机械设计课程设计说明书(范文)

目录
设计任务书 ........................................................................................................................... 错误！未定义书签。

一、课程设计题目 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。

二、课程设计任务 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。

三．已给方案 ....................................................................................................................... 错误！未定义书签。

第一部分传动装置总体设计 ..................................................................................................... 错误！未定义书签。

一、传动方案（已给定） ................................................................................................... 错误！未定义书签。

二、该方案的特点分析 ....................................................................................................... 错误！未定义书签。

三、原动机选择 ................................................................................................................... 错误！未定义书签。

............................................................................................................................................... 错误！未定义书签。

四、各级传动比的分配 ....................................................................................................... 错误！未定义书签。

五、计算传动装置的动力和运动参数 ............................................................................... 错误！未定义书签。

第二部分V带传动设计 ........................................................................................................... 错误！未定义书签。

V带传动设计 ....................................................................................................................... 错误！未定义书签。

第三部分齿轮的结构设计 ....................................................................................................... 错误！未定义书签。

一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） ................................................................... 错误！未定义书签。

二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） ................................................................... 错误！未定义书签。

第四部分轴的结构设计 ............................................................................................................. 错误！未定义书签。

一、高速轴的设计 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。

二、中间轴、低速轴的设计 ............................................................................................... 错误！未定义书签。

三、轴的强度校核 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。

第五部分轴承选取及校核 ......................................................................................................... 错误！未定义书签。

一、各轴轴承选择 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。

第六部分键的选取 ..................................................................................................................... 错误！未定义书签。

一.高速轴键的选择与校核 .................................................................................................. 错误！未定义书签。

二.中间轴键的选择 .............................................................................................................. 错误！未定义书签。

三.低速轴键的选择 .............................................................................................................. 错误！未定义书签。

第七部分联轴器的选取 ............................................................................................................. 错误！未定义书签。

第八部分减速器的润滑和密封 ................................................................................................. 错误！未定义书签。

第九部分箱体及其附件主要尺寸 ............................................................................................. 错误！未定义书签。

一、箱体尺寸 ....................................................................................................................... 错误！未定义书签。

二、起吊装置 ....................................................................................................................... 错误！未定义书签。

三、窥视孔、窥视盖 ........................................................................................................... 错误！未定义书签。

四、放油孔和螺塞M20 ....................................................................................................... 错误！未定义书签。

五、通气螺塞M20 ............................................................................................................... 错误！未定义书签。

六、油标尺 ........................................................................................................................... 错误！未定义书签。

第十部分参考文献 ..................................................................................................................... 错误！未定义书签。

第十一部分机械设计课程设计小结 ......................................................................................... 错误！未定义书签。

设计任务书
一、课程设计题目
设计带式运输机传动装置（简图如下）
1.原始数据：
数据编号61
运输机工作轴转矩T（N·m）820
运输机带速v(m/s) 0.85
卷筒直径D（mm）340
2.工作条件：
1）每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；
2）连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差±5％；
3）室内工作，环境中有粉尘；
4）生产厂加工7―8级精度的齿轮；
5)动力源为三相交流电；
6）小批量生产。

二、课程设计任务
1．传动装置设计计算（总体设计及传动件及支承的设计计算）；
2．减速器装配草图设计（1张A1图纸手绘）；
3．减速器装配图设计（1张A1图纸打印）；
4．减速器零件图设计（2张A3图纸打印，包括低速级大齿轮和低速轴）；
5．减速器三维造型（光盘1个）。

三．已给方案
1．外传动机构为V带传动。

2．减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

高速级用斜齿圆柱齿轮，低速级为直齿圆柱齿轮。

两级齿轮的材料均为45号钢( 需要调质和正火 )。

第一部分传动装置总体设计
一、传动方案（已给定）
1．外传动为V带传动。

2．减速器为展开式两级圆柱齿轮减速器。

采用斜齿圆柱齿轮。

方案简图如下：
二、该方案的特点分析
该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点。

并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。

二级闭式齿轮传动，能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。

该种减速器结构简单，但齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。

高速级齿轮布置在远离扭矩输入端的一边，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还具有结构简单、尺寸紧凑、成本低，传动效率高的特点。

