机械设计课程设计说明书模板.doc

武汉工程大学
机械设计课程设计
说明书
课题名称：带式运输机传动装置的设计
专业班级：过程装备与控制工程
学生学号：
学生姓名：
学生成绩：
指导教师：
课题工作时间：2014.12.22 至2015.1.9
武汉工程大学教务处
填写说明：
1. 表中第一、二、三、六项由指导教师填写；第四、五两项由学生填写。

2. 表中第一、二、三在在课程设计（学年论文）开始前填写，第四、
五、六项在课程设计（学年论文）完成后填写。

3. 本表格填写完整后连同正文装订成册。

目录
一设计题目：设计带式运输机的传动装置 (1)
1.1运动简图 (1)
1.2原始数据 (1)
1.3已知条件 (2)
1.4设计内容 (2)
二传动装置总体设计方案 (2)
2.1组成 (2)
2.2特点 (2)
2.3确定传动方案 (2)
三电动机的选择 (3)
3.1电动机类型和结构的选择 (3)
3.2选择电动机的功率 (3)
四确定传动装置的总传动比和分配传动比 (5)
4.1分配减速器的各级传动比 (5)
4.2计算各轴的动力和动力参数 (5)
五传动零件的设计计算 (6)
5.1 V带设计 (6)
5.1.2 带轮的结构形式 (9)
5.2齿轮设计 (9)
5.2.1高速级齿轮传动计算 (9)
5.2.2低速机齿轮传动计算 (14)
5.2.3圆柱齿轮传动参数表 (19)
5.3轴的设计及效核 (20)
5.3.1初步估算轴的直径 (20)
5.3.2联轴器的选取 (20)
5.3.3初选轴承 (21)
5.3.4轴的结构设计 (22)
5.3.5中间轴的校核 (22)
六润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (28)
6.1齿轮传动的润滑 (28)
6.2润滑油牌号选择 (28)
6.3密封形式 (28)
七箱体及附件的结构设计 (28)
八设计总结 (30)
十参考文献 (31)
《机械设计》课程设计任务书
一设计题目：设计带式运输机的传动装置1.1运动简图
图1-型砂输送机的传动示意图
1.2原始数据
表1
学号 5
鼓轮直径D(mm) 320
输送带速度
0.75
v(m/s)
输出转矩
430
T(N·m)
1.3已知条件
1.输送机由电机驱动。

电机转动，经传动装置带动输送带移动。

按整机布置，
要求电机轴与工作机鼓轮轴平行，要求有过载保护。

2.使用寿命为5年，大修期3年。

3.工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转。

载荷平稳。

4.允许输送带速度偏差为5%。

5.工作机效率为0.95。

6.按小批生产规模设计。

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（高速级从动齿轮、中间轴）；
4.编写设计计算说明书一份（约7000字）
二传动装置总体设计方案
2.1组成
传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.2特点
齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

2.3确定传动方案
考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

其传动方案如下：
图2-传动方案
三 电动机的选择
3.1电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是：载荷为有冲击、单向旋转。

所以选用常用的封闭式Y 系列三相异步电机。

3.2选择电动机的功率
a
w
d p p η=
（其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。

） 其中 kw D vT Fv p w 02.2320
43075.0221000=⨯⨯===
由电动机到传输带的传动总效率为
η
ηηηηη
5
4
2
3
32
1
••••=a
1η——为V 带的效率=0.96
2η——为滚动轴承效率970.00.993==，（由图可知减速器只有3对轴承。

