哈工大机械设计课程设计四篇

哈工大机械设计课程设计四篇（2个积分）
哈工大的学弟学妹们：
你们好，作为哈工大的一员，知道哈工大的功课很累。

所以我特地把我们寝室四人的机械设计课程设计上传到网上，方便你们参考。

但是不要抄袭，这是锻炼能力的很好机会。

而且，作为工大人，知道你们为了下载文档很纠结。

所以这次四篇文档只要2个积分。

第一篇
目录
一、传动装置的总体设计 (3)
1.设计数据及要求： (3)
2.传动装置简图： (4)
（二）选择电动机 (4)
1.选择电动机的类型 (4)
2.选择电动机的容量 (4)
3.确定电动机转速 (5)
（三）计算传动装置的总传动比 (5)
1.总传动比i (5)
2.分配传动比 (6)
（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 (6)
1.各轴的转速 (6)
2.各轴的输入功率 (6)
3.各轴的输出转矩 (6)
二、传动零件的设计计算 (7)
（一）高速齿轮传动 (7)
1.选择材料、热处理方式及精度等级 (7)
2.初步计算传动主要尺寸 (7)
3.计算传动尺寸 (9)
（二）低速速齿轮传动（二级传动） (11)
1.选择材料、热处理方式及精度等级 (11)
2.初步计算传动主要尺寸 (11)
3.计算传动尺寸 (13)
（三）验证两个大齿轮润滑的合理性 (16)
（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。

(16)
1.各轴的转速 (16)
2.各轴的输入功率 (16)
3.各轴的输出转矩 (17)
三.轴的设计计算 (17)
(一)高速轴(轴Ⅰ)的设计计算 (17)
1.轴的基本参数--Ⅰ轴： (17)
2.选择轴的材料 (18)
3.初算轴径 (18)
4.轴承部件的结构设计 (18)
5.轴上键校核设计 (20)
6.轴的强度校核 (20)
7.校核轴承寿命 (23)
(二)中间轴(轴Ⅱ)的设计计算 (24)
1.轴的基本参数--Ⅱ轴： (24)
2.选择轴的材料 (24)
3.初算轴径 (24)
4.轴承部件的结构设计 (25)
5.轴上键校核 (26)
7.校核轴承寿命 (30)
(三)输出轴(轴Ⅲ)的设计计算 (31)
1.轴的基本参数--Ⅲ轴： (31)
2.选择轴的材料 (31)
3.初算轴径 (31)
4.轴承部件的结构设计 (32)
6.轴的强度校核 (33)
7.校核轴承寿命 (36)
(四)整体结构的的最初设计 (37)
1.轴承的选择 (37)
2.轴承润滑方式及密封方式 (38)
3.确定轴承端盖的结构形式 (38)
4.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸 (38)
四.设计参考文献: (39)
一、传动装置的总体设计
(一)设计题目
课程设计题目：带式运输机传送装置
1.设计数据及要求：
设计的原始数据要求：
F=1900N ； d=250mm ； v=0.9m/s
机器年产量：大批量； 机器工作环境：有尘；
机器载荷特性：平稳；机器最短工作年限：5年2班。

2.传动装置简图：
（二）选择电动机 1.选择电动机的类型
根据参考文献[2]，按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机。

全封闭自扇冷式结构，电压为380V 。

2.选择电动机的容量 工作机的有效功率为：
19000.9 1.7110001000
w Fv P kW kW ⨯===
从电动机到工作机传送带间的总效率为：
2421234ηηηηη∑
=
式中：1234ηηηη、、、分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。

联轴器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为8级精度齿轮，由参考文献[2]表9.1取12340.990.990.970.96ηηηη====、、、。

则：
2420.990.990.970.960.85η∑
=⨯⨯⨯=
所以电动机所需要的工作功率为：
1.71
2.010.85
w
d P kW
P kW η
∑
=
=
= 3.确定电动机转速
按参考文献[2]表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比
'840i ∑
=，而工作机卷筒轴的转速为：
6010006010000.9
69/min 250
w v n r d ππ⨯⨯⨯⨯=
=≈⨯⨯
所以电动机转速的可选范围为：'(840)69(550
2750)/min d w n i n r ∑
==⨯=
符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min 三种。

综合考
虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min 的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：ed d P P ≥。

根据电动机类型、容量和转速，由参考文献[2]表15.1以及有关手册选定电动机型号为Y112M-6。

其主要性能如下表： 电动机型号 额定功率/kW 满载转速/(r/min) 起动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y112M-6
2.2
940
2.0
2.0
由参考文献[2]表15.2查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下： 型号 H A B C D E F ×GD G K Y112M-6 112 190 140 70 28 60 8×7 24 12 ---- b b1 b2 h AA BB HA L1 ---- 245 190 115 265 50 180 15 400 电动机的外形尺寸图如下：
（三）计算传动装置的总传动比 1.总传动比i ∑为：
94013.669
m w n i n ∑=
==
2．分配传动比：
i i i ∑=ⅠⅡ
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取i i ⅠⅡ=1.4，故：
4.36i ==Ⅰ
13.6
3.12
4.36
i i i ∑
=
=ⅡⅠ
=
（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数 1.各轴的转速
Ⅰ轴 940/min m n n r ==Ⅰ
Ⅱ轴 940
215.6/min 4.36n n r i =ⅠⅡⅠ==
Ⅲ轴 215.6
69.1/min 69/min 3.12
n n r r i ===≈ⅡⅢⅡ
卷筒轴 69/min w m n n r ==
2.各轴的输入功率
Ⅰ轴 2.010.99 1.99d P P kW η⨯=⨯=ⅠⅠ= Ⅱ轴 230.990.97 1.91P kW ηη⨯⨯=ⅡⅠ=P =1.99 Ⅲ轴 230.990.97 1.83P kW ηη⨯⨯=ⅢⅡP ==1.91 卷筒轴 210.990.99 1.79P kW ηη⨯⨯=卷ⅢP ==1.83
3.各轴的输出转矩
电动机轴的输出转矩d T 为
6642.019.55109.5510 2.0410940/min
d d m P kW
T N mm n r =⨯⨯=⨯⨯=⨯⋅
所以：
Ⅰ轴 442.04100.99 2.0210T T N mm N mm η⨯⨯⨯=⨯ⅠⅠd = =
Ⅱ轴 4423 2.02100.990.97 4.3610T N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅡⅠⅠ=T i ==8.46 Ⅲ轴 4523100.990.97 3.1210T i N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅢⅡⅡT ==8.46=2.53 卷筒轴 5521100.990.99 2.4810T N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯卷ⅢT ==2.53=
二、传动零件的设计计算
（一）高速齿轮传动
1．选择材料、热处理方式及精度等级
考虑到此考虑到高速级齿轮传动传递功率约2.2kW ，且该齿轮传动为闭式传动。

