机械设计课程设计说明书-胶带传输机卷筒传动装置设计

目录
一、机械设计课程设计任务书
1.1 机械设计课程设计的目的 (3)
1.2 机械设计课程设计的题目 (3)
1.3 机械设计课程设计的内容及要求 (4)
1.4 机械设计课程设计的时间安排 (4)
二、设计步骤
2.1传动装置总体设计方案 (4)
2.2 电动机的选择 (5)
2.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)
2.4 计算传动装置的运动和动力参数 (6)
2.5齿轮的设计 (7)
2.6传动轴的设计及校核 (14)
2.7滚动轴承的设计及校核 (18)
2.8键联接设计 (21)
2.9箱体结构的设计 (22)
2.10润滑密封设计 (25)
2.11联轴器设计 (25)
三．设计小结 (25)
四．参考资料 (26)
一、机械课程设计任务书
1.1 机械设计课程设计的目的
机械设计课程设计是一次全面设计训练，是重要的综合性、实践性教育环节。

其目的是：
1. 综合运用机械设计和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题。

2. 掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生具备简单机械和零部件的设计能力、培养学生正确设计思想、分析问题和解决工程实际问题的能力。

3. 提高学生设计计算、绘图能力和运用技术标准，规范，图表、手册及相关资料的能力。

1.2 机械设计课程设计的题目
设计一用于用于胶带传输机卷筒（图1-2）的传动装置。

图 1-1 胶带输送机工作装置
原始条件：胶带传输机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修3年。

该厂动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。

输送带速度允许误差为±5%。

原始数据：送带工作拉力F=2000 N；
输送带速度V=0.9 m/s；
卷筒直径D=300mm。

1.3 机械设计课程设计内容及要求
机械设计课程设计内容包括：传动装置的总体设计；传动件（齿轮、轴等）的设计计算和标准件（轴承、链、联轴器等）的选择及校核；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。

在机械设计课程设计中应完成的任务：工作分成两部分，一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。

1. 减速器装配工作图1张（A0或A1，CAD图并打印）；
2. 零件工作图2张（齿轮、轴各1张，A3或A4）；
3. 设计计算说明书一份（A4）
图纸先手工绘制草图，再用AutoCAD软件绘制计算机图纸。

设计计算说明书按规范用计算机打印。

1.4 机械设计课程设计的时间安排
机械设计课程设计的时间为3周。

具体安排如下：
1．传动装置总体设计（2天）
2. 装配草图设计（4天、包含上机）
3. 零件工作图设计(4天、包含上机)
4. 编写设计计算说明书（3天、包含图纸和说明书打印）
5. 答辩（2天）
以上天数不包含双休日。

二、设计步骤
2.1 传动装置总体设计方案
根据工作工作条件、制造的经济性，选择齿轮减速器作为传动装置。

同时考虑原动机转速较高，而工作要求转速又较低，因此传动比较大，故采用二级展开式圆柱齿轮减速器（图2-1）。

此类减速器齿轮相对轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

图 2-1
传动装置简图
2.2 选择电动机
（1） 选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用Y 系列一般用途的全封闭自扇鼠笼型三相异步电动机。

（2） 确定电动机功率
工作装置所需功率w P 按式（2-2）计算
w
w w w v F P η⋅⋅=1000 KW 式中，w F =2000 N, w v =0.9 m/s, 工作装置的效率考虑胶带卷筒及其轴承的效率取w η=0.94。

代入上式得：
Fw= 1000Fw Vw w η••=94
.010009.02000⨯⨯=1.91（kw ）
电动机的输出功率0P 按式（2-1）计算：
ηw
P P =0 KW
式中，η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。

由[2]17
页，式（2-1），()0w p P kw η= 式中，η为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率
由[2]15页，式（2-4），η=η联•η齿2•η承3
•η轴联 η联为弹性联轴器效率η联=0.99；η齿为8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率=0.97；η承为滚动轴承效率η
承=0.995；η轴联为三轴和工作轴之间联轴器的效率；η=0.99⨯0.993⨯0.982⨯0.995=0.918 故0w
p P η==918
.091.1=2.08（kw ） 因载荷平稳，电动机额定功率Pm 只需略大于P0即可，按表8-184中Y 系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Pm 为2.2kw
（3） 确定电动机转速
卷筒轴作为工作轴，其转速为：
nW =D π60000V W =300
9.060000⨯⨯π=57.32r/min 由[2]10页，表2-3两级展开式圆柱齿轮减速器传动比范围
i '齿=8~40，则总传动比范围应为i '=8~40.可见电动机转速的可选范围
n'=i '•ηw=(8~40)⨯57.32=458.56~2292.8r/min,符合这一范围的同步带转速有750r/min 、1000r/min 和1500r/min 三种，为了既不使电动机尺寸过大。

