减速器装配图、大齿轮零件图和输出轴零件图讲诉

第1章初始参数及其设计要求
保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。

初始参数：功率P=2.8kW，总传动比i=5
第2章电动机
2.1 电动机的选择
根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。

由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。

粉碎机所需要的功率为kw
=，故
P8.2
选用Y系列（Y100L2-4）型三相笼型异步电动机。

Y系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO）标准设计的，具有国际互换性的特点。

其中Y系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘,工作环境不超过＋40℃,相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m,额定电压为380V,频率50HZ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。

Y系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。

其主要技术参数如下：
型号：4
Y
L
2
100-
同步转速：min
1500r
/
额定功率：kw
=
P3
满载转速：min
1420r
/
堵转转矩/额定转矩：)
⋅
T
N
/(
2.2m
n
最大转矩/额定转矩：)
/(
T
⋅
N
2.2m
n
质量：kg
3.4
极数：4极
机座中心高：mm
100
该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。

2.2电机机座的选择
第3章 传动比及其相关参数计算
3.1 传动比及其相关参数的分配
根据设计要求，电动机型号为Y100L2-4，功率P=3kw ，转速n=1420r/min 。

输出端转速为n=300r/min 。

总传动比： 73.4300
14401
===
n n i ； （3-1）
分配传动比：取3=D i ； 齿轮减速器：
58.13
73
.4===
D L i i i ； （3-2） 高速传动比：
5.158.14.14.112=⨯==L i i ； （3-3）
低速传动比：
05.15
.158
.11223===
i i i L 。

（3-2） 3.2 运动参数计算
3.2.1 各轴转速
电机输出轴： min /1420r n n D == 轴I ：
min /33.4733
1420
1r i n n D ===
（3-4） 轴II ：
min /6.3155
.133.4731212r i n n ===
（3-4） 轴III ：
min /30005
.16.3152323r i n n ===
（3-4） 3.2.2 功率计算
Y 型三相异步电动机，额定电压380伏，闭式。

查手册取机械效率：,97.0,96.021====ηηηηC D ，联轴器99.03==ηη 轴承98.04==ηη
动载荷系数：K=1 输出功率：kw C 2.2=P
总传动效率：833.03
42
32
21=⨯⨯⨯=ηηηηη （3-5）
电动机所需功率：
,64.2kw k C
=P ⨯
=P η
即kw 64.20=P 轴I ：kw 46.243101=⨯⨯⨯P =P ηηη （3-6） 轴II ：kw 34.24212=⨯⨯P =P ηη 轴III ：kw 2.243223=⨯⨯⨯P =P ηηη 3.2.3 转矩计算
n
P
⨯=T 6
1055.9 （3-7） mm n
⋅N ⨯=P ⨯=T 40
6
0107755.11055.9 mm n ⋅N ⨯=P ⨯=T 41
1
6
1109633.41055.9 mm n ⋅N ⨯=P ⨯=T 52
2
6
21021917.21055.9
mm n ⋅N ⨯=P ⨯=T 53
3
6
3100033.71055.9 3.2.4 参数列表
表3-1传动系统及其运动参数
第4章 带及带轮的设计
根据设计方案及结构，该机选用普通V 带传动。

它具有缓和载荷冲击、运行平稳、无噪音、中心距变化范围较大、结构简单、制造成本低、使用安全等优点。

4.1 普通V 带传动的计算
已知：电动机功率 kw p 0.3=， 电动机转速min /1420r n = ，粉碎机主轴转速min /12752r n =。

4.1.1 确定V 带型号和带轮直径
工作情况系数 由《机械设计基础（第三版）》表8.21工作情况A K 2.1=A K
计算功率 kw P K P A C 6.332.1=⨯=⋅= kw P C 6.3= 选带型号 由图8.12普通V 带选型图 A 型普通V 带 小带轮直径 取mm D 801=
大带轮直径 带传动滑动率ε一般为1%～2% 取ε=1% mm n n D D 2161275
1440
8099.0)1(2112=⨯⨯=-=ε （4-1） 取mm D 2242=
大带轮转速 224
1440
8099.0)
1(1112⨯⨯
=-=D n D n ε （4-2） min /948.52r n =
结果在5—25m/s 之间，满足要求。