故大、小齿轮均选用40Cr ，热处理方式为调质-表面淬火，由参考文献[1]表6.2得到齿面硬度为4855HRC ，选用8级精度。

2.初步计算传动主要尺寸
因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。

由参考文献[1]式（6.25），即
n m =式中各参数为：
1)小齿轮传递的扭矩
442.04100.99 2.0210T T N mm N mm η⨯⨯⨯=⨯ⅠⅠd = =
2) 初选17z Ⅰ= ,（后面予以说明计算校验，最小根切齿数min z =15.57）则
21117 4.3674.12z z i =⨯=⨯=，考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，选取270z =，
则170/17 4.12i ==。

3)初选K 1.3t =。

4)初选螺旋角13β= 。

，由参考文献[1]式6.1得端面重合度:
12111
11.88 3.2cos 1.88 3.2cos13
17701.65
z z αεβ⎡⎤⎛⎫⎡⎤⎛⎫=-+=-+⎢⎥ ⎪ ⎪⎢⎥⎝⎭⎣⎦⎝⎭⎣
⎦=
则查参考文献[1]图6.22查得重合度系数0.72Y ε=
5) 硬齿面非对称布置，按参考文献[1]表6.6d 0.30.6φ=取d 0.6φ=
6)由参考文献[1]式(6.2)，轴面重合度：
d 10.318z tan 0.3180.617tan130.749βξφβ==⨯⨯⨯=
由参考文献[1]图6.28查得：螺旋角系数：0.91Y β=
7) F S Y Y 齿形系数和应力修正系数
当量齿数：
11332233z 17
18.38cos cos 13z 70
75.68cos cos 13v v z z ββ=
=====。

由参考文献[1]图6.20查得：122.88, 2.24F F Y Y ==
由参考文献[1]图6.21查得：121.54, 1.78S S Y Y ==（均由线性插值法得到） 8) 许用弯曲应力可由参考文献[1]式6.29，即[]Flim
Y N F F S σσ=
算得。

由参考文献[1]图6.29h 查得接触疲劳极限应力lim1lim2360F F MPa σσ== 由参考文献[1]表6.7查得安全系数 1.25F S = 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：
9
119
8
1216060940 1.0522508 1.128101.12810 2.738104.12
h N n aL N N i =⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯===⨯
由参考文献[1]图6.32查得寿命系数12 1.0N N Y Y ==
故需用弯曲应力
[]1Flim11Y 1.0360
2881.25
N F F MPa MPa S σσ⨯=
==
[]2Flim22Y 1.0360
2881.25
N F F MPa MPa S σσ⨯=
== []11
1
Y Y 2.88 1.54
0.0154288F S F MPa MPa
σ⨯=
= []22
2
Y Y 2.24 1.78
0.0138288F S F MPa MPa
σ⨯=
=
所以
[][]11
1
Y Y Y Y 0.0154F S
F S F
F MPa
σσ=
=
则，初算模数1n m ：
1 1.43mm
n m ≥== 3.计算传动尺寸
（1)计算载荷系数K
由参考文献[1]表6.3查得使用系数 1.00A K =（平稳）
11
111
1.4317940
1.23/601000
601000cos 601000cos13
t n d n m z n v m s πππβ
⨯⨯⨯=
=
=
=⨯⨯⨯⨯
由参考文献[1]表6.7查得动载系数 1.08v K =
由参考文献[1]图6.12查得齿向载荷分布系数 1.09K β= 由参考文献[1]表
6.4查得齿间载荷分布系数 1.4K
α= 则 1.648A v K K K K K αβ==
（2)对1n m 进行修正，并圆整为标准模数
1.43n n m m == 由参考文献[1]表6.1圆整后取
2.0mm n m =
（3)计算传动尺寸 中心距：12() 2.5(1770)
89.292cos 2cos13
n m z z a mm β+⨯+=
==
由参考文献[2]表9.4圆整为90a mm = 则修整螺旋角
1
112() 2.0(1770)cos cos 14.835145062290
n m z z a β--+⨯+====⨯、、
、
所以
11 2.017
d 35.172cos cos14.835
n m z mm mm β⨯=
== 22 2.070
d 144.828cos cos14.835
n m z mm mm β⨯=
== b 1b=d 0.635.17221.103mm φ=⨯=
按参考文献[2]表9.4圆整为b=22mm
取 211b =b=25,(510)(2732),30mm b b mm b mm =+==取 (4)校核最小不根切齿数：
由
n t tan =tan cos ααβ，n =20α求得t =20.6314α
*22
min =2h cos /sin 2 1.0cos14.835/sin 20.631415.57z an t βα⨯=⨯⨯=
则 1min z >z
，则可知不会发生根切现象 (5)校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1]式(6.20)，即
[]=H
E H H Z Z Z Z εβ
σσ≤
式中各参数：
1）K=1.648、41 2.0210T N mm =⨯⋅、22b mm =、135.172d = 2)
齿数比1 4.12u i ==
3)查参考文献[1]表6.5得材料弹性系数E Z =4) 查参考文献[1]图6.15得节点区域系数 2.44H Z =
5) 查参考文献[1]图6.16得重合度系数0.82Z ε= 6) 查参考文献[1]图6.26得螺旋角系数0.988Z β= 7) 查参考文献[1]式（6.26），许用接触应力由[]lim 1
H N H H
Z S σσ=
算得 基础疲劳接触疲劳极限应力lim 1lim 21200H H MPa σσ==，由参考文献[1]图6.29g 查得
由参考文献[1]图6.30查得寿命系数11 1.0N N Z Z == 由参考文献[1]表6.7查得安全系数 1.0H S =，故
[]lim 1lim 212 1.01200
12001.0
H H N N H H H Z Z MPa MPa S S σσσ⨯=
=== 则
[]=189.9 2.440.820.988654.53H
E H H
Z Z Z Z MPa εβ
σσ=⨯⨯⨯=<即满足齿面接触疲劳强度。

