热处理车间清洗零件输送设备的传动装置机械设计课程设计

一、设计题目
热处理车间清洗零件输送设备的传动装置
二、运动简图
1—电动机2—V带传动3—减速器
4—联轴器5—滚筒6—输送带
图1热处理车间清洗零件输送设备的传动装置运动简图
三、工作条件
该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用年限5年（每年按300天计算），输送带速度允许误差为±5%。

四、原始数据
滚筒直径D＝360 mm,输送带的速度V=0.85 m/s,滚筒轴转矩T=900 N·m
目录
一、概述
运动简图及原始数据
二、电动机的选择
三、主要参数的计算
四、V带传动的设计计算
（一）V带的传动设计（二）V带的结构设计
五、减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
(一) 高速级齿轮的设计（二）低速级齿轮的设计
六、机座结构尺寸的计算
七、轴的设计计算
（一）高速轴（二）中间轴（三）低速轴
八、键、联轴器等的选择与校核
九、滚动轴承及密封的选择与校核
十、润滑材料及齿轮轴承的润滑方法
（一）齿轮润滑（二）轴承润滑
十、齿轮轴承的配合的选择
十一、设计总结
十二、参考文献
二、电动机的选择
1.计算工作机阻力F ，由给定原始数据的
229005360
T F KN D ⨯===
2.计算工作机所需功率P W ，其中V=0.85m/s 初选ηw =1
50000.85 4.2510001000
FV P KW ⨯===
3.求总效率，查手册取V 带的传动效率η带=0.96，取两对齿轮的传动效率η齿 =0.97，取滚动轴承的传动效率为η滚=0.98,取弹性联轴器的效率η联=0.99.取卷筒的效率为η卷=0.96 故可得到
η总=η带。

η齿。

η齿。

η滚3 ·η联·η卷=0.96⨯0.96⨯0.993⨯0.972⨯0.99=0.83 则 P d =P W /η=4.25/0.83=5.12kw
故选取电动机的型号:Y132s-4(同步转速1500r/min,4极) 其相关参数如下：
三、主要参数的计算
1.确定总传动比和分配各级传动比
（1） 计算滚筒转速n w
601000601000/min 45.12/min 3.14360
w v v n r r D π⨯⨯⨯====⨯
（2）计算总的传动比，分配各级传动比
I 总=n m /n w =1440/45.12=31.91
由指导书有，初次分传动比：i 0=2.5，i 1=4.23，i 2=3.02 2.计算传动装置的运动和动力参数 （1）计算各轴的转速
n 1=n m /i 0=1440/2.5(r/min)=576r/min n 2=n 1/i 1=576/4.23(r/min)=136.17r/min n 3=n 2/i 2=136/302(r/min)=45.1r/min
（2）计算各轴的功率。

查手册计算得η01=0.96 η12=0.97 η23=0.99
P 1=p d ·η01=5.12×0.96kw=4.92kw
P 2=p 1·η12=4.92×0.97×0.99kw=4.72kw P 3=p 2·η23=4.72×0.97×0.99kw=4.53kw
（3）计算各轴的转矩
T d =9550错误！未找到引用源。

=33.96 N ·m T 1=T d ·i 0·η01=33.96×2.5×0.96=81.504 N ·m
T 2=T 1·i 1·η12=81.504×4.23×0.97×0.99=331.07N ·m T 3=T 2·i 2·η23=331.07×3.02×0.97×0.99=960.14N ·m 将以上计算数据列表如下:
四、V 带传动的设计计算
1.确定计算功率
由于是两班制工作，工作是载荷平稳，即由材料表8-7查得工作情况系数k A =1.2。

P ca =K A ·P d =1.2×5.12kw=6.144kw
2.选择V 带带型
根据P ca =6.144kw ,小带轮的转速n m =1440r/min, 由教材图8-11选用A 型。

3.确定带轮的基本直径d d 并验算带速V
1)初选小带轮的基准直径d d1
由教材表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径d d1=90mm
2）验算带速 按式（8-13）验算带速度
1901440 6.782601000601000
d d n v m s ππ⨯⨯===⨯⨯ 一般V 带的速度保持在5～25m/s,所以带速适合。

3）计算大带轮的基准直径。

根据式（8-15a ），计算大带轮基准直径d d2
d d2=id d1=2.5×90mm=225mm 查表8-8，可取d d2=250mm
4.确定V 带中心距a 和基准长度Ld
1) 根据式（8-20），初定中心距a 0=500mm 2) 确定相关带长
2
12000
()(21)22
4Ld Ld d d Ld a a π+-≈+
+
=2×800+
2
(90250)(25090)2
4500
π+-+
⨯
≈1546.6mm
查表选带的基准直径长度L d0=1600mm 3) 计算中心距a 并确定其变化范围
a ≈a 0+错误！未找到引用源。

=(500+错误！未找到引用源。

a min =a-0.015L d =527-0.015×1600=503mm a max =a+0.03L d =527+0.03×1600=575mm 中心距变化范围为503mm ～575mm
5.验算小带轮的包角
121()57.357.3180180(25090)527
o o o
o
d d a a -⨯≈-=--
=162o >90o 6.确定带的根数
1）计算单根V 带额定功率Pr
由d d1=90mm 和n m =1440r/min ，查表（8-4a ）得P 0=1.064KW
根据n m =1440r/min ，i=2.5和A 型带，查表8-4b 得错误！未找到引用源。