也不使传动装置因传动比过大而导致其外廓尺寸过大，价格增加，选常用的同步转速为1500r/min 的Y100L1-4，其满载转速nm=1430r/min ，电动机中心高132mm 。

2.3 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
传动装置的总传动比i=nm/nW =32
.571430=24.95 ① 两级展开式圆柱齿轮减速器传动比为8~40，则两级展开式圆柱齿轮减速器传动比即为总装置的传动比24.95
② 查表2-1普通齿轮传动单级传动比的范围取二轴的传动比i '=4.5；
③则一轴的传动比i"=5
.495.24=5.5，
2.4 计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速由[1]式2-6得：
一轴 n 1=nm=1430r/min
二轴 n 2=nm/i '=5
.41430=260r/min
三轴 n 3=n 2/i"=5.5260
=57.8r/min
工作轴 n=n 3=57.8r/min
（2）各轴输入功率由[1]式2-7得：
由[2]19页，式（2-7）
一轴 P 1=P o •η轴联=2.08⨯0.995=2.07KW
二轴 P 2=P 1•η联•η齿•η承=2.07⨯0.99⨯0.98=2.00KW
三轴 P 3 = P 2•η齿•η承=2.00⨯0.99⨯0.98=1.95KW
工作轴：Pw=P 3• η齿•η承•η轴联=1.95⨯0.99⨯0.995=1.91KW
（3）各轴输入转矩由[1]式2-8得：
一轴 T 1=9550•P 1/n 1=9550⨯143007
.2 =13.82 N •m
二轴 T 2=9550•P 2/n 2=9550⨯26000
.2=73.46N •m
三轴 T 3=9550•P 3/ n 3=9550⨯8.5795
.1=320.54N •m
工作轴 T w =9550•Pw/n=9550⨯8.5791
.1=315.58N •m
电动机轴输出的转矩T 0=9550•Po/n w =9550⨯143008
.2=14.82N •m
根据以上计算得有关参数如下表1.
表2 减速器各轴有关参数
2.5 齿轮的设计计算
齿轮实用期限为10年（每年工作300天），两班制。

（一）高速级齿轮传动的设计计算
1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数
1）运输机为一般的工作机器，速度不是很高，故选用7级精度
2）由《机械设计》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.
3）取小齿轮齿数：Z1=24,，则与之相配合的大齿轮的齿数Z 2=24⨯5.5=132，
4）选取螺旋角，初选螺旋角14β=
由[1]203页，式10-9，
d1t ≥1） 试选Kt=1.6
2） 由[1]217页，图10-30选取区域系数ZH=2.433
2、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a 进行计算，即 []2131)(12H E H d t t Z Z u
u T K d σεα±⋅=φ （1） 确定公式内的各个计算数值
1) 试选载荷系数6.1=t k 。

2) 计算小齿轮传递的转矩。

由表2可知：=1T m N ⋅82.13
3) 由表10-7选取尺宽系数d φ=1。

4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189a
E MP Z =。

5) 由图10-30选取区域系数433.2=H Z
6) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 5601
lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限a 2lim 600MP H =σ 。

7)
12111.88 3.2 1.685COS Z Z αβε⎡⎤⎛⎫=-+= ⎪⎢⎥⎝⎭⎣⎦ 8）由式10-13计算应力循环次数。

N 1=60n 1jL h =60×1430×1×（1×8×300×10）=2.06×109
N 2=N 1/i"=5
.51006.29
⨯=3.7×108 9）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.88,KHN2=0.81,
10）计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得
[σH]1=KHN1●σHlim1/S=
1
56088.0⨯=492.8MPa [σH ]2=KHN2●σHlim2/S=160081.0⨯=484.75MPa 11)许用接触应力
[σH ]'={[σH]1+[σH ]2}/2=
2
7.4848.492+=488.75MPa (2) 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。

计算公式
d1t ≥其中，Kt=1.6，T 1=13.82N •m ，d =1φ，αε=1.685，μ=i=5.5,
12189.8a
E Z MP =,ZH=2.433,[σH ]'=488.75MPa,计算得d1t ≥42.27mm.(小齿轮)取d1t=43mm
2）计算圆周速度。