4.1.2 确定带长
求m D mm D D D m 1522224
80212=+=+=
（4-3） 求∆ m m D D 722
80
224212=-=-=
∆ （4-4） ()00
2
1221'
242
)
(a a D D D D L +-+
+=
π （4-5）
=mm a a D m 65.1277420
2
0=∆++π
取标准值mm L d 1400= 4.1.3 确定中心距a 初定中心距0a
)(7.0)(221021D D a D D +≥≥+ （4-6） )22480(7.0)22480(20+≥≥+a
mm a mm 8.2216080≥≥ 根据实际确定：初定中心距mm a 4000= 计算实际中心距
mm L L a a d 175.4612
1277065
1400400200=-+=-+
≈ 4.1.4 确定带轮包角
小带轮包角 601801
21⨯--=a
D D α （4-7） o o 1.1623.57175
.46180
2241801=⨯--
=α
︒≥︒1201.162，满足要求
4.1.5 确定带根数Z
带速V s m n D V /03.660000
1440
8014.31000
601
1=⨯⨯=
⨯=
π 取s m V /03.6=
传动比i 13.186
.1272144021===
n n i 取13.1=i 带根数Z 由表8.9A 型单根V 带的基本额定功率0P kw P 9.00= 由图8.11小带轮包角系数 取946.0=αk 由《机械设计基础（第三版）》表8.4查得 04.1=l k 由表8.19普通V 带传动比系数 取117.00=∆P 由式 l
c
k k p p p Z ⨯∆+=
α)(00 （4-8）
64.204
.1946.0)117.09.0(64
.2=⨯⨯+=
取3=Z
4.1.6 确定轴上载荷
单根V 带张紧力 由式8.19，由表11.4 m kg q /10.0=
20)5.2(500qV k k VZ P F c +-=αα
（4-9）
=2948.510.0)946
.0946
.05.2(3948.564.2500⨯+-⨯⨯
=169.24N
轴上载荷 2
1.162sin 24.169322sin 21
0o
⨯⨯⨯==αZF F Q =1003.08 （4-10）
4.1.7 选择带型
选用3根A —4000GB/T 11544-1997的V 带，中心距a=470mm ，带长1400mm
4.2 带轮结构
带速s m V /300≤时的带传动，其带轮内一般用HT200制造，高速时应使用钢制造，带轮的速度可达到s m /45。

由于该机带速为s m V /4.9=，故带轮材料选用HT200。

在设计带轮结构时，应使带轮易于制造，能避免因制造而产生过大的内应力，重量要轻。

根据结构设计，大带轮选用腹板式结构；小直径的带轮可以制造为圆柱形。

故该机小带轮制造为圆柱形。

带截面尺寸和带轮轮缘尺寸：
V 带型号：A 型 顶部宽b ：13㎜ 节宽p b ：11.0㎜ 高度h ：mm 8 V 带轮基本参数：
基准宽度mm b d 0.11=，基准线上槽深mm h a 75.2min =，基准线下槽
mm h f 7.8min =，
槽间距mm e 3.015±=，槽边距mm f 9min =，最小轮缘厚mm 6min =δ， 带轮宽度f e Z B 2)1(+-==48mm （Z —轮槽数），外径a d a h d d 2+=
第5章 齿轮传动的设计
5.1 齿轮传动概述
齿轮传动是机械传动中应用最广泛的一种传动形式。

其主要优点是传动效率高，传动比准确，结构紧凑，工作可靠，寿命长；主要缺点是制造成本高，不适宜于远距离两轴之间的传动。

按照工作条件，齿轮传动可分为开式传动和闭式传动两种。

开式传动：齿轮外露，不能保证良好的润滑，且易于落入灰尘、异物等，齿轮面易磨损。

闭式传动：齿轮被密封在刚性的箱体内，密封润滑条件好，安装精度高。

重要的齿轮传动大多数采用闭式传动。

5.2 高速级齿轮设计与计算
5.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.根据传动方案，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，故选用8级精度（GB10095-88）。

3.材料选择。

由《机械设计基础（第三版）》表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为ZG310-570（正火），硬度为235HBS ，二者材料硬度差为45HBS 。

