV2 =1257.6 N MH =87776Nmm MV0 = 99629 Nmm M1 =130361Nmm M2 =119945Nmm ?ca =6.4 MPa ?ca = 23

= 1303612+(0.6×81.02×1000)2 MPa 0.1×603 = 6.4 MPa≤[???] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下： 7.2 输出轴的设计 7.2.1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2 P2 = 4.7 KW n2 = 143.28 r/min T2 = 312.77 Nm 7.2.2求作用在齿轮上的力 2T2已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 240 mm则:Ft = d2= 2×312.77×1000 240= 2606.4 N Fr = Ft×tan? = 2606.4×tan20° = 948.1 N 7.2.3初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，查（减速器设计实例精解表9-8）表，取:A0 = 112，于是得 24

Ft =2606.4 N Fr =948.1 N 轴的材料为45钢，调质处理

dmin=35.9 mm dmin = A0×Tca =469.2 Nm d12 = 40 mm 34.7轴配合的毂= 112× 143.28孔长度为84 = 35.9 mm mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径 d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查（机械设计表14-1）表，考虑转矩变化小， 故取KA = 1.5，则:Tca = KAT2 = 1.5×312.77 = 469.2 Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或 手册，选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm，半 联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。 7.2.4轴的结构设计图 轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm d12=42mm L12=80mm 7.2.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）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，故d23=47mm 取II-III段的直径d23 = 47mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直L23=50mm 径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，为了保证轴端挡d34=d67= 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L略短一些，50mm L34=42mm 现取L12 = 80 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参L67=39mm 照工作要求并根据d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210，d45=52mm L45=66mm 其尺寸为d×D×T = 50mm×90mm×20mm，故d34 = d67 = 50 mm。 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6210型轴承的定位d56=60mm L56=6mm 轴肩高度h = 4mm，因此，取d56 = 60 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 52 mm；齿轮的左端与左轴 承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 68mm，为了使挡油 环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L45 = 56 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面 3 P2 n225

有一定距离，取L23 = 50 mm。 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 7.2.6轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 60/2-2+48.5+58-20/2 = 124.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 60/2+11.5+35-20/2 = 66.5 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）： FNH1 = = FtL3 L2+L32606.4×66.5 124.5+66.5FtL2 L2+L32606.4×124.5 124.5+66.5= 907.5 N FNH2 = = = 1698.9 N 垂直面支反力（见图d）： FNV1 = = FrL3 L2+L3948.1×66.5 124.5+66.5FrL2 L2+L3948.1×124.5 124.5+66.5= 330.1 N FNV2 = = FNH1=907.5 N FNH2 = 1698.9 N FNV1=330.1 N FNV2 =618 N MH =112984Nmm MV = 41097 Nmm M =120226Nmm ?ca=13.4 MPa = 618 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 907.5×124.5 Nmm = 112984 Nmm 截面C处的垂直弯矩： MV = FNV1L2 = 330.1×124.5 Nmm = 41097 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩： M = 22MH+MV = 120226 Nmm 作合成弯矩图（图f）。 26

4）作转矩图（图g）。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取? = 0.6，则有： ?ca = Mca W2M1+(αT3)2 W1202262+(0.6×312.77×1000)2 MPa 0.1×553= = = 13.4 MPa≤[???] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：

27

第八章：键连接的选择及校核计算

内容 结论 平键尺寸为：b×h×L = 8mm×7mm×40mm L' =32 mm 普通平键尺寸为：b×h×l = 16mm×10mm×63mm L' = 47 mm 普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm L' =58 mm 8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×L= 8mm×7mm×40mm， 接触长度:L’= 40-8 = 32 mm 校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[ζP]=50~60MPa， ζp=4T/dnl=4*79.51*1000/(25*7*32)=56.8MPa 因为ζp<[ζP]， 故键是安全的，合格。 8.2 输出轴键选择与校核 1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×L = 16mm×10mm×63mm，接触长度:L' = 63-16 = 47 mm， 校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[ζP]=50~60MPa， ζp=4T/dnl=4*333.71*1000/(52*10*47)=54.6MPa 因为ζp<[ζP]， 故键是安全的，合格。 2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:L' = 70-12 = 58 mm 校核：键的材料用铸钢，查表6-2取许用压力[ζP]=100~120MPa， ζp=4T/dnl=4*323.77*1000/(42*8*58)=66.46MPa 因为ζp<[ζP]， 故键是安全的，合格。

28

第九章：轴承的选择及校核计算

内容 根据条件，轴承预计寿命： Lh = 5×2×8×300 = 24000 h 结论 Lh =24000 h P =833.49 N C =8051.93 N 6207轴承，Cr = 25.5 KN 轴承预期寿命足够 P =798.77 N 9.1 输入轴的轴承计算与校核 1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，查（机械设计第九版表13-5）得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0 所以:P = XFr+YFa = 1×833.49+0 = 833.49 N ε2）求轴承应有的基本额定载荷值C = P 60n1 L 6h10360×626.09=833.49××24000 610= 8051.93N 3）选择轴承型号: 查（机械设计第九版表11-5），选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有： 610?C?10/3Lh = ?P?60n1610?25.5×1000?3 = 60×626.09?833.49?= 7.62×105≥Lh 所以轴承预期寿命足够。 9.2 输出轴的轴承计算与校核 1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0 所以:P = XFr+YFa = 1×798.77+0 = 798.77 N 2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: 29

