东北大学机械设计课程设计zl

目录
1 设计任务书 (3)
1.1 题目名称设计胶带输送机的传动装置 (3)
1.2 工作条件 (3)
1.3 技术数据 (3)
2 电动机的选择计算 (3)
2.1 选择电动机系列 (4)
2.2 滚筒转动所需要的有效功率 (4)
2.3 确定电动机的转速 (4)
3 传动装置的运动及动力参数计算 (4)
3.1 分配传动比 (5)
3.1.1 总传动比 (5)
3.1.2 各级传动比的分配 (5)
3.2 各轴功率、转速和转矩的计算 (5)
3.2.1 Ⅰ轴（高速轴） (5)
3.2.2 Ⅱ轴（中间轴） (5)
3.2.3 Ⅲ轴（低速轴） (6)
3.2.4 Ⅳ轴（传动轴） (6)
3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴） (6)
3.3 开式齿轮的设计 (6)
3.3.1 材料选择 (6)
3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 (6)
3.3.3 齿轮强度校核 (8)
3.3.4 齿轮主要几何参数 (9)
4 闭式齿轮设计 (9)
4.1 减速器高速级齿轮的设计计算 (9)
4.1.1 材料选择 (9)
4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 (10)
4.1.3 验算齿面接触疲劳强度 (12)
4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度............................................................................................. - 13 -
4.1.5 齿轮主要几何参数...................................................................................................... - 14 - 4.2 减速器低速级齿轮的设计计算............................................................................. - 15 -
4.2.1 材料选择......................................................................................................................... - 15 -
4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距........................................................................... - 15 -
4.2.3 验算齿面接触疲劳强度............................................................................................. - 17 -
4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度............................................................................................. - 18 -
4.2.5 齿轮主要几何参数...................................................................................................... - 19 -
5 轴的设计计算 ................................................................................................................ - 20 - 5.1 高速轴的设计计算.................................................................................................... - 20 - 5.2 中间轴的设计计算.................................................................................................... - 21 -
5.3 低速轴的设计计算.................................................................................................... - 21 -
6 低速轴的强度校核 ....................................................................................................... - 23 -
6.1 绘制低速轴的力学模型 ................................................................................................ - 23 -
6.2 求支反力............................................................................................................................ - 24 -
6.3 作弯矩、转矩图.............................................................................................................. - 25 -
6.1.4 作计算弯矩Mca图..................................................................................................... - 26 -
6.1.5 校核该轴的强度........................................................................................................... - 26 -
6.6 精确校核轴的疲劳强度 ................................................................................................ - 26 -
7 低速轴轴承的选择及其寿命验算............................................................................ - 29 -
7.1 确定轴承的承载能力..................................................................................................... - 29 -
7.2 计算轴承的径向支反力 ................................................................................................ - 29 -
7.3 作弯矩图............................................................................................................................ - 29 -
7.4 计算派生轴向力S ........................................................................................................... - 29 -
7.5求轴承轴向载荷 ............................................................................................................... - 30 -
7.6 计算轴承的当量动载荷P ............................................................................................. - 30 -
8 键联接的选择和验算................................................................................................... - 31 - 8.1 低速轴上键的选择与验算 ...................................................................................... - 31 -
8.1.1 齿轮处............................................................................................................................. - 31 -
8.1.2 联轴器处......................................................................................................................... - 31 - 8.2 中间轴上键的选择与验算 ...................................................................................... - 31 -
8.3 高速轴上键的选择与验算 ...................................................................................... - 32 -
9 联轴器的选择 ................................................................................................................ - 32 - 9.1 低速轴轴端处............................................................................................................. - 32 -
9.2 高速轴轴端处............................................................................................................. - 32 -
10 减速器的润滑及密封形式选择.............................................................................. - 33 -
11 参考文献....................................................................................................................... - 35 - 1 设计任务书
1.1 题目名称设计胶带输送机的传动装置
1.2 工作条件
技术数据
1.3
2 电动机的选择计算
2.1 选择电动机系列
根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y 系列。

2.2 滚筒转动所需要的有效功率
kW Fv P W 84.31000
24
.0160001000=⨯==
传动装置总效率 3
52ηηηηη=承齿联筒 查表17-9得
所以
37=0.970.990.96=0.817η⨯⨯ 2.3 确定电动机的转速
滚筒轴转速 min /5.1160r D
v
n W ==
π 所需电动机的功率 kW kW P P w
r 5.570.4817
.084
.3<==
=
η
查表27-1，可选Y 系列三相异步电动机
为使传动装置结构紧凑，选用Y132M2—6型 ，额定功率5.5kW,同步转速1000r/min,满载转速960r/min 。

