卷扬机传递装配的设计word格式word格式

*************** **程学院
《机械设计》课程设计说明
设计题目：卷扬机传递装配的
设计
姓名：*****
学号：××××××
班级：机械××
指导老师：××××
目录题目卷扬机传动装置的设计
一.传递方案的选择
1.确定电动机的转速
2.确定传递方案
二.电动机的选择
1.选择电动机类型
2.电动机型号选择及其基本参数
3.传动比传递
三.传动装置动力参数
四.传动零件（皮带轮、齿轮）的设计
1.减速器的高级齿轮
2.减速器的低级齿轮
3.开式齿轮
五.轴的设计和计算
1.材料选择
2.高速轴
3.中速轴
4.低速轴
六.轴、轴承、键的校对
1.高速轴的校对（轴、轴承、键）
2.中速轴的校对（轴、轴承、键）
3.低速轴的校对（轴、轴承、键）
七.减速器箱体、润滑和附件等的设计
1.减速箱设计
2.润滑设计
3.其他附件设计
●总结
●参考文献
卷扬机传动装置的设计
1．设计题目
设计一卷扬机的传动装备，使用期8年，大修期3年，两班工作制。

卷扬机卷筒速度容许误差5%，过载转矩不超过正常转矩的1.5倍。

由一般厂中小批量生产。

传动装备简图如下：
1）卷扬机原始数据
2.设计内容
1）传动方案的分析；
2）电动机的选择（类型、具体型号），传动比分配；
3）传动装置动力参数计算；
4）传动零件（皮带轮、齿轮）的设计；
5）轴的设计和计算；
6）轴承及其组合部件设计；
7）键、联轴器的选择和校核；
8）减速器箱体、润滑和附件等的设计；
9）装配图（2号图纸）、零件图（3号图纸）的绘制；
10）编写设计计算说明书（5000-7000字）。

3.设计要求
1）每人单独一组数据，要求独立认真完成；
2）图纸要求：减速器装配图一张（A2），零件工作图两张（A3，传动零件、轴），应按设计获得的数据用计算机绘图。

一.传动方案的分析 1.确定电动机的转速
1）根据原始数据，卷扬机卷筒的工作转速为：
()min /92.1042.014.3/6024.0D /v n w r =⨯⨯=⋅=π
2）根据生产条件和要求，确定选择Y 系列三相异步电动机，此类电动机同步转速一般有四种，分别是750,1000,1500,3000r/min.，分别按四种不同电动机的同步转速计算出总传动比如下表：
w
m
a n n i =
3）根据上表,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和总传动比，750转的低速电动机虽传动比小，但因其极对数多，转矩较大而要求其外轮廓较大，制造成本价格高，不宜选用。

3000转的电动机跟750转刚好相反，不过传动比大，也使传动装置外轮廓尺寸大，制造成本高，也不适合。

对比1000转跟1500转的电动机，1000转的能使传动装置结构更为紧凑，使传动装置总传动比减小，即传动装置的尺寸、重量减少；另外整个传动装置中包括了开式齿轮传动，开式齿轮只适宜于低速转动，故现在选用1000转的电动机。

2.选择传动方案
如上图，卷扬机传动装置结构为：
减速器-开式齿轮传动
通常开式齿轮传动的传动比范围为6~41
='i ，由于选择了1000转的电动机，则空载时系统总传动比为91.58，算得分配到减速器的传动比范围为
2
i '=15.26~22.89，所以选择二级减速器。

根据工作条件和要求确定选择二级圆齿轮减速器。

验算：二级圆柱齿轮减速器的传动比范围为40~82
='i ，开式齿轮传动的传动比范围为6~41
='i ，则总传动比的范围为240~32='i ，因此满足上面总传动比91.58的要求。

则具体传动方案如下：
电动机-联轴器-二级圆柱齿轮减速器-开式齿轮-卷筒
二.电动机的选择
1.选择电动机类型
生产单位一般用三相交流电源，Y 系列三相笼型异步电动机结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便。

按照工作条件和要求，选用Y 型笼型三相异步电动机,封闭式结构。

2.电动机型号选择及其基本参数
工作机的功率24.31000
24
.0135001000＝＝⨯⋅=v F p w KW
卷扬机传动装置包括的传动副：联轴器、圆柱齿轮、滚到轴承、开式齿轮、卷筒。