V=π●d1t ●n 1/60×1000=
1000
6014304314.3⨯⨯⨯=3.2m/s 3）计算齿宽b b 及模数nt m 。

m nt =d1tcos β/z 1=24
14cos 43⨯=1.74 b=φd ●d1t=1×43=43mm
h=2.25m nt =2.25×1.74=3.915mm
b/h=43/3.915=10.98
4）计算纵向重合度βε
αε=0.318d φz 1tan β=0.318×1×24tan14=1.9
5）计算载荷系数K
已知使用系数KA=1，根据V=3.2m/s ，7级精度，
由[1]194页，图10-8查得动载系数KV=1.12，
由[1]196页，表10-4查得H K β=1.316
由[1]198页，图10-13查得K βF =1.35,由[1]195页，表10-3查得 1.2H F K K αα==, 故载荷系数
K=KAKV αH K H K β=316.12.112.11⨯⨯⨯=1.77
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得： 由[1]207页，式（10-10a ）得t
d d 11=3t K K =36.177.143⨯=44.5mm 7）计算模数n m 8.124
14cos 5.4411cos =⨯==⨯Z d n m β
（3） 按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17
[]3
2121cos 2F
Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ⋅≥ 1）确定计算参数 ①计算载荷参数。

814.135.12.112.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
②根据纵向重合度586.1=βε，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY ③ 计算当量齿数。

27.2614cos 24cos 3311===
βZ Z V 14514
cos 132cos 3322===βZ Z V ④ 查取齿形系数。

由[2]表10-5查得：
57.21=αF Y ,14.22=αF Y ，60.11=αs Y ,83.12=αS Y
⑤ 计算大小齿轮的]
[F Sa Fa Y Y σ,并加以比较。

由[1]208页，图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,5001MPa FE =σ大齿轮的弯曲疲劳 强度极限MPa FE 3502=σ，7）由[1]206页，图10-18取弯曲疲劳寿命系数98.0,85.021==FN FN K K
取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。

MPa s K FE FN F 57.3034
.150085.0][111=⨯=•=σσ
MPa s K FE FN F 2454
.135098.0][222=⨯=•=σσ 0135.057
.30360.157.2][111=⨯=F S F Y Y σαα 0159.0245
83.114.2][222=⨯=F S F Y Y σαα 大齿轮的数值大。

2）设计计算
大齿轮的数值大
n m ≥其中，814.1=K ，T 1=13.82N •m ，0.88Y β=，β=14，d =1φ
241=Z ，αε=1.685，0159.0][2
22=F S F Y Y σαα，计算得≥n m 0.68,去n m =1.8 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的
mn=1.8mm ，d1=44.5mm 既可满足弯曲强度，又可满足接触疲劳强度，则132,2421==Z Z
（4）几何尺寸计算
1）计算中心距。

a=β
cos 2)(21n m z z +=︒⨯⨯+14cos 28.1)13224(=145.5。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β= 2.155
.14522)13224(arccos 2)(arccos
21=⨯⨯+=+a m z z n ° 因β值改变不多，故参数αε,βk ,h z 等不必修正。

3）计算大、小齿轮的分度圆直径
mm m z d o n 76.442.15cos 8.124cos 11=⨯=⋅=
β mm m z d o
n 2.2462.15cos 8.1132cos 22=⨯=⋅=β 4）计算齿轮宽度。

mm d b d 76.4476.441=⨯=⋅=φ
圆整后取mm B 452=；mm B 501=。

（二）低速级齿轮传动的设计计算
1、选齿轮材料，热处理及精度等级及齿数
1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，选用渐开线斜齿轮
2）根据表2有关数据，按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

3）材料选择。

根据[2]表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），齿面硬度为280HBS ，大齿轮材料为45号钢（正火），齿面硬度为240HBS
4）取小齿轮齿数243=z ，故大齿轮齿数10834=⋅=i z z 。

5）选取螺旋角。

初选螺旋角o 14=β 2、按齿面接触强度设计
由[2]设计计算公式10-9a 进行计算，即
[]2
13
1)(12H E H d t t Z Z u
u T K d σεα±⋅=
φ
（2） 确定公式内的各个计算数值 8) 试选载荷系数6.1=t k 。

9) 计算小齿轮传递的转矩。

由表2可知：m N T /46.73= 10) 由表10-7选取尺宽系数d φ=1。

11) 由表10-6查得材料的弹性影响系数2
18.189a E MP Z =。

12) 由图10-30选取区域系数433.2=H Z
13) 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
a H MP 5603lim =σ；
大齿轮的接触疲劳强度极限a 4lim 600MP H =σ 。

