中南大学2016分流式二级直齿圆柱齿轮减速器解读

机械设计课程设计计
算说明
题目分流式二级圆柱齿轮减速器
指导教师
院系
班级
学号
姓名
完成时间
目录
一．设计任务书………………………………
二、传动方案拟定…………….……………………………….
三、电动机的选择……………………………………….…….
四、计算总传动比及分配各级的传动比………………………
五、运动参数及动力参数计算…………………………………
六、传动零件的设计计算………………………………………
七、轴的设计计算………………………………………………
八、滚动轴承的选择及校核计算………………………………
九、键联接的选择及计算………………………………………
十、联轴器的选择………………………………………………..十一、润滑与密封…………………………………………………..十二、参考文献…………………………………………………
十三、附录（零件及装配图）………………………………
一. 设计任务书
1.1．工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为±5％。

输送机效率为
ηw=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为10年
(每年工作300天），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电
压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造
条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。

1.2 设计内容
（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；
（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；
（3）传动系统中的传动零件设计计算；
（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A1）;
（5）绘制减速器箱体零件图1张（A2）、齿轮及轴的零件图各1张（A2）
二．传动方案的拟定
输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器
3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。

传动系统中
采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承
位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱
齿轮和直齿圆柱齿轮传动。

分流式二级圆柱
齿轮减速器
三．电动机的选择 1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y 系列一般用途的三相异步电动机 2 选择电动机的容量
1所需功率w P ：
w P =mw =26.18x14.4=0.367 kw
2）传动装置的总效率为η：
223
123w ηηηηη=⋅⋅⋅
其中1η，2η，3η ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，，，1η=0.99，2η=0.96，3η=0.98 w η=0.96
223
2231230.990.960.980.96w ηηηηη=⋅⋅⋅=⋅⋅⋅=0.816
3）确定电动机的额定功率ed P
电动机的输出功率为d
P d
P =w P /η =0.367/0.816=0.434kW 确定电动机的额定功率ed P 选定电动机的额定功率ed P =0.75 kw
3、 选择电动机的转速 w n =1570.8 r/min
该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为
12i i i =⋅=8～60
则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围为
'1d n =8w n =8×57.32=458.56r/min
'
2d n =60w n =60×57.32=3439.2r/min
可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min 的电动机都符合，这
里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min 的三种电动机进行比较，如下表：
w P =0.367kw
w n =26.18r/s
η=0.816
d P =0.435kw
ed P =0.75 kw
由参考文献[1]中表16-1查得： 方案 电动机型号 额定功率
（KW ） 电动机转速
n/(r/min) 额定转矩
堵转转矩
额定转矩最大转矩
同步转速 满载
转速
1 Y90S-
2 1.5 3000 2840 2.2 2.
3 2 Y802-2 1.1 3000 2825 2.2 2.3
3
Y801-2 0.75 3000 2825 2.2 2.3 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总
传动比，即选定方案3
四．总传动比确定及各级传动比分配
4.1 计算总传动比
由参考文献[1]中表16-1查得： 满载转速n m =2825 r / min ； 总传动比i=n m /w n =2825/223.45=11.3
4.2 分配各级传动比
查阅参考文献[1]《机械设计课程设计》中表2—3各级传动中 分配各级传动比 取皮带轮传动比为2
取高速级的圆柱齿轮传动比1i =i )4.1~3.1( =2.8，则低速级的圆柱齿轮
的传动比为
2i =i /1i =5.65/2.8=2
电动机型号为
Y 801-2
i=11.3
1i = 2.8
2i =2
五．计算传动装置的运动和动力参数
1. 各轴转速
电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ低速级轴为轴Ⅳ，滚筒轴为轴Ⅴ，则
I II n n == 1412.5 r/min 1
II
III n n i =
= 1412.5/2.8 r/min=502.67 r/min 2
III
IV V n n n i ==
= 502.67/ 2 r/min = 251.354r/min
解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5％范围内
2按电动机额定功率ed P 计算各轴输入功率 I ed P P ==0.75 kw
1II I P P η=⋅=0.75×0.96 kw=0.72kw 23III II P P ηη=⋅⋅=0.72×0.96×0.98 kw =0.684kw
23IV III P P ηη=⋅⋅=0.684×0.96×0.98 kw =0.65kw
2. 各轴转矩
9550I
I I
P T n =⨯
=9550×0.75/2825N m ⋅ =2.53N m ⋅
9550II II II
P
T n =⨯=9550×0.72/1412.5 N m ⋅
=4.85N m ⋅
I II
n n ==1412.5
r/min 1
II
III n n i ==502.67 r/min
2
III
IV V n n n i ==
== 251.35r/min
I P =0.75kw II P =0.72kw
III P =0.684kw
IV P =0.65 kw
9550I I I
P T n =⨯
=2.53 N m ⋅9550II
II
II
P T n =⨯
4.85N m
⋅
9550III III III
P T n =⨯
9550III III III
P
T n =⨯=9550×0.684/502.67N m ⋅
=12.96N m ⋅ 9550IV
IV IV
P T n =⨯
=9550×0.648/ 24.64N m ⋅ =24.64N m ⋅
9550V
V V
P T n =⨯
=9550×0.641N m ⋅ =24.39N m ⋅
表3 轴的运动及动力参数
项目 电动机轴I 高速级轴
II 中间轴III 低速级轴IV 输出轴V 转速（r/min ） 2825 1412.5 502.67 251.34 251.34 功率（kw ） 0.72 0.684 0.65 0.648 0.641 转矩(N m ⋅) 2.35
4.85
12.95
24.64
24.39 传动比 2 2.8 2 1 效率η
0.95
0.95
0..95
0.99
六．减速器外传动零件(V 带传动)的设计
（1）确定计算功率ca P
由工作情况，查表的工况系数1.1=A K ，故
1.10.750.825ca
A P K P kW ==⨯=
（2）选择V 带的带型
由ca P 与小带轮转速（电动机转速）1n 查表选的z 型 （3）确定带轮基本直径d d 并验算带速v 初选小带轮的基准直径
1d d 由表的，取小带轮的基准直径
150d d mm =
=12.96N m ⋅
9550IV IV IV
P T n =⨯
=24.64N m
⋅
0.825ca P kW =
按公式验算带速：11
3.145028257.392/601000601000d d n v m s π⨯⨯=
==⨯⨯ 因为5m/s<v<30m/s ，故带速度合适。