4.选小齿轮齿数1Z =41，大齿轮齿数6.192417.4112=⨯=Z =Z i
圆整后齿数取2Z =193。

5.2.2 按齿面接触强度设计
按照下式试算： []32
1112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅≥H E H d t t Z Z i i T K d σεφα （5-1） 1.确定公式内的各计算数值
①转矩mm N 1055.91
16
1⋅⨯=n P T ②试选载荷系数1.6 ③由《机械设计基础（第三版）》表10-7选取齿宽系数1=d φ
④由表《机械设计基础（第三版）》表10-6查得材料的弹性影响系数218.189a
E MP Z =
⑤由《机械设计基础（第三版）》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 5501lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 3902lim =σ ⑥由《机械设计基础（第三版）》式10-13计算应力循环次数 8
129
111079.31048.160⨯==⨯==i N N jL n N h （5-2）
⑦由《机械设计基础（第三版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数90.01=HN K ，97.02=HN K
⑧计算接触疲劳应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：
[][]a
H HN H a
H HN H MP S K MP S K 7.3624962lim 221lim 11====σσσσ （5-3） 因此，许用接触应力[][][]a H H H MP 35.42922
1=+=σσσ （5-4）
⑨由《机械设计基础（第三版）》图10-30选取区域系数433.2=H Z
2.设计计算
①试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得：
mm d t 59.561≥
②计算圆周速度
s m n d v t 65.11000601
1=⨯=π （5-5）
③计算齿宽b 及模数nt m
mm d b i d 59.561=⨯=φ （5-6）
29.2cos 1
1=Z =βi ni d m （5-7） mm m h ni 15.525.2== （5-8）
99.10=h
b ④计算纵向重合度βε
903.1tan 318.01==βφεβz d （5-9）
⑤计算载荷系数
查《机械设计基础（第三版）》表10-2得载荷系数A K =1
根据V=3.28m/s ，8级精度，由《机械设计基础（第三版）》图10-8查得动载荷系数V K =1.16
由《机械设计基础（第三版）》表10-4查得：
367.1=HB K
由《机械设计基础（第三版）》表10-13查得βF K =1.325
由《机械设计基础（第三版）》表10-3查得αH K = αF K =1.2
因此，载荷系数9.1=⨯⨯⨯=βαH H V A K K K K K （5-10）
⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
mm K K d d i
t 93.59311== （5-11） ⑦计算模数
mm d m n 25.1cos 1
1=Z =β （5-12）
5.2.3 按齿根弯曲强度设计
按下式计算： []32121cos 2F Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β⋅≥ （5-13） 1. 确定公式内的各计算数值
1)计算载荷系数
9.1==βαF F V A K K K K K
2)根据纵向重合度903.1=βε，从《机械设计基础（第三版）》图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY
3)计算当量齿数
90.102cos 27.26cos 322311==Z ==
Z β
βz z v v （5-14） 4)查取齿形系数
由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得592.21=Fa Y ，164.22=Fa Y
5)查取应力校正系数
由《机械设计基础（第三版）》表 10-5查得596.11=Sa Y ，794.12=Sa Y
6)由《机械设计基础（第三版）》图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 3802=σ
7)由《机械设计基础（第三版）》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=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：
[][]a FE KN F a
FE KN F MP S F MP S F 86.23857.303222
111====σσσσ （5-15）
9)计算小、大齿轮的[]F Sa Fa Y Y σ并加以比较
[][]01625.001363.02
22111==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ （5-16）
大齿轮的数值较大。

2.设计计算
对比计算结果，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，取m n =1.25mm 已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=51.25mm ，mm d 25.2412=来计算应有的齿数。

于是由：
41cos 11==Z n
m d β （5-17） 取411=Z ，则6.1924136.3112=⨯=Z =Z i ，取1932=Z 。

5.2.4 几何尺寸计算
1. 计算中心距
()mm m a n
9.145cos 2211=Z +Z =β （5-18）
将中心距圆整为146mm 。

2. 修正螺旋角
()"12.0'15142arccos 21︒=Z +Z =a m n
β （5-19）
因β值改变不多，故参数αε、βK 、H Z 等不必修正。

3.小、大齿轮的分度圆直径
m m m z d m m m z d n n 25.241cos 25.51cos 2211====
ββ （5-20）
4.计算齿宽
mm d b d 4.581==φ
圆整后，小齿轮齿宽mm B 531=，大齿轮齿宽mm B 4.582=。

5.2.5 齿轮的主要几何参数
5.3 低速级齿轮设计与计算
5.3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1.根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

2.精度等级仍选用8级精度（GB10095-88）。

3.材料选择。

由《机械设计基础（第三版）》表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为280HBS ，大齿轮材料为ZG310-570（正火），硬度为240HBS ，二者材料硬度差为40HBS 。