14) 12111.88 3.2 1.685COS Z Z αβε⎡⎤
⎛⎫=-+= ⎪⎢⎥⎝⎭⎣
⎦
9）由式10-13计算应力循环次数。

N3=60n 1jL h =60×1430×1×（1×8×300×10）=2.06×109 N4=60n 1jL h =60×1430×1×（1×8×300×10）=2.06×109
10）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN3=0.88;KHN2=0.81。

11)计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式10-12得
[σH]1=KHN1●σHlim1/S=1560
88.0⨯=492.8MPa [σH ]3=KHN2'●σHlim2'/S=1600
93.0⨯=558MPa
[σH ]''={[σH ]2+[σH ]3}/2=2
558
8.492+=525.4MPa
(2) 计算
1）试算小齿轮分度圆直径t d 1，代入[]H σ中较小的
1)试算小齿轮分度圆直径d1t ，计算公式
d1t ≥其中，Kt=1.6，T 1=13.82N •m ，
d =1φ，αε=1.685，μ=i=5.5,
1
2
189.8a
E Z MP =,ZH=2.433,[σH ]'=525.4MPa ,mm d t 77.512≥取mm d t 7.522=
2）计算圆周速度。

s m n d v /72.01000
60260
7.5214.31000
603
3=⨯⨯⨯=
⨯=
π
3）计算齿宽b b 及模数nt m 。

mm d b t d 7.527.5213=⨯=⋅= φ
mm z d m o t nt 13.224/14cos 7.52cos 33=⨯=⋅=β mm m h nt 79.413.225.225.2=⨯== 1179.4/7.52/==h b 4）计算纵向重合度βε
903.114tan 241318.0tan 318.0o 3=⨯⨯⨯=⋅=βεβz d φ
5）计算载荷系数K
使用系数A K =1,根据s m v /92.0=,7级精度, 由《机械设计》图10-8得：动载系数K V =1.2,由[2]表10-4得K βH =1.426 查[2]表10-13得: K βF =1.2 查[2]表10-3 得: K αH =αF K =1.35. 故载荷系数:
05.22.1426.112.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K
6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得：
d 3=d t
3t k k /3
=52.7×
6.105.23
=67.5mm
7）计算模数n m
mm z d m o
n 73.224/14cos 5.67cos 33=⨯==β （3） 按齿根弯曲强度设计
由[2]式10-17
[]3
2
323cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β⋅≥ 1）确定计算参数
①计算载荷参数。

814.135.12.112.11=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
②根据纵向重合度903.1=βε，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY ③ 计算当量齿数。

27.2614
cos 24
cos 3311===
βZ Z V
34.11114
cos 108
cos 3
333===
β Z Z V ④ 查取齿形系数。

由[2]表10-5查得：
57.21=αF Y 14.23=αF Y 60.11=αs Y 83.13=αS Y
⑤ 计算大小齿轮的
]
[F Sa
Fa Y Y σ,并加以比较。

由图10-20c 得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5601=σ，MPa FE 6002=σ，由图10-18得，取85.01=FN K ,10.02=FN K ;
取安全系数S=1.4.，计算弯曲疲劳许用应力。

MPa s K FE FN F 57.3034.1500
85.0][111=⨯=•=
σσMPa s K FE FN F 2504.1350
0.1][333=⨯=•=σσ
0135.057.30360.157.2][111=⨯=F S F Y Y σαα0156.0250
83.114.2][333=⨯=F S F Y Y σαα
大齿轮的数值大。

2）设计计算
3）大齿轮的数值大
n m ≥其中，814.1=K ，T 1=73.46N •m ，0.88Y β
=，β=14，d =1φ
241=Z ，αε=1.685，
0156.0][2
2
2=F S F Y Y σαα，计算得2n m ≥1.52
对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模
数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2.73mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 3=67.5mm 来计算应有的齿数.于是由: 取243=z ，则108245.434=⨯=⋅=z u z 。

（4）几何尺寸计算
1）计算中心距。

a=
β
cos 2)(43n m z z +=︒
⨯⨯+14cos 273
.2)10822(=186mm 。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β= 37.14186
25
.2)10824(arccos 2)(arccos
43=⨯⨯+=+a m z z n
因β值改变不多，故参数αε,βk ,h z 等不必修正。