计算大带轮的基准直径：2
01250100d d d i d mm ==⨯=
（4）确定V 带的中心距a 和基准长度d L 根据
105mm=)(2)(7.021021d d d d d d a d d +≤≤+=300，初选
0200a mm =
初选基准长度：21200120
()2()638.62524d d d d d d d L a d d mm a π
-≈+++≈ 由表，取700d L mm =
实际中心距：00700638.625
200230.722d d L L a a mm --≈+=+= （5）验算小带轮包角1α
000
112
57.3180()142.7120d d d d a α≈-+≈≥合理 （6）计算带的根数z 计算单根V 带的额定功率r P
由150d d mm =和2825/min m n r =，查表得0
0.261P kW = 由2825/min m n r =，02i =和z 型带，查表得0
0.4P kW ∆= 查表0.9K α=，0.89L K =，于是
00()(0.2610.40)0.90.890.529r L
P P P K K kW α=+∆⋅⋅=+⨯⨯= 7.392/v m s =
d1=50 d2=100 a=230.7
1α=0142.7
700d L mm =
计算V 带的根数 :
0.825 1.560.529
ca r P z P ===,z=2根 （7）计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F 由表得Z 型带的单位长度质量0.060/q kg m =，所以 20min (2.5)()500
10.29ca
K P F qv N K zv
αα-=+≈
应使带的实际初拉力min 00)(F F > （8）计算压轴力p F
压轴力的最小值：1
min 0min ()2()sin 19.502
p F z F N α=≈
（9）带轮结构选择
d d (2.5~3)()d d =为轴的直径时，采用实心式。

故大带轮d2=100，采用实心式，小带轮d1=50mm ，亦采用实心式。

七、齿轮传动设计
1.高速级齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
a . 按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88）
c . 材料选择。