查表27-2，电动机中心高 H=132mm ，外伸段 D ×E=38mm ×80mm
3 传动装置的运动及动力参数计算
3.1 分配传动比
3.1.1 总传动比 48.835
.119600===
W n n i 3.1.2 各级传动比的分配 查表17-9 取656==i i 开 减速器的传动比 913.136
48.83===
i i i 高速级齿轮传动比253.4913.1330.130.112=⨯== i i 低速级齿轮传动比 271.3253
.4913
.131234===
i i i 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算
3.2.0 0轴 P=
4.70kw, n=960r/min,
T=9.55*4.70/960=46.76N*m 3.2.1 Ⅰ轴（高速轴）
kW
653.499.070.41=⨯=⋅= ηr P P m in /96001
1r i n n ==
m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=26.46960
1065.455.955.9311
1
3.2.2 Ⅱ轴（中间轴）
4.47kW
97.099.065.412=⨯⨯=⋅⋅= ηηP P min /7.225253
.49601212r i n n ===
m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=13.1897
.2251047.455.955.93
222
3.2.3 Ⅲ轴（低速轴）
4.29kW
97.099.047.423=⨯⨯=⋅⋅= ηηP P min /0.69271
.37
.2253423r i n n ===
m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=76.5930
.691029.455.955.93
333
3.2.4 Ⅳ轴（传动轴） kW
20.434=⋅⋅= ηηP P min /r 0.691
0.694534===
i n n m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=30.5810
.691020.455.955.93
444
3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴）
4.03kW
45=⋅⋅= ηηP P min /5.116
6.965645r i n n ===
m N n P T ⋅=⨯⋅=⋅=65.33465
.111003.455.955.93
555
3.3 开式齿轮的设计
3.3.1 材料选择
小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS 3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 按齿面硬度217HBS 和162HBS 计算
初取小齿轮齿数 205=Z
则大齿轮齿数 1206205656=⨯==i Z Z 计算应力循环次数
8
451099.1)2830010(0.10.696060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
78
56561032.36
1099.1⨯=⨯==i N N
查图5-19 0.165==N N Y Y
查图5-18(b) pa 2705lim M F =σ，pa 2006lim M F =σ 由式5-32 0.165==X X Y Y 取 0.2=ST Y ,4.1min =F S 计算许用弯曲应力 由式5-31 []X N F ST
F F Y Y S Y min
lim σσ=
[]pa 7.3850.10.14.10.22705M F =⨯⨯⨯=σ []pa 7.2850.10.14
.10.22006
M F =⨯⨯⨯=σ
查图5-14 21.2,81.265==Fa Fa Y Y 查图5-15 78.1,56.165==Sa Sa Y Y 则
[]011365.07
.38556
.181.25
5
5=⨯=
F Sa Fa Y Y σ
[]013769.07
.28578
.121.26
6
6=⨯=
F Sa Fa Y Y σ
取
[]
013769.0}][,][max {
6
6
6555==F Sa Fa F Sa Fa F Sa
Fa Y Y Y Y Y Y σσσ 初选综合系数1.1=t t Y K ε，查表5-8 5.0=d φ 由式5-26
mm Y Y Y Z KT m F Sa Fa d 383.920
5.0013769
.05813001.12][232
3
254=⨯⨯⨯⨯=≥σφε 考虑开式齿轮工作特点m 加大10%-15%，取m=12 3.3.3 齿轮强度校核
mm mZ d 240201255=⨯== mm mZ d 600120566=⨯==
mm m h d d a a 11050.121002*
55=⨯⨯+=+=
mm m h d d a a 61050.126002*66=⨯⨯+=+=
()mm m c h d d f 5.87525.00.12100)(2**55=⨯+⨯-=+-= ()mm m c h d d f 5.587525.00.12600)(2**66=⨯+⨯-=+-= mm d d a 3502
600
100265=+=+=
mm a b a 703502.06=⨯==φ
取mm b b 76670665=+=+=
969.9320cos .55==d d b 816.56320cos .66==d d b
则小齿轮转速为s m n d v /3467.010
60254
.6610014.310603
3
4
5=⨯⨯⨯=
⨯=
π 06934.0100
20
3467.01005=⨯=vz 查图5-4（d ） 005.1=v k 查表5-3 1.1=A k
70.0100
705==d b 由图5-7(a) 18.1=βk 查表5-4 2.1=αk
计算载荷系数 5654.12.118.1005.11.1=⨯⨯⨯==αβk k k k k v A
ο3215.31110969
.93arccos arccos
555===a b a d d α
ο4387.22610
816
.563arccos arccos
666===a b a d d α
715
.1)]20tan 4387.22(120)20tan 3215.31(tan 20[21