3）计算大、小齿轮的分度圆直径
mm m z d o
n 63.6737
.14cos 73
.224cos 33=⨯=⋅=
β mm m z d o
n 36.30437
.14cos 73
.2108cos 44=⨯=⋅=
β
4）计算齿轮宽度。

mm d b d 63.6763.671=⨯=⋅=φ
圆整后取mm B 704=；mm B 753=。

5）结构设计。

小齿轮采用齿轮轴式结构，大齿轮采用孔板式结构。

有关数据如表2：
表2 齿轮的有关数据
2.6 轴的设计及校核
1）轴的设计
考虑到电动机输出轴径对联轴器的影响及小齿轮分度圆直径，小齿轮应为齿轮轴，故选择轴的
材料为40Cr ，查[2]表15-3取1120=A 。

按扭转强度条件设计计算，即
[]T T T d
n P
W T ττ≤≈=32.09550000 转化后得：
[]n
P A n
P
n
P d T 3
03
3
2.09550000=≥
τ 根据表2-1的数据计算得：
轴1
mm d 7.121430
07
.21123
1=⨯
≥ 轴2
mm d 10.22260
2
1123
32=⨯
≥ 轴3
mm d 368
.5795.11123
3
3=⨯
≥ 轴1，考虑到联轴器的影响取轴段的最小轴径1min d =22mm 。

其各轴段轴径及长度根据箱体尺寸及轴承的固定确定，具体尺寸见附录。

轴2，考虑箱体及端盖加工的方便，，因此其轴段的最小轴径2min d =30mm 。

轴3，由于轴上开有键槽，将轴段的最小轴径增大5%~7%并圆整后取3min d =40 mm 。

由于轴1、轴2受的载荷不大，故只对轴3进行校核，若轴3经校核后不满足强度要求，再对轴1、轴2也进行校核。

2) 按弯扭合成强度条件校核 （1）做轴的计算简图（力学模型）
首先求出轴上受力零件的载荷，并将其分解为水平分力和垂直分力，如图5-1a 所示。

然后求出各支承处的水平反力NH F 垂直反力NV F 。

（2）做出弯矩图
根据上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上
的弯矩H M 图（图5-1b ）和垂直面上的弯矩V M 图（图5-1c ）；然后按下式计算总弯矩并做出M 图。

由表2可得：
工作轴转矩mm N m N T ⋅=⋅=31822022.318。

由表3得 ,斜齿轮分度圆直径d=305mm 。

根据h F T ⋅=得
N r T F t 68.20865.152318220===
又根据[2]page198（式10-14）得：
N F F t a 49.75920tan 68.2086tan =⨯==α
N F F t r 02.78437.14cos /20tan 68.2086tan =⨯==βα
1）计算水平面上的弯矩：
有：21NH NH t F F F +=
3222)(L L F L F NH t +⋅=⋅
解得：N F NH 2.4612= ; N F NH 82.3221= 。

所以有m N L F M NH H ⋅=⨯=⋅=423.4815.082.32221 。

作弯矩图如图（5-1b ）
2）计算垂直面上的弯矩：
有： a NV F F ='1
21NV NV r F F F +=
)(3213L L F M L F NV a r +=+⋅
解得：N F NV 49.759
'1=; N F NV 06.182-= 所以有m N L F M NV V ⋅=⨯=⋅=42.11215.049.749211;
m N L F M NV V ⋅-=⨯-=⋅=846.0105.006.8322 。

作弯矩图如图（5-1c ）所示。

故总弯矩m N M M M V H ⋅=+=+=
41.12242.112423.48222
2；弯矩图如图（5-1d ）所示。

3）计算轴的扭矩：
根据图5-1a 所示，该轴的工作扭矩为m N T ⋅=22.318，计算并作扭矩图如（5-1e ）所示： 4）校核轴的强度：
根据第三强度理论，计算应力2
2
2ca )(W
T M ασ+= (其中α取0.3)，又计算判断得危险截面为轴与齿轮接触段。

有32
3
d W π=
代入以上数据得：
a MP W T M 9.30)(2
2
2ca ==+=
ασ
由[2]表15-1查得，[]a MP 701=-σ，所以[]1ca -≤σσ 故该轴满足弯扭强度条件。

（a ）2
2
2
H M
r F
2
M (d)
(e) T
图6-1 轴的载荷分析图
3）再根据安全系数精确校核轴的疲劳强度
由上述可得轴的危险截面为轴与齿轮接触段，根据[2]表15-1得：材料对称循环弯曲疲劳极限
为a MP 3551=-σ
又有公式： 2
2
τ
στσS S S S S ca +⋅= 及q
k K ββεσ
σ
σ
σ1
)11
(
⋅
-+
=
抗弯截面系数由①可知： 33
49.4732m m d W =⋅=
π；
抗扭截面系数由表15-4可知： 33
98.9416
mm d W T =⋅=π。