卷筒滚动轴承效率包括在卷筒效率中)
3η——为闭式齿轮传动效率0.9600.982==，
4η——为联轴器的效率0.99=,
5η——卷筒效率=0.96(包括其支承轴承效率的损失)
82.096.099.098.099.096.023=⨯⨯⨯⨯=a η
所以kw p p a
w
d 46.282
.002
.2==
=η
根据min /45min /79.44/1000
60r r n s m Dn v w w
≈=⇒⨯=
π
故电动机应选择Y100L2-4
四 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.1分配减速器的各级传动比
总传动比 70.3179
.441420===
w m n n i V 带取传动比 5.21=i 所以68.125
.270.31132===
⋅i i i i 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i i 3
)5.1~1.1(2=，取32
3.1i i =，得
10.468.123.13.122=⨯==i i
所以
12
.33
=i
4.2计算各轴的动力和动力参数
（1）计算各轴转速 Ⅰ轴 n I =i
n m 1
=
5
.21420
=568 m in r Ⅱ轴 n II =i
n I 2
=
10
.4568
=139 m in r Ⅲ轴 n III =i
n II 3
=
12
.3139
=44 m in r （2）计算各轴输入功率、输出功率 Ⅰ轴 P I =η1
•P d =3×0.96=2.88 kw
Ⅱ轴 P II =P I
•
η
2
•η
3
=2.88×0.98×0.99=2.79 kw
Ⅲ轴 P III =P II •η
2
•η
3
=2.79×0.98×0.99=2.71 kw
（3）计算各轴的输入、输出转矩。

电动机轴输出转矩
Ⅰ轴输入转矩 m N n P T I
I
I •==42.489550
Ⅱ轴输入转矩 m N n P T II
II
II •==69.1919550
Ⅲ轴输入转矩m N n P T III
III
III •==19.5889550
表-2运动和动力参数计算结果
五 传动零件的设计计算
5.1 V 带设计
1）、确定计算功率 c P
根据工作条件——载荷平稳，每天工作16小时 查得K A =1.2，计算功率为 kw P c 6.3= 2）、选择V 带的带型
根据计算功率 kw P c 6.3=,小带轮的转速min 14200r n =，故选用A 型带。

3）、确定带轮的基准直径d d ，并验算带速v
①初选小带轮基准直径d d 1
根据v 带的带型，查表，取小带轮的基准直径d d 1=100mm 。

②验算带速 v m /s 43.71000
601420
1001000
600
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππn d d v
由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。

4）、计算大带轮的基准直径
查表取02.0=ε，所以mm d n n d d d 245)1(121
=-=
ε.查表圆整,取mm d d 2502= 5）确定V 带的中心距0a ,并选V 带的基准长度d L ①确定小带轮中心距，
0.7(1d d +1d d )=246.5≤0a ≤2(1d d +1d d )=695 初定中心距mm a 3500=。

②计算相应的带长L d 0
1266mm 350
4+
250)+(1002 +350×2= 421）
d + （d
22)100250()
(2
2
d2d100=⨯⨯++≈--π
π
a d d a d d L d
查表,选带的基准长度L d 0=1430 mm ③计算实际中心距a 及其变动范围
432m m 2
1266
14305032
a =-+
=-+≈L
L a
d d
中心距的变化范围为
mm 55.104015.0min
=-=L
a a
d
mm 9.47403
.0max
=+=L
a a
d
6）、验算小带轮上的包角
α
0000
01201603.57432
100
25018057.3012
- 180>=⨯--
=⨯≈-a
d d d d α 包角合适。

7）、计算带的根数
计算单根V 带的额定计算功率，
由100mm 1=d d 和m in 14200r n =，查表得P 0=1.30kw
查表5.4[1]得kw, 0.160=∆P 查表5.7[1]得0.95 =K α， 查表5.2[1]得0.96=K L ，
()()70.296
.095.016.030.16
.3Z 0
=⨯⨯+=
∆+=
=
K
K p p p
p
p L
ca
r
ca α
取3根。

