带式输送机传动装置设计方案(还不错)

按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 40~8=i ，故电动机转速的可选范围min 8.191016.38277.474082r )~()*~(*n i n ’d ===，符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min.
根据容量和转速，由指导书P145取电动机型号：Y132M1-6
三、确定传动装置的总传动比和分配传动比
电动机型号为Y132M1-6 min 960r n m =
1、总传动比 10.2077.47960===
n n i m a 2、分配传动装置传动比 由公式21*i i i a =21i )4.1~3.1(i = 求得31.51=i 、79.32=i
四、计算传动装置的运动和动力参数
1、计算各轴转速
轴1m in 9601r n =
轴2min 79.180min 31
.5960112r r i n n ===
轴3min 77.47min 79.379.180223r r i n n === 2、计算各轴输入功率 轴1KW KW P P d 03.399.006.3*11=⨯==η
轴2KW KW P P 88.297.098.003.3**3212=⨯⨯==ηη
轴3KW KW P P 74.297.098.088.2**3223=⨯⨯==ηη
卷筒轴 KW KW P P 66.299.098.074.2**1234=⨯⨯==ηη
3、计算各轴输入转矩
电动机输出转矩 m N m N n P T m d d •=•⨯=⨯=44.30960
06
.395509550 1-3轴的输入转矩
轴1m N m N T T d •=•⨯==14.3099.044.30*11η
轴2m N m N i T T •=•⨯⨯⨯==01.15931.597.098.014.30***13212ηη
轴3m N m N i T T •=•⨯⨯⨯==18.54779.397.098.001.159***23223ηη
卷筒轴输入转矩 m N m N T T •=•⨯⨯==87.53099.098.018.547**1234ηη
1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98
运动和动力参数计算结果整理与下
第二部分 传动零件的设计计算
一、高速级减速齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1>选用斜齿圆柱齿轮传动 2>运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-8知，选用7级精度<GB10095-88） 3>材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr 钢<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 。

4>选小齿轮齿数为231=Z ，大齿轮齿数12231.52312=⨯==*i Z Z 5）初选螺旋角β=14 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式<10-21）进行试算，即 []321112⎪⎪⎭⎫
⎝⎛±≥H E H d t t Z Z u u T K d σεφα (1>确定公式内的各计算数值 1>试选载荷系数 6.1=t K 2>计算小齿轮传递的转矩mm N T •⨯=⨯⨯=3311054.291098.014.30
3>由表10-7选取齿宽系数 1=d φ
4>由表10-6查得材料的弹性影响系数2
1
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 6001lim =σ； 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ； 6>由式10-13计算应力循环次数
h
jL n N h 911107648.2)1030082(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h i N N 8911210982.431.5107648.2⨯=÷⨯==
7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数93.01=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，得:
[][][]
S K K H HN H HN H H H 222
lim 21lim 121σσσσσ+
=+=
=
MPa MPa 5.5481255098.060093.0=⨯⨯+⨯ 9>由图10-30选取区域系数43.2=H Z 10>由图10-26查得765.01=αε885.02=αε 则： 65.121=+=αααεεε (2）计算
1>试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入数值： []3
2
1112⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±≥H E
H d t t Z Z u u T K d σεφα =mm mm 5.385.5488.18943.231.5131.565.111014.306.1232
3
=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯
2>计算圆周速度v
s m s m n d v t 93.1600009605.3810006011=⨯⨯=⨯=ππ
3>计算尺宽b
mm mm d b t d 5.385.3811=⨯=*=φ
4>计算尺宽与齿高比b/h
模数mm mm z d m t nt 62.123
14cos 5.38cos 11=⨯==
β
齿高 mm mm m h nt 645.362.125.225.2=⨯==
56.10645.35.38/=÷=h b
5>计算纵向重合度 83.114tan 231318.0tan 318.01=⨯⨯⨯== βφεβz d 6>计算载荷系数
根据s m v /93.1=，7级精度，由图10-8<机设书）查得动载系数08.1=v K 由表10-2查得使用系数1=A K
因斜齿轮，假设mm N b F K t A /100/<。