弯矩M 及弯曲应力为：
mm N M ⋅=41.122 （由①可得） a b MP W M 8.254749
122410===
σ 扭矩T 及扭转切应力为：
mm N T ⋅=318220
a T T MP W T 57.339480
318220===
τ 过盈配合处的σσεk ，由[2]附表3-8用插值法求出，并取8.0=τ
τεk σσεk
，于是得
33.3=σσεk 66.233.38.0=⨯=τ
τεk
轴按精车加工，由[2]附图3-4得表面质量系数为 85
.0==τσββ
故得综合系数为：
51.31185
.01
33.31
)11
(=⨯-+=⋅-+=）（q
k K ββεσ
σ
σ
σ 25.21185
.01
66.21
)11
(
=⨯-+
=⋅
-+
=）（q
k K ββετττ
τ 所以轴在危险截面的安全系数为：
2.20
1.013.4651.3355
1=⨯+⨯=⋅+⋅=-m a K S σϕσσσσσ
87.549
.141.049.1425.2200
1=⨯+⨯=⋅+⋅=-m a K S τϕσστττ
5.10
6.287
.52.287.52.22
2
2
2
=>=+⨯=
+⋅=
S S S S S S ca τ
στσ
故该轴在危险截面的强度是足够的。

2.7 轴承的选择及校核
1. 轴承的选择
由于轴上安装的零件有斜齿轮，对轴有轴向的作用力，因此采用圆锥滚子轴承支撑轴，再根据
最小轴段的轴径查标准（GB/T297-1944）选取相应的轴承型号，见表3。

表3 各轴的轴承的选择
轴名 轴1 轴2 轴3 轴承型号
30205
30206
30208
2．轴承的校核
由于轴1、轴2受的载荷不大，故只对支撑轴3的轴承进行校核，若这对轴承不符合强度要求，在对支撑轴1、轴2的轴承也进行校核。

轴承对3的校核
查标准GB/T297-1994可知圆锥滚子轴承30208的基本额定动载荷9.67=C kN ，基本额定静载荷8.830=C kN,轴向动载荷系数5.1=Y 。

r F
t F a F
(2d F )
(1d F )
124 51
(a)
r F
a F
H r F 2 H r F 1
V r F 2 V r F 1
t F
(b) (c)
图7-1
轴系3部件的受力情况
(1) 计算轴承受到的径向载荷1r F 和2r F
将轴系3部件受到的空间力系分解为铅垂面（图7-1b ）和水平面（图7-1c ）两个平面力系。

其中，图7-1c 中的t F 为通过另加转矩而平移到指向轴。

图7-1中各力的值已在轴的弯扭合成强度校核中求出，具体如下
68.2086=t F N 02.784=r F N
49.759=a F N
48.11311=H r F N
4.3801=V r F N
62.4032=V r F N 2.9552=H r F N
则
7.11932
1211=+=H r V r r F F F N 9.10362
22
22=+=H r V r r F F F N
(2) 计算两轴承的计算轴向力1a F 和2a F 按[2]表13-7圆锥滚子轴承派生轴向力计算公式
Y
F F r
d 2=
计算派生轴向力：
9.3975
.127.1193211=⨯==
Y F F r d N
5
.129
.1036222⨯==
Y F F r d N=345.4N 由于21d a d F F F ≥+，则有 39.11579.39749.75912=+=+=d a a F F F N
49.7591=a F N
(3) 计算轴承当量动载荷1P 和2P 因为
64.07.119349.75911==r a F F <e
12.19
.103639
.115722==r a F F >e 查[2]表13-5得，11=X ，01=Y ；4.02=X ，5.12=Y 查[2]表13-6取载荷系数1.1=p f 。

根据当量动载荷计算公式
)(a r p YF XF f P +=
计算轴承的当量动载荷： 07.13137.1193
0.11.1111=⨯⨯==r p F X f P N
93.2365)39.11575.19.10364.0(1.1)(22222=⨯+⨯⨯=+=a r p F Y F X f P N
因此，P=2P =2365.93N (4) 验算轴承寿命
轴承预期寿命
14400
823003=⨯⨯⨯=‘
h L h 轴承的基本额定寿命
7
661087.193.2365679008.5760106010⨯=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=ε
εP C n L h h ‘h L >
故所选轴承满足寿命要求。