8）确定带的最小初拉力0F
由表5.1[1]得A 型带的单位长度质量 q=0.105 kg/m,
()()N 15243.70.10502
.5395.06.395.05.2500
qv25.2500
)min (F 20=⨯+⨯⨯⨯-=+-=zv
K P K a
ca
a
9)计算带传动的压轴力F p 压轴力的最小值为
()
N 11752
sin )(21min 0min
==αF Z F P
8）、 把带传动的设计计算结果记入表下中
表-3带传动的设计参数
5.1.2 带轮的结构形式
轴直径的计算,[]T
T
T d n P
W T ττ≤≈=
3
2.09550000
[]mm n P d T 20568
302.088
.295500002.0955000033
=⨯⨯⨯=≥⇒τ
因为大带轮,10018040220,300250112mm mm d D mm mm d d ≥=-=-≤=且故采用孔板式V 带轮.
5.2齿轮设计
5.2.1高速级齿轮传动计算
已知条件：输入功率=2.88kw,小齿轮转速m in /5681r n n I == 传动比 10.42=i ,使用寿命为5年，大修期3年。

工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转。

载荷平稳。

(1)选定齿轮类型、材料和齿数 1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）材料选择。

选择小齿轮材料为45Cr(调质)，硬度为230HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS ，二者材料硬度差为30HBS 。

3）选择小齿轮齿数1z =22，大齿轮齿数2z =91.齿数比13.422
91
2
1===z z u
4）初选螺旋角︒=14β,齿宽系数1=d φ 5)精度等级: 7级 (2)试算小齿轮分度圆直径
由[1]公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为
[]
3
1
112⎪⎪⎪⎭
⎫
⎝
⎛±•
≥σφ
βH
E
H
d
Ht t Z E u u d Z
Z Z T K
1)确定上公式内的各计算数值 ①计算载荷系数K
由表查得使用系数A K =1，V K =1.07，1=βH K .418，2.1=αH K 。

由公式,得载荷系数
K = A K V K αK βK =1×1.07×1.2×1.418=1.821 ②由图,得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限σ
1
lim H =580 MPa;大齿轮
的接触疲劳强度极限
σ
2
lim H =550 MPa 。