查图表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr （调质），
硬度为280 HBS ，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS ，二者的硬度差为40 HBS 。

d . 初选小齿轮齿数1Z =20，则大齿轮齿数
2Z =2.8×25=56
m=2
f .选取齿宽系数d φ：d φ=1. 2）按齿面接触强度设计 按下式试算
7级精度
（GB10095-88） 小齿轮： 40Cr （调质） 280 HBS 大齿轮：
45钢（调质） 240HBS 1Z =20
2Z = 56 m 2=
d φ=1
1
u
1t k =1.6
1T =2.35N m ⋅ H Z =2.433
E Z =189.82Mpa 1
a ε=0.768
2a ε=0.87=a ε 1.638
[]
2
1131121t H E
t d a H k T u Z Z d u φεσ⎛⎫
+≥⋅⋅
⎪ ⎪⎝⎭
① 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选1t k =1.6
b. 分流式小齿轮传递的转矩1T =II T /2
=2.35N m ⋅
c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数H Z =2.433 （表10-6）选取弹性影响系数E Z =189.8 1
2
MPa d. 查图表（P215图10-26）得 1a ε=0.768 ，2a ε=0.87
12a a a εεε=+=0.768+0.87=1.638
e. 许用接触应力[]1H σ=600MPa ，[]2H σ=530MPa 则[]H σ=（[]1H σ+[]2H σ）/2 =（600+530）/2=565 MPa
f. 由式
N=60nj h L ② 计算应力循环次数
1160h N n jL =
=60×730×1×12000=5.256×8
10 21/4.80N N =
=5.256×8
10/4.15=1.267×8
10 2） 计算
a. 按式①计算小齿轮分度圆直径1d
3
2
312 1.6 2.3510(2.81) 2.433189.8()11.638 2.8565
d ⨯⨯⨯⨯+⨯≥⨯⨯⨯mm
=31.96 mm
[]1
H σ=600MPa
[]2H σ=530MPa []H σ=565 MPa
256.51=N ×8
10 =2N 1.267×8
10
1 2.362/V m s =
=
b=40 mm b/h=8.89
b. 计算圆周速度
111/601000V d n π=⨯
=3.14×31.96×1412.5/（60×1000）m/s =2.362m/s c. 计算齿宽b
b=d φ1t d =1x40mm=40mm
h =2.25m =2.25×2mm=4.5mm b/h=40/4.5=8.89
e. 计算载荷系数K
使用系数A K =1。

25，根据1V =2.362m/s ，8级精度查图表（P194图10-8）
得动载系数v K =1.09
查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数H F K K αα==1.4 由公式
23
1.120.180.2310H d K b βφ-=++⨯ ③
得2
3
1 1.120.1810.231040H K β-=+⨯+⨯⨯ = 1.309
查图表（P198图10-13）得1F K β=1.309 由式
A V H H K K K K K αβ= ④
得载荷系数1K =1.25×1.09×1.4×1.309=2.50
3）按齿根弯曲疲劳强度设计 确定计算系数
a. 计算载荷系数 由式
A K =1.25
v K =1.09
H F K K αα==1.4
390.11=βH K
1F K β=1.309
1K =2.50
mm
d 041=
A V F F K K K K K αβ= ⑥
得1K =1.25×1.09×1.4×1.309=2.50
b. 查取齿形系数
查图表（P 表10-5）1F Y α=2.563 ，2F Y α=2.187 c. 查取应力校正系数
查图表（P 表10-5）1S Y α=1.604 ，2S Y α=1.786 d. 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数1FN K =0.85 ，
2FN K =0.88 。

查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE σ=500 MPa ，大齿
轮弯曲疲劳强度极限1FE σ=500 MPa ，由式 []lim
N K S
σσ=
⑦ 得[]1σ=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa
[]2σ=0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPa
e. 计算大小齿轮的
[]
F S F Y Y αα
σ并加以比较
[]11
1
F S F Y Y αασ=2.563×1.604/303.57=0.01354
[]22
2
F S F Y Y αασ=2.187×1.786/238.86=0.01635
大齿轮的数值设计计算
22=i =228Z Z ⨯⨯=56 ，则22m Z Z ==2×56=112mm 。