P 0=0.17KW
查表8-5得Ka=0.955,查表8-2得K L =0.99,则 Pr=(P 0+错误！未找到引用源。

P 0) ·Ka ·K L =（1.064+0.17）×0.955×0.99kw=1.17kw 2) 计算V 带的根数Z
错误！未找到引用源。

故，可取z=6
7. 计算单根V 带得初拉力的最小值（F 0）min
由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.10kg/m,则
20min (2.5)()500
0.1 6.782ca
K P F K z v
αα-⨯=+⨯
2(2.50.955) 6.144
500
0.1 6.780.95566.78
-⨯=+⨯
=126.77N
应使带的实际初拉力F 0>（F 0）min 。

8. 计算带传动的压轴力Fp
1min 0min 162()2()sin
26126.77sin 150622
p a F z F N N ==⨯⨯⨯≈ 9.带轮的结构设计
小带轮 采用是实心式，材料HT200,错误！未找到引用源。

大带轮 采用轮辐式，材料为HT200,038ϕ=错误！未找到引用源。

由于V 带根数Z=6，所以B=5e+2f
由表8-10得 e=15mm ，f=9 mm 即B=93 mm
由L ≥B ，取L=93 mm
五、减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
（一）高速级齿轮的设计
（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
2）零件输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可 3）材料选择，选择小齿轮的材料为40r c （调质），硬度为280HBS ，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS 。

4）选小齿轮的齿数Z 1=22，则大齿轮的齿数Z 2=22×4.23=95
5）选取螺旋角错误！未找到引用源。

14o β=。

（Ⅰ） 按齿面接触强度设计
1t d ≥（1）确定公式内的各计算值
1)试选载荷系数 1.6t k =;
2)由图10-13选取区域系数H z =2.433;
3)由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度αε， εα1=0.765,εα2=0.87,εα=εα1+εα2=1.635;
4)由表10-7选取圆柱齿轮的齿宽系数d φ=1; 5)由表10-8查得弹性影响系数1
2
189.8E z Mpa =; 6)由60n N njL =计算应力循环次数
N 1=60j ·n 1·L h =60错误！未找到引用源。

576×1×(2×8×300
×5)=8.2944×108
N 2 =88
118.294410 1.96104.23
N i ⨯==⨯
7)由图10-19取接触疲劳寿命系数HN k
K HN1=0.90 , K HN2=0.95 8) 计算接触疲劳许用应力
由[]lim /H HN H k s σσ=计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1,查图10-21d 调质处理的钢lim H T ，小齿轮接触疲劳强度极限错误！未找到引用源。

，大齿轮的错误！未找到引用源。

[]1lim1
10.9600540HN H H a
k MP S σσ=
=⨯=
[]2lim2
20.95550522.5HN H H a
k MP S σσ=
=⨯=
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径1t d
153.02t d mm ≥
=
2)计算圆周速度
1153.02576
1.6601000601000
t d n v m s ππ⨯⨯=
==⨯⨯ 3)计算齿宽b 及模数nt m
b= d φd 1t = 53.02mm
11cos 53.02cos14 2.3422t nt d m mm Z β⨯===
= 2.25nt m = 2.25×2.34mm=5.26mm
53.0210.15.26b h
== 4)计算纵向重合度βε
βε=0.138d φz 1tan β=0.138×1×22×tan140=1.744 5)计算载荷系数K
已知使用系数1A k =，根据V=1.6m/s ，7级精度;
[][][]12
540522.5
531.252
2
H H H a
MP σσσ++=
=
=
由图10-8查得动载系数;k v =1.08
由图10-4查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数H k β=1.40; 由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K F 错误！未找到引用源。

=1.36 由图10-3查得齿向载荷分配系数
1.4
故载荷系数K=K A K V K H αK H β=1×1.08×1.4×1.4=2.12 6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
1153.0258.25t
d d mm ==⨯ 7)计算模数n m
11cos 58.12cos14 2.5722
n d m mm Z β⨯===
（Ⅱ）按齿根弯曲强度设计
n m ≥(1)确定计算参数
1)计算载荷系数k
k =K A K V K F αK F β=1错误！未找到引用源。

1.08错误！未找到引用源。

1.4错误！未找到引用源。

1.36=2.06
2)根据纵向重合度βε=1.744知，由图10-28《螺旋角影响系数Y β》知，Y β=0.88
3)计算当量齿数
13322
124.12cos cos 14Z Zv β=
==
23395
2104.17cos cos 14Z Zv β=
==
4)查取齿形系数和应力校正系数
由表10-5《齿形系数Fa Y 及应力校正系数Sa Y 》知， Y Fa1 = 2.64, Y Fa2 = 2.18 , Y sa1 = 1.583, Y sa2 = 1.792 。

5)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数s=1.5
由[]lim /F FN F k s σσ=⋅和《齿轮的弯曲疲劳强度极限FE σ》知，
12500,380FE FE Mpa Mpa σσ==
由图10-18《弯曲疲劳寿命系数FN k 》知，K FN1 = 0.90,K FN2 = 0.92 则[]1110.9500
321.41.4FN FE F a
k MP S σσ⨯===
[]222
0.92380249.71.4FN FE F a
k MP S σσ⨯===
6)计算大、小齿轮的[]/Fa Sa F Y Y σ并加以比较知，
[]11
1
2.64 1.583
0.013
321.4
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
[]22
2
2.18 1.792
0.0156
249.7
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
大齿轮的数值大。