(6)计算齿轮传动其他尺寸
高速级齿轮参数列表
（二）低速速齿轮传动（二级传动） 1．选择材料、热处理方式及精度等级
考虑低速级齿轮传动传递功率约1.9kW ，且该齿轮传动为闭式传动。

大、小齿轮仍是选用40Cr ，表面淬火，由参考文献[1]表6.2得到齿面硬度为4855HRC ，选用8级精度。

2.初步计算传动主要尺寸
因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲
疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。

由参考文献[1]式（6.25），即
n m =式中各参数为：
1)小齿轮传递的扭矩
4423.100.990.97 4.12.10T N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅡⅠⅠ=T i =202=799
2) 初选17z 3= （后面予以说明计算校验，最小根切齿数min z =14.93），则
431/1713.6/(70/17)56.15m z z i i =⨯=⨯=,则可选取456z =，则256/17 3.29i ==。

则知：12 4.12 3.2913.55m i i i =⨯==
12)/(13.613.55)/13.60.37/(m m m i i i i i i -=-==％，满足传动比要求。

3)初选K 1.3t =。

4)初选螺旋角15β= 。

，由式(6.1)得端面重合度:
34111
11.88 3.2cos 1.88 3.2cos15
17561.64
z z αεβ⎡⎤⎛⎫⎡⎤⎛⎫=-+=-+⎢⎥ ⎪ ⎪⎢⎥⎝⎭
⎣⎦⎝⎭⎣
⎦=
则由参考文献[1]图6.22查得重合度系数0.72Y ε=
5) 硬齿面非对称布置，按参考文献[1]表6.6d d 0.30.6=0.6φφ=，取
6)由参考文献[1]式(6.2)，轴面重合度：
d 30.318z tan 0.3180.617tan150.869βξφβ==⨯⨯⨯=
由参考文献[1]图6.28查得：螺旋角系数：0.89Y β=
7) F S Y Y 齿形系数和应力修正系数
当量齿数：
31334233z 17
18.86cos cos 15z 56
62.14
cos cos 15v v z z ββ=
=====。

由参考文献[1]图6.20查得：342.85, 2.28F F Y Y ==
由参考文献[1]图6.21查得：341.54, 1.75S S Y Y ==（均由线性插值法得到） 8) 许用弯曲应力可由参考文献[1]式6.29，即[]Flim
Y N F F S σσ=
算得。

由参考文献[1]图8.29h 查得接触疲劳极限应力lim3lim4360F F MPa σσ== 由参考文献[1]表8.7查得安全系数 1.25F S = 小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：
8
338
7
3426060228 1.0522508 2.736102.736108.316103.29
h N n aL N N i =⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯⨯===⨯
由参考文献[1]图8.32查得寿命系数34 1.0N N Y Y ==
故需用弯曲应力
[]3Flim33Y 1.0360
2881.25N F F MPa MPa S σσ⨯=== []4Flim44
Y 1.03602881.25
N F F MPa MPa S σσ⨯===
[]33
3
Y Y 2.85 1.54
0.0152288F S F MPa MPa
σ⨯=
= []44
4
Y Y 2.28 1.75
0.0139288F S F MPa MPa
σ⨯=
=
所以
[][]33
3
Y Y Y Y 0.0152F S
F S F
F MPa
σσ=
=
则初算模数3n m ：
3 2.22mm
n m ≥==
3.计算传动尺寸
（1)计算载荷系数K
由参考文献[1]表6.3查得使用系数 1.00A K =（平稳）
33
133
2.2217228
0.466/601000
601000cos 601000cos15
t n d n m z n v m s πππβ
⨯⨯⨯=
=
=
=⨯⨯⨯⨯
由参考文献[1]图6.7查得动载系数 1.06v K =
由参考文献[1]图6.12查得齿向载荷分布系数 1.09K β= 由参考文献[1]
表6.4查得齿间载荷分布系数 1.4K
α= 则 1.62A v K K K K K αβ==
（2)对3n m 进行修正，并圆整为标准模数
2.37n n m m == 由参考文献[1]表6.1圆整后取
3.0mm n m = （3)计算传动尺寸 中心距：34() 3.0(1756)
113.362cos 2cos15
n m z z a mm β+⨯+=
==
由参考文献[2]表9.4圆整为 115a mm = 则修整螺旋角
1
134() 3.0(1756)cos cos 17.82417492622115
n m z z a β--+⨯+====⨯、、
、
所以
33 3.017
d 53.571cos cos17.824
n m z mm mm β⨯=
== 44 3.056
d 176.470cos cos17.824
n m z mm mm β⨯=
== b 3b=d 0.653.57132.14mm mm φ=⨯=
按参考文献[2]表9.4圆整为32b mm = 取 211b =b=32,(510)(3742),40mm b b mm b mm =+==取
(4)校核最小不根切齿数：
由n t tan =tan cos ααβ，n =20α求得t =20.922
α
*22
min =2h cos /sin 2 1.0cos17.824/sin 20.92214.93z an t βα⨯=⨯⨯=
则 min 3z >z ，则可知不会发生根切现象。