1） 计算中心距
a=(d1+d2)/2=76mm
Y β=0.87
37
.271=V Z 36.1312=V Z 1F Y α=
2.563
2F Y α=2.187 1S Y α=1.604 2S Y α=1.786
S=1.4
1FN K =0.85
2FN K =0.881FE σ=500
Mpa 1FE σ=500 MPa
[]1σ=303.57 Mpa
[]2σ=238.86 MPa
[]11
1
F S F Y Y αασ=0.01354
[]22
2
F S F Y Y αασ=0.01635
圆整后取1B =40mm ，2B =50mm
2. 低速级齿轮传动设计
（1）选择材料、精度及参数
a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动
b. 选用7级精度（GB10095-85）
c. 材料选择 小齿轮：40Cr （调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS
d. 初选小齿轮齿数3Z =36 ，432Z Z i ==36×2=72
e. 选取齿宽系数2d φ=0.8 （2）按齿面接触强度设计 按下式试算 []2
2223
32212.32t E t d H K T u Z d u φσ⎛⎫
+≥⋅ ⎪ ⎪⎝⎭
⑧ 1）
确定公式内各计算数值
a. 试选2t K =1.3
b. 确定小齿轮传递的转矩3III T T ==24.64N m ⋅ =0.246×5
10N mm ⋅ c. 查图表（P 表10-6）选取弹性影响系数E Z =189.81
2
MPa
d. 查图表（P 图10-21d ）得小齿轮的接触疲劳强度极限lim3H σ=550MPa ，lim4H σ=530MPa
e. 由式②确定应力循环次数
3360h N n jL ==60×175.90×1×12000=1.27×810
07.3/34N N ==1.27×810/3.07=4.14×710
f. 查图表（P 图10-19）取接触疲劳寿命系数
3HN K =0.98 ，4HN K =1.02
g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式⑦得
[]3H σ=0.98×550MPa=539MPa
=1Z 36 =2Z 72
=1d 72 mm
=2d 144mm
1B =65mm 2B =60mm
[]4H σ=1.02×530MPa=541MPa
2）计算
a. 由式⑧试算小齿轮分度圆直径3t d ，代入
[]H σ中的较小值
[]4H σ=541MPa 得
[]2
222332212.32t E t d H K T u Z d u φσ⎛⎫
+≥⋅ ⎪ ⎪⎝⎭
=67.54mm b. 计算圆周速度3V 33/601000t III V d n π=⨯
=3.14×72×1412.5/60000m/s=5.32m/s
c. 计算齿宽3b
323d t b d φ==1x20 mm=20 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数2t m =3t d /3Z =72/36=2
齿高3h =2.252t m =2.25×2 mm=4.5 mm 则3b /3h =65/72=0.9 e. 计算载荷系数
根据3V =0.94 m/s ，7级精度，查图表（P 图10-8）得动载荷系数
2V K =1.06 ，直齿轮22H F K K αα==1 ，由2d φ=0.8和3b =65 mm ，根据
式③得2H K β=1.313
由3b /3h =0.9和2H K β=1.313查图表（P 图10-13）得2F K β=1.352
故根据式④得2K =1.392
f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。

由式⑤得按齿根弯曲强度设
计
计算公式为
7级精度
（GB10095-85）
小齿轮：40Cr （调质）280HBS
大齿轮：45钢（调质）240HBS ；
2d φ=0.8
2t K =1.3
=
3T =0.246×
510N mm ⋅
E Z =189.812
MPa
lim3H σ=550Mpa
lim4H σ=530MPa
=3N 1.27×810 741014.4⨯=N
3HN K =0.98
4HN K =1.02
[]3
H σ=539Mpa
[]4H σ =541MPa
1） 确定公式内各计算数值
a. 查图表（P 图10-20c ）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限3FE σ=500MPa ，
大齿轮的弯曲疲劳强度极限4FE σ=380MPa 。

b. 查图表（P 图10-18）取弯曲疲劳寿命系数3FN K =0.83，4FN K =0.86
c. 计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数2S =1.4 ，由式
[]FN FE F K S σσ=得 []33
3
2
FN FE F K S σσ==0.83×500/1.4MPa=296.4MPa []44
4
2
FN FE F K S σσ=
=0.86×380/1.4MPa=233.4MPa d. 计算载荷系数2K 。