根据下面的传动副效率值表选择传动效率值。

所以，效率的选择如下：
1）联轴器传动效率： η 1 = 0.99 （联轴器个数为1）
2）滚动轴承传动效率： η2= 0.99 （滚动轴承对数为4）
3）8级精度圆柱齿轮传动效率： η 3 = 0.97 （圆柱齿轮个数为2）
4）9级开式齿轮的传动效率： η 4 = 0.96 （开式齿轮个数为1）
5）卷筒的传递效率： η 5 = 0.96 （卷筒个数为1）
所以，传动装置总效率为：
83.0544
3221＝ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=
则工作机所需电动机功率9.383
.024
.3＝＝
η
w
d p p =
KW 为了使载荷平稳，电动机额定功率ed p 应该略大于d p 。

由Y 系列电动机技术数据，选取电动机的额定功率ed p 为4KW,结合其同步转速，根据Y 型电动机详细参数表（附）：选定电动机的各项参数如下：
1）同步转速： 1000r/min 六级电动机 2）型号： Y132M1-6 3）额定功率： 4KW 4) 满载转速（m n ）： 960r/min 5）堵转转矩/额定转矩： 2.0 6）最大转矩/额定转矩： 2.2
3.传动比分配
1）确定传动装置总传动比
由选定的电动机满载转速m n 和工作机主动轴转速w n ，得传动装置总传动比为：
91.8792
.10960===
w m a n n i 2）分配各级传动比
开式齿轮的传动比范围为6~4，取开式齿轮的传动比8.4=i 。

则减速器的传动比31.188
.491.870===
i i i a
根据二级圆柱齿轮减速器传动分配表，两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比
1.531.184.14.11=⨯=i i ＝，则低速级的传动比为6.31
.531.1812===
i i i
三.传动装置动力参数
1.按电动机轴至工作机传递路线，得到各轴的运动和动力参数得： 1）各轴转速 m n =1n
1
2n i n m
=
1i 为圆柱齿轮减速器高速级的传动比 2
13n i i n m
=
2i 为圆柱齿轮减速器低速级的传动比
=4n i
i i n m
21 i 为开始齿轮传动比
2）各轴输入功率 d 1P P =η1
12P P =η2η
3
23P P =η2η 3
34P P =η2η
4
代入数据得： =1n 960 r/min
12n i n m =
=24.1881.5960= r/min 213n i i n m =
=29.526
.3*1.5960= r/min =
4n i i i n m 21==0
.5*6.3*1.5960
10.89r/min d 1P P =η
1
=3.9*0.99=3.86KW
12P P =η2η 3
=3.86*0.99*0.97=3.70 KW 23P P =η2η
3
=3.70*0.99*0.97=3.55 KW 34P P =η2η
4
=3.55*0.99*0.96=3.37 KW
3)各轴输出转矩:
T 1 = 9550*(
11n P )=9550*(960
86.3)=38.40 N·m T 2 = 9550*(
22n P )=9550*(24.18870.3)=187.71 N·m T 3 = 9550*(
33n P )=9550*(29
.5255.3)=648.36 N·m
T 4 =9550*(
44n P )=9550*(89
.1037.3)=2955.33 N·m 4)各轴的输入转矩：（相临轴的输出功率分别为输入功率乘轴承的0.99） 电动机输出转矩：T d =9550*（
m d n P ）=9550*（960
9
.3）=38.80 N·m 1T '= T d *η1 =38.41N ·m 2T '= 1T ' *1i η2η 3 =188.11N ·m 3T '= 2T ' *2i η2η
3
=650.31N·m
4T '= 3T '*i η2η 4 =2966.66 N·m
四. 传动零件（皮带轮、齿轮）的设计
1.减速器的高速级齿轮
1.选定齿面类型、精度等级、材料
根据工作机的工作要求和条件、装置的传动方案，选择直齿圆柱齿轮，8级精度（GB 10095—88）。