（2)设计计算
1.763n m mm ≥
= 对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取m n =2
按接触强度算得的分度圆的直径d 1 = 58.12mm 则小齿轮的齿数z 1 = d 1cos β/m n = 28.25 取z 1=28,,则z 2 = 28×4.23=118
（Ⅲ）.几何尺寸计算
(1)计算中心距a
()()12281182150.522cos 2cos14n Z Z m a mm β
++⨯===⨯
故中心距圆整为151mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
()()12281182arccos
arccos
14.7822151
n
Z Z m a
β++⨯===⨯。

因β值变化不多,故系数,,H k z αβε都不必修正 (3)计算大小齿轮的分度圆直径
11282
57.92cos cos14.78n Z m d mm β⨯=
==。

221182
244.08cos cos14.78n Z m d mm β⨯=
==。

(4)计算齿轮宽度
B = d φ×d 1 = 1×57.92mm = 57.92mm 圆整后取B2 = 58mm,B1 = 63mm 。

( 二)低速级齿轮的设计
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）按运动简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
2）零件输运设备为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级即可 3）材料选择
选择小齿轮的材料为40r c （调质），硬度为280HBS ，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS 。

4）选小齿轮的齿数z 3=23，则大齿轮的齿数z 4=Z 3u=23×3.02=70
5）选取螺旋角14o β=
2. 按齿面接触强度设计
3t d ≥（1）确定公式内的各计算值 1)试选载荷系数 1.6t k =;
2)由图10-13选取区域系数H z =2.433
3)由图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度αε， εα3=0.765,εα4=0.87,εα=εα3+εα4=1.635; 4)由表10-7选取圆柱齿轮的齿宽系数d φ=1; 5)由表10-8查得弹性影响系数12
189.8E z Mpa =; 6)由60n N njL =计算应力循环次数
N 3=60j ·n 2·L h =60错误！未找到引用源。

136错误！未找到引用源。

1错
误！未找到引用源。

24000=1.9584错误！未找到引用源。

108
N 4=错误！未找到引用源。

= 1.9584错误！未找到引用源。

108/3.02=6.458错误！未找到引用源。

107
7)由图10-19取接触疲劳寿命系数HN k K HN3=1.12 , K HN4=1.18 8) 计算接触疲劳许用应力
由[]lim /H HN H k s σσ=计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数s=1,查图10-21d 调质处理的钢lim H T ，小齿轮接触疲劳强度极限 错误！未找到引用源。

，大齿轮的错误！未找到引用源。

。

则[]3lim3
3 1.12600672HN H H a
k MP S σσ=
=⨯=
[]4lim4
4 1.18550649HN H H a
k MP S σσ=
=⨯=
[][][]34
672649
'660.52
2H H H a
MP σσσ++=
=
=
(2)计算
1)试算小齿轮分度圆直径1t d
375.05t d mm ≥
=
2)计算圆周速度
3275.05136
'0.534601*********t d n v m s ππ⨯⨯=
==⨯⨯ 3)计算齿宽b 及模数nt m b=d φd 3t =75.05mm
nt m = 错误！未找到引用源。

=3.165mm =2.25
nt m = 2.25×3.165 = 7.12mm b/ =错误！未找到引用源。

= 10.54 4)计算纵向重合度βε
βε= 0.138d φz 1tan β = 0.138错误！未找到引用源。

1错误！未找到引用源。

23错误！未找到引用源。

tan140 = 1.824 5)计算载荷系数K
已知使用系数1A k =，根据V=0.534m/s ，7级精度; 由图10-8查得动载系数K V = 1.03;
由图10-4查得接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数H k β=1.424; 由图10-13查得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数K F β=1.36; 由图10-3查得齿向载荷分配系数
1.4
故载荷系数K=K A K V K H αK H β=1错误！未找到引用源。

1.03错误！未找到引用源。

1.4错误！未找到引用源。

1.424=2.074;
6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
3375.0581.8t
d d mm ==⨯= 7)计算模数n m
33cos 81.8cos14' 3.4523n d m mm Z β⨯===
（3）.按齿根弯曲强度设计
n m ≥(1)确定计算参数
1)计算载荷系数k
k =K A K V K F αK F β =1×1.03×1.4×1.36 =1.96;
2)根据纵向重合度βε=1.824知，由图10-28《螺旋角影响系数Y β》知， Y β=0.88
3)计算当量齿数 333323
25.178cos cos 14V Z Z β=
==
443370
76.628cos cos 14V Z Z β=
==
4)查取齿形系数和应力校正系数
由表10-5《齿形系数Fa Y 及应力校正系数Sa Y 》知， Y Fa3 = 2.616 , Y Fa4 = 2.227 , Y sa3 = 1.591, Y sa4 = 1.763 。

5)计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数 1.4s =，
由·[]lim /F FN F k s σσ=⋅和《齿轮的弯曲疲劳强度极限FE σ》知， σ
FE3
= 500MPa, σ
FE4
= 380MPa
由图10-18《弯曲疲劳寿命系数FN k 》知，K FN3 = 0.93,K FN4 =0.90 则[]3330.93500
332.141.4FN FE F a
k MP S σσ⨯=
== []444
0.90380244.291.4FN FE F a
k MP S σσ⨯===
6)计算大、小齿轮的[]/Fa Sa F Y Y σ并加以比较知，
[]33
3 2.616 1.591
0.0125
332.14Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
[]
44
4
2.227 1.763
0.016
244.29
Fa Sa F Y Y σ⨯=
=
大齿轮的数值大。

