机械设计课程设计--带式输送机的传动装置

机械设计课程设计说明书
设计题目：带式输送机的传动装置
机电工程学院（院系）过程装备与控制工程（专业）班级：4班学号：**********
设计人：姜飞
指导老师：***
完成时间：2012 年 5 月 6 号
武汉工程大学
目录
第一章、设计任务书 (3)
第二章、传动装置的总体设计 (4)
第三章、传动零件的设计计算数 (8)
第四章、轴的设计计算 (16)
第五章、轴的强度校核.......... .......... ................ ........... . (21)
第六章、键的强度校核 (24)
第七章、滚动轴承的校核 (25)
第八章、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (26)
第九章、箱体及其附件的结构设计 (26)
第十章、减速器箱体结构尺寸 (27)
第十一章、参考资料 (29)
1.2原始数据：
1.3工作情况：已知条件
1)工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转，载荷较平稳。

2)使用寿命8年，两班制工作。

3)工作机效率为0.96。

4)输送机由电机驱动。

电机转动，经传动装置带动输送带移动。

5)允许输送带速度偏差：±5%；
6)按小批量生产规模设计。

1.4设计内容
1.设计传动方案；
2.设计减速器部件装配图（A1）；
3.绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动轮、中间轴）；
4.编写设计计算说明书一份。

第二章传动装置总体设计
2.1 系统总体方案的确定
2.1.1系统总体方案：电动机→传动系统→执行机构；
2.1.2初选两种传动方案，如下：
（a）圆锥-圆柱齿轮减速器
（b）二级展开式圆柱齿轮传动
1）系统方案总体评价
方案（a）结构教复杂，成本相对较高。

方案(b)中，若将电动机布置在减速器另一侧，其宽度尺寸得以缩小，结构简单，总传动比大。

因此，在两个方案比较下，方案（b）比较合理。

2）最终确定方案（b），结构如图。

两级圆柱齿轮传动
该方案的优点：该工作机有轻微振动，由于V 带有缓冲吸振能力，采用V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。

齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部分为Y 系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。

2.2 电动机选择（Y 系列三相交流异步电动机）
（1）电动机容量的选择 卷筒转速：n w =
D
v
π1000*60 =40.23r/min
工作机所需功率P w =2T*v =1000D *21000*0.8
1000*0.38
*=1.94kw
设计方案的总效率 n 0=n 1*n 2*n 3*n 4*n 5*n 6…n n
本设计中的
4η=0.99联轴器的传动效率（1个），2η=0.98轴承的传动效率（4对），3η=0.97齿轮的传动效率（2对），1η=0.96V 带传动效率。

本次设计中有8级传动效率 : 其中4η=0.99， 2η=0.98, 3η=0.96（两对齿轮的效率取相等），1η=0.96
则：总η=542
3421ηηηηη= 96.0*99.0*97.0*98.0*96.024=0.79
故：P d ＝P w /总η=1.94/0.79=2.46kw
查表得：ed P =3kw
（2）电动机转速的选择
n d ＝（i1’·i2’…in ’）n w
由该传动方案知，在该系统中只有减速器和V 带传动中存在传动比i1,i2，i3其他 传动比都等于1。

查表知圆柱齿轮传动比范围为8——40，V 带传动的传动比范围为2---4。

所以 n d =(i1*i2*i3) nw=[18，144]* nw 所以n d 的范围是（643.68---6436.8）r/min ， 初选为同步转速为1500r/min 的电动机 （3）电动机型号的确定
由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L 2-4,其额定功率为3kW ，满载转速1440r/min 。

基本符合题目所需的要求。

2.3传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配
（1）总传动比： 总i ＝n m /n w =1440/40.23=35.80
（2）传动系统的传动比：i 总= i 0 i ‘
I 0为V 带传动比，i 为二级圆柱齿轮减速器的传动比，高速级传动比i 1与低速级传动比i 2的分配：i 1=1.3 i 2故， 取V 带传动比i 0=3,
由于减速箱是展开式布置，所以i 1＝1.3i 2
故i 1*i 2=35.80/3，得i 1=3.94， i 2=3.03。