4.选小齿轮齿数433=Z ，大齿轮齿数8.1414336.3324=⨯=Z =Z i 取1424=Z
5.3.2 按齿面接触强度设计
按照下式试算： []32
2112⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⋅≥H E H d t t Z Z i i T K d σεφα （5-1） 1.确定公式内的各计算数值
1)转矩mm N T .104178.253⨯=
2)试选载荷系数6.1=t K
3)由《机械设计基础（第三版）》表10-7选取齿宽系数1=d φ
4)由《机械设计基础（第三版）》表10-6查得材料的弹性影响系数21
8.189a E MP Z = 5)由图《机械设计基础（第三版）》表10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； a H MP 6003lim =σ大齿轮的接触疲劳强度极限a H MP 5504lim =σ
6)由《机械设计基础（第三版）》式10-13计算应力循环次数
828
211087.0/11089.260⨯==⨯==i N N jL n N h （5-2）
7)由《机械设计基础（第三版）》图10-19查得接触疲劳寿命系数94.03=HN K ，97.04=HN K
8)计算接触疲劳应力
取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得：
[][]a H HN H a
H HN H MP S K MP S K 5.5335644lim 443lim 33====σσσσ （5-3）
因此，许用接触应力[][][]a H H H MP 75.54824
3=+=σσσ （5-4）
9)由《机械设计基础（第三版）》图10-30选取区域系数45.2=H Z
10)由《机械设计基础（第三版）》图10-26查得83.03=αε，88.04=αε
因此有71.143=+=αααεεε
2.设计计算
1)试算小齿轮分度圆直径t d 3，由计算公式得：
m m d t 865.5408.18945.231.331.471.111058.286.1232
53=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯≥ 2)计算圆周速度
s m n d v t 45.01000602
3≈⨯=π （5-6）
3)计算齿宽b 及模数nt m
72.1288.518.80985.525.266.2cos 6.79333=÷=======h
b m m
m h z d m m m
d b nt t nt t d βφ 4)计算纵向重合度βε
89.1tan 318.03==βφεβz d
5)计算载荷系数
查《机械设计基础（第三版）》表10-2得载荷系数A K =1
根据v=0.96m/s ，8级精度，由图10-8查得动载荷
数V K =1.04
由《机械设计基础（第三版）》表10-4查得：355.1=HB K
由《机械设计基础（第三版）》表10-13查得βF K =1.35
由《机械设计基础（第三版）》表10-3查得αH K = αF K =1.2
因此，载荷系数9.1=⨯⨯⨯=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
mm K K d d i
t 6.80333== （5-11） 7)计算模数
2cos 3
3==z d m n β （5-12） 5.3.3 按齿根弯曲强度设计
按下式计算： []32323cos 2F Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β⋅≥ （5-13） 1.确定公式内的各计算数值
1)计算载荷系数
9.1=⨯⨯⨯=βαF F V A K K K K K
2)根据纵向重合度03.2=βε，从《机械设计基础（第三版）》图10-28查得螺旋角影响系数99.0=βY 。

3)计算当量齿数
02.125cos 06.32cos 344333====
β
βz z z z v v （5-14） 4)查取齿形系数
由《机械设计基础（第三版）》表10-5查得45.23=Fa Y ，16.24=Fa Y
5)查取应力校正系数
由《机械设计基础（第三版）》表 10-5查得65.13=Sa Y ，81.14=Sa Y
6)由《机械设计基础（第三版）》图10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 5003=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限a FE MP 3804=σ
7)由《机械设计基础（第三版）》图10-18查得弯曲疲劳寿命系数9.03=FN K ，
93.04=FN K
8)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1，得：
[][]a
FE KN F a
FE KN F MP S F MP S F 4.353450444333====σσσσ （5-15） 9)计算小、大齿轮的[]F Sa Fa Y Y σ并加以比较
[][]011
.000898.0444333==F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ （5-16） 大齿轮的数值较大。

2.设计计算
74.101555.062
.124115cos 88.010416.110.223225=⨯⨯⨯︒⨯⨯⨯⨯⨯≥n m 对比计算结果，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，取m n =2mm 已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 3=86mm 来计算应有的齿数。

于是由：
43cos 33==n
m d z β （5-17） 则142324==z i z 。

5.3.4 几何尺寸计算
1.计算中心距
()mm m z z a n
185cos 2432=+=β （5-18）
2.修正螺旋角
()''51.44'30112arccos
43︒=+=a
m z z n
β （5-19）
因β值改变不多，故参数αε、βK 、H Z 等不必修正。

3.小、大齿轮的分度圆直径
m m
m
z d m m m z d n n
284cos 86cos 4433====ββ
（5-20）
4.计算齿宽
mm d b d 6.733==φ
圆整后，小齿轮齿宽mm B 703=，大齿轮齿宽mm B 754= 5.3.5 齿轮的主要几何参数
表5-2齿轮各主要参数
第6章 传动轴和传动轴承的设计
6.1 轴的概述
轴是组成机器的重要零件之一，其功用是支撑回转零件及传递运动和动力，因此大多数轴都要承受转矩和弯矩的作用。