2.8 键的设计及校核
（1）中间轴上键的设计及校核： 该处轴的直径mm d 42=，查[1]表8-61得： 键宽mm b 12=；键高mm h 8=；取键长为62mm
所以可得：
工作长度：mm L 501262=-=
键与轴的接触长度：mm h k 45.0== 又由上述表2得，m N T ⋅=46.73
故根据[2]page106校核公式：kld
T p 3
102⨯=σ 得：
[]
a p a p
MP MP kld T 15049.1742
5041046.73210233=<=⨯⨯⨯⨯=
⨯=σσ
故该键符合要求。

（2）低速轴上键的设计及校核：
该处轴的直径mm d 50=，查[1]表8-61得： 键宽mm b 16=；键高mm h 10=；取键长为60mm
所以可得：
工作长度：mm L 441660=-=
键与轴的接触长度：mm h k 55.0==
又由上述表2得，m N T ⋅=54.320
故根据[2]page106校核公式：kld
T p 3
102⨯=σ 得：
[]
a p a p MP MP kld T 1503.5844
5051054.32021023
3=<=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ 故该键符合要求。

(2) 输出轴上键的设计及校核：
该处轴的直径mm d 30=，查[1]表8-61得： 键宽mm b 10=；键高mm h 8=；取键长为40mm
所以可得：
工作长度：mm L 301040=-=
键与轴的接触长度：mm h k 45.0== 又由上述表2得，m N T ⋅=610.46
故根据[2]page106校核公式：kld
T p 3
102⨯=σ 得：
[]
a p a p MP MP kld T 1509.2530
30410610.4621023
3=<=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ 故该键符合要求。

（4）输入轴上键的设计及校核：
该处轴的直径mm d 30=，查[1]表8-61得： 键宽mm b 10=；键高mm h 8=；取键长为50mm
所以可得：
工作长度：mm L 401050=-=
键与轴的接触长度：mm h k 45.0== 又由上述表2得，m N T ⋅=82.14
故根据[2]page106校核公式：kld
T p 3
102⨯=σ 得：
[]
a p a p MP MP kld T 1502.640
3041082.1421023
3=<=⨯⨯⨯⨯=⨯=
σσ 故该键符合要求。

2.9 箱体结构的设计
减速器的箱体选用灰铸铁HT200铸造制成，为了有利于多级齿轮传动的等油面浸油润滑箱体采用剖分式结构。

1、考虑箱体要有足够的刚度
在箱体上加加强肋，增强了轴承座刚度。

有关数据见表5（下同）。

2、考虑到箱体内零件的润滑，采用密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3，采用密封油胶或水玻璃进行箱体的密封。

3、箱体结构有良好的工艺性.
箱体壁厚取10mm，箱盖壁厚取9.5mm，外圆角半径为R=5mm。

箱体外型简单，拔模方便。

4、箱体附件的设计
（1）视孔盖和检查孔
为了检查传动件啮合情况、润滑状态以及向箱体内注油，在箱体盖上部便于观察传动件啮合区的位置开足够大的检查孔，平时则将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。

盖板材料选用铸铁。

盖板用铸铁制成，并用M6的螺钉紧固，有关数据见表5.
（2）排油孔螺塞
为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部油池最低处设有排油孔，平时排油孔用螺塞及封油垫封住。

排油孔螺塞材料选用Q235，封油垫材料选用石棉橡胶纸。

排油孔螺塞的直径根据[1]可知，取箱座壁厚的2-3倍，故取d=20mm。

（3）油标
油标用来指示箱内油面的高度，在此选用杆式油标（游标尺）。

杆式油标上有按最高和最低油面的确定的刻度线，观察时拔出杆式油标，由其上的油痕判断油面高度是否适当。

油标应安置在油面稳定及便于观察处。

（4）通气器
为沟通箱体内外的气流使箱体内的气体的气压不会因减速器运转时的温升而增大、从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。

通气器结构应具防止灰尘进入箱体以及足够的通气能力。

在此，选择钢制通气器，并焊接在钢制检查孔盖板上。

（5）起盖螺钉
箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装于其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。

起盖螺钉的直径一般与箱体凸缘联接螺栓直径相同，其螺纹长度大于箱体凸缘的厚度，材料为35号钢并通过热处理使硬度达HRC28-38.
(6) 定位销
为确定箱座与箱盖的相互位置。