（3）各轴的转速为 ：电动机转轴速度 n 0=1440r/min
高速I n 1=
3
i n m
=1440/3=480r/min 中间轴II n 2=1
1i n =480/3.94=121.81r/min
低速轴III n 3= 2
2i n =121.8/3.03=40.21r/min
卷筒 n 4=40.21r/min 。

（4）各轴的输入功率：电动机 w P =3kw
高速I P1=w P *01η= 3*0.96= 2.88 K w
中间轴II P 2=P 112η=2.88*0.98*0.97=2.74K w 低速轴III P 3=P 2*23n =2.74*0.98*0.97=2.6K w 卷筒 P 4=P 3*34n =2.6*0.98*0.96=2.52 K w （5）各轴的输入转矩：电动机转轴 Tw=
m
*9550n P
=
1440
3
*9550=19.90 N m •
高速I T 1=
11*9550n P =48088
.2*9550=57.3 N m • 中间轴II T 2=
12*9550n P =8.12174
.2*9550=214.84 N m • 低速轴III T 3=
33*9550n P =21
.406
.2*9550=617.5N m • 卷筒 T 4=
44*9550n P =21
.4052.2*9550=598.5N m • 其中T d =d
d
n P 9550
(n*m)
第三章 传动零件的设计计算
3．1 V 带传动的设计计算： 3.1.1已知条件：
设计此V 带传动时，已知条件有：带传动的工作条件；传递的额定功率
w P =3kw ；小带轮转速；大带轮转速。

设计内容包括：选择带的型号，确定基准长度，根数，中心距，基准直径以及结构尺寸，初拉力和压轴力。

3.1.2设计步骤： 1）确定计算功率：P ca
此输送机每日两班制工作 由书P156表8-7查得，工作情况系数2.1=A K 计算功率 Kw K P P A ca 6.332.1=⨯=⨯= 2）选择V 带型号
根据Ca P =3.6Kw 和小带轮转速n 0=1440r/min 由书P150图8-11选取带的带型为A 型 3）确定带轮的基准直径d d ，并验算带速V
根据V 带的带型 由书P157选取小带轮基准直径190d mm d = 验算带速 s m n d v /78.61000
601440
901000
601
11=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
而带速不宜过高或过低，一般v=5~25m/s,最高带速Vmax<30m/s ，所以带的速度合适。

大带轮的基准直径 2d d ： mm id d 27090312=⨯== 查表8-8 圆整后取2d d =280mm
4）确定中心距a 并选择V 带的基准长度长L d
初定中心距 mm a 4000=
mm a d d d d a L d
14034)()(220
2
122100
=-+++=π
查表得：mm L d 1400=
实际中心距mm L L a a d
d 40224002
0=+=-+
≈
5）验算小带轮包角 ︒︒︒
︒
>=--≈901533.57)
(18012a
d d d d α
故，小带轮上的包角符合要求。

6）确定V 带根数Z
查表得96.0,925.0,17.0,06.100===∆=L K K Kw P Kw P α 则27.396
.0*925.0*)17.006.1(6
.3)(0=+=∆+=
L Ca
Ca K K P P P z α
故取z=4根
综上，带传动参数如下：
大带轮直径d2=280mm ，小带轮直径d1=90mm ， 中心距a=402mm ，
带的型号为A 型V 带，
V 带根数z=4。

3.2齿轮传动的设计计算： A:高速级齿轮计算 （1）材料及热处理：
选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280 HBS ， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS 二者的硬度差为40HBS （2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （3）初选小齿轮齿数1z =24，
则大齿轮齿数2z =3.94*24=94.6 取2z =95 （4）初选螺旋角︒=14β （5）按齿面接触强度设计
按下式试算:
1t d ≥ 1）确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt ＝1.4 （2） 查表选取尺宽系数φd ＝1
（3） 查表得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa ，H Z =2.433
（4） 由 95,2421==Z Z 由书P215图10-26查得 87.0,78.021==ααεε
65.121=+=∴αααεεε
（5） 按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝580MPa ；大齿轮的
解除疲劳强度极限σHlim2＝390MPa ； （6） 计算应力循环次数 N 1＝60n1jLh ＝60×480×1×（2×8×300×4）＝1.106×910 N 2＝N 1/4.86＝2.807×810
此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。

Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （7） 查表得接触疲劳寿命系数K HN1＝1.0；K HN2＝1.14 （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
[σH ]1＝1×600MPa ＝580MPa
[σH ]2＝1.14×390MPa=444.6MPa [][][]
MPa H H H 3.5122
6
.4445802
2
1
=+=
+=
σσσ
2）计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径d 1t
d 1t ≥[
]3
2
11·2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H H
E d t Z Z u u T K σφεε =32
43.5128.189433.294.3194.3·65.111073.54.12⎪⎪⎭⎫
⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=46.27mm （2） 计算圆周速度
v=
10006011⨯n d t π=1000
60480
27.46π⨯⨯⨯=1.16m/s
（3） 计算齿宽b 及模数t m
b=φd 1t =1×46.27mm=46.27mm
t m =
βcos 1
1z d t =︒⨯14cos 2427
.46=1.87mm
h=2.25t m =2.25×1.87mm=4.21mm
b/h=46.27/4.21=10.99
（4）计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取A K =1
根据v=1.28m/s,7级精度，由[1]图10—8查得动载系数 v K =1.06；
斜齿轮4.1==ααF H K K 查表10---4得417.1=βH K 由图10--13得40.1=βF K 故载荷系数：
K=A K v K αH K βH K =1×1.4×1.06×1.417=2.1 （5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 d 1=3
1/t t K K d =3
6.1/1.203.38⨯mm=41.64mm （6）计算模数m ： m βcos 1
1
z d ==︒14cos 2064.41mm=2.02mm
（5）按齿根弯曲强度设计： m ≥[]3
2
211cos ·2α
βεβ
Y Y Y z KT F Sa Fa d σφ
1）确定计算参数
)1(由图10-20c 查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 σF1=500Mpa ； 大齿轮得弯曲疲劳极限强度σF2=380MPa
（2）由表10-18查得弯曲寿命系数K FN1=0.85 K FN2=0.88
（3）计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.4
[]1F σ=（K FN1*σF1）/S=4
.1500*85.0=303.57Mpa
[]2F σ= （K FN2*σF2）/S=4
.1380*88.0=238.86Mpa
(4)计算载荷系数
K=K A K V αF K βF K =1×1.06×1.4×1.4=2.078 （5）查取应力校正系数Y sa1=1.567；Y sa2=1.795 齿形系数17.2,74.221==Fa Fa Y Y
（6）计算大、小齿轮的并[]
F Sa
Fa Y Y σ加以比较
[]111F Sa Fa Y Y σ=57
.303567
.174.2⨯=0.01417
[]2
22F Sa Fa Y Y σ=86.238795
.117.2⨯=0.01631
大齿轮的数值大。

2）设计计算 n m ≥3
22
458
.114cos 87.001631.0·2011011.407.22︒
⨯⨯⨯⨯⨯=1.40mm 对结果进行处理取m=2mm
（6）几何尺寸计算：
小齿轮齿数2014cos 2
64.41cos 11≈︒==
βn m d z 大齿轮齿数9886.420*12≈⨯==i z z 中心距a =(21Z Z +)*m /(2*cos β)=122.7mm 将中心距圆整为123mm
按圆整后的中心距修正螺旋角： β = arccos
()a
m
Z Z ⨯⨯+221=arccos （20+98）*2/(2*122)= 76.14
1d =
︒
⨯=⨯7.14cos 24
2cos 1βz m n =49.6mm
2d =
︒
⨯=⨯7.14cos 95
2cos 2βz m n =196.40mm
齿宽b=1*d d φ=1*41.36=49.6mm 故55b ,50b 21==整得
（7）齿轮传动其他几何尺寸
端面模数 m 1= m n /cos14.76=2.0674
齿顶高 h a==⨯n an m h *
2
齿跟高 hf=（h a *+c *）m n =（1+0.25）*2=2.5 全齿高 h= h a+ hf=2+2.5=4.5
齿顶圆直径1a d ==⨯⨯+n an m h d *
1245.36mm
2a d ==⨯⨯+n an m h d *
22206.65mm
齿跟圆直径1f d ==⨯⨯-⨯⨯-n n an
m c m h d **
12236.36mm 2f d ==⨯⨯-⨯⨯-n n an
m c m h d **
22297.65mm B:低速级齿轮计算 ：
（1）材料及热处理：
选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280 HBS ， 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS ，二者的硬度差为40 HBS （2）带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度 （3）初选小齿轮齿数1z =24，
则大齿轮齿数2z =3.03*24=72.7 取2z =73 （4）按齿面接触强度设计
按下式试算: d 1t ≥[]3
2
11·32.2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+H E d t Z u u T K σφ 1）确定公式内的各计算数值 （1）试选Kt ＝1.1
（2）查表选取尺宽系数φd ＝1
（3）查表得材料的弹性影响系数Z E ＝189.8Mpa
（4）按齿面硬度查表得小齿轮的接触疲劳强度极σHlim1＝580MPa ； 大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝390MPa ； （5）计算应力循环次数
N 1＝60n 1jL h ＝60×121.8×1×（2×8×300×8）＝2.81810⨯ N 2＝N 1/3.47＝0.915810⨯
此式中j 为每转一圈同一齿面的啮合次数。