εC = P 60n1 L 6h10360×143.27= 798.77××24000 610= 4719.84 N 3）选择轴承型号: 查（机械设计第九版表11-5）表，选择:6210轴承，Cr = 35 KN，由（机械设计第九版公式11-3）得 610?C?10/3Lh = ?P?60n1610?35×1000?3 = 60×143.27?798.77?= 9.79×106≥Lh 所以轴承预期寿命足够。

C =4719.84 N 6210轴承，Cr = 35 KN 轴承预期寿命足够 30

第十章：联轴器的选择

内容 结论 Tca =476 Nm LT7型联轴器，联轴器许用转矩为T = 500 Nm，许用最大转速为n = 3600 r/min，轴孔直径为42 mm，轴孔长度为84 mm 10.1载荷计算 公称转矩： T = T2 = 317 Nm 查（机械设计第九版表14-1）KA = 1.5，故得计算转矩为： Tca = KAT2 = 1.5×317 = 476 Nm 10.2型号选择 选用LT7型弹性套柱销联轴器，联轴器许用转矩为T = 500 Nm，许用最大转速为n = 3600 r/min，轴孔直径为42 mm，轴孔长度为84 mm。 Tca = 476Nm ≤ T = 500 Nm n2 = 143.27 r/min ≤ n = 3600 r/min 联轴器满足要求，故合用。

31

第十一章：减速器的润滑和密封

内容 结论 1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿 轮的圆周速度v ≤ 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这 样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上， 借以散热。 浸油润滑 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为选用中负荷了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿工业齿轮油顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于（GB 大齿轮全齿高h = 6.5 mm ≤ 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H5903-2011），为 牌号为150润H = 30+10 = 40 mm 滑油，粘度荐根据齿轮圆周速度查（机械设计第九版表10-8）表选用中负荷工业齿轮油用值为118 cSt （GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。 2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润 滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。 由于大齿轮圆周速度v = 1.82 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成 的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以 维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的脂润滑 1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。选用通用锂在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备基润滑脂 的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。 选用牌号为ZL-1的润滑11.2 减速器的密封 脂。 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱 体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设 置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶 垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封 要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故半粗羊毛毡采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，输出轴与轴承盖间v ＜ 3 密封圈 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。 11.1 减速器的润滑

32

第十二章：减速器附件及箱体主要结构尺寸

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 符号 δ δ1 b1 b b2 df n d1 d2 L 公式与计算 0.025a+3=0.025×185+3=7.625 0.02a+3=0.02×185+3=6.7 1.5δ1=1.5×10=15 1.5δ=1.5×10=15 2.5δ=2.5×10=25 0.036a+12=0.036×185+12=18.66 a≤250时，取n=4 0.75df=0.75×20=15 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×20=10-12 150-200 结果取值 取10mm 取10mm 取15mm 取15mm 取25mm 取M20 取4 取M16 取M12 取150 d3 d4 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×20=8-10 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×20=6-8 取M8 取M6 定位销直径 d df、d1、d2至外箱壁距离 C1 (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×12=8.4-9.6 根据螺栓直径查表 取8mm 取26、22、18 df、d1、d2至凸缘边缘距离 C2 根据螺栓直径查表 取24、20、16 轴承旁凸台半径 R1 C2 取20 33

凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 外箱壁至轴承座端面距离 L1 C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10) 取47 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚

Δ1 ＞1.2δ=1.2×10=12 取12 Δ2 ＞δ=10 取16 m1、m ≈0.85δ=0.85×10=8.5 取9 34

心得

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不可少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这几周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多。通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来．但一想起老师对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯。

这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练．短短几周的课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，明白了实际动手能力的重要．课程设计确实使我你有收获，加上老师的亲切鼓励和帮助，我顺利完成这次课程设计。

最后，我要感谢我的老师，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀．今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪。

参考文献

[1] 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陈立德.机械设计课程设计指导书 [3] 龚桂义。机械设计课程设计图册

[4] 机械设计手册委员会。机械设计手册(新版).北京机械工业出版社2004 [5]张春仪、郝广平、刘敏。减速器设计实例精解。北京机械工业出版社 2009

35

心得

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不可少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这几周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多。通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致．课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱：有2次因为不小心我计算出错，只能毫不情意地重来．但一想起老师对我们耐心的教导，想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现的令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提示自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯。

这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练．短短几周的课程设计，使我发现了自己所掌握的知识是真正如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，明白了实际动手能力的重要．课程设计确实使我你有收获，加上老师的亲切鼓励和帮助，我顺利完成这次课程设计。

最后，我要感谢我的老师，是您的敬业精神感动了我，是您的教诲启发了我，是您的期望鼓励了我，我感谢老师您今天又为我增添了一幅坚硬的翅膀．今天我为你们而骄傲，明天你们为我而自豪。

参考文献

[1] 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05 [2] 陈立德.机械设计课程设计指导书 [3] 龚桂义。机械设计课程设计图册

[4] 机械设计手册委员会。机械设计手册(新版).北京机械工业出版社2004 [5]张春仪、郝广平、刘敏。减速器设计实例精解。北京机械工业出版社 2009

35

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/d5gp.html