由表10-3查得4.1==Fa Ha K K
由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式417.1=βH K 由b/h=10.53,417.1=βH K 查图10-13得325.1=βF K ,故载荷系数
14.2417.14.108.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
7>按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式<10-10a ）得
mm mm K K d d t t 35.426
.114.25.3833
11=⨯== 8>计算模数m
mm mm z d m n 79.123
14cos 35.42cos 11=⨯==
β
3、按齿根弯曲强度设计
由式<10-17）得弯曲强度的设计公式为
[]
3
21
21cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβ
αβ•
≥
(1) 确定公式内各计算数值
1>计算载荷系数 2325.14.108.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K 2>根据纵向重合度83.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数 88.0=βY 3>计算当量齿数
20.2514cos 23cos 3311=== βZ Z v 67.13314
cos 122
cos 3322
===βZ Z v
4>查取齿形系数
由表10-5查得616.21=αF Y 153.22=αF Y 5>查取应力较正系数
由表10-5查得 591.11=αS Y 817.12=αS Y 6>由图10-20c 查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=ε 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 3802=ε
7>由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 86.01=FN K 91.02=FN K 8>计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式<10-12）得 []MPa MPa S K FE FN F 14.3074
.150086.0111=⨯==σσ
[]MPa MPa S K FE FN F 2474
.138091.0222=⨯==σσ
9>计算大、小齿轮的[]
F Sa Fa Y
Y σ并加以比较
[]01355.014.307591
.1616.2111=⨯=F Sa Fa Y Y σ []01584.0247
817
.1153.2222=⨯=F Sa Fa Y Y σ
大齿轮的数值大。

(2>设计计算：
[]
3
2121cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβ
β
β•
≥
=mm mm 21.101584.065
.123114
cos 88.01054.292232
23=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
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<即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.21mm 并就近圆整为标准值mm m 25.11=，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径mm d 35.421=，来计算应有的齿数 ，于是有：
小齿轮齿数86.3225
.114cos 35.42cos 11=⨯==
n m d z β 取 331=z
大齿轮齿数 1753331.512=⨯==uz z
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4、几何尺寸计算 <1）计算中心距
mm mm m z z a 02.13414cos 225.1)17533(cos 2)(1211=⨯⨯+=+=
β 将中心距圆整为 135mm
<2）按圆整后的中心距修正螺旋角
63.15135
225
.1)17533(2)(arccos 121=⨯⨯+=+=a m z z β
因)20~8( =β 值改变不多，故αε、βK 、H Z 等不必修正 <3）计算大、小齿轮的分度圆直径
mm mm z z az m z d 84.42175333313522cos 211111=+⨯⨯=+==β
mm mm z z az m z d 16.2271753317513522cos 212122=+⨯⨯=+==β
<4）计算齿轮宽度
mm mm d b d 84.4284.4211=⨯==φ
取mm B 501=，mm B 452= <5）验算
N N d T F t 1.137984.4210954.2224
11=⨯⨯==
mm N mm N mm N b F K t A /100/19.32/84
.421
.13791<=⨯=，合适 二、低速级减速齿轮设计
1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1>选用斜齿圆柱齿轮传动
2>运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表10-8知，选用7级精度<GB10095-88）
3）材料选择：由机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr 钢<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 。