计算及说明
结果
三、原动机选择
（Y 系列三相交流异步电动机，电压380V ）
1．选择电机容量
已知运输带工作转矩T=820N ·m ，运输机带速V=0.85m/s 工作电机所需功率为Pw=FV/1000kW =4.1kW 传动装置总效率w ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=43
32
21=0.824
查表可知:
V 带传动效率95.01=η, 闭式齿轮传动效率99.02=η, 滚动轴承传动效率(一对) 99.03=η, 联轴器效率4η=0.99， 传动滚筒w η=0.96，
代入得=η0.824
所需电动机功率为==η
w
d P P 4.974kW 因载荷较为平稳,电动机额定功率略大于4.85kW 即可,查表,选用电动机额定功率为5.5kW 2．选择电动机转速
滚筒转速=⨯=D
v
n w π10006047.75r/min 通常,V 带传动的传动比范围为4~21='
i ;二级圆柱齿轮减速器为
6~32='
i ；
则总传动比范围是144~18='i ,故电动机转速的可选范围为 w d n i n ⋅'='
=859.5~6876r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量,价格和总的传动比,最终选择电动机型号为Y132S-4， 技术数据:满载转速1440 r/min, 额定转矩/最大转矩2.2kN ·m, 重要外形尺寸:中心距地高H=132mm,电机轴直径D=38mm 。

P w=4.1kW
η=0.824
=d P 4.,974 kW
n w =47.75r/min
电动机型号Y132S-4
计算及说明
结果
电动机型号
额定 功率
满载转速
轴直径 D 轴长度 L
中心高 H
Y132S-4
5.5Kw
1440r/min
38mm
475mm 132mm
四、各级传动比的分配
总的传动比为: ==
w
m
n n i 1440/64.598=30.16 查表2-1取V 带传动的传动比为=0i 3,
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为==0
1i 5.1i i 4.478
则低速级的传动比为==
1
02i i i
i 2.589 五、计算传动装置的动力和运动参数
1．各轴转速
==m n n 01440 r/min
min /4803
1440
001r i n n ===
min /107478.4480
112r i n n ===
min /75.475
.1107
223r i n n ===
总传动比
=i 30.16
min /75.471
75
.473434r i n n ===
2．各轴输入功率（kW ）
==d P P 0 4.974kW
W
P P k 725.495.0974.4101=⨯=⋅=η
W
P P k 538.499.097.0725.43212=⨯⨯=⋅⋅=ηη W
P P k 358.499.097.0538.43223=⨯⨯=⋅⋅=ηη
W P P k 271.499.099.0358.44334=⨯⨯=⋅⋅=ηη
3．各轴输入转矩（N ·m ）
m 987.3295500
0⋅=⨯
=N n P T
m n P T ⋅=⨯=⨯
=N 00.89480725.495509550111 m N n P T ⋅=⨯=⨯
=022.405107538.495509550222
m N n P T ⋅=⨯=⨯
=6.87175.47358.495509550333
m N n P T ⋅=⨯=⨯
=2.85475
.47271.495509550444
4．各轴运动和动力参数汇总 编号 功率P/kW 转速n/(r/min)
转矩/(N.m) 传动比 效率 电动机轴 4.974 1440 32.987 2.84
0.95
Ⅰ 4.725 507 89.00 3.99 0.9603 Ⅱ
4.538
127
341.24
2.66 0.9603 Ⅲ 4.358 47.75 871.6 1
0.99
卷筒轴
4.271
42.75
854.2
计算及说明
结果
第二部分 V 带传动设计
V 带传动设计
已知外传动带选为普通V 带传动
1.确定计算功率：ca P
由《机械设计》( P 156)表8-7查得工作情况系数 1.1=A K
kW P K P d A ca 5.5974.41.1=⨯=⋅= 2、选择V 带型号 根据ca P 、1n 查图8-11《机械设计》选A 型V 带。