)]tan (tan )tan (tan [21
6655=-⨯+-⨯=
-+-=
οοοοtam z z a a πααααπ
εα 6873.0715
.175
.025.075
.025.0=+
=+
=α
εεY
076.16873.05654.1=⨯=εkY
与1.1=t t Y k ε相近 ，无需修正 计算齿根弯曲应力
[]安全
555545305.19956.181.2510070508276
5654.122F sa Fa F Mpa Y Y Y m bd KT σσε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
[]安全666555
6094.22278.121.256
.181.2305.199F sa Fa sa Fa F F Mpa Mpa Y Y Y Y σσσ<=⨯⨯⨯
==
3.3.4 齿轮主要几何参数
205=Z 1206=Z 6u = 5=m mm a 350= mm d 1005= mm d 6006= mm d a 1105= mm d a 6106=
mm d f 5.875= mm d f 5.5876=
969.935=b d 816.5636=b d mm b 765= mm b 706=
4 闭式齿轮设计
4.1 减速器高速级齿轮的设计计算
4.1.1 材料选择
小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS 大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS 按齿面硬度217HBS 和162HBS 计算 计算应力循环次数N
911107648.2)2830010(19606060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
812
1
2105.6⨯==
i N N 查图5-17 05.1,0.121==N N Z Z （允许一定点蚀） 由式5-29 0.121==X X Z Z
取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工） 查图5-16（b ） pa 6501lim M H =σ,pa 5152lim M H =σ 由式5-28
[]pa 59892.00.10.10.10
.1650
11min
1lim 1
M Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯=
=σ
σ []
pa 49.49792.00.10.105.10.1515
22min
2lim 2
M Z Z Z Z S LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯==
σσ
[][][]Mpa H H H 49.497},min{21==σσσ
4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 小轮转矩mm N T ⋅=462601 初定螺旋角ο13=β
初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E = 减速传动 253.412==i u 取4.0=a φ 端面压力角
οοο4829.20)13cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t
基圆螺旋角
οοο2035.12)4829.20cos 13arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ
由式5-42 987.013cos cos ===οββZ
由式5-41 442.24829.20sin 4829.20cos 2sin cos cos 22035.12=⨯==
o
o o S t t b
H co Z ααβ 由式5-39
[]
mm
Z Z Z Z u KT u a H
E H a t 53.11949.497987.08.18944.2253.44.02462600.1)1253.4(2)1(32
3
2
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+≥σφβε
取中心距 mm a 120=
估算模数 mm a m n 4.2~84.0)02.0~007.0(== 取标准模数 mm m 2=
小齿轮齿数 ()()
3.221253.4213
cos 12021cos 21=+⨯⨯⨯=+=o
u m a z β
大齿轮齿数 84.943.22253.412=⨯==uz z
取 221=z 952=z 实际传动比 318.422
9512===
z z i 传动比误差 %5%5.1%100253
.4318.4253.4%100<=⨯-=
⨯-=∆
i i i i
在允许范围内
修正螺旋角
o 83857.12120
2)
9522(2arccos a 2)(arccos
12=⨯+⨯=+=z z m n β 与初选ο13=β相近, H Z ,βZ 可不修正
轮分度圆直径 mm z m d n 13.4583857.12cos /222cos /11=⨯==o β
mm z m d n 87.19483857.12cos /952cos /22=⨯==o β
圆周速度 s m n d v /27.21060960
13.4510603
3
1
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
查表5-6 取齿轮精度为8级 4.1.3 验算齿面接触疲劳强度
电机驱动,稍有波动,查表5-3 1.1=A k
499.010022
27.21001=⨯=vz 查图5-4（b ） 03.1=v k 齿宽mm a b a 0.481204.0=⨯==φ
06.113
.450.481==d b 查图5-7（a ） 08.1=βK 查表5-4 4.1=αK
载荷系数 713.1==αβK K K K K v A
齿顶圆直径 mm m h d d a a 53.492*0.1*253.452*
11=+=+=
mm m h d d a
a 87.1982*1*287.1942*
22=+=+= 端面压力角