③计算应力循环次数
1N =601n j h L =60×568×1×(5×300×16)=2.04×109 2N =89
1109995.413
.41004.2⨯=⨯=u
N
④由图,取接触疲劳寿命系数1HN K =1；2HN K =1.2
⑤计算接触疲劳许用应力
由表，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 []1H σ=S
σ1lim HN1K =539 MPa
[]2H σ=S
σ2lim HN2K =534 MPa
⑥许用接触应力
[]2][H H σσ== 605 MPa
⑦计算接触疲劳强度用重合度系数εZ
()
︒︒︒
==⎪⎭⎫ ⎝
⎛=562.2014cos 20tan arctan cos tan arctan βααn t ︒=636.301at α ︒=546.232at α 708.1=αε 746.1=βε 673.0=εZ
螺旋角系数 985.014cos cos ===︒ββZ
2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d 1,由计算公式得
[]
3
2
1112⎪⎪⎪⎭
⎫
⎝
⎛±•
≥
σφ
β
εH
H
d Ht t Z E Z u u d Z Z T K
mm 856.37534985.0673.08.1895.213.4113.4110842.43.1232
4
=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=
②调整小齿轮分度圆直径 数据准备: 圆周速度s m n d v t /13.11000
601
1=⨯=
π
齿宽mm d b t d 856.371==φ
查表,得试用系数1=A K ,动载系数07.1=v K ,齿间载荷分配系数2.1=αH K , 用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时418.1=βH K 则动载系数为
821.1==βαH H v A H K K K K K
由公式,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm mm K K d d Ht H t 349.423
.1821.1856.3733
11=⨯== 及相应的齿轮模数 868.122
14
cos 349.42cos 1
1=⨯==︒
z d m n β
(3)按齿根弯曲疲劳强度设计
由下式试算齿轮模数,既
[]32121cos 2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅≥F sa Fa d Ft nt Y Y z Y Y T K m σφββε 1)确定公式中的计算参数 ①初选载荷系数3.1=Ft K
②由公式可计算得弯曲疲劳强度的重合度系数βY
666
.075
.025.0801
.1140.13=+===︒
av av b Y εεβε
弯曲疲劳强度的螺旋角系数796.0120-1==︒
β
εβ
βY
③计算当量齿数 1v z =
β31cos z =0314cos 22=24.08 2v z =β3
2
cos z =0314
cos 91=99.62 ④查表,得取齿形系数
1Fa Y =2.66, 2Fa Y =2.22 ⑤查表,得取应力修正系数
1sa Y =1.53, 2sa Y =1.67 ⑥计算弯曲疲劳许用应力
查图,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=530MPa;大齿轮的弯曲疲劳
强度极限σFlim2=380MP
查图,取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ，查表,取弯曲疲劳安
全系数S=1.4则
[
σF
1]=
S Y F FN σ1
lim 1=4
.153085.0⨯=321.78 MPa
[
σ
F
2]=
S
Y F FN σ2
lim 2=4
.138088.0⨯=238.86 MPa
[]0126.01
1
1=F sa Fa Y Y σ
[]0155.02
2
2=F sa Fa Y Y σ
因为大齿轮的
[]
F sa
Fa Y Y σ大于小齿轮,所以取
[]
[]0155.02
2
2==
F sa Fa F sa
Fa Y Y Y Y σσ
2）试算齿轮模数
[]262
.10155.022114cos 796.0666.010842.43.12cos 232
2432121=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅≥︒
F sa Fa d Ft nt Y Y z Y Y T K m σφββε
3）调整齿轮模数
数据准备:
08
.10840.2614.28/85.0614.281=====h b mm h mm b s
m v mm
d
①根据圆周速度,7级精度,查图,得动载系数05.1=v K ②根据计算,查的,齿间载荷分配系数1.1=αF K
③用插值法查表,得417.1=βH K ,结合08.10=h b ,查图,得34.1=βF K 则载荷系数为548.134.11.105.11=⨯⨯⨯==βαF F v A F K K K K K ④由公式,可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 337.13
==Ft
F
nt n K K m m 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根 弯曲疲劳强度计算的法面模数.从满足弯曲疲劳强度出发,从标准中就近 取mm m n 2=;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mm d 349.421=来计算小齿轮的齿数,即55.20cos 11==n m d z β. 取,211=z 则1.8612==uz z ,取,882=z 21z z 与互为质数. (4)几何尺寸计算 1)计算中心距 ()mm m z z a n
337.112cos 221=+=
β
考虑到模数的圆整,为此将中心距圆整为112mm 2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ()︒=+=295.132arccos
21a
m z z n
β
3)计算小,大齿轮的分度圆直径 mm m z d n
16.43cos 11==
β
mm m z d n
85.180cos 22==
β
4)计算齿轮宽度 mm d b d 16.431==φ 取.50,4512mm b mm b == 5.2.2低速机齿轮传动计算
已知条件：输入功率P=2.79kw,小齿轮转速m in /1392r n n ==∏ 传动比 12.32=i ,使用寿命为5年，大修期3年。

工作条件：每日两班制工作，工作时连续单向运转。

载荷平稳。

(1)选定齿轮类型、材料和齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动
2）材料选择。

选择小齿轮材料为45Cr(调质)，硬度为230HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为200HBS ，二者材料硬度差为30HBS 。

3）选择小齿轮齿数1z =22，大齿轮齿数2z =69.齿数比12.322
69
2
1===z z u
4)1=d φ齿宽系数 5)精度等级: 7级 (2)试算小齿轮分度圆直径
由[1]公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为
[]
3
1
112⎪⎪⎪⎭
⎫
⎝
⎛±•
≥σφ
βH
E
H d
Ht t Z E u u d Z
Z Z T K
1)确定上公式内的各计算数值
①初选3.1=Ht K ,区域系数,5.2=H Z 材料的弹性影响系数18.189MPa Z E =
②由图,得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限σ
1
lim H =580 MPa;大齿轮
的接触疲劳强度极限
σ
2
lim H =550 MPa 。