Ln 为齿轮的工作寿命，单位小时 （6）查表得接触疲劳寿命系数K HN1＝1.10；K HN2＝1.14 （7）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
[σH ]1＝1.10×580MPa ＝638MPa
[σH ]2＝1.14×390MPa ＝444.6MPa [][][]
MPa H H H 3.5412
6
.4446382
2
1
=+=
+=
σσσ
2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t ：
d 1t ≥[]3
2
1σ1·φ*
32.2⎪⎪⎭⎫
⎝⎛+H E d
t Z u u T K =3
2
3.5418.18903.3103.3·65.12148402
4.1*32.2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⨯⨯=70.667mm （2）计算圆周速度
v=
10006011⨯n d t π=1000
608
.121667.70π⨯⨯⨯=0.45m/s
（3）计算齿宽b 及模数t m
b=φd*d 1t =1×70.667mm=70.667mm
t m =
1114cos *z d t =24
97
.0*667.70=2..856mm
取m n =3
h=2.25t m =2.25×2.856mm=6.426mm b/h=70.667/6.426=10.99
中心距a a =(21Z Z +)*m /(2*cos β)=150mm （4）几何尺寸计算：
1d =
︒
⨯=⨯14cos 24
3cos 1βz m n =.74.2mm
2d =
︒
⨯=⨯14cos 73
3cos 2βz m n =225.7m
齿宽b=1*d d φ=1*74.2=74.2mm 取mm B mm B 75,8021== （5）齿轮传动其他几何尺寸
端面模数 m 1= m n /cos14.763.09278
齿顶高 h a==⨯n an m h *
3
齿跟高 hf=（h a *+c *）m n =（1+0.25）*3=3.75 全齿高 h= h a+ hf=2+2.5=6.75
齿顶圆直径1a d ==⨯⨯+n an m h d *
1280.2mm
2a d ==⨯⨯+n an m h d *
22231.7mm
齿跟圆直径1f d ==⨯⨯-⨯⨯-n n an
m c m h d **
12266.7m 2f d ==⨯⨯-⨯⨯-n n an
m c m h d **
222218.2mm （6）斜齿圆柱齿轮上作用力的计算
1）已知条件 高速轴传递的转矩为T 1=57300N.mm ，转速为n 1=480r/min ，高速级齿轮的螺旋角为14.67。

，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d 1=49.6mm 2）齿轮1和3的作用力
圆周力为 1t F =
6
.4957300
221
1
⨯=
d T =2310.5N
3r F =
2
2
2d T =3
10
2.7484
.2142-⨯⨯=5790.8N
径向力1r F =︒÷⨯=︒67.14cos 20tan 5.2310cos 1
tan *1β
α
t F =891.3N
3r F =︒÷⨯=︒67.14cos 20tan 8.5790cos 1
tan *2β
α
t F =2172.81N
轴向力1a F =︒⨯=67.14tan 5.2310tan 1βt F =599.0N 3a F =︒⨯=67.14tan 8.5790tan 2βt F =1443.8N
第四章 轴的设计计算
4.1选择轴的材料及热处理
由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故低速轴和中间轴选择45钢,调质处理；高速轴选择40钢，调质处理。