轴的分类：按照承受弯、扭载荷的不同，轴可以分为转轴、心轴和传动轴三类。

轴的材料主要采用碳素钢和合金钢。

碳素钢比合金钢廉价，对应力集中的敏感性小，又可以通过热处理提高其耐磨性及疲劳强度，故应以较为广泛，其中最常用的是45号优质碳素钢。

为保证力学性能，一般应进行调质和正火处理。

合金钢具有更高的力学性能和更好的淬火性能，可以再传递大功率并要求减小尺寸与质量和提高轴颈耐磨性时采用。

6.2 高速轴的设计及校核
6.2.1 选择轴的材料
考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用45钢，硬度217~255HBS 。

查机械设计手册可知MPa B 650=σ，MPa S 360=σ。

6.2.2 初估直径
查表14.1常用材料的[]τ值和C 值得材料系数C=112 于是 mm n P C d 4.1933
.47346
.211233
111=⨯=≥ （6-1） 考虑到轴上有一个键槽，轴径应增加3~5%，所以
mm d 982.19)03.01(4.191=+⨯≥，圆整取20mm
6.2.3 结构设计
I 轴结构及格部分尺寸如下图所示：
图6.1 高速轴
6.2.4 强度校核 齿轮上作用力： N F t 1685=
N F F t a 430"19'1814tan 1685tan =︒⨯==β (6-2)
N F F n t r 633"
19'1814cos 20tan 1685cos tan =︒︒
⨯==
βα (6-3)
如图，计算水平支反力：
N F F t R 46756
14656
1=+⨯=
N F F F R t R 121812=-=
图6.2弯矩图
如图，计算垂直支反力：
()N F F F F r a Q R 125856
146562340
.5956146110'1=+⨯-⨯
-++⨯=
N F F F F Q r R R 922
'
1'2=-+= 绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为mm N M R ⋅=68182
绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：mm N M R ⋅=106590'
mm N ⋅64396 mm N ⋅51638
绘制合成弯矩图如图，从左往右点弯矩分别为：mm N M ⋅=106590
mm N ⋅93785 mm N ⋅85529
注意到MPa B 650=σ，由表可得[]MPa b 601=-σ，[]MPa b 5.1020=σ，
于是，[][]59.05.1026001===
-MPa
MPa b b σσσ (6-4) 当量转矩mm N T T ⋅=⨯==295005000059.0αα 据此，绘制转矩及当量转矩绘图如图所示。

求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩图如图，自左向右折点依次对应以下数据：
()mm N T M M Q Q Q ⋅=+=295002
2'α (6-5)
()mm N T M M ⋅=+=1105972
121'1α
()mm N T M M e e e ⋅=+=983152
2'α
()mm N T M M e e e ⋅=+=904742
22'2α
确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I ，危险截面校核II ，危险截面校核III ：
[]
mm mm M d b Q
Q 20171.03
1'
≤=≥-σ 符合要求
[]
m m m m M d b 2535.171.03
1'
11≤=≥-σ 符合要求
[]
m m m m M M d b e e e 201821.03
1'2
;≤=⨯+=-σ 符合要求
由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果强度要求。

另外，考虑到安装齿轮轴的直径与齿轮齿根圆直径相差约四个模数，因此可以把该轴段做成齿轮轴，其左边定位轴肩不变，轮齿两端角至轴肩。

6.3 高速轴轴承校核
选择轴承的型号为：角接触球轴承7207C 。

其中轴承参数为：D=72mm ，B=17mm ，Cr=19.8KN ，Cor=13.5KN 。

N F F R R R 1342125846722221'1
1=+=+= (6-6)
N F F R R R 1528922121822222'2
2=+=+=
N F a 430= 根据公式计算得
025.017500
430
==or a C F 可得e=0.394 则N eR F s 5291342394.011=⨯== N eR F s 6021528394.022=⨯== 注意到N F N F F s s s 5291032430602121=>=+=+，可知轴承1被压紧，轴承2放松。

则N F F F a s a 103221=+=，N F F s a 60222== 对轴承1，
e N
N
R F a >==769.01342103211，取44.01=X ，查得42.11=Y 对轴承2，
e N
N
R F a ===394.0152860222，取12=X ，02=Y 由表得冲击载荷系数1.1=d f
()()N F Y F X f P a r d 226232.142.1134244.01.111111=⨯+⨯⨯=+= ()N F Y F X f P a r d 1681152811.122222=⨯⨯=+= 因为21P P >，这里仅校核轴承1的寿命。

h h P C L h
150002596122622350072016670720166703
110>=⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
轴承符合强度要求。

6.4 中间轴设计及校核
6.4.1 选择轴的材料
考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用调质45钢，硬度为217~255HBS 。