根据表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 ，二者材料硬度差为40HBS 。

2.选择齿轮齿数
初选小齿轮为Z 1=25，则大齿轮齿数Z 2 =127.5，取Z 2 =128。

3.按齿轮接触强度设计
由设计计算公式[]32
11132.2⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅±⋅≥H E d t z KT d σμμφ进行试算
1）试选载荷系数t K =1.3
2）小齿轮的转矩1T =3.841mm N ⋅⨯410 3) 由表10-7选取d φ=1
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数21
8.189MPa Z E =
5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5701lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5002lim =σ 6）由式10-13计算应力循环次数
()91110212.283008219606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
89210337.41.5/10212.2⨯=⨯=N
7） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数9.01=HN K ；96.02=HN K 8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1,由式（10-12）得
[]MPa S
K H HN H 5135709.01
lim 11=⨯=⋅=σσ
[]MPa S
K H HN H 48050096.02
lim 22=⨯=⋅=σσ
5.计算
1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H σ中较小的值
[]32
11132.2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅±⋅≥H E d t z KT d σμμφ =32
4
4808.1891.51.6110*841.3*3.132.2⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅⋅=48.85mm
2）计算圆周速度v
=
=
1000*60n v 11t d π1000
*60960
*85.48π =2.45m/s
3）计算齿宽b
b=d φt d 1=1*48.85=48.85mm
4）计算齿宽与齿高之比
h b 模数 t m = 1
1t z d = 48.85/25 = 1.95mm 齿高 h =2.25*t m =2.25*1.95=4.40mm h b = 4.40
48.85 =11.10 5）计算载荷系数
根据v=2.45m/s ，8级精度，由图10-8查得动载系数V K =1.15
直齿轮，αH K =αF K =1
由表10-2查得使用系数A K =1
由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，βH K =1.4526 由h
b =11.10，βH K =1.419查图10-13得βF K =1.30;故载荷系数 K=βαH H V A K K K K =1*1.15*1*1.4526=1.67
6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a ）得
1d =3t 1⋅K K d t =48.8533.167.1⋅=53.07mm
7）计算模数m m=11z d =2553.07=2.12mm ， 6.按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）的弯曲强度的设计公式为
[]3a a 211
z 2m ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅≥F S F d Y Y KT σφ (1)确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1F =470Mpa ;大齿轮的弯曲强
度极限为FE2F =410Mpa 。

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数FN1K =0.84;FN2K =0.88
3)计算弯曲疲劳许用应力。

去弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
1][F σ =S K 1FN1FE σ = 1.4
470*0.84=282Mpa 2][F σ =
S K 2FN2FE σ = 1.4410*0.88=257.71 Mpa 计算载荷系数K
K =βαF F V A K K K K =1*1.15*1*1.30=1.495
5)查取齿形系数
由表10-5查得Fa1Y =2.62 Fa2Y =2.2024
6）查取应力校正系数
由表10-5查得 Sa1Y =1.59 Sa1Y =1.8124
7)计算大、小齿轮的]
[Y F a Fa σS Y 并加以比较 1F a1Fa1][Y σS Y =282
1.59*
2.62=0.01477 2F a2Fa2][Y σS Y =257.71
1.8124*
2.2024=0.01545 大齿轮的数值大。

（2）设计计算 []3a a 211
z 2m ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅≥F S F d Y Y KT σφ=3201545.0*2538410*495.1*2⋅=1.42mm 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，仅与齿轮直径有关，由于模数标准值 1.5mm 的齿轮载荷能力小，故取弯曲强度算得的模数1.42并以圆整为标准值2.0mm ，
按接触强度算得的分度圆直接1d =53.07mm 。

算得小齿轮的齿数
1z =m d 1=2
53.07=26.523 取27 所以大齿轮 2z =5.1*27=137.7 取138
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲强度。