（2)设计计算
' 2.7n m mm ≥
=
对比计算可知,由齿面接触疲劳强度设计计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故可取m n = 3 按接触强度算得的分度圆的直径d 3 = 81.8mm 则小齿轮的齿数z 3 = d 3cos β/m n = 26.45 取z 3=27,,则z 4 = 3.02×27= 82
4.几何尺寸计算
(1)计算中心距a
()()34'27823'168.562cos 2cos14n Z Z m a mm β
++⨯=
==⨯
故中心距圆整为169mm
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
()()34'27823'arccos
arccos 14.672'
2169
n Z Z m a β++⨯===⨯。

因β值变化不多,故系数,,H k z αβε都不必修正 (3)计算大小齿轮的分度圆直径
33'273
83.72cos 'cos14.67n Z m d mm β⨯=
==。

44'823
254.26cos 'cos14.67n Z m d mm β⨯=
==。

(4)计算齿轮宽度
B = d φ×d 1 = 1×83.27mm = 83.27mm 圆整后取B 4 = 85mm,B 3 = 90mm 。

六、机座结构尺寸的计算 箱体结构设计
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佳合质量， 大端盖分机体采用
6
7
s H 配合. 1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s ，故采用浸油润滑，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。

3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。

机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，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，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，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起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 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，以防油进入油尺座孔而溢出. D 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改
上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
减速器机体结构尺寸如下：
七、轴的设计计算 （一）高速轴
已知：,20,92.57,92.4min,/5761 ====n I I mm d kw P r n α 78.141=β，
m N T I ⋅=504.81
N d T F I te 36.281492.5710504.81223
11=⨯⨯==
N F F n te re 42.105978
.14cos 20tan 36.2814cos tan 111=⨯=⋅=
βα
N N F F te ae 54.74278.14tan 36.2814tan 111=⨯=⋅= β
① 选择轴的材料
查表15-1，选40Cr ，调质处理 ② 初步估算轴的最小直径 由式（15-2）知，3
0I
I
n P A d ≥，查表15-3，取1100=A mm mm d 5.2257692
.41103
=⨯≥
轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，与带轮相配合，且对于直径
100d mm ≤的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。

取mm d 25min =
③轴的结构设计
<1>拟定轴上零件的装配方案
<2>根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ① 各轴段直径的确定
与大带轮相连的轴段是最小直径，取mm d 257=；大带轮定位轴肩的高度取
mm h 5.1=，则mm d 286=；选7306AC 型轴承，则mm d d 3015==，左端轴承定
位轴肩高度去mm h 5.2=，则mm d 354=；与齿轮配合的轴段直径mm d 332=，齿轮的定位轴肩高度取mm h 2=mm d 373= ② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度mm B 19=，齿轮宽度mm B 631=,大带轮宽度为mm b 93=，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取mm 21=∆，两齿轮之间的距离取10mm ，齿轮与箱体内侧的距离，分别为mm 202=∆，mm 103390103=++=∆，大带轮与箱体之间的间隙
mm 204=∆。

与之对应的轴各段长度分别为mm L 431=，mm L 602=，mm L 83=，mm L 954=，
mm L 415=，mm L 506=，mm L 907= (3)轴上零件的周向定位
带轮的周向定位采用圆头普通平键连接，按mm d 257=，由手册查得平键的截面mm mm h b 78⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，键长为80mm,同时为了保证齿轮
与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为6
7
n H 。

滚动轴承与轴的
周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为 452⨯，各轴肩处的圆角半径见零件图
首先确定顶轴承的支点位置时,查[表对于7006AC 型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
mm
L L L L L 2222
2095860431
24321=+++++=∆+∆++++=
⑸. 求轴上的载荷 主动轴的载荷分析图:
，
① 画输出轴的受力简图，如图（a ）所示。

② 画水平平面的弯矩图，如图（b ）所示。

通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：
N F L L L F t AH 48.7772225
.6036.2814323=⨯=+=
N F L L L F t DH
87.2036222
5.1583
6.2814322=⨯=+= 则mm N F M D H CH ⋅==05
7.1232315.60
③ 画竖直平面的弯矩图，如图（c ）所示。

通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得
N
L L D F L F F a r AV 862.390222
2
92
.5754.7425.6042.10592323=⨯+⨯=++
=
N F F F AV r D V 558.668862.39042.1059=-=-= 则mm N L F M AV CV ⋅=⨯==627.619515.158862.39021 mm N L F M D V CV ⋅=⨯==759.404475.60558.66832
④ 画合成弯矩图，如图（d ）所示。

mm
N M M M CV CH C ⋅=+=+=14.137927627.61951057.1232312221
21
mm
N M M M CV CH C ⋅=+=+=32.129699759.40447057.123231222
2
22 ⑥ 画出当量弯矩图，如图（f ）所示。