4>选小齿轮齿数为23Z 3=，大齿轮齿数789723i *Z Z 234=⨯==
5）初选螺旋角β=14
2、按齿面接触强度设计
由设计计算公式<10-21）进行试算，即
[]32
2312⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±≥H E H d t t Z Z u u T K d σεφα <1）确定公式内的各计算数值
1>试选载荷系数 61.K t =
2>计算小齿轮传递的转矩
mm N mm N T •⨯=•⨯⨯=3321083.1551098.001.159
3>由表10-7选取齿宽系数 1=d φ 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 6003lim =σ； 大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5504lim =σ； 6>由式10-13计算应力循环次数
h N N 82310982.4⨯==h i N N 8823410315.179.310982.4/⨯=÷⨯==
7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数93.03=HN K 95.04=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，得:
[][][]
S
K K H HN H HN H H H 224
lim 43lim 321σσσσσ+=+=MPa MPa 25.5401
255095.060093.0=⨯⨯+⨯= 9>由图10-30选取区域系数43.2=H Z
10>由图10-26查得765.03=αε87.04=αε 则： 635.14
3=+=αααεεε <2）计算 1>试算小齿轮分度圆直径t d 3，代入数值： []322312⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛±•≥H E H d t t Z Z u u T K d σεφα =mm mm 49.6525.5408.189433.279.3179.3635.111083.1556.1233=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯
2>计算圆周速度v
s m s m n d v t /62.0/60000
79
.18049.6510006023=⨯⨯=⨯=ππ 3>计算尺宽b
mm d b t d 49.6549.651*3=⨯==φ
4>计算尺宽与齿高比b/h
模数 mm mm z d m t nt 76.223
14cos 49.65cos 33=⨯==
β 齿高mm mm m h nt 21.676.225.225.2=⨯== 55.1021.649.65/=÷=h b 5>计算纵向重合度 83.114tan 231318.0tan 318.03=⨯⨯⨯==
βφεβz d 6>计算载荷系数
根据s m v /62.0=，7级精度，由图10-8<机设书）查得动载系数02.1=v K
由表10-2查得使用系数15=A K
斜齿轮，假设mm N b F K t A /100/<
由表10-3查得4.1==Fa Ha K K
由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式423.1=βH K 由b/h=10.55，423.1=βH K 查图10-13得335.1=βF K ，故载荷系数 03.2423.14.102.11=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
7>按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式<10-10a ）得
mm mm K K d d t t 73.706
.103
.249.653333=⨯== 8>计算模数m
mm mm z d m n 98.223
14cos 73.70cos 33=⨯==
β
3、按齿根弯曲强度设计
由式<10-17）得弯曲强度的设计公式为
[]3
2322cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σε
φβ
α
β•
≥
(1>确定公式内的各计算数值
1>计算载荷系数 91.1335.14.102.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
2>根据纵向重合度 83.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数 88.0=βY 3>计算当量齿数
18.2514cos 23cos 3333=== βZ Z v 24.9514
cos 87
cos 3
344===βZ Z v 4>查取齿形系数
由表10-5查得 616.23=αF Y 190.24=αF Y
5>查取应力较正系数
由表10-5查得 591.13=αS Y 785.14=αS Y
6>由图10-20c 查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 5003=ε 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPa FE 3804=ε 7>由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 91.03=FN K 92.04=FN K 8>计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式<10-12）得
[]MPa MPa S K FE FN F 3254
.1500
91.0333=⨯==σσ []MPa MPa S K FE FN F 71.2494
.1380
92.0444=⨯==σσ 9>计算大、小齿轮的[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较 []014368.0325591
.1616.2333=⨯=F Sa Fa Y Y σ
[]015655.071.249785.1190.2444=⨯=F Sa Fa Y Y σ 大齿轮的数值大
(2>设计计算：
[]32
322cos 2F Sa
Fa d Y Y z Y KT m σεφββ
β•≥ =mm
mm 07.2015655.0635
.123114cos 88.01083.15591.123223=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯
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<即模数与齿数的乘积）
有关，可取由弯曲强度算得的模数2.07mm 并就近圆整为标准值mm .m 522=,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径mm d 73.703=，来计算应有齿数，于是有：
小齿轮齿数4.275
214cos 73.70cos 33=⨯==.m βd z n
取 273=z
大齿轮齿数 33.1022779.334=⨯==uz z 取 1024=z
这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4、几何尺寸计算 (1>计算中心距
mm mm m z z a 24.16614
cos 25.2)10227(cos 2)(2432=⨯⨯+=+=
β 将中心距圆整为166mm
(2>按圆整后的中心距修正螺旋角
74.13166
25
.2)10227(2)(arccos 243=⨯⨯+=+=a m z z β
因)20~8( =β 值改变不多，故αε、βK 、H Z 等不必修正
(3>计算大、小齿轮的分度圆直径 mm mm z z az m z d 49.69102
272716622cos 433233=+⨯⨯=+==β
mm mm z z az m z d 51.262102
27102
16622cos 434244=+⨯⨯=+==β (4>计算齿轮宽度
mm mm d b d 49.6949.6913=⨯==φ取mm B 751= , mm B 702=
(5>验算
N N d T F t 33.440673.701083.155223
32=⨯⨯== mm N mm N mm N b F K t A /100/30.62/73
.7033.44061<=⨯=，合适
第三部分 轴的设计
一高速轴的设计
1、选择轴的材料
由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr 钢,调质处理.
2、初步计算轴的最小直径
用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d ，计算公式： 30n
P
A d ≥，选用40Cr 调质钢，查机设书P370表15-3，得1060=A mm .d 55.15960
03
31063=⨯≥
在第一部分中已经选用的电机Y132M1-6,D=38。

查指导书P128，选用联轴器
HL3，故mm d 30min =。

3、轴的结构设计
<1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：
<2）、各轴的直径和长度
1）、联轴器采用轴肩定位mm d 301=，半联轴器长度mm L 82=，半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 601=，为了保证轴肩对半联轴器的可靠定位，故选
择mm L 581=
2）、初步确定滚动轴承8 因齿轮为斜齿轮则轴承受径向力和轴向力作用，高速级转速较高，载荷一般，故选用角接触球轴承7007AC ，mm mm mm B D d 156235⨯⨯=⨯⨯，故mm d 353=，mm L 143= 3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则相邻直径变化要大些，故mm d 404=，mm L 1064= 4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，即 ： mm d 322=，mm L 502=，mm d 356=，mm L 325= <3）、轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用普通C 型平键连接，mm L mm d 58,3011==，
查机设书P106表6-1选用键为mm L h b 50810⨯⨯=⨯⨯，半联轴器与轴的配合为67k H ，滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差m6。