③计算应力循环次数
1N =601n j h L =60×139×1×(5×300×16)=2.002×108 2N =78
110382.612
.310002.2⨯=⨯=u
N
④由图,取接触疲劳寿命系数1HN K =0.91；2HN K =0.97
⑤计算接触疲劳许用应力
由表，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 []1H σ=S
σ1lim HN1K =528 MPa
[]2H σ=S
σ2lim HN2K =534 MPa
⑥许用接触应力
[]1][H H σσ== 528 MPa
⑦计算接触疲劳强度用重合度系数εZ ︒=528.301a α ︒=045.242a α 693.1=αε
876
.03
693
.1-43
-4===
α
εεZ 2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d 1,由计算公式得
[]
32
1112⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛±•≥σφεH H d
Ht t Z Z T K E Z u u d
mm 131.74528876.08.1895.212.3112.3110917.13.1232
5
=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=
②调整小齿轮分度圆直径 数据准备: 圆周速度s m n d v t /5.01000
601
1=⨯=
π
齿宽mm d b t d 131.741==φ
齿轮的圆周力 311110172.52⨯==t t d T F
mm N mm N b F K t A /100/8.69/1<=
查表,得试用系数1=A K ,动载系数04.1=v K ,齿间载荷分配系数2.1=αH K , 用插值法查的7级精度,小齿轮相对轴承非对称布置时425.1=βH K 则动载系数为
78.1==βαH H v A H K K K K K
由公式,可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 mm mm K K d d Ht H t 317.823
.178.1131.7433
11=⨯== 及相应的齿轮模数 742.322317
.821
1===z d m n
(3)按齿根弯曲疲劳强度设计
由下式试算齿轮模数,既
[]32121cos 2⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛⋅≥F sa Fa d Ft nt Y Y z Y Y T K m σφββε 1)确定公式中的计算参数 ①初选载荷系数3.1=Ft K
②由公式可计算得弯曲疲劳强度的重合度系数βY
693.0693
.175
.025.075
.025.0=+
=+=α
εεY
③查表,得取齿形系数
1Fa Y =2.66, 2Fa Y =2.22
④查表,得取应力修正系数
1sa Y =1.53, 2sa Y =1.67 ⑤计算弯曲疲劳许用应力
查图,得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=530MPa;大齿轮的弯曲疲劳
强度极限σFlim2=380MP
查图,取弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021==FN FN K K ，查表,取弯曲疲劳安
全系数S=1.4则
[
σF
1]=
S Y F FN σ1
lim 1=4
.153085.0⨯=321.78 MPa
[
σ
F
2]=
S
Y F FN σ2
lim 2=4
.138088.0⨯=238.86 MPa
[]0126.01
1
1=F sa Fa Y Y σ []0155.02
2
2=F sa Fa Y Y σ
因为大齿轮的[]
F sa
Fa Y Y σ大于小齿轮,所以取
[]
[]0155.02
2
2==
F sa Fa F sa
Fa Y Y Y Y σσ
4）试算齿轮模数
[]mm
Y Y z Y T K m F sa Fa d Ft nt 228.20155.0221693.010917.13.12232
5
3
2
11=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛⋅≥σφε
5）调整齿轮模数
数据准备:
78
.9013.5016.49/36.0016.491=====h b mm h mm b s
m v mm
d
①根据圆周速度,7级精度,查图,得动载系数03.1=v K ②根据计算,查的,齿间载荷分配系数0.1=αF K
③用插值法查表,得419.1=βH K ,结合08.10=h b ,查图,得34.1=βF K 则载荷系数为37.133.10.103.11=⨯⨯⨯==βαF F v A F K K K K K ④由公式,可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 267.23
==Ft
F
t K K m m 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数n 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疲劳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,仅与齿轮直径有关,可取由弯曲疲劳强度算得的模数mm 267.2并就近圆整为标准值mm m 3=;按接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 317.821=,算出小齿轮的齿数439.2711==m d z .
取,281=z 则大齿轮齿数36.8712==uz z ,取,892=z 21z z 与互为质数. (5)几何尺寸计算 1)计算中心距
()mm z z a 5.1752
21=+=
考虑到模数的圆整,为此将中心距圆整为175mm 2)计算小,大齿轮的分度圆直径 mm m z d 8411==
mm
m z d 26722==
3)计算齿轮宽度
mm d b d 841==φ 取.90,8412mm b mm b == 5.2.3圆柱齿轮传动参数表
各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表
表-4 圆柱齿轮传动参数表
5.3轴的设计及效核
5.3.1初步估算轴的直径
在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。