οοο4707.20)8386.12cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t 齿轮基圆直径 mm d d t b 28.424707.20cos 13.45cos 11=⨯==o α mm d d t b 56.1824707.20cos 87.194cos 22=⨯==o α
端面齿顶压力角 o 392.3153
.4928
.42arccos arccos 111===a b at d d α
o 37.2387
.19856
.182arccos arccos
222===a b at d d α
][
[]
92
.1)4707.20tan 37.23(tan 95)4707.20tan 392.31(tan 2221
)tan (tan )tan (tan 21
2211=-⨯+-⨯=
-+-=
o o o o πααααπ
εαt at t at z z 698.1283857.12sin 48sin =⨯==ππβεβo
n m b
由式5-43 72.092
.11
1
==
=
α
εεZ 由式5-42 9874.083857.12cos cos ===o ββZ 由式5-41
o
o o 0523.12)4707.20cos 83857.12arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式
5-41443.24707
.20sin 4707.20cos 0523.12cos 2sin cos cos 2=⨯==o
o o t t b
H Z ααβ []
pa 49.497pa 457.466253
.41
253.413.454846260713.129874.072.08.189443.21
22
211M M u
u bd KT Z Z Z Z H E H H =<=+⨯⨯⨯⨯⨯
⨯⨯⨯=+= σσβ
ε
4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度
查图5-18（b ） Mpa F 2701lim =σ，Mpa F 2002lim =σ 查图5-19 0.11=N Y 0.12=N Y 由式5-32 0.121==X X Y Y 取 0.2=ST Y 4.1min =F S 由式5-31
[]Mpa Y Y S
Y
X N F ST F F 7.3850.10.14
.12
27011min
1lim 1
=⨯⨯⨯=
=σσ
[]
Mpa Y Y S Y X N F ST
F F 7.2850.10.14
.12
20022min
2lim 2
=⨯⨯⨯=
=
σσ 498.3083857.12cos /22cos /3311===o βZ Z V
695.13183857.12cos /95cos /3322===o βZ Z V 查图5-14 25.2,75.221==Fa Fa Y Y 查图5-15 80.1,575.121==Sa Sa Y Y
由式5-47计算βY ，因0.1698.1>=βε，取0.1=βε
893.01208537.12111201=⨯-=-=o
o
o β
εββY
由式5-48 6236.092
.10523.12cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+=o
α
εεβb
Y
由式5-44
[]
111111pa 23.88893.06236.0575.175.22
13.454846260
713.122F sa Fa n F M Y Y Y Y m bd KT σσβε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
[]
2F 11221
2pa 500.82575.175.280
.125.223.88σσσ<=⨯⨯⨯
==M Y Y Y Y Sa F Sa Fa F F
4.1.5 齿轮主要几何参数
221=Z 952=Z 253.4u = 2=m
o 83857.12=β 05.2cos /==βn t m m
mm d 53.451= mm d 87.1942= mm d a 53.491= mm d a 87.1982= mm d f 03.43)25.01(*2*2-53.451=+= mm d f 87.189)25.01(*2*2-87.1942=+=
mm d d a 120)(2
1
21=+=
mm b 551= mm b 482=
mm d b 28.421= mm d b 56.1822=
4.2 减速器低速级齿轮的设计计算
4.2.1 材料选择
小齿轮: 40Cr ，调质处理，齿面硬度241--286HBS 大齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--235HBS 按齿面硬度241HBS 和217HBS 计算
823105.6)2830010(17.2256060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N
834
3
410987.1⨯==
i N N 查图5-17 05.1,143==N N Z Z （允许一定点蚀） 由式5-29 0.143==X X Z Z
取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工） 查图5-16（b ） pa 6503lim M H =σ,pa 6504lim M H =σ 由式5-28
[]pa 59892.00.10.110
.1650
33min
3lim 3M Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯=
=σ
σ []pa 9.62792.00.10.105.10
.1650
44min
4lim 4
M Z Z Z Z S
LVR W X N H H H =⨯⨯⨯⨯=
=σ
σ [][][]Mpa H H H 598},min{43==σσσ
4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距 小轮转矩mm N T ⋅=1891302 初定螺旋角ο13=β
初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E =
减速传动 271.334==i u 取4.0=a φ 端面压力角
οοο4829.20)13cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t
基圆螺旋角