（1d d =112—140mm ）
3.确定带轮的基准直径（1d d 、2d d ）并验算带速V
1)初选小带轮的基准直径1d d :由表8-6和表8-8(P157),取小带轮的基准直径1d d =125mm,且)132(2
1
mm H d d =<,即电机中心高符合要求 2)验算带速v: 按式s m d n V d /425.91000601251440100060111≈⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ 在(5-30)m/s 范围内,故带速合适. 3)计算大带轮的基准直径2d d .
mm d i d d d 3751253102=⨯=⨯= 根据表8-8,取标准数mm d d 3552=
4.确定中心距a 和带长L d 1)初选中心距
()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+ 初定mm a 5000=
2)求带的计算基准长度
mm a d d d d a L d d d d d 17804)()(220
2
212100
≈-+++=π
由表8-2取带的基准长度Ld=1800mm
3)计算中心距:a
=-+
=200d d L L a a 500+ 2
1780
1800-=510mm
kW P ca 5.5=
选择带型为A 型
mm d d 3552=
L d =1800
=a 510mm
计算及说明
结果
计算及说明
结果
从而确定中心距调整范围
=+=d L a a 03.0max 510+0.03⨯1800=564mm
=-=d L a a 015.0min 510-0.15⨯1800=483mm
5.验算小带轮包角1
α
︒≥︒≈︒⨯--︒≈1201523.57180121a
d d d d α
6.确定V 带根数Z
1)计算单根V 带的额定功率r P
由1d d =125mm,n1=1440r/min ,查表8-4a 得0P =1.910kW
由 n0=1440r/min,传动比为2.84,A 型带,查表8-4b 得△P0=0.17kW 查表8-5得αK =0.928,表8-2得L K =1.01 于是=⋅⋅∆+=L r K K P P P α)(00 1.95kW 2)计算V 带根数Z ==
r
ca
P P Z 2.82 取Z=3根 7．计算单根V 带初拉力最小值
N q VZ v K P F a
ca 174)15.2(5002min
0=+-⨯= 其中q 由表8-3查得
8．计算对轴的压力最小值
=≈2
sin
21
0αZF F p 2⨯3⨯174⨯sin152°／2≈1013N
9．确定带轮的重要结构尺寸
小带轮基准直径d d1=125mm ，采用实心式结构。

大带轮基准直径d d2=355mm ，采用孔板式结构.
由A 型带，根数Z=3，查表8-10，可计算大带轮轴向厚度7842≥+≥e f L 取L=80
︒≈1521α
带数：3根
N F 1740≥
≈p F 1013N
L=80mm
第三部分 齿轮的结构设计
一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为99.31=i 高速轴实际转速m in /5071r n =
1.齿轮的材料，精度和齿数及螺旋角的选择
因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用7级精度。

材料按题目要求，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，硬度200HBS ，小齿轮调质，硬度240HBS ，均为软齿面。

软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。

考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初取1Z =25 则=⨯=112i Z Z 100 初选螺旋角︒=14β 2.按齿面接触强度设计，即
3
2
2
11])([))(1(2H d E H t t u Z Z u T K d σεφα+≥
（1） 确定公式内的各计算数值
1） 试选t K =1.6
2） 由图10-30《机械设计》选取区域系数H Z =2.433
1Z =25
计算及说明
结果
由非对称布置，由表10-7取齿宽系数1=d φ
由图10-26查得1αε=0.78，2αε=0.87，则αε=1αε+2αε=1.65
3） 由表10-6查得材料的弹性影响系数2
18.189MPa Z E = 4） 齿数比41
2
==
Z Z u 5） 由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
=1lim H σ650Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限=2lim H σ320Mpa
6） 计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力
8
11103.783001015076060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 81
1
210830.1⨯==
i N N 由图10-19取接触疲劳寿命系数01.198.021==HN HN K K ， 取失效概率为1%，安全系数S=1，则许用接触应力为 Mpa H H H 4.5102
][][][2
1=+=
σσσ
（2） 计算 将上述有关值代入3
2
2
11])([))(1(2H d E H t t u Z Z u T K d σεφα+≥
得结果mm d t 59.571≥
高速级小齿轮的圆周速度s m d n V t /53.11000
6011≈⨯⋅⋅=π
齿宽b m m 59.5759.5711=⨯=⨯=t d d b φ 模数nt m =⨯=
1
1cos Z d m t nt β
2.33mm
24.533.225.225.2=⨯==nt m h
99.1024.5/59.57/==h b mm
纵向重合度 982.1tan 318.01==βφεβZ d
1][H σ=637MPa
2][H σ=383.8MPa
=][H σ510.4MPa
s m V /53.1=
计算及说明
结果
（3） 修正
由使用系数25.1=A K ，根据v=1.53m/s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数08.1=V K ，由表10-4查得421.1=βH K ， 由图10-13查得35.1=βF K ，由表10-3查得2.1==ααH F K K 所以载荷系数
30.2421.12.108.125.1=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径
mm K K
d d t
t 00.653
11== 则 mm Z d m n 52.2cos 1
1=⨯=
β
3．按齿根弯曲强度设计，即
3
2121]
[cos 2F d Sa
Fa n Z Y Y Y KT m σεφβαβ≥
（1）确定计算参数
1）计算载荷系数
19.235.12.108.125.1=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
2）根据纵向重合度824.1=βε，从图10-28查得螺旋角影响系数
88.0=βY
3）计算当量齿数 37.27cos 311==
βZ Z V 47.109cos 32
2
==β
Z Z V 由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数
57.21=Fa Y 60.11=Sa Y 172.22=Fa Y 798.12=Sa Y 4）确定许用弯曲应力
由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限Mpa FE 4001=σ；大齿轮的
弯曲疲劳极限Mpa FE 2502=σ
计算及说明
结果
6)计算大.小齿轮的]
[F Sa Fa Y
Y σ,并加以比较
经计算
111][F Sa Fa Y Y σ=0.01599<2
22][F Sa Fa Y
Y σ=0.02302,所以应代入较大值参与运
算.
7)转矩T1=89.00N ·m
(2)计算
将上述相关数据代入3
2121][cos 2F d Sa
Fa n Z Y Y Y KT m σεφβα
β≥
结果为mm m n 93.1≥
(3)修正 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,所以可取由弯曲强度算得的模数2并就近圆整为标准值m n =2mm.。