(5)校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1]式6.20，即
[]H =H
E H Z Z Z Z εβ
σσ≤ 式中各参数：
1）K=1.62、427.9910T N mm =⨯⋅、32b mm =、153.571d mm = 2)齿数比2 3.29u i ==
3)查参考文献[1]表6.5
得材料弹性系数E Z =4) 查参考文献[1]图6.15得节点区域系数 2.40H Z = 5) 查参考文献[1]图6.16得重合度系数0.76Z ε= 6) 查参考文献[1]图6.26得螺旋角系数0.979Z β= 7) 查参考文献[1]式（6.26），许用接触应力由[]lim
H N H H
Z S σσ=
算得 基础疲劳接触疲劳极限应力lim 1lim 21200H H MPa σσ==由参考文献[1]图6.29g 查得
由参考文献[1]图6.30查得寿命系数11 1.0N N Z Z == 由参考文献[1]表6.7查得安全系数 1.0H S =，故
[]lim 1lim 2 1.01200
12001.0
H H N N H H H Z Z MPa MPa S S σσσ⨯=
=== 则
[]=189.9 2.400.760.979650.14H
E H H
Z Z Z Z MPa εβ
σσ=⨯⨯⨯=<即满足齿面接触疲劳强度。

(6)计算齿轮传动其他尺寸
低速级齿轮参数列表
齿轮 法向模数 分度圆直径 齿宽 齿数 β螺旋角 中心距a 小 3.0
53.571 40 17 17.824°
115
大 176.470
32
56
（三）验证两个大齿轮润滑的合理性
两个大齿轮直径分别为：2d 144.828mm =，4d 176.470mm =。

浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于10mm ，最高油面比最低油面高出(1015)mm ，同时保证传动件浸油深度最多不超过齿
轮半径的11(
)43。

11
()88.24(22.0629.41)43
mm mm ⨯=。

如下图所示，88.24-62.41=25.83mm<29.41mm ，验证可以知道，两个齿轮满足浸油条件，润滑合理。

（四）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。

1.各轴的转速
Ⅰ轴 940/min m n n r ==Ⅰ
Ⅱ轴 940
228.16/min 4.12n n r i =ⅠⅡⅠ==
Ⅲ轴 228.16
69.35/min 3.29
n n r i ==
=ⅡⅢⅡ 卷筒轴 69/min w m n n r ==
2.各轴的输入功率
Ⅰ轴 2.010.99 1.99d P P kW η⨯=⨯=ⅠⅠ=
Ⅱ轴 230.990.97 1.91P kW ηη⨯⨯=ⅡⅠ=P =1.99 Ⅲ轴 230.990.97 1.83P kW ηη⨯⨯=ⅢⅡP ==1.91 卷筒轴 210.990.99 1.79P kW ηη⨯⨯=卷ⅢP ==1.83
3.各轴的输出转矩
电动机轴的输出转矩d T 为
6642.019.55109.5510 2.0410940/min
d d m P kW
T N mm n r =⨯⨯=⨯⨯=⨯⋅
所以：
Ⅰ轴 442.04100.99 2.0210T T N mm N mm η⨯⨯⨯=⨯ⅠⅠd = =
Ⅱ轴 4423 2.02100.990.97 4.1210T N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅡⅠⅠ=T i ==7.99 Ⅲ轴 4523100.990.97 3.2910T i N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅢⅡⅡT ==7.99=2.52 卷筒轴 5521100.990.99 2.4710T N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯卷ⅢT ==2.52=
三.轴的设计计算
(一)高速轴(轴Ⅰ)的设计计算 1. 轴的基本参数--Ⅰ轴：
940/min m n n r ==Ⅰ
442.04100.99 2.0210T T N mm N mm η⨯⨯⨯=⨯ⅠⅠd = =
作用在齿轮上的力：
14
11.021*******.64350.172
t T F N d ⨯⨯===
°
11°tan tan 201148.64432.49cos cos14.835n r t a F F N β==⨯=
°11tan 1148.64tan14.835=304.23N a t F F β==⨯
2.选择轴的材料
考虑结构尺寸以及可能出现的特殊要求（1号小齿轮1=35.172mm d ，有可能需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为40Cr ，故轴的材料可能用到40Cr ），第一级轴是高速轴同时传递力矩，选用40Cr 材料，热处理方式为表面淬火，以获得良好的综合机械性能。

3.初算轴径
按弯扭强度计算：
3
3min P 1.99C 9712.46n 940
d mm ==⨯= 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，min d 12.46 1.0513.08mm =⨯=。

式中：
C ——由许用扭转剪应力确定的系数。

由参考文献[1]表9.4中查得C 值，40Cr 的系数为10697考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。

P ——轴传递的功率（单位kW ）。

错误!未找到引用源。

n ——轴的转速。

错误!未找到引用源。

4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式
为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。

因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。

由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图 1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。

(2)联轴器及轴端1
上述所求的的min d 13.08mm =，就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器的设计同时进行。