转矩按脉动循环，取6.0=α，则
mm N T ⋅=⨯=4.48902815046.0α
mm
N T M M C eC ⋅=+=+=84.1463394.4890214.137927)
(222211α mm
N T M M C eC ⋅=+=+=258.1386124.4890232.129699)
(222222α 由当量弯矩图可知C 截面为危险截面，当量弯矩最大值为mm N M eC ⋅=84.1463391。

⑦ 验算轴的直径
mm M d eC 2960
1.084
.146339][1.033
1=⨯=≥-σ
因为C 截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则mm d 45.30%10529=⨯=，而C 截面的设计直径为mm 33,所以强度足够。

键的选择与校核
带论处：选择键的类型和尺寸
选用圆头普通平键，由mm d 257=，查手册，平键的截面为
mm mm h b 78⨯=⨯，由轮毂宽度mm 93L =，键长为mm 80l = 校核键的连接强度
轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力
为[]
Mpa p 120=σ
键的工作长度为mm mm b l l 72880'=-=-=
Mpa Mpa Mpa l k d T A F I p 12087.25725.32510504.8121023
'73<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅==σ
∴键的连接强度足够。

齿轮处：选择键的类型和尺寸
选用圆头普通平键，由mm d 332=，查手册，平键的截面为
mm mm h b 810⨯=⨯，由轮毂宽度B=63，键长为mm 56l = 校核键的连接强度
轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力
为[]
Mpa p 120=σ
键的工作长度为mm mm b l l 461056'=-=-=
Mpa Mpa Mpa l k d T A F I p 12085.264643310504.8121023
'
23<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅==σ ∴键的连接强度足够。

滚动轴承的选择和寿命计算
已知：N F N F r a 36.2814,54.742==轴颈
d=35mm,载荷平稳。

h L h 24000163005,'=⨯⨯=min /576r n I =。

初选7306AC 型轴承，查手册，N C r 26500
= N F rA 8.2143558.66887.203622=+=
N rB 2.870862.390777.48 =F 22
=+
求轴承总轴向力。

① 求派生轴向力
N N F F N N F F rB dB rA dA 7.5912.87068.068.08.14578.214368.068.0=⨯===⨯==
② 判断轴承是压紧还是放松
N F N N N F F dB a dA 7.59134.220054.7428.
14571=>=+=+
∴B 轴承压紧，A 轴承放松。

③ 求轴承总轴向力（正装）
N N N F F F N F F dA aeI aB dA aA 34.22008.14575.742.
8.1457=-=+===
2）求当量动载荷 查表13-6，取1.1=p f
e F F e F F rB aB rA aA >=====5.22
.87034
.220068.08
.21438
.1457
查表13-5，取87.0,41.0;0,1====B B A A Y X Y X 。

N N F Y F X f P N
N F Y F X f P aB B rB B p B aA A rA A p A 2.2498)34.220087.02.87041.0(1.1)(18.23588.214311.1)(=⨯+⨯⨯=⋅+⋅==⨯⨯=⋅+⋅=
3）校核轴承寿命
查表13-4，取1=t f
h L h h P C f n L h B r t I h 240003.34531)2.2498265001(5766010)(6010'3
636=>=⨯⨯⨯=⋅⋅=∴选
7306AC 型轴承合适。

（二）中间轴
已知：
,
20,72.83,08.244,72.4min,/13632 =====∏∏n mm d mm d kw p r n α，
m N T ⋅=∏07.331
N d T F te 8.271208
.2441007.33122322
=⨯⨯==∏ N d T F te 98.790872.831007.331223
33=⨯⨯==
N
F F n te re 073.102178.14cos 20tan 8.2712cos tan 222
=⨯=⋅= βαN F F n te re 639.297567
.14cos 20tan 98.7908cos tan 333
=⨯=⋅=
βαN N F F te ae 2776.262378.14cos 8.2712tan 222=⨯=⋅= βN N F F te ae 14.765167.14cos 98.7908tan 333=⨯=⋅= β
① 选择轴的材料
查表15-1，选45钢，调质处理，硬度为217～255HBS 。

[]Mpa 601=-δ ② 初步估算轴的最小直径 由式（15-2）知，3
n P A d ≥，查表15-3，取1120=A mm mm d 5344.36136
72
.41123
=⨯≥
mm d 135.38%553.3653.36=⨯+=，取mm d 40min =
③轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7310AC 型轴承，则mm d d 5051==；与左边齿轮配合的轴段直径mm d 522=，齿轮的定位轴肩高度取mm h 3=，则mm d 583=，右边齿轮配合的轴段直径mm d 524=。

② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度mm B 27=，齿轮宽度mm B mm B 905832==、
箱体内侧与轴承端面间隙取mm 21=∆，两齿轮之间的距离取10mm ，齿轮与箱体内侧的距离为mm 202=∆。

与之对应的轴各段长度分别为mm L 491=，mm L 552=，mm L 103=，mm L 874=，
mm L 495=。

轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位均采用圆头普通平键连接，按mm d d 5242==，由手册查得平键的截面mm mm h b 1016⨯=⨯，键槽用键槽铣刀加工，小齿轮处键长为80mm,大齿轮处键长为50mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮
轮毂与轴的配合为6
7
n H 。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴
的直径尺寸公差为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为 452⨯，各轴肩处的圆角半径见CAD 零件图
首先确定顶轴承的支点位置时,查表，对于7010AC 型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
m m
L L L L L 21520
23871055382
134321=++++++=∆+∆+++++=
⑸. 求轴上的载荷
① 画输出轴的受力简图，如图（a ）所示。