4.2初估轴径
查表得106,110,120321===A A A
高速轴：min
d '=3
111/n P A =3
480/88.2120=21.81mm ，高速轴最小直径处安装 大带轮，轴上设有一个键槽。

所以，
mm d d 9.2246.22)05.103.1(81.21%)71(min 1
min 1-=+⨯=+'=
，取mm d 23min 1=
中间轴：mm n P A d 05.318
.12174
.21103
3
2
2
2min 2=⨯==，取mm d 35min 2=
低速轴：mm n P A d 55.4221
.406
.21063
33
3
3min 3
=⨯=='，低速轴最小直径
处安装 有联轴器，轴上设有一个键槽。

mm d d 68.4482.43)05.103.1(55.42)05.103.1(min 3min 3-=+⨯=+'=4.3结构设计
4.3.1高速轴的结构设计
1.各轴段直径的确定
1) 轴段1安装带轮，应与带轮轮毂轴孔设计同步，初定轴径d 1=25mm ，带轮轮毂的宽度为（1.5——2.0）d 1，结合带轮结构L
带轮
=42——56mm ，取L
带轮
=45mm
轴段1的长度略小于轮毂空宽L 1=43mm ，11d 最小直径
2) 12d 密封处轴段，考虑带轮的轴向固定，轴肩高度h=（0.07——0.1）d 1=（1.75—2.5）mm ，轴径d 12=d 11+2⨯（1.75—-2.5）=28.5——30选取mm d 2912=。

3) 13d 滚动轴承处轴段mm d 3513=，所以，选取轴承为7207C ，其尺寸
mm mm mm B D d 177235⨯⨯=⨯⨯。

4) 14d 齿轮处轴段，由于齿轮的直径较小，采用轮轴结构。

轮和齿轮的材料和热处理方式需要一样，均为45钢，调质处理，mm d 3914=。

5) 15d 为轴肩，取mm d 6.4415=。

6）取16d =35mm 。

2.各轴段长度的确定
1) 11L 由大带轮的毂孔宽度mm B 50=确定mm L 4311=。

2)12L 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，由轴承
mm mm mm B D d 177235⨯⨯=⨯⨯选取轴承盖螺钉直径mm d 103=，那么mm d e 122.1==，由轴承mm B 17=，mm 103=∆，mm L 581=，取
mm B L m 3131=∆--=，取mm L 5.7512。

3)13L 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定mm L 3213=。

4) 15L 由高速级小齿轮宽度mm B 551=确定mm L 5515=。

5) 取16L =mm 35。

6) 14L 由装配关系等确定
mm L 5.9414= 3.键得尺寸设计：
选用普通平键，尺寸为：mm mm mm 45914⨯⨯
4.齿轮与轴配合为67n H ,半联轴器与轴配合为67
k H ，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸
公差为m6。

4.3.2中间轴的设计
1.各轴段直径的确定
1) 21d 最小直径，滚动轴承处轴段，mm d d 35min 221==滚动轴承选取7207C ， 其尺寸为 mm mm mm B D d 177235⨯⨯=⨯⨯。

2) 22d 低速级小齿轮轴段，选取mm d 3722=。

3) 23d 轴环，根据齿轮的轴向定位要求mm d 5023=。

4) 24d 高速级大齿轮轴段，mm d 3724=。

5) 25d 滚动轴承处轴段mm d d 352125==。

2.各轴段长度的确定
1) 21L 由滚动轴承、挡油盘等确定，滚动轴承选取7207C ，尺寸为
mm mm mm B D d 177235⨯⨯=⨯⨯所以
mm
L 37101017173221=++=∆+∆+=。