<4）、确定轴向圆角和倒角尺寸 参照机设书P365表15-2，取轴端倒角
456.1⨯，各轴肩出圆角半径见轴的零件图 <5）、求轴上的载荷 小齿轮分度圆直径 mm d 84.421= N N d T F t 08.137984.421054.29223
111=⨯⨯== N N βF F t r 23.52163.15cos 20tan 08.1379cos 20tan 1=⨯=⨯=
N N F F t a 82.38563.15tan 08.1379tan 1=⨯== β
首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a 的值，对于7007AC 型角接触球轴承，由指导书P122页查得a=20.1mm 。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距为
mm l l 8.1639.369.12632=+=+，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，计算该截面出的
力与矩：
N N l l l F F t NH 67.3109
.369.1269
.3608.137932311=+⨯=+= N N l l l F F t NH 41.10689
.369.1269
.12608.137932212=+⨯=+= m N mm N l F M NH H •=•⨯==42.399.12667.310211
m N mm N l F M NH H •=•⨯==42.399.3641.1068322
m N mm N D F M ae a •=•⨯==
26.82
84
.4282.3852 N N l l M l F F a r NV 85.1679
.369.1261026.89.3623.521332311
=+⨯+⨯=++=
N N l l M l F F a r NV 38.3539
.369.1261026.89.12623.5213
32212=+⨯-⨯=+-=
m N mm N l F M NV V •=•⨯==3.219.12685.167211 m N mm N l F M NV V •=•⨯==04.139.3638.353322
m N m N M M M H V •=•+=+=81.4442.393.21222
12
11 m N m N M M M H V •=•+=+=52.4142.3904.13222
22
22
<6）、按弯矩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强度，根据P373式<15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6,轴的计算应力
MPa MPa ..W T M σca 87.61084.4210)54.2960(81.44)(33
2
2221=⨯⨯⨯+=+=α 其中331032
d .πd W ≈=
前面以选定轴的材料为40Cr 钢<调质），查机设书P362表15-1，得：[]a MP σ701=-，因此[]1-<σσca ，故安全。

(7>、精确校核轴的疲劳强度
1）、判断危险截面
由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知齿轮左端截面5因加工齿轮有尺寸变化，引起应力集中，故该截面左侧需校核验证
2>、截面左侧 抗弯截面系数 33336400401010mm mm .d .W =⨯== 抗扭截面系数 333312800402.02.0mm mm d W T =⨯==
截面左侧的弯矩M 为：
m N m N m N M M •
=•-⨯=•-⨯=98.359.126259.12681.449.126259.1261 截面上的扭矩T 为：m N T T •==54.291 截面上的弯曲应力： MPa MPa W M σb 62.564001098.353
=⨯==
截面上的扭转应力： MPa MPa W T τT T 31.2128001054.293
=⨯==
轴的材料为40Cr 钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得：
a B MP σ735=a MP σ3551=-a MP 1551=-τ
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按机设书P40附表3-2查取
因
0250401.d r ==23140
84
.2.d D ==经插入后得： 232.ασ=02.2=τα
又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为780.q σ=80.0=τq 则：
82
110228001119611232780111.).(.)(αq k .).(.)(αq k τττσσσ=-⨯+=-+==-⨯+=-+=
由附图3-2的尺寸系数770.εσ=由附图3-3的扭转尺寸系数 860.ετ= 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量 950.ββτσ==
轴未经表面强化处理，即1=q β，则按式3-12及3-14b 得综合系数为：
17
2195
0186082111602195
01
77096111....βεk K ....βεk K ττττσσσσ=-+=-+==-+=-+=
合金钢的特性系数 3020.～.σ=ϕ取2.0=σϕ
15010.～.τ=ϕ取1.0=τϕ
则可计算安全系数ca S
75.310
2030.462355
1=⨯+⨯=+=-..σσK σS m a a σσϕ
82.732
85.110285.1172155
1=÷⨯+÷⨯=+=
-..ττK τS m ταττϕ
5117.2982.7375.3182
.7375.312
222.S S S S S S τστσca =>>=+⨯=+=，故可知其安全 <8）、轴承寿命的校核
1>已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h
由所选轴承系列7007AC ，查指导书P122表知额定动载荷C=19.0KN
2>求两轴承受到的径向载荷
N
F F F N
F F F NH NV r NH NV r 33.112541.106838.35397.56067.31085.167222
2222222
1211=+=+==+=+=
3>求两轴承的计算轴向力
对于70000AC 型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力r d F F 68.0=，则有：
N N F F N
N F F r d r d 22.76533.112568.068.046.38197.56068.068.02211=⨯===⨯==
于是轴向力为：
N F F N
N F F F d a d ae a 22.76528.76446.38182.3852211===+=+=
4>当量动载荷P
因 36.197.56028.764111==
=r a F F e 68.033
.112522
.765222===r a F F e 由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 轴承1 41.01=X 87.01=Y 轴承2 12=X 02=Y
因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取2.1=p f ，则： N N F Y F X f P N N F Y F X f P a r p a r p 40.1350)22.765033.11251(2.1)(91.1073)28.76487.097.56041.0(2.1)(2222211111=⨯+⨯⨯=+==⨯+⨯⨯=+=
5>验算轴承寿命
因 21P P ≤，所以按轴承2的受力大小来验算，则：
h h h P C n L h 480004835640.135019000960601060103
66>=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε
所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7007AC <9）、键的校核 联轴器与轴：
1>选用键的系列 50810⨯⨯=⨯⨯l h b N T 54.29=
2>键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力
[]MPa σp 120100-=，取[]MPa σp 100=，键的工作长度mm b l L 40=-=，键的接触高度mm h k 45.0==，由式6-1得：
MPa MPa MPa kLd T σp 11031.1230
4041054.2921023
3<=⨯⨯⨯⨯=⨯=，所以合适
二 中速轴的设计 1、选择轴的材料
该轴同样选取40Cr 钢,调质处理。