由式⑥得2K =1.25×1.06×1×1.352=1.791 e. 查取齿形系数。

查图表（P 表10-5）得3F Y α=2.62 4F Y α=2.24
f. 查取应力校正系数。

查图表（P 表10-5）得 3s Y α=1.59 ，4s Y α=1.76
g. 计算大、小齿轮的
[]
F S F Y Y αα
σ，并加以比较
[]33
3
F S F Y Y αασ=2.62×1.59/296.4 =0.01405
[]44
4
F S F Y Y αασ=2.24×1.76/233.4=0.01682
大齿轮的数值设计计算
齿数得42i Z Z =⨯=2X36=72取44272d mZ ==⨯=144 ， （3） 几何尺寸计算 1） 计算中心距
2342()
2
m Z Z a +=
=2×（72+36）/2 mm=108mm
2） 计算分度圆直径
==323Z m d 4×18mm=72mm
==424Z m d 4×77 mm=144mm
2V K =1.06
2H K β=1.313 2F K β=1.352
2K =1.392
3FE σ=500Mpa 4FE σ=380Mpa
3）结构设计
小齿轮（齿轮3）采用实心结构
大齿轮（齿轮4）采用实心式结构 七、 高速轴的设计
已知II P =0.72 kw ，II n =1412.5r/min ，II T =12.95N m ⋅ 1/2II T T ==6.475
N m ⋅
1． 初步确定轴的最小直径。

先按式
3
0P
d A n
≥ ⑩ 初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45号钢r ，调质处理。

查图表
（
表
15-3
）
，
取
0II
A =110，
得
==∏
∏∏3
min n P A d ο1103
5.141272
.0⨯mm=7.84mm 该轴直径d ≤100mm ，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，
取轴颈增大5%则mm d d 23.884.705.105.1min 2min 2=⨯='
⨯=，圆整
后取d 2=12mm 。

输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。

选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩公式为
ca A T K T = （11）
查图表（P351表14-1），取A K =1.3，则caII T =1.3×14N m ⋅ =18.21 N m ⋅
根据caII T =18.21N m ⋅及电动机轴径D=19mm ，查标准GB4323-84，选
用TL7型弹性套柱销联轴器。

确定轴最小直径min II d =12 mm
2． 轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案。

经分析比较，选用如图所示的装配方案
3FN K =0.83
4FN K =0.86 2S =1.4
=3][F σ296.4MPa =4][F σ233.4Mpa
2K =1.791
3
αF Y =2.62
4
F Y α=2.24
3s Y α
=1.59 ，4s Y α=1.76
[]33
3
F S F Y Y αασ=0.01405
[]44
4
F S F Y Y αασ=0.01682
）
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1） 联轴器采用轴肩定位，I-II 段I II d -=14mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，
取II III d -=15mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径1D =34mm ，I II L -=15mm
2） 初步选择滚动轴承。

该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷
不大，故选用深沟球轴承。

根据II III d -=44mm ，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6203，其尺寸为d ×D ×B=15mm ×35mm ×11mm ，故III IV VII VIII d d --==20mm 3） 取V VI d -=46mm ，IV V VI VII L L --==60mm
4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离
112(510)L C C δ=+++mm ，取1L =60mm ，采用凸缘式轴承盖，
取轴承盖的总宽度为17mm ，到联轴器的距离为15.8mm ，则
II III L -=26mm
5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为1a =12mm ，大齿轮2和'
2与齿轮3之
间的距离c=10mm ，滚动轴承端面距箱体内壁1S =12mm 则
1()III IV IV V L B S a L B --=++--
=15+12+12-5=34mm
VII VIII III IV
L L --==34 mm
325V VI L B c -=+-=110mm
（3）轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用普通C 型平键连接，按I II
d
-=35 =mm ，
I II L -=15mm 查图表（P 表6-1）选用键b h l ⨯⨯=4mm ×4mm ×12mm 。

滚动轴
承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P 表15-12），取轴端倒角为1.6×45ο
，各轴肩处圆角半径为R1 （二）中速轴（III 轴）的设计 轴上力的方向如下图所示
初步确定轴的最小直径
根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。

查图表（P 表15-3），取0III A =110 ，于是得
min III d ≥110×3
3.73
272.73
mm=26.31mm 。

该轴的最小直径为安装轴承处的直径，
取为min III d =30mm
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图
L1L2L3
L4L5L6
L7
①②
③④d 1
d 2
d 3
⑤⑥
⑦
B
C
D
A
d 4
d 5
d 6
d 7
1
1＇
（2）确定轴的各段直径和长度
1）根据min III d =21mm 取I II d -=21mm ，轴承与齿轮2，'
2之间采用套筒
定位，取II III V VI d d --==42mm ，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取
III IV d -=34mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则IV V d -=40mm ，
由于轴环宽度b ≥1.4h 轴II 的设计，取IV V IV V L b --==c=10mm 因为3B =30 mm ，'22B B ==20mm 取III IV L -=35 mm ，则
2'2V VI L B -=-=28mm
2）初步选择滚动轴承
由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II 相对于机座固定，则III 轴应
两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N 系列轴承N206，其尺寸为d ×D ×B=30mm ×62mm ×16mm 。