2) 22L 由低速级小齿轮的毂孔宽度mm B 853=确定mm L 7722=。

3) 23L 轴环宽度mm L 5.105.2423=-∆=。

4) 24L 由高速级小齿轮的毂孔宽度mm B 502=确定mm L 4724=。

5) 25L 由滚动轴承、、挡油盘以及装配关系等确定mm L 8.4625=。

3. 键的尺寸设计：
选两个普通平键，大齿轮上键得尺寸为：mm mm mm 45914⨯⨯
小齿轮上键得尺寸为：mm mm mm 45914⨯⨯
4.齿轮与轴配合为67n H ,半联轴器与轴配合为67
k H ，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸
公差为m6。

4.3.3低速轴的结构设计
1.各轴段直径的确定
1) 31d 最小直径，安装联轴器的外伸轴段，mm d d 48min 331==。

2) 32d 为密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圆的标准 mm d 5532=
3) 33d 为滚动轴承处轴段mm d 6033=，所以，选取轴承为7212c ，其尺寸 mm mm mm B D d 2211065⨯⨯=⨯⨯。

4) 34d 齿轮轴段，取mm d 7234=。

5) 35d 为过渡段，mm d 6235=。

6) 36d 滚动轴承处轴段mm d d 603336==。

2.各轴段长度的确定
1) 31L 由mm d 4531=选取Y 型联轴器，则联轴器的毂孔宽为mm 112，取 mm L 8231=
2) 32L 由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，由轴承外径mm D 110=确定螺钉直径mm d 103=，那么mm d e 122.1==，由轴承mm B 17=，
mm B L m 2622105831=--=∆--=，取mm L 4632=。

3)33L 由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定mm L 3733=。

4)取mm L 7234=。

5) 35L 由轴环宽度取mm L 7535=。

6) 36L 由低速级大齿轮的毂孔宽mm B 804=，取mm L 5.4836=。

3. 齿轮与轴配合为67n H ,半联轴器与轴配合为6
7
k H ，轴承与轴过渡配合，轴的尺寸 公差为m6。

第五章 轴的强度校核
以中间轴为例，受力如图：
AH F
5.1计算支反力
1. 轴上力周勇点的距离轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a 3=19.4mm ，则轴的支点与受力点肩的距离为
L 1=L 1+b 3-a 3/2-3=54.6mm
L 2=L 3+（b 2+b 3）/2=70.5mm L 3=l 5+ b 2/2- a 3-2=50.4mm 垂直面支反力如图
由绕B 点的力矩∑=0BV M ，得
N F l l F d F l F l l l F AV r a r AV 7.4652)
(2
)(3232
232321=⇒+-⋅
+⋅=++⋅
由绕A 点的力矩∑=0AV M ，得
N F d F l F l l F l l l F BV a r r BV 9.34482
)()(2
213212321=⇒-
⋅
-⋅-+⋅=++⋅
2.水平面支反力如图
C D
由绕B 点的力矩和∑=0BH M ，得
N
F l l F l F l l l F AH t t AH 2.1881)
()(32332321-=⇒+⋅+⋅=++⋅
由绕A 点的力矩和∑=0AH M ，得
N F l l F l F l l l F BH t t BH 4.599)
()(21213321=⇒+⋅+⋅=++⋅
3.A 、B 两点总支反力
A 点总支反力N F F F AH AV RA 2.50237.4652)2.1881(2222=+-=+=
B 点总支反力N F F F BH BV RB 6.35006.34485992222=+=
+=
5.2绘转矩、弯矩图 1.水平面内的弯矩图
C 处弯矩
mm l F M AV CV ⋅-=⨯-=⋅-=5.1027136.542.18811左
mm N l F M AV CV ⋅-=⨯-=⋅-=5.491485.7864.5541右 D 处弯矩
mm N d F l F M a BV DV .302092
2
2
3左=--=
mm N l F M BV DV .286123右-=⋅-=
2.垂直面内的弯矩图
C 处弯矩
mm N l F M AH CH ⋅=⨯=⋅-=4.2540376.547.46521
D 处弯矩
mm N l F M BH DH ⋅-=⨯=⋅-=6.1738244.509.34483
3.合成弯矩图 C 处
mm N M M M CH CV C ⋅=+=+=5.2740164.2540375.1027132222左左 mm N M M M CH CV C ⋅=+=
+=
1.2587484.2540375.491482222右右
D 处
mm N M M M DH DV D ⋅=+=+=7.1761636.173824286122222左左 mm N M M M DH DV D ⋅=+=
+=
2.1764306.1738248.302092222右右
弯矩图
M
42600
4.转矩图
mm N
T ⋅=214840
A
C
D
B
5.当量弯矩图
单向回转轴，扭矩切应力近似为脉动循环应力，折算系数6.0=∂
mm N T T ⋅=⨯=•∂=1289042148406.02 C 处： mm N M M C C ⋅=='5.274016左左 mm N T M M C C ⋅=+=
+=
'2890791289042587482222右右
D 处： mm N T
M M D
⋅=+=+='2184481289047.1763612222左D 左
mm N M M D
⋅=='176430右D 右 5.3弯矩合成强度校核
进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面，即截面C 的强度
MPa d M W M C C ca 13.2350
1.02890791.03
33右右=⨯='≈'=
σ，根据选定的轴的材料45钢，调质处理[]MPa 601=-σ
所以，[]1-<σσca 则强度足够
第六章 键强度的校核
中间轴上，高速级大齿轮段所用键的尺寸结构为
mm mm mm L h b 63810⨯⨯=⨯⨯，低速级小齿轮轴段所选键的尺寸为
mm mm mm L h b 32810⨯⨯=-⨯，由于是同一根轴上的键，他们传递的转矩相同，所以只需校核短的键即可。