为补偿联轴器所连接两轴的安装
误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。

查参考文献[1]表12.1可取：K=1.5，则计算转矩：
14T 1.5 2.041030.3e K T m N ==⨯⨯=。

其中型号为LT4的联轴器系列公称转矩满足，取2862
4/432320022052
JA LT GB T JA ⨯-⨯。

轴段1的直径为1d 20mm =。

(3)轴段2
在确定轴段2的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。

减速器工作环境为有尘环境，密封效果要求较好，故减速器端盖密封采用唇形密封圈。

考虑齿轮线速度1 1.731/(601000)/2/m s m s v nd π==<⨯，即轴承不可通过齿轮甩油进行润滑，则轴承采用脂润滑，需要挡油板装置。

联轴器的右端轴肩固定，由参考文献[1]图9.8中的公式计算得轴肩高度1(0.07
0.1)(1.4
2.0)d mm h ==，但
考虑固定原因、唇形密封圈所在轴段直径以及本轴段要安装轴承的内径，则可取h=2.5mm,则轴段2直径225mm d =。

考虑使用斜齿轮。

齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承轴，轴承型号取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm 。

(4)轴段3
轴段2的轴肩应为2(0.07
0.1)(0.07
0.1)25(1.75
2.5)h d mm ==⨯=。

初取
轴肩2.5mm,则可取直径为330mm d =。

(5)轴段4
轴段5安装轴承，轴承型号与轴段2一样取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm 。

轴段5的轴肩为2(0.07
0.1)(0.07
0.1)30(2.1 3.0)h d mm ==⨯=，取轴肩为
2.5mm, 5225mm d d ==，则算得直径为430mm d =。

本轴段安装齿轮，齿轮分度圆直径为35.173mm ，很明显此处需要做成齿轮轴。

(6)轴段5
此段轴安装轴承，5225mm d d ==。

(7)轴段长度确定
轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。

轴段1长度略短于联轴器长度，取150l mm =，轴段5的长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和（挡油板宽度等于齿轮端面与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取26mm ）则5(2615)41l mm mm =+=，轴段2长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离（取20mm ）、轴承端盖总厚度（取34mm ）、轴承宽度、挡油板宽度之和，2(20342615)95l mm mm =+++=，轴段4长度等于齿轮宽度，
430l mm =，轴段3长度根据其他两根轴确定为356l mm =。

5.轴上键校核设计
输入轴只有轴段1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需最短工作长度即可。

连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献[1]表4.1可得：[]125150p MPa σ=，取[]130p MPa σ=。

由参考文献[1]式4.1需满足挤
压强度条件：[]2p p T
dkl
σσ=
≤ 其中由轴的直径20mm ，查参考文献[2]表11.28，可取键的尺寸b ×h=6×6mm 。

则可解得: 4
122 2.0210 5.18130206/2p T l mm
d k σ⨯⨯≥==⨯⨯ 其连接的联轴器处长为52mm ，则键可选长度为45mm 。

6．轴的强度校核 （1）轴的受力简图
（2）计算支承反力 在水平面上
1211212112/2432.49104.5304.2335.172/2
330.36()
48.5104.5432.49330.36102.13()r a H H r H F L F d F N L L F F F N +⨯+⨯=
==++=-=-=
在垂直平面上
1111221148.51148.64364.11()48.5104.51148.64364.11784.53()V t V t V L F F N L L F F F N =
=⨯=++=-=-=
轴承I 的总支承反力：
2222111364.11102.13378.16()R H V F F F N =+=+= 轴承II 的总支承反力：
2851.25()R F N === （3）计算弯矩
取齿轮中心平面为a-a 剖面， 在水平面上，a-a 剖面左侧：
12102.13104.510672.59()aH H M F L N mm ==⨯=
a- a 剖面右侧：
'21330.3648.516022.46()aH H M F L N mm ==⨯=
在垂直平面上，a-a 剖面左侧：
12364.11104.538049.71()aV V M F L N mm ==⨯=
a-a 剖面右侧：
'21784.5348.538049.71()aV V M F L N mm ==⨯=
合成弯矩，a-a 剖面左侧：
39518.16()a M N mm === a- a 剖面右侧：
'41285.59()a M N mm === (4)计算转矩
42.0210T N mm =⨯
(5)校核轴的强度
画出弯矩转矩图，如下图所示，分析得：a-a 剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a 剖面右侧为危险剖面。

由参考文献[1]表9.6查得，抗弯截面模量为：
3
3
34302650.72()32
32
d W mm ππ⨯=
=
=
抗扭截面模量为：
3
3
34305301.44()16
16
T d W mm ππ⨯=
=
=
弯曲应力：
41285.5915.58()2650.72
15.58()
b a b m M MPa W MPa σσσσ=
===== 扭剪应力：
20200
3.81()5301.44
1.91()
2
T T T
a m T MPa W MPa ττττ=
====
=
由参考文献[1]表9.3可以查得1
1=750,350,200b MPa MPa MPa σστ--==；材料
的等效系数0.20.3,0.30.10.150.15σσττψ=ψ=ψ=ψ=取，，取。

由参考文献[1]表9.10查得K 1.63,K 1.44στ==。

由参考文献[1]表9.12查得绝对尺寸系数=0.73=0.78στεε，。

由参考文献[1]表9.9查得轴磨削加工时的表面质量系数0.91β=。

由此，安全系数计算如下：
1
1
350
9.16
1.63
15.580.30
0.970.73
200
48.081.44
1.910.15 1.91
0.910.78
9.00
a m a m
S K S K S σσ
σσ
ττ
ττ
σσσβεττσβε--=
=
=⨯+⨯+ψ⨯=
=
=⨯+⨯+ψ⨯=
=
=
由参考文献[1]表9.13查得许用安全系数[] 1.3 1.5,[]S S S =>，故安全。