查机械设计手册可知MPa B 650=σ
MPa S 360=σ
6.4.2 初估直径
由表可得材料系数C=112 于是mm r kw n P C d 96.31min
/7.10034.211233
222=⨯=≥ （6-1） 考虑到轴上有键槽，轴径应增加3%，所以
()mm mm d 92.3203.0196.312=+⨯≥，圆整取35mm 6.4.3 结构设计
II 轴结构尺寸如下图，倒角均为C1，各轴段过渡处圆角均R1，齿轮处过渡圆角R2。

图6.3中间轴
6.4.4 强度校核 齿轮上作用力：
N F t 4385= （N F t 1685'=）
N F F t a 945"31'1512tan 4385tan =︒⨯==β （N F a 430'=）(6-2)
N F F n t r 1623"
31'1512cos 20tan 4385cos tan =︒︒⨯==
βα （N F r 633'=） (6-3)
图6.4弯矩图
如图，计算水平支反力：
N F F F t t R 342165
5.755.70655.140'1=++⨯+⨯=
N F F F F R t t R 26221'2=-+= 如图，计算垂直支反力：
()N F F F F F r a r a R 34065
5.755.705.702030
.895.705.752940.239'''2=++⨯-⨯++⨯+⨯
=
N F F F F R r r R 13302''1=+-=
绘制水平弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：
mm N M R ⋅=5.241180 mm N ⋅170437
绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：
mm N M R ⋅=93765' mm N ⋅51698 mm N ⋅29577 mm N ⋅22010
绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：
mm N M ⋅=258766 mm N ⋅246659 mm N ⋅172984 mm N ⋅171852
注意到MPa B 650=σ，有表可得[]MPa b 601=-σ，[]MPa b 5.1020=σ 于是[][]59.05
.1026001===
-b b σσα (6-4)
当量转矩mm N T T ⋅=⨯==11446019400059.0αα 据此，绘制转矩及当量转矩如图所示。

求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩如图，从左往右折点依次对应以下数据：
()mm N T M M e e ⋅=+=+=14796311446093765222
211'11α (6-5)
()mm N T M M e e ⋅=+=+=12559411446051698222
212'12α
()mm N T M M e e ⋅=+=+=11822011446029577222
'21'21α
()mm N T M M e e ⋅=+=+=11655711446022010222
'22'22α
确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I ，危险截面II ：
[]
m m m m M M d b e e e 2534.2721.03
1'12
'111≤=⨯+≥-σ 符合要求
[]
m m m m M M d b e e e 2067.1821.03
1'22
'212≤=⨯+≥-σ 符合要求
由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。

6.5 中间轴轴承校核
根据表，选择轴承型号为：7207C 。

其中轴承系数为：D=72mm ，B=17mm ，Cr=19.8KN ，Cor=13.5KN 。

N F F R R R 36701330342122
221'1
1=+=+= (6-6)
N F F R R R 2644262234022222'2
2=+=+=
N F F F a a a 515'=-=（方向同a F ） 根据
029.017500
515
==or a C F e=0.4 则N eR F s 146836704.011=⨯== N eR F s 105826444.022=⨯==
注意到N F N F F s a s 14681573515105812=>=+=+，可知轴承1被压紧，轴承2放松。

则N F F F a s a 157321=+=，N F F s a 105822== 对轴承1，
e R F a >==429.03670
1573
11，取44.01=X ，4.11=Y 对轴承2，
e R F a ===4.02644
1058
22，取12=X ，02=Y 由表冲击载荷系数得0.1=d f
()N F Y F X f P a r d 381711111=+= ()N F Y F X f P a r d 264422222=+=
因为21P P >，这里仅校核轴承1的寿命。

h h P C L h
150002161238172350018016670180166703
110>=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
轴承符合强度要求。

6.6 低速轴设计及校核
6.6.1 选择轴的材料
考虑到本轴输入功率不大，转速较低，对材料无特殊要求，因此决定选择使用调质45钢，硬度为217~255HBS 。

查机械设计手册可知MPa B 650=σ
MPa S 360=σ
6.6.2 初估直径 由表材料系数得C=112 于是，mm n P C d 88.4630
2.211233
333=⨯=≥ 考虑到轴上有一键槽，轴径应增加3%，所以()mm d 2846.4803.0188.462=+⨯≥，同时考虑联轴器孔径标准系列，这里III 轴最端直径圆整取50mm 。