由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm ，垫片厚度s=1mm ，
则取''I I VII VII L L --==16mm ，由1a =12mm ，1S =12mm 取2a =14.5mm ，
2S =11mm ，则
2232I II VI VII L L a S B --==+++-
=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm
选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为17mm 3）轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位都采用普通平键连接
按III IV d -=24mm ，III IV L -=42mm II III d -=22mm ，2B =30mm V VI d -=22mm ，V VI L -=28mm
查图表（P 表6-1）取各键的尺寸为
III-IV 段：b ×h ×L=10mm ×8mm ×36mm
II-III 段及V-VI 段：b ×h ×L=12mm ×10mm ×15mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6
1） 确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P 表15-2），取轴端倒角为1.0×45ο
，各轴肩处的圆角半径为R1
三）低速轴（轴IV ）的设计 （三）低速轴（轴IV ）的设计
已知IV P =0.65kw ，IV T =24.64N m ⋅ ，IV n =251.34r/min 1．求作用在轴上的力
43t t F F ==175.4N 43r r F F ==37.1N
2．初步确定轴的最小直径
按式（10）初步确定轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢调质处理。

查
图表（P 表15-3）取0IV A =115，于是得
min IV d ≥14.5mm 。

该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器
的型号。

根据式（11），查图表（P 表14-1），取A K =1.5 ，则
caIV T =1.5×16.6N m ⋅=24.9N m ⋅
根据caIV T =24.9N m ⋅，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机
运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6型弹性柱销联轴器。

选取轴孔直径d=20mm ，其轴孔长度L=31mm ，则轴的最小直径min IV d =20mm
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案。

经比较，选取如下图所示的方案
d 1
d 2
d 3
d 4
d 6
d 5
①②③④⑤⑥L1L2L3L4
L6L5L7
L8
d 7
d 8
⑦
⑧
A1
B1
11
L
Δ2
e
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
1）取VIII IX d -=20mm ，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，
由h=（0.07-0.1）d ，取VII VIII d -=26mm ，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取2D =62mm ，VIII IX L -=10mm
2）初步选择滚动轴承
根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6206，
其尺寸为d ×D ×B=30mm ×62mm ×14mm 故I II VI VII d d --==30mm 3）轴承采用套筒定位，取II III V VI d d --==36mm ，I II VI VII L L --==53mm 4）根据轴颈查图表（P 表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段
''III III IV IV d d --==40mm ，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）
d=4.34mm-6.4mm ，取h=5mm ，则IV V d -=35mm ，轴环宽度b ≥1.4h=1.4×5mm=7mm ，取IV V L -=25mm
5）查图表（指导书表13-21），已知4B =20 mm 。

取''III IV d -=40mm ，
''III IV L -=2.3mm （S=2mm ） 'IV IV L -=25mm ，'III III L -=3mm
6）根据轴II ，轴III 的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离3S =10mm ，则
II III L -=3S +2a +2B +c+2.5-（n+S ）-16
=（10+14.5+70+10+2.5-8-2-16）mm =62mm
V VI L -=3S +2a +2B +c+2.5-IV V L --16
=（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=50mm
6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离1L =60mm ，及3S =10mm ，
B=20mm ，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm ，轴承盖与联轴器之间的距离为S -盖联=20.4mm 则
VII VIII L -=30mm
3）轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据
'IV IV d -=40mm ，'IV IV L -=25mm
查图表（P 表6-1）
VIII-IX 段：b ×h ×L=12mm ×8mm ×17mm
滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸
查图表（P 表15-12），取轴端倒角尺寸为1×45ο。

轴上圆角
II VI VII VIII R R R R ====1.0mm ，III IV V R R R ===1mm
4．求轴上的载荷
轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6202，
a=10mm ，
从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft 作用处 是危险截面，
L=162mm ，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 表4 危险截面所受弯矩和扭矩
载荷 水平面H
垂直面V
支反力F 12NH NH F F ==63.84N
12NV NV F F ==17.45N
弯矩 H M =1682N mm ⋅
V M =2117.33N mm ⋅
总弯矩M M =3022.89N mm ⋅
扭矩T
T=4002.81N mm ⋅
5. 按弯扭合成应力校核轴的强度
根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
2222
32
()300222.89(0.6407502.81)62/3218 5.5(62 5.5)/262
ca M T W ασπ++⨯=
=-⨯-⨯ =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P 表15-1）得[]1σ-=60MPa ，
因此ca σ＜[]1σ-，故轴安全。