保证轴承座孔的镗孔精度与装配精度，应在箱体的联接凸缘上距离尽量远处安置两个定位销，并尽量设置在不对称位置。

取销的直径（小端直径）
2)8.0~7.0(d d =，2d 为箱座、箱盖凸缘联接螺栓的直接。

故其直径4.8127.0=⨯=d ；取mm d 8=
其长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于装卸。

（7）起吊装置
吊环装置装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖箱座。

在此直接在箱盖上铸出吊耳环提吊箱体，以便减少机工加工量。

（8）轴承盖
选用螺钉联接式的轴承盖结构形式。

材料为Q235，当轴承采用输油沟飞溅润滑时为使油沟中的
油能顺利进入轴承室，需在轴承盖端部车出一段小直径和铣出径向对称缺口。

以上有关数据见下表
表5 减速器箱体及附件主要结构尺寸关系
2.10 润滑及密封设计
经上述计算可知，低速轴上齿轮转速大于2m/s ，故选用浸油润滑，由[1]查得，箱体内油深保
持在30～50之间，当减速器工作时，浸油齿轮圆周转动飞溅形成油雾，在箱体壁上聚集，通过导油槽导入轴承，齿轮等工作元件，起到润滑的目的。

由[1]表8-152查得，选用SH/T0017-1990润滑油。

在轴承端盖与轴结合处采用毡圈式密封，利用矩形截面的毛毡圈嵌入梯形槽中所产生的对轴的压紧作用，获得防止润滑油漏出和外界杂质灰质等侵入 轴承室的密封效果。

箱盖、箱座之间采用涂密胶（水玻璃）密封。

检查孔盖板、排油螺塞、油标、与箱体的接合面间采用纸封油垫加以密封。

2.11 联轴器的选择
（1）类型选择
为了隔离或减小振动和冲击，选用弹性柱销联轴器 （2）确定联轴器轴孔直径
1）输入轴上联轴器的选择
由上述可得，选择电机转速为1000r/s ，型号为Y132M2-6，查[1] 表8-171得，最小直径d=30mm ，故为满足联接，放大联轴器轴孔直径，取mm d 221=，根据轴的直径及轴的转矩T=14.82 m N ⋅选用型号为LT3的联轴器。

2）输出轴上联轴器的选择
根据计算得输出轴的转矩T=318.22m N ⋅，查[1] 表8-171，选用型号为LT7联轴器，又因输
出轴直径为40mm ，故取联轴器的轴孔直径为40mm ，满足国标规定。

三、设计小结
短短几周的机械设计课程设计，不仅知道设计一个减速箱的步骤、过程，清楚减速器有哪些组成部分，而且看到了自己的许多不足，有时考虑的不周到，导致装配出现问题，必须重新设计计算； 又因为缺乏实际操作，对一些经验设计很陌生，不知道如何下手，更重要的一点是，设计的时候，不能以为得去取小的尺寸，一味的追求小而轻便，要去尺寸稍大些的，因为取尺寸较小的，到最后很可能因为接触强度和疲劳强度不够导致重新来过。

在设计过程中，还会遇到以下问题：
1）对设计计算公式陌生，不知道用哪个计算公式计算，有时候甚至不知道有的所表达的含义，；
2) 不清楚哪些尺寸需要标注公差、粗糙度的选择、配合公差的选择等；
3）会比较陌生绘制CAD制图，不熟悉公差，粗糙度等的标注；
4）材料的选择，零件的工艺等。

因为缺乏实践的缘故，在此次设计过程中，对老师的依赖还是比较大的。

但是在整个过程中，加强了自学、自主能力。

并且很好的将以前学的知识串联起来了，将课堂上学的抽象的理论用在实践当中，认识到即使一个看起来简单的小小的减速器设计起来并不容易，特别是在要求设计精准，工作性能好的前提下。

在这次设计过程中，我还看到，要成为一名优秀的设计工程师，不仅要有强硬的理论知识，丰富的实际操作经验，而且还必须有严谨的思维。

对于自己最大的缺点而言，有了很强的要求，因为自己干什么事都比较粗心，在设计，计算，绘图的过程中，导致几次重新来过，在整个设计的过程中，使自己很好的努力的去克服自己的缺点，只有这样，才能设计出好的作品，而且事半功倍。

四、参考文献
[1] 陈秀宁，施高义.机械设计课程设计（第二版）.杭州：浙江大学出版社， 1995
[2] 濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.北京高等教育出版社， 2006
[3] 大连理工大学工程画教研室.机械制图（第五版）.北京：高等教育出版社2003
[4] 杨沿平.机械精度设计与检测技术基础.北京：机械工业出版社， 2004
[5] 成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社， 2004。