7.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
1d =m z 1=27*2.0=54mm
2d =m z 2=138*2.0=276mm
（2）计算中心距 a =2d d 21+=2
27645+=165mm （3）计算齿轮宽度 b= d φ1d =1*54=54mm
取1B =60mm 2B =54mm
2.减速器的低速级齿轮
1.选定齿面类型、精度等级、材料
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 ，二者材料硬度差为40HBS
2.选择齿轮齿数
初选小齿轮为Z 1=25，则大齿轮齿数Z 2 =90
3.按齿轮接触强度设计
由设计计算公式[]32
11132.2⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅±⋅≥H E d t z KT d σμμφ进行试算 1）试选载荷系数t K =1.3
2）小齿轮的转矩1T =187.71mm N ⋅⨯410 转速n=188.24r/min
3) 由表10-7选取d φ=1
4）由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPa Z E =
5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5701lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5002lim =σ
6）由式10-13计算应力循环次数
()81110337.4830082124.1886060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
88210205.16.3/10337.4⨯=⨯=N
7） 由图10-19查得接触疲劳寿命系数96.01=HN K ；98.02=HN K
8） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S=1,由式（10-12）得
[]MPa S K H HN H 2.54757096.01lim 11=⨯=⋅=σσ
[]MPa S K H HN H 49050098.02lim 22=⨯=⋅=σσ
5.计算
1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H σ中较小的值
[]32
11132.2⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅±⋅≥H E d t z KT d σμμφ =3244908.1896.36.4110*771.18*3.132.2⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅⋅=83.51mm 2）计算圆周速度v
==1000*60n v 11t d π1000
*6024.188*51.83π =0.823m/s 3）计算齿宽b
b=d φt d 1=1*83.51=83.51mm
4）计算齿宽与齿高之比
h b 模数 t m = 1
1t z d = 83.51/25 = 3.34mm
齿高 h =2.25*t m =2.25*1.95=7.52mm h b = 7.52
83.51 =11.10 5）计算载荷系数
根据v=0.823m/s ，8级精度，由图10-8查得动载系数V K =1.07
直齿轮，αH K =αF K =1
由表10-2查得使用系数A K =1
由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，βH K =1.464 由h
b =11.10，βH K =1.464查图10-13得βF K =1.28;故载荷系数 K=βαH H V A K K K K =1*1.07*1*1.464=1.566
6)按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a ）得
1d =3t 1⋅K K d t =83.5133.1566.1⋅=88.85mm
7）计算模数m m=11z d =2588.85=3.55mm ， 6.按齿根弯曲强度设计
由式（10-5）的弯曲强度的设计公式为
[]3a a 211
z 2m ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅≥F S F d Y Y KT σφ (1)确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FEI F =470Mpa ;大齿轮的弯曲强度极限为FE2F =410Mpa 。

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数FN1K =0.88;FN2K =0.90
3)计算弯曲疲劳许用应力。

去弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
1][F σ =S K 1FN1FE σ = 1.4
470*0.88=295.43Mpa 2][F σ =
S K 2FN2FE σ = 1.4410*0.90=263.57Mpa 计算载荷系数K
K =βαF F V A K K K K =1*1.07*1*1.28=1.37
5)查取齿形系数
由表10-5查得Fa1Y =2.62 Fa2Y =2.20
6）查取应力校正系数
由表10-5查得 Sa1Y =1.59 Sa1Y =1.78
7)计算大、小齿轮的]
[Y F a Fa σS Y 并加以比较 1F a1Fa1][Y σS Y =295.43
1.59*
2.62=0.01410 2F a2Fa2][Y σS Y =26
3.57
1.78*
2.20=0.01486 大齿轮的数值大。

（2）设计计算 []3a a 211
z 2m ⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅≥F S F d Y Y KT σφ=3201486.0*25187110*37.1*2⋅=2.30mm 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，仅与齿轮直径有关，故取弯曲强度算得的模数
2.30并以圆整为标准值
3.0mm ，按接触强度算得的分度圆直接1d =88.85mm 。

算得小齿轮的齿数
1z =m d 1=3
88.85=29.3 取30 所以大齿轮 2z =3.6*30=108
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度又满足了齿根弯曲强度。

7.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
1d =m z 1=30*3=90mm
2d =m z 2=108*3=324mm
（2）计算中心距 a =2d d 21+=2
32490+=207mm （3）计算齿轮宽度 b= d φ1d =1*83.51=83.51mm
取1B =90mm 2B =84mm
3.开式齿轮
1）材料选择及确定许用应力
小齿轮用HT300，齿面硬度为250HB ，大齿轮用HT200，齿面硬度为225HB 。

查表6-12得：1lim H σ=380Mpa ；2lim H σ=350；H S =1.1，则
][1H σ=H 1
lim S H σ=1.1
380=345.45Mpa ][2H σ=H 2
lim S H σ=
1.1350=318.18 Mpa 查图6-13得：1lim F σ=91Mpa 2lim F σ=78Mpa ；F S =1.4，则
][1F σ=F 1
lim S F σ=1.4
91=65 Mpa ][2F σ=F 2
lim S F σ=
1.478=55.71 Mpa 2）按齿轮弯曲强度设计
齿轮按9级精度制造。