八、 轴承的选择和校核计算
已知轴承的预计寿命为'h L =72000h
1．输入轴承的选择与计算
由轴II 的设计知，初步选用深沟球轴承6202，由于受力对称，只需要计算
一个，其受力r F =22
11r t F F +=299.62 N ，a F =0，ε=3 ，转速n=2825r/min
1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6202的基本额定动载荷C=13200N ，基本额定静载荷0C =9420N 2）求轴承当量动载荷P
因为a F =0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，
按课本（P 表13-6），取p f =1.2，则
P=p f （X r F +Y a F ）=1.2×（1×299.62+0）N =359.54N 3）验算轴承寿命
3
6610101320060602825359.54h C L n P ε⎛⎫⎛⎫
=⨯=⨯ ⎪ ⎪⨯⎝⎭⎝⎭
h
=291951.3h>'
h L =72000h
故所选用轴承满足寿命要求。

确定使用深沟球轴承6202 2．轴III 上的轴承选择与计算
由轴III 的设计已知，初步选用深沟球轴承6206，由于受力对称，故只需
要校核一个。

其受力r F =23.74N ，a F =0，ε=10/3，n=2825r/min 1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）基本额定动载荷C=36200N ，基本额定静载荷0C =22800N 2）求轴承当量动载荷P
因为a F =0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，
按课本（P 表13-6），取P=p f （X r F +Y a F ）=1.2×（1×23.74+0）N =28.488N 3）验算轴承寿命
3
661010362006060502.6723.488h C L n P ε
⎛⎫⎛⎫
=⨯=⨯ ⎪ ⎪⨯⎝⎭⎝⎭
h
=3035776h>'h L =72000h
故所选用轴承满足寿命要求。

确定使用轴承6206 3．输出轴上的轴承选择与计算
由轴IV 的设计知，初步选用深沟球轴承6206，由于受力对称，只需要计
算一个，其受力r F =
2244r t F F +=3706.46 N ，a F =0，ε=3 ，转速
n=1412.5/min
1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6206的基本额定动载荷C=27000N ，基本额定静载荷0C =19800N 2）求轴承当量动载荷P
因为a F =0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，
按课本（P 表13-6），取p f =1.0，则 P=p f （X r F +Y a F ）=1.×（1×36.88+0）N =36.88N 3）验算轴承寿命
3
661010270006060251.3436.88h C L n P ε⎛⎫⎛⎫
=⨯=⨯ ⎪ ⎪⨯⎝⎭⎝⎭
h
=37492573714h>'
h L =72000h
故所选用轴承满足寿命要求。

确定使用深沟球轴承6206。

九、键连接的选择与校核计算 1．输入轴与皮带轮的键连接
1) 由轴II 的设计知初步选用键C4×12，II T =2.35N m ⋅
2) 校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表6-2）查得许用应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100-120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度
l =L-b/2=12mm-2mm=10mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×
4mm=2mm 。

由式3210p T kld σ⨯=可得
3210II p T kld
σ⨯==2×2.353
10⨯/4×10×12MPa
=9.792MPa<p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa
可见连接的强度足够，选用键C4×12
2．齿轮2（2’）与轴III 的键连接
1) 由轴III 的设计知初步选用键C10×36，T =/2III T =4.85/2=2.425N m ⋅ 2) 校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表6-2）查得许用应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100-120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度
l =L-b=36mm-10mm=26mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×
8mm=4mm 。

由式3210p T kld
σ⨯=可得
3210II p T kld
σ⨯==2×2.4253
10⨯/4×26×34MPa
=1.372MPa<p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa
可见连接的强度足够，选用键C10×36
3．齿轮3与轴III 的键连接
1) 由轴III 的设计知初步选用键C12x70，T =III T =12.95N m ⋅
2) 校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表6-2）查得许用应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100-120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度
l =L-b=70mm-10mm=60mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×
8mm=4mm 。