6.6.3 结构设计
III 轴结构尺寸如下图，倒角均为C1，各轴段过渡处圆角均R1，齿轮处过渡圆角R1.5。

联轴器的轴向固定可以采用套筒。

图6.5低速轴
6.6.4 强度校核 齿轮上作用力：
N F t 4385= （N F t 1685'=）
N F F t a 945"31'1512tan 4385tan =︒⨯==β （N F a 430'=） (6-2)
N F F n t r 1623"
31'1512cos 20tan 4385cos tan =︒︒⨯==
βα （N F r 633'=） (6-3)
如图，计算水平支反力：
N F F t R 2892142
72142'1=+⨯=
N F F F R t R 14661'2=-=
图6.6弯矩图
如图，计算垂直支反力：
N F F F a r R 467142
722160.276142'''1=+⨯
-⨯=
N F F F R r R 1156'''12
=-= 绘制水平弯矩图如图，最高点弯矩为：mm N M R ⋅=208224
绘制垂直弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：
mm N M R ⋅=33624' mm N ⋅164110
绘制合成弯矩图如图，从左往右折点弯矩分别为：
mm N M ⋅=210921 mm N ⋅265121
注意到MPa B 650=σ，有表可得[]MPa b 601=-σ，[]MPa b 5.1020=σ 于是[][]59.05
.1026001===
-b b σσα (6-4)
当量转矩mm N T T ⋅=⨯==32863055700059.0αα 据此，绘制转矩及当量转矩如图所示。

求危险截面的当量弯矩并绘制当量弯矩如图，从左往右折点依次对应以下数据：
()mm N T M M e e ⋅=+=+=390494328630210921222
21'1α (6-5)
()mm N T M M e e ⋅=+=+=422240328630265121222
22'2α
()mm N T M M ⋅=+=+=3236803286300222
'2'2α
确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I ，危险截面II ：
[]
m m m m M M d b e e e 4094.3221.03
1'2
'1≤=⨯+≥-σ 符合要求
[]
m m m m M d b 356.2821.03
1'2
2≤=⨯≥-σ 符合要求
由此得出结论，用当量弯矩法校核所得结果符合强度要求。

6.7 低速轴轴承校核
根据表，选择轴承型号为：7212C 。

其中轴承系数为：D=110mm ，B=22mm ，Cr=7.05KN ，Cor=6.65KN 。

N F F R R R 2929467289222221'1
1=+=+= (6-6)
N F F R R R 18671156146622222'2
2=+=+=
N F a 945= 根据
054.017500
945
==or a C F e=0.426 则N eR F s 12472929426.011=⨯== N eR F s 7951867426.022=⨯== 注意到N F N F F s a s 7952192945124712=>=+=+，可知轴承1被压紧，轴承2放松。

则N F F F a s a 219221=+=，N F F s a 124722== 对轴承1，
e R F a ===426.02929
1247
11，取11=X ，01=Y 对轴承2，
e R F a >==174.11867
2192
22，取44.02=X ，31.12=Y 由表冲击载荷系数得1.1=d f
()N F Y F X f P a r d 322211111=+= ()N F Y F X f P a r d 406222222=+=
因为21P P <，这里仅校核轴承2的寿命。

h h P C L h
1500053798406223500601667060166703
110>=⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
轴承符合强度要求。

第7章 键的选择和校核
7.1 平键的概述
平键可分为普通平键、薄型平键、导向平键和滑键四种。

其中普通平键和薄型平键用于静连接，导向平键和滑键用于动连接。

平键连接的工作原理：平键的下半部分装在轴上的键槽中，上半部分装在轮毂的键槽中。

键的顶面与轮毂之间有少量间隙，键靠侧面传递扭矩。

轮毂与轴通过圆柱表面配合实现轮毂中心与轴心的对中。

7.2 键的选择
7.2.1 电动机小带轮端的键
考虑到电机输出轴直径D=28mm ，输出轴外伸端长度E=60mm ，决定选择使用圆头普通平键，尺寸()mm h b 78⨯=⨯,长度mm l 50=。

型号T GB A /508⨯1096
键的接触长度mm b l l 42850'=-=-=。

[]
MPa p 120=σ，则键联接所能传递的转矩为：
[]mm N T
mm N D l h T p
⋅=≥⋅=⨯⨯⨯==
177551234804
12028425.34
''σ (7-1)
符合强度要求。

7.2.2 高速轴大带轮端的键
高速轴带轮端尺寸：6520⨯，决定选择使用圆头普通平键， ()mm h b 66⨯=⨯长度mm l 55=。

型号T GB A /556⨯ 1096
键的接触长度mm b l l 49655'=-=-=。

[]
MPa p 120=σ，则键联接所能传递的扭矩为：
[]mm N T
mm N D l h T p
⋅=≥⋅=⨯⨯⨯==
49633882004
120204934
''σ (7-1)
符合强度要求。

7.2.3 中间轴的键
大齿轮端：大齿轮轮段尺寸：4155⨯，决定选择使用圆头普通平键，材料为锻钢，尺寸()mm h b 812⨯=⨯，长度mm l 50=。

型号T GB A /5012⨯ 1096
键的接触长度mm b l l 381250'=-=-=。

[]
MPa p 150=σ，则键联接所能传递的转矩为：
[]mm N T
mm N D l h T p
⋅=≥⋅=⨯⨯⨯==
2219172337004
150413844
2
''σ (7-1)
符合强度要求。