2、初步计算轴的最小直径
根据表15-3，取1100=A ，于是根据公式30n
P
A d ≥有
mm .mm ..d 982606
23344
31103
=⨯≥选定mm d 40min = 3、轴的结构设计
<1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：
<2）各轴的直径和长度 1>根据mm d 40min =，选用角接触球轴承7208AC ，尺寸188040⨯⨯=⨯⨯B D d 得mm d d 4051==mm ，为了使齿轮3便于安装，故取mm d 422=，轴承第三段起轴向定位作用，故mm d 503=，第四段装齿轮2，直径mm d 424= 2>第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L 2和L 4都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略小所以mm mm,L L 427242==，由指导书得 mm L 5.943==∆，
mm L 341=，mm L 5.395=
<3）轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位都采用普通平键连接，根据mm d 422=，mm L 722=，查表6-1得第二段键的尺寸为mm l h b 70812⨯⨯=⨯⨯，同理可得第四段键的尺寸为40812⨯⨯=⨯⨯l h b ，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6
<4）轴上零件的轴向定位
轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位，齿轮采用挡油环与轴肩定
位；
<5）确定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角 456.1⨯，各轴肩出圆角半径为1mm
<6）求轴上的载荷
1）求轴上的力
已知m N T r n KW P •===01.159,m in 79.180,2088222
N N d T F t 98.139916.2271001.159223
222=⨯⨯==
N
N βF F t r 13.52963.15cos 20tan 98.1399cos 20tan 122=⨯==
N N F F t a 67.39163.15tan 98.1399tan 122=⨯== β
N N d T F t 49.457649.691001.159223
333=⨯⨯==
N
N βF F t r 92.171474.13cos 20tan 49.4576cos 20tan 233=⨯==
N N F F t a 01.111974.13tan 49.4576tan 233=⨯== β
首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a 的值，对于7208AC 型角接触球轴承，由指导书P123页查得
a=23mm ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩：
N
N )(l l l l F )l (l F F t t NH 19.2499395.695050
49.45765.695098.1399321132122=++⨯++⨯=++++=
N N )
(l l l )l (l F l F F t t NH 28.347739
5.69505.693949.45763998.1399321323323=+++⨯+⨯=++++=
m N mm N l F M NH H •=•
⨯==47.973919.2499322 m N mm N l F M NH H •=•⨯==86.1735028.3477133
m N mm N D F M a a •=•⨯==49.442
16
.22767.391222 m N mm N D F M a a •=•⨯==88.382
49.6901.1119233
3
213
2132122)(l l l M M l F l l F F a a r r NV ++--++=
N N 92.41339
5.695038880
444905092.1714)5.6950(13.529=++--⨯++⨯=
3
213
2323233)(l l l M M l F l l F F a a r r NV ++++++=
N N 13.183039
5.695038880444903913.529)395.69(92.1714=++++⨯++⨯=
m
N N l F M m
N N l F M NV V NV V •=⨯==•=⨯==51.915013.183014.163992.413133322
m N m N M M M V H •=•+=+=47.19651.9186.1732
2
2
32
3max
m N T •=01.159
<6）、按弯矩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强度，根据机设书P373式<15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6,轴的计算应力
MPa MPa W aT M ca 48.291042
1.0)01.1596.0(47.196)(3
3
2222=⨯⨯⨯+=+=σ 其中3
31032
d .πd W ≈= 前面已选定轴的材料为40Cr 钢<调质），查机设书P362表15-1，得：[]a MP 701=-σ，因此[]1-<σσca ，故安全。