οοο2035.12)4829.20cos 13arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ
由式5-42 987.013cos cos ===οββZ
由式5-41 442.24829
.20sin 4829.20cos co 2sin cos cos 22035.12s =⨯==ο
οοt t b
H Z ααβ 由式5-39
[]
mm
Z Z Z Z u KT u a H
E H a t 49.153598987.08.189442.2271.34.021891300.1)1271.3(2)1(32
3
2
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+≥σφβε
取中心距 mm a 155=
估算模数 mm a m n 1.3~085.1)02.0~007.0(== 取标准模数 mm m 5.2=
小齿轮齿数 ()()288.281271.35.213
cos 15521cos 23=+⨯⨯⨯=+=o
u m a z n β
大齿轮齿数 532.92288.28271.334=⨯==uz z
取 283=z 934=z 实际传动比 321.328
9334===
z z i 传动比误差 %5%5.1%100271
.3321.3271.3%100<=⨯-=
⨯-=∆
i i i i
在允许范围内
修正螺旋角 o 6289.12155
2)9328(5.2arccos 2)(arccos
34=⨯+⨯=+=αβz z m n
与初选ο13=β相近, H Z ,βZ 可不修正
轮分度圆直径 mm z m d n 74.716289.12cos /285.2cos /33=⨯==o β
mm z m d n 26.2386289.12cos /935.2cos /44=⨯==o β
圆周速度 s m n d v /47.810
603
2
3=⨯=
π
查表5-6 取齿轮精度为8级 4.2.3 验算齿面接触疲劳强度 电机驱动,稍有波动,查表5-3 1=A k
12.210025
47.81003=⨯=vz 查图5-4（b ） 15.1=v k 齿宽mm a b a 0.621554.0=⨯==φ
864.074
.710.623==d b 查图5-7（a ） 07.1=βK 查表5-4 4.1=αK
载荷系数 7227.14.107.115.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A
齿顶圆直径 mm m h d d a a 74.765.20.1274.712*
33=⨯⨯+=+=
mm m h d d a
a 26.2435.20.1226.2382*
44=⨯⨯+=+= 端面压力角
o o o 455.20)6289.12cos /20arctan(tan )cos /arctan(tan ===βααn t 齿轮基圆直径 mm d d t b 22.67455.20cos 74.71cos 33=⨯==o α mm d d t b 24.223455.20cos 26.238cos 44=⨯==o α
端面齿顶压力角o 84.2874
.7622
.67arccos arccos 333===a b at d d α
o 41.23arccos
4
4
4==a b at d d α ][
[]
679
.1)455.20tan 41.23(tan 93)455.20tan 84.28(tan 2821
)tan (tan )tan (tan 21
4433=-⨯+-⨯=
-+-=
o o o o πααααπ
εαt at t at z z 7259.15.26289.12sin 62sin =⨯==ππβεβo
n m b
由式5-43 772.0679
.11
1
==
=
α
εεZ 由式5-42 9878.06289.12cos cos ===o ββZ 由式5-41
o o o 856.11)455.20cos 6289.12arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ
由式5-41 445.2455.20sin 455.20cos 856.11cos 2sin cos cos 2=⨯==
o
o o t t b
H Z ααβ
[]
pa 598pa 87.577271
.31
271.374.710.621891307227.129878.0772.08.189445.2122
232M M u
u bd KT Z Z Z Z H E H H =<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+=σσβ
ε 4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度
查图5-18（b ） Mpa F 2903lim =σ，Mpa F 2704lim =σ 查图5-19 0.13=N Y 0.14=N Y 由式5-32 0.143==X X Y Y 取 0.2=ST Y 4.1min =F S
由式5-31[]
Mpa Y Y S Y X N F ST
F F
2.4140.10.14
.12
29033min
3lim 3
=⨯⨯⨯=
=
σσ []
Mpa Y Y S Y X N F ST
F F 7.3850.10.14
.12
27044min
4lim 4
=⨯⨯⨯=
=
σσ 135.306289.12cos /28cos /3333===o βZ Z V
090.1006289.12cos /93cos /3344===o βZ Z V 查图5-14 24.2,62.243==Fa Fa Y Y 查图5-15 82.1,67.143==Sa Sa Y Y
由式5-47计算βY ，因0.17259.1>=βε，取0.1=βε
895.01202689.12111201=⨯-=-=o
o
o β
εββY
由式5-48678.0679
.1856.11cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+
=o
α
εεβb
Y
[]
Mpa M Y Y Y Y m bd KT F sa Fa n F 2.414pa 34.145895.0678.056.162.25.274.7162189130
7227.122333323=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==