一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为3
0n
P
A d ≥，式中： P —轴所传递的功率，kw ； n —轴的转速，r/min;
0A —由轴的需用切应力所确定的系数。

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，故选择常用材料45钢，调质处理，查得A=103～126，则
I 轴 3
1I I n P A d ≥=356888.2112⨯=19.8 mm Ⅱ 轴3
2II II n P A d ≥=313979.2112⨯=30.4 mm Ⅲ 轴3
3III III n P A d ≥=344
71
.2112⨯=44 mm 将各轴圆整为1d =25mm , 2d =35 , 2d =48 mm 。

5.3.2联轴器的选取
Ⅲ 轴I 段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。

其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振
的特性。

因此选用弹性注销联轴器III A ca T k T •=,由表查得：工作情况系数A K =1.5,由表查得：选用HL4型弹性柱销联轴器 HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：
公称转矩m N T n ⋅=1250 轴孔长度mm 112(Y 型) 孔径1d =48mm
表-5 联轴器外形及安装尺寸
5.3.3初选轴承
I 轴选轴承为：6206； Ⅱ 轴选轴承为：6207； Ⅲ 轴选轴承为：6210。

所选轴承的主要参数如表2-8
表-6轴承的型号及尺寸
5.3.4轴的结构设计
图-4高速轴结构简图
图-5中间轴结构简图
图-6低速轴结构简图
5.3.5中间轴的校核
(1)选择轴的材料,确定许用应力
选择轴的材料为45钢 ,正火处理,查阅资料可得其强度为:MPa MPa MPa MPa s b 140,275,300,60011====--τσσσ 许用应力查的为:[][][]MPa MPa MPa b ab b 55,95,20011===-+σσσ
(2)计算轴上的载荷
圆周力 N
d
T F t 2120100085.18069
.191210002
2
2
2=⨯⨯=⨯=
N d T F t 456410008469.191210003
332=⨯⨯=⨯= 径向力N tg tga n t r F F 7931202295.13cos 20cos 0
22
2=⨯=•=β
N tg tga n
t r F F
166145640cos 20cos 00
3
23
=⨯=•=
β
轴向力N tg tg F F t a 5011202295.130
2
22=⨯=•=β
N tg tg F F t a 04564003
33=⨯=•=β
(3)轴的受力分析
轴的支撑跨度
mm
L mm L mm L 5.71,73,5.50321===
求轴的支反力,做轴的受力图
① 水平支反力 ()N L L L L F L L F F t t NH 34393
21122132=++++=
N
F F F F NH t t NH 32452321=-+=
② 垂直面支反力
()N L L L L L F L F d
F d F F r r a a NV 820223
21213122233
2-=+++-++=
N F F F F NV r r NV 482321-=--=
③ 水平弯矩
mm
N L F M NH H ⋅=⨯=5.163872111
mm
N L F M
NH H ⋅=⨯=5.245888322
④ 垂直弯矩
mm N L F M NV V ⋅-==2426111左
mm
N d F M M a V V ⋅=+=428772
2
2
11左右 mm N L F M NV V ⋅-==58630322右
mm
N d F M M a V V ⋅=+=58630-2
3
3
22右左
⑤ 合成弯矩 mm N M M M V H ⋅=+=1638902
1211左左 mm N M M M V H ⋅=+=16938921211右右 mm M M M V H ⋅=+=25278222222左左 mm M M M V H ⋅=+=
25278222222右右
图-7 中间轴的受力分析及弯矩图
从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C 处的弯矩值列下表
表-7 截面C 弯矩值数据表
(4) 校核轴的强度 截面C 的当量弯矩[][]58.095
5501-===
b b σσα
故()()MPa W T M ca 3.3742
1.019168758.02527823
222
22
2=⨯⨯+=+=ασ左 查表可知材料为45钢,正火处理的[][]11-,55-<=σσσca MPa ,安全. (5)键的选择
①选用圆头平键(A 型) mm t mm b h b 5,12,812==⨯=⨯ ②校核键的强度
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取[]MPa P 100=σ ()
[]P P MPa hld T kld T σσ<=-⨯⨯⨯===
95123642869.191400040002000 满足强度要求
(6)轴承寿命的校核
因为3年一大修,故3年换一次轴承h t 14400300163=⨯⨯=
径向载荷
N
F
F
F N
F F F NV NH r NV NH r 3535324522
2
2
22
1211=+==+=
轴向载荷N F a 5011= 02=a F
对于6207轴承,,037.0=or a C F 插值法,得23.0=e
0,2
211=<F F
e F F a a 所以,有r r F P = 因而轴承的当量动载荷为
N
F P N F P 353532452211====
对于轴承1
h h P C n L h 14400272383245108.19139601060103
3616
1>=⎪⎪⎭⎫
⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε 满足寿命要求
h h P C n L h 14400210963535108.19139601060103
36262>=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛=ε
满足寿命要求
六润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
6.1齿轮传动的润滑
本设计采用油润滑。