<7>、精确校核轴的疲劳强度
1）、判断危险截面
由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴肩处
截面3和4因轴肩尺寸变化，引起应力集中，又截面3受弯矩等大于截面4，故可只校核截面3左面： 2>、截面左侧
抗弯截面系数 33338.7408421010mm mm .d .W =⨯== 抗扭截面系数 33336.14817422.02.0mm mm d W T =⨯== 截面左侧的弯矩M 为：
m N m N m N M M •=•-⨯=•-⨯=80.3150
40
5001.1595440541
截面上的扭矩T 为：m N T •=01.159
截面上的弯曲应力： MPa MPa W M σb 29.48
.74081080.313
=⨯== 截面上的扭转应力： MPa MPa W T τT T 73.106.148171001.1593
=⨯==
轴的材料为40Cr 钢，调质处理，由机设书P362表15-1查得：
a B MP σ735=a MP σ3551=-a MP 1551=-τ
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα及τα按机设书P40附表3-2查取
因
0240421.d r ==19142
50
.d D ==经插入后得： 142.ασ=89.1=τα
又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为780.q σ=80.0=τq 则：
71
1189.18001118911142780111.)(.)(αq k .).(.)(αq k τττσσσ=-⨯+=-+==-⨯+=-+=
由附图3-2的尺寸系数 760.εσ=由附图3-3的扭转尺寸系数 850.ετ= 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量 950.ββτσ==
轴未经表面强化处理，即1=q β，则按式3-12及3-14b 得综合系数为：
062195
018507111154219501
76089111....βεk K ....βεk K ττττσσσσ=-+=-+=
=-+=-+=
合金钢的特性系数 3020.～.σ=ϕ取2.0=σϕ
15010.～.τ=ϕ取1.0=τϕ
则可计算安全系数ca S
29.280
2094.4542355
1=⨯+⨯=+=-..σσK σS m a a σσϕ
04.152
54.910254.9062155
1=÷⨯+÷⨯=+=
-..ττK τS m ταττϕ
5128.1304
.1529.2804.1529.282
2
22.S S
S S S S τ
σ
τσca =>>=+⨯=
+=
故可知其安全
<8）、轴承寿命的校核
1>已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h
由所选轴承系列7208AC ，查指导书P123表知额定动载荷C=35.2KN
2>求两轴承受到的径向载荷
N F F F N
F F F NH NV r NH NV r 24.253319.249992.41348.392928.347713.18302
222222222
32
31=+=+==+=+= 3>求两轴承的计算轴向力
对于70000AC 型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力r d F F 68.0=，则有：
N
N F F N
N F F r d r d 60.172224.253368.068.005.267248.392968.068.02211=⨯===⨯== 于是轴向力为：
N N F F F N
F F a d a d a 71.194434.72705.267260.17221221=-=-===
其中 N N F F F a a a 34.72767.39101.111923=-=-= 4>当量动载荷P
因 44.048.392960.1722111===r a F F e 78.024
.253371
.1944222
===r a F F e 由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：
轴承1 11=X 01=Y 轴承2 41.02=X 87.02=Y
因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取2.1=p f ，则：
N N F Y F X f P N N F Y F X f P a r p a r p 63.3276)71.194487.024.253341.0(2.1)(38.4715)60.1722048.39291(2.1)(2222211111=⨯+⨯⨯=+==⨯+⨯⨯=+=
5>验算轴承寿命
因 21P P >，所以按轴承1的受力大小来验算，则：
h h h P C n L h 240004834838.47153520079.180601060103
66>=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε
所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7208AC <9）、键的校核 小齿轮：
1>选用键的系列 63812⨯⨯=⨯⨯l h b N T 01.159=
2>键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力[]MPa σp 120100-=，取[]MPa σp 110=，键的工作长度mm b l L 51=-=，键的接触高度mm h k 45.0==，由式6-1得：
MPa MPa MPa kLd T σp 11012.3742
5141001.15921023
3<=⨯⨯⨯⨯=⨯=，所以合适
大齿轮：
1>选用键的系列 mm mm mm l h b 40812⨯⨯=⨯⨯N T 01.159=
2>键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力[]MPa σp 120100-=，取[]MPa σp 110=，键的工作长度mm b l L 28=-=，键的接触高度mm h k 45.0==，由式6-1得：
MPa MPa MPa kLd T σp 11061.6742
2841001.15921023
3<=⨯⨯⨯⨯=⨯=，所以合适
三 低速轴的设计
1、选择轴的材料
该轴同样选取40Cr 钢,调质处理。