7.校核轴承寿命
由参考文献[2]表12.3，查得7205C 轴承的012800,8950r C N C N ==。

（1） 计算轴承的轴向力 轴承I 、II 内部轴向力分别为
1112220.40.40.4378.16151.26()0.40.40.4851.25340.50()S r R S r R F F F N F F F N ===⨯====⨯=
轴承如果面对面安装：
12(151.26304.23)455.49S S F A N N F +=+=>，则 12151.26,455.49a a F N F N ==
轴承如果背对背安装：
21(340.50304.23)644.73S S F A N N F +=+=> 12644.73,340.50a a F N F N ==
比较两种安装情况受力大小，选择面对面安装更合理。

比较两轴承的受力，因1212r r a a F F F F <<及，故只需校核轴承2。

（2） 计算当量动载荷 由
20455.49
0.0518950
a F C ==，由参考文献[1]表10.13查得0.42e =。

因为
22455.49
0.5350.42851.25
a r F e F ==>=，所以查表插值可得：0.44, 1.32X Y ==。

当量动载荷为
220.44851.25 1.32455.49975.80()r r r P XF YF N =+=⨯+⨯=
（3） 校核轴承寿命
轴承在100C ︒以下工作，由参考文献[1]表10.10查得1T f =。

载荷平稳，由参考
文献[1]表10.11查得 1.0 1.5, 1.2p p f f ==取。

轴承I 的寿命为
6633
1010 1.012800L ()()23159.26()60609401.2975.80T r h p r f C h n f P ⨯===⨯⨯
已知减速器使用5年两班，则预期寿命为 812505220000h L h h '=⨯⨯⨯⨯=
h L >h L '，故轴承寿命充裕。

(二)中间轴(轴Ⅱ)的设计计算 1. 轴的基本参数--Ⅱ轴：
940
228.16/min 4.12
n n r i =ⅠⅡⅠ==
4423 2.02100.990.97 4.1210T N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅡⅠⅠ=T i == 7.99
计算得作用在齿轮2上的力：
24
2210227.991103.38144.828
t T F N d ⨯⨯===
°
22°
tan tan 201103.38415.44cos cos14.835n r t a F F N β==⨯= °22tan 1103.38tan14.835=292.25N a t F F β==⨯
计算得作用在齿轮3上的力：
24
331227.992982.96503.571
t T F N d ⨯===⨯
°
33°tan tan 202982.961140.45cos cos17.824n r t a F F N β==⨯=
°33tan 2982.96tan17.824=959.10N a t F F β==⨯
2.选择轴的材料
考虑结构尺寸以及可能出现的特殊要求（3号小齿轮1=53.571mm d ，有可能需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为40Cr ，故轴的材料可能用到40Cr ），第二级轴
是速度较高同时传递更大力矩，选用40Cr 材料，热处理方式为表面淬火，以获得良好的综合机械性能。

3.初算轴径
按弯扭强度计算：
233
min 2P 1.91C 9719.70n 228.16
d mm ==⨯= 考虑到轴上键槽适当增加轴直径，min d 19.70 1.0520.68mm =⨯=。

式中：
C ——由许用扭转剪应力确定的系数。

由参考文献[1]表9.4中查得C 值，合金钢40Cr 的值为10697考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。

P2——轴Ⅱ传递的功率（单位kW ）。

错误!未找到引用源。

n ——轴Ⅱ的转速。

错误!未找到引用源。

4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式
轴承部件的固定方式采用两端固定。

由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。

(2)轴段1
初选角接触球轴承7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16mm 。

故取轴段1的直径为130mm d =。

(3)轴段2与轴段4
由参考文献[1]图9.8中的公式计算得，轴段1和轴段5的轴肩应为
1(0.070.1)(0.070.1)30(2.1 3.0)d mm h ==⨯=，取轴肩 2.5h mm =，则算得直
径为235mm d =。

考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为53.571mm ，其中键的尺寸为：b ×h=10×8mm ，则e=53.571/2-17.5-3.3=5,99mm<2.5×m=7.5mm ，所以齿轮3需要做成齿轮轴。

(4)轴段3
轴段3的轴肩也为1(0.07
0.1)(0.07
0.1)35(2.45 3.5)d mm h ==⨯=，轴肩
取 2.5mm h =,则直径为340d mm =。

(5)轴段长度确定
轴段4长度略短于齿轮2轮毂长度，齿轮2轮毂长度为42mm ，则取440l mm =，
轴段3长度取10mm （考虑轴向力很大，所取长度比计算值大），即310l mm =轴段2的长度等于齿轮3宽度，则240l mm =，轴段5长度等于轴承宽度、挡油板宽度（挡油板宽度等于齿轮2轮毂与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取19mm ）以及轮毂宽度与轴段4长度差值之和，则5(16192)37l mm mm =++=，轴段1长度等于轴承宽度、轴承端面至箱体内壁距离与齿轮3端面至箱体内壁的距离之和，取1(161015)41l mm mm =++=。

5.轴上键校核
中间轴轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。

连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献[1]表4.1可得：[
]125150p MPa
σ=，取[
]130p MPa
σ=。

由参考文献[1]式4.1需满足挤
压强度条件：[]2p p T
dkl
σσ=
≤ 其中由轴的直径35mm ，查参考文献[2]表11.28，可取键的尺寸b ×h=10×8mm 。