查表6-22，取载荷系数K=1.2，齿宽系数取a ϕ=0.2。

取小齿轮1z =18 ，则2z =18*4.8=84.6，取85
查图6-7，齿形系数1F Y =3.2 ; 2F Y =2.24 则
][F11σF Y =
652.3=0.049 ; ][22F F Y σ=55.7124.2=0.040 取][F11
σF Y 设计
模数 3
121a 11][1i 4m ⋅±≥F F Z Y KT σϕ）（=32049.0*81*5.8*.20648360*2.1*2⋅=5.87 考虑磨损，模数要加大10%，即m=1.1*5.87=6.457
查表6-7 取m=6.5mm
则 中心距：a=2m （21Z Z +）=2
6.5(8518+)=334.75mm 齿宽： b=a ϕa=0.2*334.75=66.95mm
取mm 72b 1= =2b 67mm
3）几何尺寸
分度圆直径 11m d Z ==6.5*18=117mm
22m d Z ==6.5*85=552.5mm
齿顶高 mm 5.6m h a ==
齿根高 m 25.1h f ==8.125 mm
齿顶圆直径 a 1a1h 2d d +==117+13=140mm
a 2a2h 2d d +==552.5+13=565.5mm
齿根圆直径 f 1f1h 2d d +==117+16.25=143.25mm
f 2f2h 2d d +==552.5+16.25=568.75mm
五.轴的设计和计算
1.选择材料材料选用45钢，调质处理，根据表10-1，抗拉强度极限B σ=650Mpa ，弯曲疲劳极限应力1-σ=300Mpa
1）计算基本直径d min
根据表15-3，取0A =112，则初步确定轴的最小直径：
高速轴：d min = A 8.17960
86.31123＝⨯mm
中间轴：d min = A mm 23.3224
.18870.31123＝⨯
低速级：d min = A mm 69.4529
.5255.31123＝⨯
工作机轴：d min = A mm 76.7589.1037.31123＝⨯ 2.高速轴
2）结构简图
1）计算基本直径d min
根据表15-3，取0A =112，则初步确定轴的最小直径：
一轴d min = A 8.17960
86.31123＝⨯ 选用TL4弹性套柱联轴器，L=52， 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=36 由于安装联轴器处有键，故轴需加大（4~5%）。

则m m 69.1805.18.17d =⨯≥ 所以取轴的最小轴径为d min =20mm
3）确定各轴段直径
①段：mm 20d 1φ= 估算
②段：mm 24d 2φ= h 2d d 12+= 取10.1d h =
③段：φ=3d 30mm 与轴承（轻系列深沟球轴承16006）配合
④段：mm 34d 4φ=
⑤段：mm 40d 5φ= h 2d d 45+= 齿轮轴向固定 ⑥段：φ=6d 36mm 轴承轴向固定
⑦段：mm 30d d 37φ==
4）确定箱体内宽
由于箱体有旋转件，两侧六10~20mm ，考虑铸件制造不精确，要将箱体内宽度圆整到整数。