② 画水平平面的弯矩图，如图（b ）所示。

通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：
N
L L L L L F L F F t t AH 41.4801215
5
.1578.27125.7698.7908)
(3
2132233=⨯+⨯=
++++= N L L L L L F L F F t t DH 8.5441215
5
.13898.79085.278.2712)(3
212131
2=⨯+⨯=
++++=
mm N F M AH BH ⋅==075.2760815.57
mm N F M D H CH ⋅==7.4162975.76
③ 画竖直平面的弯矩图，如图（c ）所示。

通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
N
L L L D
F L F D F L L F F a r a r AV 4.311215
2
72
.8314.76515.76639.2975208.24427.26235.157073.102122)(3
21333322322-=⨯-
⨯-⨯+⨯=+--+
+=
+
N
L L L D
F L F D F L L F F a r a r DV 17.1643215
2
08
.24428.26235.57073.1021272.8314.76515.138639.297522)(3
21221233213=⨯+
⨯-⨯-⨯=
+++--
+=
则
mm N L F M AV BV ⋅-=⨯-==5.179055.574.31111m m
N D F L F L L F M a r DV BV ⋅=⨯-
⨯+⨯=-
++=3.1795492
72
.8314.765181639.29755.15717.16432
)(3
323322 m m N D
F L F L L F M a r AV CV ⋅-=⨯-
⨯-⨯-=--+=67.4459792
08
.24427.262381073.10215.1384.3112
)(2
222211 mm N L F M D V CV ⋅=⨯==505.1257025.7617.164332
④ 画合成弯矩图，如图（d ）所示。

m m
N M M M BV BH B ⋅=+=+=08.2760815.17905075.2760812221
21 m m
N M M M BV BH B ⋅=+=+=7.3293303.179549075.2760812222
22 mm
N M M M CV CH C ⋅=+=+=3.61008367.4459797.4162972221
21 m m
N M M M CV CH C ⋅=+=+=9.434861505.1257027.4162972222
22 ⑤ 画转矩图，如图（e ）所示。

mm N T ⋅=331070
⑥ 画出当量弯矩图，如图（f ）所示。

转矩按脉动循环，取6.0=α，则
mm N T ⋅=⨯=1986423310706.0α
m m N T M M B eB ⋅=+=+=25.384600198642
7.329330)(2
22
22max α m m
N T M M C eC ⋅=+=+=6.641607198642
3.610083)(2
22
21max α 由当量弯矩图可知C 截面为危险截面，当量弯矩最大值为mm N M eC ⋅=6.641607max 。

⑦ 验算轴的直径
mm M d eC 46.4760
1.06
.641607][1.033
1=⨯=≥-σ
因为C 截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则mm d 833.49%10546.47=⨯=，而C 截面的设计直径为mm 52,所以强度足够。

滚动轴承的选择和寿命计算
已知：Na N F F F ae ae ae 87.502727.262314.765123=-=-=轴颈d=50mm,载荷平稳。

N F rA 5.48114.3114.480122=+=
N rB 5.568417.16435441.8 =F 22=+
h L r n h II 24000163005min,/136'=⨯⨯==。

初选7310AC 型轴承，查手册，N C r 52500= 求轴承总轴向力。

① 求派生轴向力
N
N F F N N F F rB dB rA dA 5.38655.568468.068.08.32715.481168.068.0=⨯===⨯==
② 判断轴承是压紧还是放松
N F N N N F F dB ae dA 5.386567.829987.50278.3271=>=+=+
∴B 轴承压紧，A 轴承放松。

③ 求轴承总轴向力
67
.8299.8.3271=+===ae dA aB dA aA F F F N F F
2）求当量动载荷
查表13-6，取0.1=p f
e F F e F F rB aB rA aA >=====46.15
.568467
.829968.05
.48118
.3271 查表13-5，取87.0,41.0;0,1====B B A A Y X Y X 。

N
N F Y F X f P N
N F Y F X f P aB B rB B p B aA A rA A p A 3.9551)67.829987.05.568441.0(0.1)(5.48115.481110.1)(=⨯+⨯⨯=⋅+⋅==⨯⨯=⋅+⋅=3）校核轴承寿命
查表13-4，取1=t f
h
L h h P C f n L h B r t II h 240005.26521)3
.9551535001(1366010)(6010'3
636=>=⨯⨯⨯=⋅⋅=
∴选7310AC 型轴承合适。

键的选择与校核
已知：轴，大齿轮的材料为45钢，小齿轮材料为40Cr,传递的转矩为m N T II ⋅=07.331，载荷平稳，mm d d 5242== ① 选择键的类型和尺寸
由中间轴的设计可知，两处均选用圆头普通平键，大齿轮处平键的截面为mm mm h b 1016⨯=⨯，键长为mm L 502=，小齿轮处平键的截面为mm mm h b 1016⨯=⨯，键长为mm L 803=。

② 校核键的连接强度
大齿轮处：轴、键、大齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、大齿轮三者的许用挤压应力为[]Mpa p 120=σ 键的工作长度为mm mm b L L 341650=-=-=
Mpa Mpa Mpa l k d T II p 1206.9334
4521007.33121023
23<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅=σ
∴键的连接强度足够。