则可解得: 42227.99108.78130358/2p T l mm
dk σ⨯⨯≥==⨯⨯
查表得安全工作的最小键长为22mm 。

此轴上两个齿轮：2、3号齿轮，其中2号（高速轴上的大齿轮）齿宽为22mm ，3号齿轮（低速轴上的小齿轮）齿宽为40mm 。

2号齿轮轮毂宽度为42mm ，则取2号齿轮处键长36mm ，3号齿轮为齿轮轴形式，不需要键连接。

6．轴的受力分析 (1)画轴的受力简图 中间轴受力：
21103.38t F N =，2415.44r F N =，2292.25N a F = 32982.96t F N =，31140.45r F N =，3959.10N a F =
(2)计算支承反力 在水平面上
2233231123123
/2/2()303.36a a r r H F d F d F L F L L F N L L L ++-+==-++
4233(415.44303.361140.45)421.65()H r r H F F F F N N =--=+-=- 在垂直平面上
322113123()2982.96991103.38481594.41152
t t V F L L F L F N L L L +-⨯-⨯===++
4323(2982.961103.381594.41)285.17()V t t V F F F F N N =--=--=
轴承3的总支承反力：
2222333(303.36)1594.411623.01R H V F F F N =+=-+=
轴承4的总支承反力：
2222444(412.65)285.17509.03R H V F F F N =+=-+=
（4） 计算弯矩
设齿轮3中心平面为a-a 剖面，齿轮2中心平面为b-b 剖面。

在水平面上，a-a 剖面左侧：
33303.365316078.08()aH H M F L N mm ==-⨯=-
a-a 剖面右侧：
3
333303.3653959.1053.571/241768.05()2
aH H a d M F L F N mm '=-=-⨯-⨯=- b-b 剖面左侧：
2
412
368.7048292.25144.828/2923.79()2
bH H a d M F L F N mm =+=-⨯+⨯=
b-b 剖面右侧：
41421.654820239.2()bH H M F L N mm '==-⨯=-
在垂直平面上
a-a 剖面左右侧弯矩相同
331594.415384503.73()aV aV V M M F L N mm '===⨯=
b-b 剖面左右侧弯矩相同
41285.174813688.16()bV bV V M M F L N mm '===⨯=
合成弯矩，a-a 剖面左侧：
86019.72()a M N mm ===
a- a 剖面右侧：
94262.67()a M N mm '===
b-b 剖面左侧：
13719.30()b M N mm === b-b 剖面右侧：
'24433.40()b M N mm ===
(4)计算转矩
42310T N mm ηη⨯ⅡⅠⅠ=T i = 7.99
(5)校核轴的强度
画出弯矩转矩图，如下图所示，分析得：a-a 剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a 剖面右侧为危险剖面。

由参考文献[1]表9.6查得，抗弯截面模量为 3
3
32354209.24()32
32
d W mm ππ⨯==
=
抗扭截面模量为
3
3
32358418.49()16
16
T d W mm ππ⨯=
=
=
弯曲应力：
94262.6722.39()4209.24b M MPa W σ===
22.39a b MPa σσ== 0m σ=
扭剪应力：
4
7.99109.49()8418.49
T T T MPa W τ⨯===
9.49
4.75()2
2
T
a m MPa τττ==
=
=
由参考文献[1]表9.3可以查得1
1=750,350,200b MPa MPa MPa σσ
τ--==；材料
的等效系数0.20.3,0.30.10.150.15σσττψ=ψ=ψ=ψ=取，，取。

由参考文献[1]表9.10查得 2.13, 1.70K K στ==。

由参考文献[1]表9.12查得绝对尺寸系数=0.70=0.76στεε，。

由参考文献[1]表9.9查得轴磨削加工时的表面质量系数=0.92β。

由此，安全系数计算如下：
1
350
4.732.13
22.390.30
0.920.70
a m
S K σσ
σσ
σ
σσβε-=
=
=+ψ⨯+⨯⨯
1
200
16.311.70
4.750.15 4.75
0.920.76
a m
S K ττ
ττ
τ
ττβε-=
=
=+ψ⨯+⨯⨯
4.54S στ=
=
=
由参考文献[1]表9.13查得许用安全系数[] 1.3 1.5,S =显然S >[]S ，故a-a 剖面安全。

7.校核轴承寿命
由参考文献[2]表12.3查得7206C 轴承的017800,12800r C N C N ==。

（1） 计算轴承的轴向力 轴承I 、II 内部轴向力分别为
3330.40.40.41623.01649.20S r R F F F N N ===⨯= 4440.40.40.4509.03203.61S r R F F F N N ===⨯= 轴承如果面对面安装：
34(649.20666.85)1316.05S S F A N N F +=+=>，则 34649.20,1316.05a a F N F N ==
轴承如果背对背安装：
43(203.61666.85)870.46S S F A N N F +=+=> 34870.46,203.61a a F N F N ==
比较两种安装情况受力大小，选择背对背安装更合理。

比较两轴承的受力，因4343r r a a F F F F <<及，故只需校核轴承3。

（2） 计算当量动载荷
由30/870.46/128000.068a F C ==，由参考文献[1]表10.13查得0.56e =。

因为33/870.46/1623.010.536a r F F ==<e ，所以查表插值可得：1,0X Y ==。

当量动载荷为
r 333P 1623.01r a r XF YF F N =+== （3） 校核轴承寿命
轴承在100C ︒以下工作，由参考文献[1]表10.10查得1T f =。

载荷平稳，由参考文献[1]表10.11查得 1.0 1.5, 1.2p p f f ==取。

轴承I 的寿命为
3
3
66r 101011780055765.03()60P 60228.16 1.21623.01T r h p f C L h n f ⎛⎫⨯⎛⎫=== ⎪ ⎪⨯⨯⎝⎭⎝⎭
已知减速器使用5年两班，则预期寿命为
812505220000()h L h '=⨯⨯⨯⨯=
h L >h L '，故轴承寿命充裕。

(三)输出轴(轴Ⅲ)的设计计算 1. 轴的基本参数--Ⅲ轴：
228.1669.35/min 3.29
n n r i ===ⅡⅢⅡ
4523100.990.97 3.2910T i N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅢⅡⅡT ==7.99= 2.52
则经过计算可得作用在齿轮上的力：
35
441022 2.522856.98176.470
t T F N
d ⨯⨯===44tan tan 202856.981092.28cos cos17.824n r t a F F N β︒
︒==⨯=
°44tan 2856.98tan17.824=918.60N a t F F β==⨯
2.选择轴的材料
考虑使用45号钢的时候轴可能会比较粗，结构复杂，而且第三根轴传递力矩较大，故选用40Cr ，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。