因为齿轮宽度mm 54b 2=，则取mm 60b 1=，故箱体的内宽度 W=60+2*（10~20）+90 =170~190 取W=190mm
5）确定轴上各轴段长
①段：mm 34l 1= 选用TL4弹性套柱联轴器半联轴器与轴配合的毂孔长度
L=36mm
②段：mm 69l 2= （外露尺寸30mm+箱体55 - 挡油环深箱体5 - 轴承宽度 9-
轴承外伸2mm ）
③段：mm 133l 3= （外伸2mm+轴承宽9+深向挡油环5+动与不动零件间的距离
15+低速级小齿轮尺寸90mm+17mm ）
④段：=-
=）（3~2b l 460-2=58 ⑤段：mm 5h 4.1l 5==
⑥段：6l =15mm
⑦段：mm 11l 7=（外露尺寸2mm+轴承宽9mm ）
总轴长L=mm 32511155581336934l l l l l l l 7654321=++++++=++++++ 轴承间距=ab l W+2*5+2*
29=209mm
3.中间轴
1）结构简图
2）确定各轴段直径
①段：35d 1= 与轴承（轻系列深沟球轴承6407）配合 ②段：mm 42d 2= 42h 2d d 12=+= ③段：50d 3=mm 50h 2d d 23=+= ④段：mm 42d d 24== ⑤段：mm 35d d 51== 3）确定各轴的长度
①段：43mm l 1=）油环深向挡轴承宽（外露尺寸H 5mm +21mm +2mm +H=15mm
轴承6307 35*80*21
②段：mm 52l 2= （高速级大齿轮宽度54-2=52mm ） ③段：mm 20l 3= （两个齿轮之间的间隔）
④段：mm 88l 4= （低速级小齿轮宽度90-2=88mm ） ⑤段：43mm l 5=
总轴长：L=43+52+20+88+43=246mm 轴承间距=ab l W+2*5+2*2
21
=221mm 4.低速轴 1）简图如下
2）确定各轴段直径
①段：mm 55d 1= 与轴承（轻系列深沟球轴承16011）配合 ②段：mm 65d 2= h 2d d 12+= ③段：mm 75d 3= h 2d d 23+= ④段：65d d 24==
⑤段：mm 55d 5= 与轴承（轻系列深沟球轴承16011）配合 ⑥段：mm 53d 6=
⑦段：mm 50d 7= mm 4869.4505.1d 05.1d m in 7=⨯=⨯≥ 取50mm 3）确定各轴的长度
①段:mm 36l 2= ）5H mm 41轴承宽+2mm （外露尺寸
++H=15m ②段：mm 82l 2= （低速级大齿轮宽度84-2=82mm ） ③段：mm 8l 3= mm 85.5*4.1h 4.1l 3=== ④段：mm 70l 4=
⑤段：mm 36l 5= （外露尺寸2mm+轴宽14mm+深向挡油环5mm+H=36mm ） ⑥段：mm 64l 6= （外露尺寸30mm+箱体55mm - 挡油环深箱体5mm - 轴
承宽度 14mm-轴承外伸2mm ）
⑦段：mm 65l 7= （与开式齿轮小齿轮配合67-2=65mm ）
总轴长L=mm 3616564367088236l l l l l l l 7654321=++++++=++++++
六.轴、轴承、键的校对 1.高速轴的校核 a.高速齿轮段
圆周力 N T 22.142254
1040.382d 2F 3
11t =⨯⨯== 径向力 N 7.65136.022.1422tan F F 1t 1r =⨯==α
扭矩 T 1=38.40N ·m
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。

因此，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构设计以及弯矩和扭矩图中
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）的强度。

根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应变。

应取0.6α=，轴的计算应力为
MPa W
T M ca 9.8)(2
21=+=
ασ
已知选用轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[1σ-]=60MPa 。

因此
1[]ca σσ-<，故安全。

精确校核轴的安全 由轴的轴径d=32mm ，可知
抗弯截面系数W=0.1d 3=0.1×303=2700mm 3 抗扭截面系数W T =0.2 d 3=0.2×303=5400 mm 3 截面上的弯曲应力b σ=M/W=2.52Mpa 截面上的扭转切应力T τ= T/ W T =7.11Mpa
轴的材料为45钢，调质处理。

查表15-1得B σ=640Mpa,1-σ=275Mpa,1-τ=155Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按表r/d=1.6/30=0.05,D/d=32/30=1.06,,经插值后可查得σα=0.725，τα=0.22 轴的材料的敏性系数为q σ=0.82 q τ=0.85 故有效应力集中系数为k σ=1+ q σ(σα-1)=0.7745 k τ=1+ q τ(τα-1)=0.337 由尺寸系数σε=0.82.扭转尺寸系数τε=0.78 轴按磨削加工，可得表面质量系数σβ=τβ=0.92 轴未经表面强化处理，即q β=1，则得综合系数为 K σ= k σ/σε+1/σβ-1=1.03 K τ= k τ/τε+1/τβ-1=0.52
碳钢的特性系数σϕ=0.1~0.2，取σϕ=0.1 τϕ=0.05~0.1，取τϕ=0.05
计算安全系数S ca 值，则得：
S σ=1-σ/（K σa σ+σϕm σ）=105.9 S τ=1-τ/（K τa τ+τϕm τ）=76.15 S ca =（S σS τ）/（S σ
2
+ S τ2）2/1=61.8>>S=1.5
高速轴轴承的校核：
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则
N F V r 445.71=，N F V r 976.52= N F H r 16.171=，N F H r 501.432= N F r 4451=
对于深沟球轴承16006，按表13-7，16006的基本额定载荷C=11200N ，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因此可得 因轴承运转过程中载荷较平稳，按表13—6，p f =1.2。