即mm mm mm L h b 46914⨯⨯=-⨯，轴段mm d 37=，键的工作长度
mm b L l 56=-=键的接触高度h=9mm ，传递的转矩mm N T ⋅=07.1502，键静连
接时的许用应力[]MPa P 100=σ。

[]P P
MPa T σσ<=⨯⨯⨯⨯==1.4656
9371084.2142lh d 23
12 所以，键连接强度足够。

第七章 滚动轴承的校核
以中间轴的轴承为例，根据选定轴承为角接触轴承，轴承型号为7207AC ，其基本参数为：额定动载荷为22.5r C KN =，额定静载荷为016.5C KN =,载荷系数为
1.1p f =
由 N F F RA d 3.20092.50234.04.01=⨯==
N F F RB d 2.14006.35004.068.02=⨯==
123.200922458.8442.1400d a d F F F =>=+=+
故轴承1被压紧，轴承2放松。

得 N F F d a 224521==，
因R 1≥R 2，F a1大于F a2，股只需校核轴承1的寿命，差表得e=0.45 由
45.0446.02
.5023224511=≤==e F F r a 由
,68.058
.242099
.164522e F F r a ===得,0,1==Y X
因此N YF XF f P a r P 2.502358.242011.1)(222=⨯⨯=+=
预期寿命h L h 38400823008'=⨯⨯⨯=
实际寿命h P C n L r h 38526)2.50233.1108.42(8.1216010)f f (60103
3631p 6=⨯⨯⨯⨯=⨯=
因为'h h L L > 所以，轴承校核合格
第八章．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以
齿轮传动可采用浸油润滑，查[2]表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。

由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。

查[2]表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。

为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。

输入轴与输出轴处用毡圈密封。

第九章．箱体及其附件的结构设计
1）减速器箱体的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。

下面对箱体进行具体设计： 1.确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度。

首先要确定合理的箱体壁厚δ。

根据经验公式：mm T 81.04≥=δ（T 为低速轴转矩，N ·m ）
可取mm 5.8=δ。

为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有 较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。

2.合理设计肋板
在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。

3.合理选择材料
因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不 大，所以箱体可用灰铸铁制成。

2）减速器附件的结构设计 （1）检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便 于检查操作。

视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。

（2）放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体
底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。

放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。

（3）油标
油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。

（4）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温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。

将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。

（5）起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。

减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下
面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。

（6）起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。

拆卸箱盖时，可先拧动
此螺钉顶起箱盖。

（7）定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。

第十章减速器箱体结构尺寸
0.5
5.5
第十一章参考文献
《机械设计》濮良贵主编高等教育出版社
《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学吴宗泽。

《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国，李平林等主编。

《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编。

《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢程光蕴主编。

《机械设计课程设计》王昆何小柏汪信远主编高等教育出版社。