2、初步计算轴的最小直径
根据表15-3，取1120=A ，于是根据公式3
n
P A d ≥有 mm mm d 68.3955
.7327
.31123
=⨯≥选定mm d 50min = 初选联轴器HL4，初定轴的最小直径mm d 50min = 3、轴的结构设计
<1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：
<2）各轴的直径和长度
1）联轴器采用轴肩定位mm d 506=，半联轴器长度为mm L 112=，半联轴器与轴的配合的毂孔长度为mm 84，为了保证半联轴器轴向的可靠定位，故取mm L 826=
2）初步确定滚动轴承
因轴承受径向力和轴向力作用大，转速较小，载荷大，故选用角接触球轴承7212AC ，mm mm mm B D d 2211060⨯⨯=⨯⨯，故mm d d 6041==,为了便于齿轮安装mm d 622=，为了使齿轮有较好的轴向定位，取mm d 693=，mm d 585=
轴承mm B 22=，为了便于安装，mm L 204=，其他长度由轴1和轴2的计算方法求得mm L mm L mm L mm L 70,84,67,445321====， 3）轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位采用普通A 型平键连接，根据mm L mm d 67,6222==选择轴上的键为mm mm mm l h b 631118⨯⨯=⨯⨯，半联轴器的周向定位采用普通C 型平键连接，根据mm L mm d 82,5066==选择轴上键为mm mm mm l h b 701016⨯⨯=⨯⨯，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6； 4）轴上零件的轴向定位
轴承采用凸缘式端盖和挡油环来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与挡油环定位
5）确定轴向圆角和倒角尺寸
参照表，去轴端倒角 450.2⨯，各轴肩处圆角半径为1mm 。

<6）求轴上的载荷 1）求轴上的力
已知m N T r n KW P •===18.547,m in 77.47,74.2333
N N d T F t 83.416851
.2621018.547223
334=⨯⨯==
N N βF F t r 65.156274.13cos 20tan 83.4168cos 20tan 244=⨯==
N N F F t a 34.101974.13tan 83.4168tan 244=⨯==
β 首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取a 的值，对于7212AC 型角接触球轴承，由指导书P123页查得a=30.8mm ，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩： N N l l l F F t NH 48.29052
.1127.477
.10983.416821244=+⨯=+=
N N l l l F F t NH 36.12637
.1097.477
.4783.416821145=+⨯=+= m N mm N l F M NH H •=•⨯==59.1387.4748.2905144
m N mm N l F M NH H •=•⨯==59.1387.10936.1263255
m N mm N D F M ae a •=•⨯==
79.1332
51
.26234.101924 N N l l M l F F a r NV 09.19397
.1097.471079.1337.10965.156********
=+⨯+⨯=++=
N N l l M l F F a r NV 44.3767
.1097.4710
79.1337.4765.15623
214145-=+⨯-⨯=+-=
m N mm N l F M NV V •=•⨯==49.927.4709.1939144 m N mm N l F M NV V •-=•⨯-==30.417.10944.376255
m N m N M M M H V •=•+=+=62.16659.13849.922
2
2
42
44 m N m N M M M H V •=•+=+=61.14459.13830.41222
52
55
m N T •=.18.547
<6）按弯矩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强度，根据机设书P373式<15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取α=0.6,轴的计算应力
MPa MPa W aT M ca 45.151062
1.0)18.5476.0(6
2.166)(3
3
2222
4=⨯⨯⨯+=+=σ 其中33
1032d .πd W ≈=
前面已选定轴的材料为40Cr 钢<调质），查机设书P362表15-1，得：
[]a MP 701=-σ，因此[]1-<σσca ，故安全。