则
11111()p r a P f X F Y F =+=535.2N
验算轴承寿命
159104h ）P
C （60n 103
6h
L
==>38400h L ‘
h = 高速轴键的校核：
键1：（轴伸处）高速轴与联轴器键联接的轴的直径为20mm,查表4-11，可知可选用键b ×h ×L=6×6×32，即键宽6mm 、高6mm ，键的工作长度l=L-b=26mm ，k=0.5h=3mm
联轴器采用45钢制造，MPa p 301][=σ,
130MPa 73.8MPa d
l k 10*2T 3p
≤=⨯⨯=σ满足使用要求。

键标记：键6×6×32
2.中间轴的校核
1360N d 2T F 22t2==
，4171N d 2T F 3
3
t3==，517.6N tan F F F t1r1r2===n α 1518N tan F F t3r3==n α
左端支反力到高速轴齿轮的距离为L1=2/9+5+15+52/2=50.5 两齿轮作用点的距离为L2=52/2+20+88/2=90mm
右端支反力到低速轴齿轮的距离为L3=9/2+5+15+88/2=68.5mm 所以可根据轴的受力画出弯矩图
校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面
因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力0.6α=，轴的计算应力为
MPa W
T M ca 33.74)(2
21=+=
ασ<60MPa
故轴的强度足够 精校核如高速轴 中间轴的轴承的校核：
所选轴承为深沟球16007，尺寸d ×D ×B=35×62×9（mm ）
12.2KN C r =
因为所受力对称，故只需求一边即可
N F r 32581=
对于深沟球轴承16007，按表13-7，16006的基本额定载荷C=12200N ，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因此可得 因轴承运转过程中载荷较平稳，按表13—6，p f =1.2。

则
11111()p r a P f X F Y F =+=3909.6N
验算轴承寿命
38400h L 2703h ）P
C （60n 10’h 36h
L
=≤== 故换用深沟球轴承6307型
尺寸：d ×D ×B=35×80×21（mm ），56.8K N
C r =
中间轴的键的校核：
键1：（安装高速级大齿轮处）型号规格： 因为轴的直径为d=42mm
b ×h ×L=12×8×45（mm ），键的工作长度l=L-b=33mm ，k=0.5h=4mm 因为MPa p 301][=σ,
130MPa 67.7MPa d
l k 10*2T 3
p
≤=⨯⨯=σ满足使用要求。

键标记：键12×8×45
键2：（低速轴小齿轮处）型号规格： 因为轴的直径为d=42mm
b ×h ×L=12×8×70（mm ），键的工作长度l=L-b=58mm ，k=0.5h=4mm 因为MPa p 301][=σ,
130MPa 38.53MPa d
l k 10*2T 3
p
≤=⨯⨯=σ满足使用要求。

键标记：键12×8×70 3.低速轴的校核 作用在齿轮上的力：
4002N d 2T F 4
3
t4==
， 1456.7N 20tan F F .t4r4==
计算支承反力
左端支反力到低速轴大齿轮处的距离为L1=14/2+15+82/2=63mm
右端支反力到低速轴大齿轮处的距离为L2=82/2+8+70+5+15+14/2=146mm 水平面反力
1017.6N 209146
F F r4ah =⨯=
439.1N 209
63
F F r4bh =⨯=
合成弯矩为：m 64108.8N.m M 1h =，m 64108.6N.m M 2h = 垂直面反力
2795.7N 209146
F F t4av =⨯=
1206N 209
63
F F t4bv =⨯=
合成弯矩为：mm 176129.1N.M 1V =，176076N.mm M 2V =
总弯矩为：mm 187433.7N.M = 扭矩：648.36N.m T =
校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面
因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力0.6α=，轴的计算应力为
MPa W
T M ca 15.7)(2
21=+=
ασ<60MPa
故轴的强度足够 精确校核如高速轴 低速轴的轴承的校核：
所选轴承为深沟球16011，尺寸d ×D ×B=55×90×14（mm ）
19.4KN C r =
因为所受力对称，故只需求一边即可
N F r 29751=
对于深沟球轴承16007，按表13-7，16006的基本额定载荷C=12200N ，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因此可得 因轴承运转过程中载荷较平稳，按表13—6，p f =1.2。