3.初算轴径
按弯扭强度计算：
min 9728.89d mm ===
考虑到轴上键槽适当增加轴直径，min d 28.89 1.0530.32mm =⨯=。

式中：
C ——由许用扭转剪应力确定的系数。

由参考文献[1]表9.4中查得C 值，合金钢40Cr 的值为10697，考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。

P3——轴III 传递的功率（单位kW ）。

错误!未找到引用源。

n ——轴III 的转速。

错误!未找到引用源。

4.轴承部件的结构设计 (1)轴承部件的结构形式
轴承部件的固定方式采用两端固定。

由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计。

(2)轴段7及联轴器 轴段7的直径，需要考虑到上述所求的min d 30.32mm =及轴段1上安装联轴器，因此与联轴器的设计同时进行。

为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。

查参考文献[1]表12.1可取：K=1.5，则计算转矩：
35T 1.5 2.52)10378(e K T m N ==⨯⨯=。

其中型号为LT7的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，则定制直径为32mm 的联轴器， 型号记作LT7 32×65 GB/T 4323-2002。

则7d 32mm =。

(3)轴段6
考虑联轴器的轴向固定，轴肩7(0.07
0.1)(0.07
0.1)32(2.24 3.2)d mm
h ==⨯=考虑唇形密封圈的内径系列，取轴肩为3mm ，轴段6直径638mm d =。

(4)轴段5和轴段1
轴段5与轴段1要安装轴承，选轴承类型为角接触球轴承。

轴段5需要考虑轴承内径及安装，查参考文献[2]表12.2角接触球轴承，取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mm 。

同一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段5和轴段1的直径为：5140mm d d ==。

(5)轴段2和轴段4
由参考文献[1]图9.8中的公式计算得，轴段5与轴段1的轴肩应为
1(0.070.1)(0.070.1)40(2.8 4.0)d mm h ==⨯=。

取轴肩h=3.0mm,则初算可得
直径为46mm ，2446mm d d == (6)轴段3
轴段4的轴肩也为4(0.070.1)(0.07
0.1)46(3.22 4.6)d mm h ==⨯=。

轴肩
取4mm,则直径为3d =54mm 。

(7)轴段长度确定
轴段3与轴2一样，310l mm =，轴段2长度略短于齿轮4的轮毂宽度，齿轮4的轮毂宽度为56mm ，则254l mm =，轴段1长度等于轴承宽度、挡油板宽度以及齿轮4轮毂长度与轴段2长度差值之和，1(18872)35l mm mm =+++=，轴段5长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和，5(1815)33l mm mm =+=，轴段4长度根据前两根轴确定为436l mm =，轴段6长度等于轴承端盖总长度与联轴器端面到箱体轴承端盖的距离6(3420)54l mm mm =+=，轴段7长度略短于联轴器长度，联轴器长度为65mm ，则取764l mm =。

5.轴上键校核
输出轴轴段7与轴段2上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。

连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献[1]表4.1可得：[
]125150p MPa
σ=，取[
]130p MPa
σ=。

由参考文献[1]式4.1需满足挤
压强度条件：[]2p p T
dkl
σσ=
≤ (1) 轴段2与大齿轮连接处的键
其中轴段2的直径46mm ，可取键的尺寸b ×h=14×9mm 。

则可解得: 5
322 2.521018.73130469/2p T l mm dk σ⨯⨯≥==⨯⨯
查表得最短键长为36mm 。

此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为32mm ，轮毂宽度取56mm 。

，取键长为50mm 。

(2) 轴段7与联轴器连接处的键
其中轴段7的直径32mm ，可取键的尺寸b ×h=10×8mm 。

则可解得: 5
322 2.521030.29130328/2p T l mm dk σ⨯⨯≥==⨯⨯
查表取键长为56mm 。

6.轴的强度校核 (1)画轴的受力简图
输出轴的受力:
35
441022 2.522856.98176.470
t T F N
d ⨯⨯===44tan tan 202856.981092.28cos cos17.824n r t a F F N β︒
︒==⨯=
°44tan 2856.98tan17.824=918.60N a t F F β==⨯
(2)计算支反力
水平面上:
4244532645/21092.2898918.60176.470/2
1253.97()
52981092.281253.97161.69()r a H H r H F L F d F N L L F F F N +⨯+⨯=
==++=-=-=-
垂直平面上:
25432645982856.981866.56()52982856.981866.56990.42()V t V t V L F F N L L F F F N =
=⨯=++=-=-=
轴承5的总支承反力
22225551253.971866.562248.66()R H V F F F N =+=+= 轴承6的总支承反力
2222666(161.69)990.431003.54()R H V F F F N =+=-+= (3)计算弯矩 在水平面上： a-a 剖面左侧，
531253.975265206.44()aH H M F L N mm ==⨯=
a-a 剖面右侧：
'62161.699815845.62()aH H M F L N mm ==-⨯=-
在垂直面上：
'531866.565297061.12()aV aV V M M F L N mm ===⨯=
合成弯矩： a-a 剖面左侧:
222265206.4497061.12116930.50()a aH aV M M M N mm =+=+= a-a 剖面右侧：
''2'222(15845.62)97061.1298346.05()a aH aV M M M N mm =+=-+= (4)计算转矩
4523100.990.97 3.2910T i N mm N mm ηη⨯⨯⨯⨯⨯ⅢⅡⅡT ==7.99= 2.52
(5)校核轴的强度
画出弯矩转矩图，如下图所示，分析得：a-a 剖面右侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故a-a 剖面右侧为危险剖面。