润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。

1）齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度为30-50mm。

另外传动件浸油中深度要求适当，要避免搅油损失太大，又要充分润滑。

油池应保持一定的深度和储油量。

两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。

2）滚动轴承的润滑
滚动轴承宜开设油沟、飞溅润滑。

6.2润滑油牌号选择
查表得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm/s
选用全损耗系统用油（GB443-89），代号为L-AN22.
6.3密封形式
轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取.
七箱体及附件的结构设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。

为了保证齿轮啮合质量，减速器机体结构尺寸如下：
表-8 减速箱机体结构尺寸
1.视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
2.油螺塞
放油孔位于油池最底部，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸在一起，由机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈加以密封。

3.油标
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺孔而溢出。

4.通气孔
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔盖上安装通气孔，以便达到体内为压力平衡。

5.起盖螺钉
起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。

6.定位销
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。

八设计总结
在这次设计中，让我对机械原理，机械制图，公差配合等以前学过的学科知识有了更深入地了解，同时也让我增加了不少阅历。

因为在这次的设计中，有一些我不太熟悉的东西，需要查阅大量的资料来弥补自己专业知识的不足。

虽然查阅资料是一个枯燥的过程，但是当自己的作品呈现在自己的眼前的时候，会感觉到心情特别的舒畅。

对于这次设计，我个人对自身要求还是比较严格的，草图都会在CAD里面做出精确的图形，以检查不合理的地方。

手绘图都根据机械制图中的标准来绘出的。

通过本次二级减速器的设计，让我对机械行业中产品的设计过程有了亲身体会，同时体会到机械设计的过程是严谨的分工步骤，开放的设计思想，细致的计算验证，反复推倒重来的过程，任何一个环节都不能疏漏，借鉴前人的经验技巧，参阅各种标准手册，站在全局来设计产品。

通过本次设计过程，我更认识了自己的不足，一个产品的设计需要方方面面的知识，经验，技巧作为基础，这也是我一个身为机械设计学生的执着追求。

十参考文献
[1]杨明忠、朱家诚主编.机械设计[M].武汉理工大学出版社，2006；
[2]濮良贵、纪名刚主编.机械设计.8版.高等教育出版社，2006.5；
[3]吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.1989；
[4]机械设计课程设计指导书龚桂义主编高等教育出版社；
[5]机械设计课程设计刘俊龙廖仁文主编机械工业出版社；
[6]机械设计课程设计黄珊秋主编机械工业出版社.。