结合按
接触强度算得的小齿轮分度圆直径mm d 00.651=,算出小齿轮的齿数
3254.312
14cos 65cos 11≈=︒
⨯==
n m d Z β 大齿轮齿数=⨯=112i Z Z 3.99⨯32=128
中心距=⨯⨯+=
β
cos 2)(21n
m Z Z a 164.90mm
将中心距圆整为165mm
按圆整后的中心距修正螺旋角"24'8142)(arccos 21︒=+=a
m Z Z n
β
小齿轮分度圆直径==
β
cos 11n
m Z d 66.0mm 大齿轮分度圆直径mm m Z d n
0.264cos 22==
β
计算齿轮宽度=⨯=1d b d φ66.0mm 圆整后取
2B =66mm, mm B 711=
m n = 2mm
321=Z =2Z 128
=a 165mm
"24'814︒=β
mm
d 0.661=mm d 0.2642= mm B 711= mm B 662=
计算及说明
结果
二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）
输入功率P 1=4.47kw ， 低速级齿轮的转动比为66.21
02=⋅=
i i i i a
2轴(中间轴)的实际转速m in /1272r n =
1. 齿轮的材料，精度和齿数选择
因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用8级精度。

材料按题目要求，选择小齿轮材料为45钢（调质和正火），硬度240HBS ，大齿轮45钢（调质和正火），硬度200HBS ，均为软齿面，两者材料硬度差为40HBS 。

软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。

小齿轮齿数初取1Z =25,则6766.225212≈⨯=⨯=i Z Z 2.按齿面接触强度设计,即
3
2
2
11])([))(1(232.2H d E t t u Z u T K d σφ+⨯≥
(1)确定公式内的各计算数值 1)试选t K =1.6
2)因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数1=d φ 3)由表10-6查得材料的弹性影响系数2
18.189MPa Z E = 4)齿数比68.21
2
==
Z Z u 5)由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
=1lim H σ650Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限=2lim H σ315Mpa
6)计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力
==h jL n N 2160810829.1830010112760⨯=⨯⨯⨯⨯⨯
78
2
12
10875.666
.210829.1⨯=⨯==i N N
由图10-19取接触疲劳寿命系数16.111.121==HN HN K K ， 取失效概率为1%，安全系数S=1，则许用接触应力为
==
S
K HN H 1
lim 11][σσ721.5Mpa
1Z =25 2Z =67
计算及说明
结果
Mpa S K HN H 4.3651
315
16.1][2lim 22=⨯==σσ (2) 计算
将上述有关值代入3
2
2
11])([))(1(232.2H d E t t u Z u T K d σφ+⨯≥
得结果mm d t 11.871≥ 低速级小齿轮的圆周速度s m d n V t
/57.01000
6012≈⨯⋅⋅=
π
齿宽b mm d b t d 11.871=⨯=φ
模数t m n 38.321
14cos 11.87βcos 11n =︒
⨯==
Z d m t t mm m m 605.725.2n ==t m h
45.11/=h b
(3)修正
由使用系数25.1=A K ，根据v=0.57m/s ，7级精度，由图10-8查得动载荷系数02.1=V K ，由表10-4查得421.1=βH K ， 由图10-13查得35.1=βF K ，由表10-3查得2.1==ααH F K K 所以载荷系数
17.2421.12.102.125.1=⨯⨯⨯==βαH H V A K K K K K
按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径
mm K K
d d t
t 42.963
11== 则 mm Z d m 74.325
14cos 42.96βcos 11n =︒
⨯==
3．按齿根弯曲强度设计，即 3
2
11n ]
[2F d Sa
Fa Z Y Y KT m σφ≥ V=0.57m/s
计算及说明
结果
（1）确定计算参数 1）计算载荷系数
07.235.12.102.125.1=⨯⨯⨯==βαF F V A K K K K K
2）由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 577.21=Fa Y 604.11=Sa Y
307.22=Fa Y 757.12=Sa Y
3）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限Mpa FE 4001=σ；大齿轮的
弯曲疲劳极限Mpa FE 2502=σ
由图10-28取弯曲疲劳寿命系数9.01=FN K ， K FN2=0.95
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则许用弯曲应力可由下式计算为 Mpa S
K FE FN F 14.257][111==σσ
Mpa S
K FE FN F 64.169][222==σσ
4)计算大.小齿轮的]
[F Sa
Fa Y Y σ,并加以比较 经计算111][F Sa Fa Y Y σ=0.01607<2
2
2][F Sa Fa Y Y σ=0.02389,所以应代入较大值参与 运算。