<7）轴承寿命的计算 1>已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×10=48000h 由所选轴承系列7212AC ，查指导书P123表知额定动载荷C=58.2KN 2>求两轴承受到的径向载荷 N
N F F F N
N F F F NH NV r NH NV r 25.131836.126344.37612.349348.290509.19392
225252222
4241=+=+==+=+= 3>求两轴承的计算轴向力 对于70000AC 型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力r d F F 68.0=，则有： N
N F F N N F F r d r d 41.89625.131868.068.032.237512.349368.068.02211=⨯===⨯==
于是轴向力为：
N
N F F F N
F F a d a d a 66.339434.101932.237532.237541211=+=+=== 4>当量动载荷P
因 68.012
.349332.2375111==
=r a F F e 58.225.131866.3394222===r a F F e 由表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 轴承1 11=X 01=Y 轴承2 41.02=X 87.02=Y
因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按表13-6取2.1=p f ，则：
N
N F Y F X f P N
N F Y F X f P a r p a r p 60.4192)66.339487.025.131841.0(2.1)(74.4191)32.2375012.34931(2.1)(2222211111=⨯+⨯⨯=+==⨯+⨯⨯=+= 5>验算轴承寿命 因 21P P <，所以按轴承2的受力大小来验算，则： h h h P C n L h 4800093328060.41925820077.47601060103
66>=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε 所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7212AC <8）键的校核 齿轮与轴： 1）选用键的系列 mm mm mm l h b 631118⨯⨯=⨯⨯
2）键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材查得许用应力[]MPa p 120100-=σ，取
[]MPa σp 110=，键的工作长度mm b l L 45=-=，键与轮毂、键槽的接触高度mm h k 5.55.0==，则有： MPa MPa MPa kLd T p 11032.7162
455.51018.54721023
3<=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ，所以合适 轴与联轴器相连的键
3）选用键的系列mm mm l h b 701016⨯⨯=⨯⨯
4）键的工作长度mm b l L 54=-=，键与轮毂、槽的接触高度mm h k 55.0==，
则有：
MPa MPa kld T p 11006.815054510
18.54721023
3<=⨯⨯⨯⨯=⨯=σ，所以合适
第四部分 润滑油及润滑方式的选择
传动件的润滑：
对于此二级斜齿圆柱齿轮减速器，由传动零件设计部分可知传动件的圆周速度远远小于12m/s ，所以采用浸油润滑，为此箱体内需有足够的润滑油，用以润滑和散热。

同时为了避免油搅动时沉渣泛起，齿顶到油池底面的距离不小于30～50mm,此减速器为40mm 。

选用标准号为SH0357-92的普通工业齿轮油润滑，装至高速级大齿轮齿根圆以上、低速级大齿轮三分之一半径R 以下。

轴承的润滑：
由前面传动件设计部分知道齿轮圆周速度小于2m/s,故对轴承采用润滑脂润滑，为此在轴承旁装有挡油环以防止润滑脂流失。

采用牌号为2的钙基润滑脂<GB491-87）。

第五部分 密封及密封的选择
轴承端盖于轴间的密封： 由于传动件的圆周速度小于3m/s,故可由指导书P58选择密封形式为粗羊毛毡
封油圈密封。

机盖与机座联接处的密封：
为了保证机盖与机座联接处密封的可靠性，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，其表面粗糙度应不大于6.3。

第六部分 主要尺寸及数据 箱体尺寸: 机座壁厚mm 10=δ 机盖壁厚mm 101=δ 机座凸缘厚度mm b 15= 机盖凸缘厚度mm b 151= 机座底凸缘厚度mm b 252= 地脚螺钉直径mm d f 18=
地脚螺钉数目6=n
轴承旁联接螺栓直径mm d 161=
机盖与机座连接螺栓直径mm d 122=
轴承端盖螺钉直径mm d 83=
窥视孔盖螺钉直径 mm d 64= 定位销直径mm d 10= 大齿轮顶园与内机壁距离 mm 121=∆ 齿轮端面与内机壁距离 mm 102=∆ 齿轮2端面和齿轮3端面的距离 mm 114=∆ 所有轴承都用油脂润滑 轴承端盖和齿轮3端面的距离 mm 143=∆
轴承端盖凸缘厚度mm t 6.9=
总结
机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过三周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械方面有关各个零部件的有机结合有了深刻的认识。

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这样那样的问题，如：在选择计算标准件时可能会出现误差，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，通过这次设计再次熟悉了AUTOCAD绘图软件和microsoft word文字处理软件，在设计的过程中还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，在这些过程中我们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们会更加努力和团结。

本次设计由于有参考指导书，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。

【参考文献】
刘朝儒、彭福荫、高政一《机械制图》<第四版）高等教育出版社 2001年
濮良贵、纪名刚《机械设计》<第八版）高等教育出版社 2006年
孙桓、陈作模、葛文杰《机械原理》<第七版）高等教育出版社 2006年
武建华《材料力学》重庆大学出版社 2002年
西华大学机械设计机械原理教案组《机械设计课程设计指导书》 2008年。