小齿轮处：查表6-2，取轴、键、大齿轮三者的许用挤压应力为
[]Mpa p
120=σ
键的工作长度为mm mm b L L 641680=-=-=
Mpa Mpa Mpa l k d T II p 12074.4964
4521007.33121023
43<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅=σ
∴键的连接强度足够。

（三）低速轴
已知：,20,26.254,53.4min,/1.454 ====n III III mm d kw p r n α 67.142=β，
m N T III ⋅=14.960 N d T F III te 42.755226.2541014.960223
44
=⨯⨯== N
F F n te re 5.284167.14cos 20tan 42.7552cos tan 244
=⨯=⋅=
βαN N F F te ae 2.730667.14cos 42.7552tan 244=⨯=⋅= β
③ 选择轴的材料
查表15-1，选45钢，调质处理，硬度为217～255HBS 。

[]Mpa 601=-δ ④ 初步估算轴的最小直径 由式（15-2）知，3
0III
III
n P A d ≥，查表15-3，取1120=A
mm mm d 1.524553
.41123
=⨯≥
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径VII VI d -与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算扭矩III A ca T k T ⋅=，查表14-1，考虑到转矩变化不大，故取
,3.1k =A 则有mm N mm N T k T III A ca ⋅=⋅⨯⨯=⋅=12481821014.9603.13。

按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000mm N ⋅。

半联轴器的孔径mm d 551=，故取mm d 551=，半联轴器长度为L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长为mm L 841= ③轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
与联轴器相连的轴段是最小直径，取mm d 551=；联轴器定位轴肩的高度取mm h 5.3=，则mm d 622=；选7213AC 型轴承，则mm d 653=，右端轴承定位轴肩高度去mm h 5.4=，则mm d 744=；与齿轮配合的轴段直径mm d 686=，齿轮的定位轴肩高度取mm h 5=，则mm d 735=。

② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
轴承宽度mm B 23=，齿轮宽度mm B 854=,联轴器与轴配合的毂孔长度为
mm L 841=，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取mm 22=∆，两齿轮之间的距离取10mm ，齿轮与箱体内侧的距离，分别为mm 203=∆，mm 932063104=++=∆，联轴器与箱体之间的间隙mm 201=∆。

与之对应的轴各段长度分别为mm L 821=，mm L 502=，mm L 473=，mm L 854=，mm L 85=，mm L 826=，mm L 487= 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接，按mm d 686=，由手册查得平键的截面mm mm h b 1220⨯=⨯，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的
对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为6
7
n H ；同样，半联轴器与轴的连接选用平
键截面mm mm h b 1016⨯=⨯，键长为80mm,半联轴器与轴的配合为
6
7
n H ，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，选轴的直径尺寸公差为m6。

<4>确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为 452⨯，各轴肩处的圆角半径cad 零件图及转配图所示
首先确定顶轴承的支点位置时,查表对于7012AC 型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.
m m
L L L L L 24022085882482
34567=+++++=∆+∆++++=
⑸. 求轴上的载荷 从动轴的载荷分析图
:
① 画输出轴的受力简图，如图（a ）所示。

② 画水平平面的弯矩图，如图（b ）所示。

通过列水平平面的受力平衡方程，可求得：
N F L L L F t AH 4.235224476
42.7552323=⨯=+=
N F L L L F t DH
5200244
16842.7552322=⨯=+= 则mm N F M D H CH ⋅==39520076
③ 画竖直平面的弯矩图，如图（c ）所示。

通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
N
L L D F L F F a r AV 7.4691244
2
26
.2542.7306765.28412323=⨯+⨯=++
=
N F F F AV r D V 2.18507.46915.2841-=-=-=
则mm N L F M AV CV ⋅=⨯==6.7882051687.469121
mm N L F M D V CV ⋅-=⨯-==14060076185032
④ 画合成弯矩图，如图（d ）所示。

m m
N M M M CV CH C ⋅=+=+=9.8817316.788205395200222
12max
⑤ 画转矩图，如图（e ）所示。

mm N T ⋅=960140
⑥ 画出当量弯矩图，如图（f ）所示。

转矩按脉动循环，取6.0=α，则
mm N T ⋅=⨯=5760849601406.0α
m m
N T M M C eC ⋅=+=+=5.1053244576084
9.881731)(2
22
2max max α 由当量弯矩图可知C 截面为危险截面 ⑦ 验算轴的直径
mm M d eC 5660
1.05
.1053244][1.033
1=⨯=≥-σ
因为C 截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则mm d 8.58%10556=⨯=，而C 截面的设计直径为mm 68,所以强度足够。

键的选择与校核
已知：轴，大齿轮的材料为45钢，联轴器的材料为灰铸铁，传递的转矩为
m N T III ⋅=14.960，载荷平稳，mm d mm d VII VI 68,551==-
1)选择键的类型和尺寸 由轴的设计可知，
齿轮处选用圆头普通平键，平键的截面为mm mm h b 1220⨯=⨯，键长为
mm L 802=
联轴器处选用单头普通平键，平键的截面为mm mm h b 1016⨯=⨯，键长为mm L 803=。

2)校核键的连接强度
齿轮处：轴、键、齿轮的材料都是钢，查表6-2，取轴、键、齿轮三者的许用挤压应力为[]Mpa p 120=σ
键的工作长度为mm mm b L L 602080=-=-=
Mpa Mpa Mpa l k d T III p 12044.7860
6681014.96021023
3<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅=σ ∴键的连接强度足够。