则
11111()p r a P f X F Y F =+=3570N
验算轴承寿命
38400h L 51148h ）P
C （60n 10’h 36h
L
=≥== 故所选轴承合格 低速轴的键的校核：
键1：（安装低速级大齿轮处）型号规格： 因为轴的直径为d=65mm
b ×h ×L=18×11×70（mm ），键的工作长度l=L-b=52mm ，k=0.5h=5.5mm 因为MPa p 301][=σ,
130MPa 69.8MPa d
l k 10*2T 3
p
≤=⨯⨯=σ满足使用要求。

键标记：键18×11×70
键2：（安装开式齿轮处）型号规格： 因为轴的直径为d=50mm
b ×h ×L=14×9×63（mm ），键的工作长度l=L-b=49mm ，k=0.5h=4.5mm 因为MPa p 301][=σ,
130MPa 117MPa d
l k 10*2T 3
p
≤=⨯⨯=σ满足使用要求。

键标记：键14×9×63
七．减速器箱体、润滑和附件等的设计 1. 减速箱设计 1）箱体选择
箱体的结构形式：剖分式；剖分面与轴中心线平面重合。

铸造箱体，材料HT150 2）箱体的结构尺寸
2.润滑设计
齿轮采用浸油润滑，由《机械设计基础》第八版表10-11查得选用N220中负荷
工业齿轮油（GB5903-1995）。

高速级齿轮：浸油深度约为0.7个齿高；低速级齿轮：浸油深度约（1/6~1/3）齿轮半径。

可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。

密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。

3.其他附件设计
1）窥视孔
选用180×140盖板，165×125螺钉孔，150×110窥视孔
2）通气器
选用简易通气器M20×1.5
3）油面指示器
选用杆式油标M20
4）油塞
选用M27×1.5型油塞和垫片
5）起吊装置
根据指导书，箱盖选用吊耳d=16mm
6）定位销
选用销GB/T 117-2000 A8×35
7）起盖螺钉
选用螺钉M12×30
●总结
机械设计是机电类专业的主要课程之一，它要求学生能结合课本的学习，综合运用所学的基础和技术知识，联系生产实际和机器的具体工作条件，去设计合用的零部件及简单的机械，起到从基础课程到专业课程承先启后的桥梁作用，有对机械设计工作者进行基础素质培养的启蒙作用。

机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，在这短暂的三个星期里，我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。

通过这次的设计，我认识到一些问题是我们以后必须注意的。

第一，设计过程决非只是计算过程，当然计算是很重要，但只是为结构设计提供一个基础，而零件、部件、和机器的最后尺寸和形状，通常都是由结构设计取定的，计算所得的数字，最后往往会被结构设计所修改。

结构设计在设计工作中一般占较大的比重。

第二，我们不能死套教材，教材中给出的一些例题或设计结果，通常只是为表明如何运用基础知识和经验资料去解决一个实际问题的范例，而不是唯一正确的答案。

所以我们必须要学会查阅各种书籍和手册，利用现有的资源再加上自己的构想和创新，才能真正完成一个具有既有前景和使用价值又能普遍推广，价格低廉的新产品。

因此，全力追索不断增殖的设计能力才是学习机械设计的中心思想。

第三，创新是一个民族的灵魂，是我们国家兴旺发达的不竭动力。

创新在机械设计过程当中体现的更是淋漓尽致，我们所设计出来的东西必须得超过以前的才具有社会实用价值，因此我们首先要有敢于突破束缚、突破惯例和大胆否定现有的一些东西，同时也要有宽广而坚实的基础知识和创新思维与细心观察的能力。

虽然在这次的设计过程当中大部分都是参照教材和手册所设计，只有小部分是通过自己创新所形成，但在选用各种零部件时是个人根据标准选定的，以使各种零部件组装成最好的一个减速器。

因此也体现了创新的思想。

●参考文献
1. 机械课程设计简明手册骆素君朱诗顺主编，化学工业出版社2006 .6
2. 机械设计陈铁鸣主编哈尔滨工业大学出版社2006.7
3.机械基础课程设计张美鳞,阎华,张莉彦主编,北京市:化学工业出版社2001.12
4.机械设计课程设计寇尊权王多主编北京:机械工业出版社2006.10
5.机械设计第八版濮良贵纪名刚主编;西北工业大学机械原理及机械零件教研
室编著,北京:高等教育出版社2006.5。