σσβε
[]
4F 33443
4pa 42.13567
.162.282
.124.234.145σσσ<=⨯⨯⨯==M Y Y Y Y Sa Fa Sa Fa F F
4.2.5 齿轮主要几何参数
283=Z 934=Z 271.3u = 5.2=m
o 6289.12=β 56.2cos /==βn t m m
mm d 74.713= mm d 26.2384= mm d a 74.763= mm d a 26.2434= mm d f 24.69)25.01(*2-74.713=+= mm d f 76.235)25.00.1(*2-26.2384=+=
mm d d a 155)(21
43=+=
mm b 703= mm b 624= mm d b 22.673= mm d b 24.2234=
5 轴的设计计算
5.1 高速轴的设计计算
轴的材料为选择45#, 调质处理，传递功率kW P 7.4= 转速min /960r n = 查表8-2 1100=A
mm n P A d 678.18960
7.411033
0=⨯=≥ 由于轴上有一个键槽，则612.19~238.19)1%5~%3(678.18=+⨯≥d 估定减速器高速轴外伸段轴径
查表17-2 电机轴径,38mm d =电机轴伸长mm E 80= 则()()mm d d 38~4.30380.1~8.00.1~8.0=⨯==电机 取 mm d 32=
根据传动装置的工作条件选用HL 型弹性柱销联轴
名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯
==755.46960
107.455.955.93
查表11-1 工作情况系数5.1,5.1~25.1==K K 取 计算转矩m N KT T c ⋅=⨯==133.70755.465.1 查表22-1 选TL6
公称转矩m N T m N T c n ⋅=>⋅=133.70250 许用转速m in /960m in /3300][1r n r n =>=
轴孔直径mm d mm d 38,30max min ==
取减速器高速轴外伸段轴径d=32mm,可选联轴器轴孔
mm d mm d d 32,3821===电机
联接电机的轴伸长mm E 80=
联接减速器高速轴外伸段的轴伸长mm L 82=
5.2 中间轴的设计计算
轴的材料为选择45#, 调质处理，传递功率kW P 47.4=，转速min /7.225r n = 查表8-2 1100=A
mm n P A d 76.297
.22547
.411033
0=⨯=≥ 由于轴上有一个键槽，则187.32~654.30)1%5~%3(76.29=+⨯≥d
取mm d 40min =
5.3 低速轴的设计计算
轴的材料为选择40Cr, 调质处理，传递功率kW P 29.4=，转速min /0.69r n = 查表8-2 1180=A
mm n P A d 02.460
.6929.411833
0=⨯=≥由于轴上有一个键槽，则332.48~40.47)1%5~%3(02.46=+⨯≥d
取mm d 48min =
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形 根据传动装置的工作条件选用HL 型弹性柱销联轴
名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯
==76.5930
.691029.455.955.93
查表11-1 工作情况系数.k 取1.25
计算转矩 m N KT T c ⋅==2.7423 查表22-1 选TL9
公称直径m N T m N T c n ⋅=>⋅=2.7421000 许用转速min /0.69min /2100][r n r n =>=
6 低速轴的强度校核
6.1 绘制低速轴的力学模型
mm L 0.901= mm L 0.1302= 作用在齿轮的圆周力 N d T F t 135.498426
.238593760
2243=⨯==
径向力 N F F t r 873.18574546.20tan 135.4981tan =⨯=⋅=οα 轴向力 N F F t a 241.111562.12tan 135.4984tan =⨯=⋅=οβ 6.2 求支反力 水平支反力
0=∑B M 0)(221=-+L F L L R t Ax
N L L L F R t Ax 171.294590
0.1300
.130135.4984212=+⨯=+=
0=∑X ,N R F R Ax t Bx 965.203817.2945135.4984=-=-= 垂直支反力
0=∑B M 02
)(221=-++-d
F L F L L R a
r Az N
L L d
F L F R a
r Az 90.4930
.22012.1194.11150.130873.18572212=⨯-⨯=+-=
=∑Z
N R F R Az r Bz 973.1363)90.493(873.1857=-=-=
6.3 作弯矩、转矩图（上图） 水平弯矩x M
C 点 mm N L R M Ax Cx ⋅===39.26506590*171.29451 垂直弯矩z M
C 点左 mm N L R M Az Cz ⋅-=⨯=-=0.444519090.493-1 C 点右 mm N L R M Bz Cz ⋅=⨯==31.177300.13087.1363'2 合成弯矩C M
C 点左 mm N M M M Cz Cx
C ⋅=+=72.26876622 C 点右 mm N M M Cz Cx
C ⋅=M +=72.265657'2'2
转矩 mm N T ⋅=593760
6.1.4 作计算弯矩Mca 图（上图）
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑 取6.0=α C 点左
mm N T M M C C caC ⋅=⨯+=+=61.446266)5937606.0()72.268766()(2
222
α
C 点右
mm N T M M C C caC ⋅=⨯+=+=72.265657)06.0()72.265657()(2
22'2''α
D 点
mm N T M M D D caD ⋅=⨯+=+=356256)5937606.0(0)(2222α
6.1.5 校核该轴的强度
根据以上分析，C 点弯矩值最大，而D 点轴径最小，所以该 轴危险断面是C 点和D 点所在剖面。