联轴器处：轴、键的材料都是钢，查表6-2，取轴、键的许用挤压应力为[]Mpa p
120=σ 联轴器的材料是灰铸铁，查表6-2，取联轴器的许用挤压应力为[]Mpa p
70=σ 键的工作长度为mm mm b L l 641680=-=-=
Mpa Mpa Mpa l k d T III p 1201.10964
5551014.96021023
3<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅=σ ∴键的连接强度足够。

滚动轴承的选择和寿命计算
已知：N F F ae ae 2.73064==载荷平稳。

N F rA 41.52487.46914.235222=+=
N rB 35.55192.18505200 =F 22=+
h L r n h III 24000163005min,/1.45'
=⨯⨯==。

初选7213AC 型轴承，查手册，N C r 69800
= 求轴承总轴向力。

1)求派生轴向力
N
N F F N
N F F rB dB rA dA 16.375335.551968.068.09.356841.524868.068.0=⨯===⨯==
2)判断轴承是压紧还是放松 N N N N F F ae dB 9.356836.110592.730616.37534>=+=+
∴A 轴承压紧，B 轴承放松。

3)求轴承总轴向力
16
.375336.11059==aB aA F N
F
4）求当量动载荷 查表13-6，取1.1=p f
e F F e F F rB aB rA aA ===>==68.035
.551916.37531.241.524836.11059 查表13-5，取0,1;87.0,41.0====B B A A Y X Y X
N
N F Y F X f P N N F Y F X f P aB B rB B p B aA A rA A p A 3.607135.55191.1)(8.12950)36.1105987.041.524841.0(1.1)(=⨯=⋅+⋅==⨯+⨯⨯=⋅+⋅=5）校核轴承寿命
查表13-4，取1=t f
h L h h P C f n L h A r t III h 240004.57834)8
.12950698001(1.456010)(6010'
3636=>=⨯⨯⨯=⋅⋅=∴选7213AC 型轴承合适。

八、密封的选择
高速轴I ：已知：mm d r n I 28min,/5766==
s m r n d v I
/8440.0min /100060576
281000606=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
由s m v /8440.0=，查手册，选择毡圈密封。

低速轴III ：已知：mm d r n III 62min,/1.452==
s m r n d v III
/1463.0min /1000601
.45621000602=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
由s m v /1463.0=，查手册选择毡圈密封。

九、润滑剂与齿轮轴承的润滑方法
对于二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的润滑方式：高速级大齿浸油深度约0.7倍齿高且h>=10mm,低速级，当v=0.8～12m,大齿轮浸油深度为一个齿根高，且浸油深度为10mm ～1/6齿轮高度，故选择齿轮润滑油的深度为60mm 。

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。

密封的表面要经过刮研。

而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。

并匀均布置，保证部分面处的密封性。

（1）齿轮1：已知：mm d r n I 92.57min,/5761==
s m s m r n d v I
/12/75.1min /100060576
92.571000601<=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
齿轮2：已知：mm d r n II 08.244min,/1362==
s m s m r n d v II
/12/74.1min /100060136
08.2441000602<=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
齿轮3：已知：mm d r n II 72.83min,/1363==
s m s m r n d v II
/12/6.0min /100060136
72.831000603<=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
齿轮4
已知：mm d r n III 26.254min,/1.454== s m s m r n d v III
/12/6.0min /1000601
.4526.2541000604<=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ
即齿轮都采用浸油润滑。

（2）轴承润滑
1)高速轴上轴承：d n ⋅=30×576=17280/min mm r ⋅<1.6×105/min mm r ⋅
2）中间轴上轴承：
d n ⋅=50×136/min mm r ⋅=6800/min mm r ⋅<1.6×105/min mm r ⋅
3)低速轴上轴承：
d n ⋅=65×45.1/min mm r ⋅=2931.5/min mm r ⋅<1.6×105/min mm r ⋅
所以三对轴承都采用脂润滑。

十、设计总结
转眼之间，为期三个周的《机械设计》课程设计就这样匆匆结束了，在这段时间内，让我们亲身体验到了机械设计的基本模式和相关流程，不仅对《机械设计》这门课程有了新的认识，也对今后的专业学习有了深刻的了解。

在这次课程设计中，我们根据老师所给的题目去构思，查阅参考资料及相关资料，收集并整理设计中所需要的所有资料。

在这些日子里，每个人都不分昼夜的忙碌着计算相关数据，在数据的陪伴下，走过了这段时间。

时至今日，胜利完成任务的我们真正地尝试到了作为一名设计者的辛酸与喜悦。

通过本次课程设计，我们学会了如何综合地去运用所学的知识去解决问题，真正做到了理论知识与实际设计相结合。

理论联系实际，更加深了我们对所学的知识的认识与了解，让我们受益匪浅。

机械设计是一个庞大而复杂的系统工程，单枪匹马去完成一项任务是十分困难的，要想顺利完成任务，必须依靠集体的力量，这要求我们要有合理的分工和密切的配合，集思广益，将一个个复杂的问题分解成许多小问题，各个击破，然后进行整合，只有这样才能设计出效果最佳的产品，同时也可以大大提高工作效率。

所以，本次设计不仅仅是一次理论联系实践的过程，也让我们深切体验到了团队合作的重要性和必要性。