小齿轮端：小齿轮轮段尺寸：4146⨯，决定选择使用圆头普通平键，材料为锻钢，尺寸()mm h b 812⨯=⨯，长度mm l 40=。

键的接触长度mm b l l 281240'=-=-=。

[]
MPa p 120=σ，则键联接所能传递的转矩为：
[]mm N T
mm N D l h T p
⋅=≥⋅=⨯⨯⨯==
2219171377604
120412844
2
''σ (7-1)
符合强度要求。

7.2.4 低速轴的键
低速轴带轮端尺寸：6266⨯，决定选择使用圆头普通平键，材料锻钢，
()mm h b 1118⨯=⨯，长度mm l 56=。

型号T GB A /5618⨯ 1096
键的接触长度mm b l l 381856'=-=-=。

[]
MPa p 150=σ，则键联接所能传递的扭矩为：
[]mm N T
mm N D l h T p
⋅=≤⋅=⨯⨯⨯==
7003334859254
15062385.54
3
''σ
不符合强度要求，可以采用对称双键结构，则强度即可符合要求，此时此处轴径需继续增大3%，即mm 6403.162=⨯。

同时，最小轴径增大到52mm 。

7.2.5 联轴器的键
联轴器处相关尺寸：5260⨯，决定选择使用圆头普通平键，材料锻钢，
()mm h b 1016⨯=⨯，长度mm l 50=。

型号T GB A /5016⨯ 1096
键的接触长度mm b l l 341650'=-=-=。

[]
MPa p 120=σ，则键联接所能传递的扭矩为：
[]mm N T
mm N D l h T p
⋅=≤⋅=⨯⨯⨯==
7003332652004
120523454
3
''σ
不符合强度要求，可以采用对称双键结构，则强度即可符合要求，此时此处轴径需继续增大3%，即mm 5403.152=⨯。

第8章 联轴器的选择和校核
8.1 联轴器的概述
用来联接不同机构中的两根轴（主动轴和从动轴）使之共同旋转以传递扭矩的机械零件。

在高速重载的动力传动中，有些联轴器还有缓冲、减震和提高轴系动态性能的作用。

联轴器按照被联接两轴的相对位置和位置的变动情况，可分为：固定式联轴器和可移动式联轴器。

8.2 联轴器的设计
联轴器允许的公称转矩：mm N kT T c ⋅=⨯==9.9104327003333.13。

据此，决定选择使用ML8型梅花形弹性联轴器GB5272-85，弹性硬度C>94。

主动端：Z 型轴孔，C 型键槽mm d 701=，mm l 107= 从动端：Y 型轴孔，B 型键槽mm d 652=，mm l 142=
[]
MPa MPa dlZ
D KT
Z
dl D KT p p 8012.042
200=<==
=
σσ (8-1) 取[]
MPa p 8=σ，所以ML8型联轴器的标准型号为：
C ML YB ZC 8142
65107
70⨯⨯
mm N mm N kT T c ⋅<⋅==9.910432800000，联轴器符合强度要求。

第9章润滑与密封
传动系统中的齿轮等传动件采用油浴润滑，带传动和链传动等开式传动装置各轴承采用脂润滑。

转动系统轴承采用飞溅润滑，毡圈密封，在下箱体上端面加工出油沟。

根据《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》附表7.1工业常用润滑油的性质和用途查得润滑油运动粘度为220cSt，据此决定选择采用牌号为220的L-CKC工业闭式齿轮油，浸油润滑，润滑油油面添加到指定高度。

主要采用的润滑剂（《机械设计基础课程设计指导书（第三版）》附表7.2常用润滑脂的主要性质和用途）：
1.稀油润滑
优点：内摩擦系数小，所以克服摩擦力的能量消耗少，适用于高速运转的零部件：稀油流动性好，易进入各润滑点的摩擦表面，当采用循环供油时有良好的冷却作用，并可将粘附在摩擦表面上的杂志和金属颗粒带走。

缺点：油膜不能承受大的单位压力，否则润滑油将会从摩擦表面挤走变成干摩擦，起不到润滑作用：由于稀油流动性好，对密封的要求就高。

2.干油润滑
优点：易于密封，在垂直的摩擦表面流失少：受温度的影响不像润滑油那么大，对载荷性质、运动速度的变化有较大的适应范围。

缺点：流动性不好，内摩擦系数大，在高温下长期工作时会失去润滑性能。