轴的材料为40Cr
查表8-1 pa 736M B =σ 查表8-3 pa 69][1M b =-σ C 点轴径 []
mm M d b
caC C 626.4069
1.061
.4462661.03
3
1
=⨯=≥-σ
因为有一个键槽安全mm 54657.42)05.01(626.40<=+⨯=mm d C D 点轴径[]
mm M d b
caD D 74.3769
1.0356256
1.03
3
1
=⨯=≥-σ
因为有一个键槽安全mm mm d D 48627.39)05.01(74.37<=+⨯= 6.6 精确校核轴的疲劳强度
Ⅰ-Ⅸ均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。

其中Ⅰ-Ⅲ剖面计算弯矩相同，Ⅱ、Ⅲ剖面相比较，只是应力集中影响不同。

可取应力集中系数值较大的值进行验算即可。

同理Ⅶ、Ⅷ剖面承载情况也接近，可取应力集中系数较大者进行验算。

校核Ⅰ、Ⅱ剖面的疲劳强度
Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1（插值）
808.1=σk ，603.1=τk
Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2
4
2
50
58=-=-r d D 08.0504==d r 因Ⅰ、Ⅱ剖面主要受转矩作用，τk 起主要作用，按Ⅰ键槽引起的应力集中系数计算
pa 75.235020.0593760
3
max M W T T =⨯==
τ pa 875.112
max
M m a ==
=τττ
查表8-1 pa 3441M =-σ pa 1991M =-τ 查附表1-4 73.0=σε 78.0=τε 查附表1-5 916.0=σβ 916.0=τβ 查表1-5 34.0=σϕ，21.0=τϕ
82.6875
.1121.0875.1178
.0916.0603
.1199
1=⨯+⨯⨯=
+=
=-m
a k S S τϕτεβτττ
ττ
τ
取[]8.1~5.1=S ，[]安全S S > 校核Ⅵ、Ⅶ的疲劳强度
Ⅵ剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数查附表1-1
598.2=σk ， 872.1=τk
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2
225054=-=-r d D 04.050
2
==d r 895.1=σk ， 60.1=τk
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1
808.1=σk ，603.1=τk
按Ⅵ配合引起的应力集中系数校核Ⅶ剖面 Ⅵ剖面承受的弯矩和转矩分别为：
()mm .84.3404372/5013990
72
.268766211N B L L M M C =-⨯=
⎪⎭⎫ ⎝⎛-=
Ⅶ剖面产生正应力 pa 663.12max M W
M
==σ
pa 663.12max M a ==σσ，0=m σ
Ⅶ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
pa 75.23502.05937603
max M W T T =⨯==
τ pa 875.112
max
M m a ==
=τττ
查附表1-4 68.0=σε74.0=τε 查附表1-5 94.0=σβ,92.0=τβ 查表1-5 34.0=σϕ,21.0=τϕ
521.70
633.1278
.092.0598
.2344
1
=+⨯⨯=
+=
-m
a k S σϕσεβσσσ
σσ
σ
24.575
.2321.0875.1174
.092.0872
.1199
1
=⨯+⨯⨯=
+=
-m
a k S τϕτεβτττττ
τ
21.424
.5521.724.5521.72
2
2
2
=+⨯=
+=τ
στσS S S S S
取[]8.1~5.1=S ，[]安全S S >
其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核
7 低速轴轴承的选择及其寿命验算
低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承
条件：d=50mm,转速n=96.6r/min ，工作环境多灰尘，载荷稍有波动，工作温度
低于ο100，预计寿命h L h 38000300882'
10=⨯⨯⨯=
7.1 确定轴承的承载能力
查表21-3 轴承30210的0c =55200N 7.2 计算轴承的径向支反力
N R R R AZ AX 13.2986221=+= N R R R BZ BX 12.2453222=+=
7.3 作弯矩图（如前）
7.4 计算派生轴向力S
查表9-8 30210轴承Y=1.5，C=722000 ，e=0.4
N Y R S 38.995211== N Y R S 71.817222==
21,S S 的方向如图
7.5求轴承轴向载荷
N S N S F a 71.81762.211038.99524.111521=>=+=+
故1松2紧
N F S A N S A a 62.2110,38.9951211=+===
7.6 计算轴承的当量动载荷P 由
4.071.013
.298663.211011=>==e R A 查表9-6 5.1,4.011==Y X 由
4.086.012
.245362.211022=>==e R A 查表9-6 5.1,4.022==Y X 查表9-7 1.1=d f
根据合成弯矩图取1,121==m m f f
()()N A Y R X f f P m d 44.479663.2110*5.113.29864.011.1111111=+⨯⨯⨯=+=
()()N
A Y R X f f P m d 90.456162.21105.112.24534.011.1222222=⨯+⨯⨯⨯=+=
12P P π，故按1P
计算 查表9-4 1=t f
h
L h P C f n L h t h 3800021.145344444.47967220016.9660106010'
103
106
3
10610=>=⎪
⎭⎫
⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛=
故圆锥滚子轴承30210适用
8 键联接的选择和验算
8.1 低速轴上键的选择与验算
8.1.1 齿轮处
选择键16×10 其参数为L=56mm ，t=6.0mm ，
R=b/2=8mm ，k=h-t=10-6=4mm ，l=L-2R=56-2×8=40mm ，d=54mm 。