由式3
210p T kld
σ⨯=可得
3210II p T kld
σ⨯==2×12.953
10⨯/4×60×40MPa
=2.698MPa<p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa
可见连接的强度足够，选用键12×70
4．齿轮4与轴IV 的键连接
1) 由轴IV 的设计知初步选用键12×63，T =IV T =24.64N m ⋅
2) 校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表6-2）查得许用应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100-120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度
l =L-b=63mm-12mm=51mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×
8mm=4mm 。

由式3210p T kld
σ⨯=可得
3210II p T kld
σ⨯==2×24.643
10⨯/4×51×40MPa
=6.04MPa<p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa
可见连接的强度足够，选用键12X63
5．联轴器与轴IV 的键连接
1) 由轴IV 的设计知初步选用键6×25，T =IV T =24.64N m ⋅
2) 校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P 表6-2）查得许用应力
p σ⎡⎤⎣⎦=100-120MPa ，取p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa 。

键的工作长度
l =L-b=25mm-6mm=19mm ，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×
6mm=3mm 。

由式3210p T kld
σ⨯=可得
3210II p T kld
σ⨯==2×24.643
10⨯/3×25×19MPa
=34.58MPa<p σ⎡⎤⎣⎦=110MPa
可见连接的强度足够，选用键6×25
十、联轴器的选择
1．输出轴（轴IV ）的联轴器的选择
根据轴IV 的设计，选用TL3型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示 型号
T （N m ⋅）
[]
n （r/min ） 2
d （mm ） L （mm ）
转动惯量
（2
kg m ⋅）
LT3
31.5 4700
19
30
0.002
第十一章 减速器附件设计
项目
内容
结果
1．视孔盖 查[1]表11-4选用1140l mm =的视孔盖。

1140l mm =
2．通气器 查[1]表11-5选用通气罩M18×1.5 M18×1.5
3．油面指
示器 查[1]表7-10选用杆式油标M16
M16
4．油塞 查[1]表7-11选用M18×1.5型油塞和垫片
M18×1.5 5．起吊装
置
查[1]3-18箱盖选用A 型吊耳环M20 GB/T 825-1988
M20
6．定位销 查[1]表4-4选用圆柱销GB/T119.1 8 m6×30 M6×30 7．起盖螺
钉
查[1]表3-16选用螺钉M8×18 GB/T68-2000
M8×18 第十二章 润滑方式及密封形式的选择
项目 内容
结果
1．齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm ，取为油深
h=50mm 。

查[1]表7-1，选用全损耗系统用油(GB/T 443-1989)L-AN22。

L-AN22
2．滚动轴承的润滑
由于轴承值5210/min n d mm r <⨯⋅所以采用通用锂基润滑脂(GB 7321-1994)润滑，选用ZL-2润滑脂。

ZL-2润滑脂
3．密封方
法的选取
由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴Ⅰ、轴Ⅱ及轴Ⅲ的轴承两
端均采用凸缘式端盖。

由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封，用毡圈
密封。

毡圈密封
第十三章 箱体设计
根据[1]表11-1得箱体有关参数见表13-1
表13-1箱体有关参数 名称 符号 设计依据
设计结果
箱座壁厚 δ 0.02538a +≥ 9 箱盖壁厚 1δ
0.0238a +≥ 8 箱座凸缘厚度 b
1.5δ
13.5 箱盖凸缘厚度 1b 11.5δ
12 箱座底凸缘厚度 2b
2.5δ
22.5 地脚螺钉直径 f d
0.03612a +
M18 地脚螺钉数目 n 250,4a n ≤=时
4 轴承旁联结螺栓直径 1d 0.75f d 14 盖与座联接螺栓直径 2d (0.50.6)f d ～
10 轴承端盖螺钉直径和数目 3d ,n (0.40.5)f d ～ 8，4 窥视孔盖螺钉直径 4d
(0.30.4)f d ～ 6 定位销直径
d
2(0.70.8)d ～
8 f d 、1d 、2d 至外箱壁距离 1C 表11-2 20 f d 2d 至凸缘边缘距离
2C 表11-2
18 轴承旁凸台半径 2R
2C
18 凸台高度
h
由轴承座外径确定
50 外箱壁至轴承座端面距离 1l
12C C (510)++～
45 大齿轮顶圆距内壁距离 ∆1 1.2δ> 15 齿轮端面与内壁距离 ∆2
δ>
12 箱盖、箱座肋厚
1m 、m 110.85m δ≈ 0.85m δ≈
10。