齿轮材料为40Cr ，载荷平稳，静联接 查表2-1 []
pa 120M p =σ
安全pa 120][pa 58.11940
454516600
22M M dkl T P P =<=⨯⨯⨯==
σσ 8.1.2 联轴器处
选择键14×9,其参数为L=70mm ，t=5.5mm ，
R=b/2=7mm ，k=h-t=9-5.5=3.5mm ，l=L-2R=70-2×7=56mm ，d=48mm 。

齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接 查表2-1 []
pa 120M p =σ
[]安全pa 120pa 82.10956
5.34851600
22M M dkl T P P =<=⨯⨯⨯==
σσ
8.2 中间轴上键的选择与验算
选择键14×9 GB1096-2003A 型，其参数为L=40mm ，t=5.5mm ，
R=b/2=7mm ，k=h-t=9-5.5=3.5mm ，l=L-2R=50-2×7=26mm ，d=50mm 。

齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接 查表2-1 []
pa 120M p =σ
安全pa 120][pa 36.9026
5.346189130
22M M dkl T P P =<=⨯⨯⨯==
σσ 8.3 高速轴上键的选择与验算
选择键10×8 GB1096-2003A 型，其参数为L=45mm ，t=5mm ，
R=b/2=5mm ，k=h-t=8-5=3mm ，l=L-2R=45-2×5=35mm ，d=32mm 。

齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接 由表2-1，查得[]
pa 120M p =σ
安全pa 120][pa 34.3535
33259376
22M M dkl T P P =<=⨯⨯⨯==
σσ 9 联轴器的选择
9.1 低速轴轴端处
选择TL8联轴器, GB/T4323-2002
名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯
==90.5286
.9610386.555.955.93
计算转矩 m N KT T c ⋅=⨯==9.7746.5165.13 公称转矩 m N T m N T n ⋅=>⋅=9.7749.774 许用转速m in /6.96m in /4000][1r n r n =>= 减速器低速轴外伸段mm L mm d 82,481==
9.2 高速轴轴端处
选择TL5联轴器，GB/T4323-2002
名义转矩 m N n P T ⋅=⨯⨯
==246.401440
108705.555.955.93
计算转矩 m N KT T c ⋅=⨯==369.60246.405.1 公称转矩m N T m N T c n ⋅=>⋅=369.60250 许用转速 m in /1440m in /3300][1r n r n =>=
减速器高速轴外伸段mm L mm d 58,321== 从动端mm L mm d 58,382==
10 减速器的润滑及密封形式选择
减速器的润滑采用脂润滑。

油标尺M16,材料Q235A
密封圈选用毛毡，JB/ZQ4606-1986
11 箱体结构的设计
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， 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。

因其传动件速度大于2m/s ，故采用侵油润油。

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为∀3
.6
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8，圆角半径为R=2。

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M8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 油标和油尺：
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.
11 参考文献
（1）孙志礼马兴国黄秋波闫玉涛主编《机械设计》：科学出版社，2008
（2）巩云鹏田万禄张伟华黄秋波主编《机械设计课程设计》：科学出版社，2008
（3）喻子建张磊邵伟平主编《机械设计习题与解题分析》：东北大学出版社，2000。