(2)计算 将上述相关数据代入3211]
[2F d Sa
Fa n Z Y Y KT m σφ≥ 结果为mm m n 06.3≥
(3)修正 对比按两种方法设计的模数,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根
弯曲疲劳强度计算的模数,所以可取由弯曲强度算得的模数3.06并就近圆
整为标准值mm 4=n m 。

mm 4=n m
计算及说明
结果
算出小齿轮的齿数
2439.234
14cos ×42.96cos 11≈=︒
==
n m d Z β 大齿轮齿数63212=⨯=i Z Z
中心距m m 33.1792
)(21=⨯+=
m
Z Z a ，圆整为180mm
小齿轮分度圆直径mm 3.99cos 11==
β
n
m Z d 大齿轮分度圆直径m m 69.260cos 22==
β
n
m Z d 计算齿轮宽度 m m 3.991=⨯=d b d φ圆整后取
2B =100mm, mm B 1051=
241=Z
632=Z
=a 180mm
=1d 99.3mm
mm d 69.2602=
mm B 1051= mm B 1002=
第四部分 轴的结构设计
一、高速轴的设计
1.轴的材料及热处理选择
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。

2.初估轴的最小直径
按扭矩初估轴的直径,查《机械设计》表15-3,得1261030-=A ,取1120=A 则：
31
10min 1n p A d ≥=112×57.23507725
.43
=mm 因为高速轴上安装有大带轮,所以高速轴的直径不能和电机轴的直径相差太多.已知选用的电机型号Y132S-4,其电机轴直径为38mm.所以高速轴,安装大带轮一段的直径初定为32mm. 3.初选轴承 因为高速轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对较高的转速,所以选用角接触球轴承,型号为7207AC 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=32mm 且因为大齿轮的圆周速度超过2m/s,所以选择油润滑,则高速轴每个轴承旁边都要安装挡油环. 4.结构设计（参见结构简图） (1)各轴直径的确定 初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径，1段装大带轮，取为32mm>dmin ，2段前部应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d 1=34mm 的毡圈，故取2段34mm 后部分与轴承配合，该轴轴段3安装轴承7207AC 和挡油环,故该段直径为35mm ，通过公差选取不一样控制。

轴承成对使用，d 5=35mm 。

5段与齿轮配合，考虑到齿轮的轴向定位，取d 3=40mm ，4段为轴肩，取d 4=50mm ，3段不装任何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调,取为34mm 。

（2）各轴段长度的确定 轴段6的长度为轴承7207AC 的宽度和挡油环厚度和箱体内壁到齿轮端面的距离之和，定为32mm,段5的长度根据齿轮宽度可得，定为70mm ，4段为轴肩，取6mm 。

3段的长度考虑与其他轴的关系，取107mm ，轴2考虑轴承7207AC 和挡油环的厚度和端盖，定为70mm 。

1段的长度是在确定大带轮的宽度得到，取50mm 。

二、中间轴、低速轴的设计
1.轴的材料及热处理选择
≥min 1d 30.4
mm
同高速轴, 选择常用材料45钢（低速级用40Cr ）,调质处理。

2.初估轴的最小直径
按扭矩初估轴的直径,查《机械设计》表15-3,得1261030-=A ,取1120=A （低速轴取1000=A ，则： mm 37127
538.411233
220min 2≈⨯=≥n P A d mm 4575
.47358.41103
3
3
3
0min 3≈⨯=≥n P A d
折算出的为轴受扭段的最小直径.
(1)对于中间轴来说, 轴受扭段即为两齿轮中间轴段.但根据两齿轮的大小,并且中间轴尺寸应比高速轴大,所以将中间轴的最小直径定在两端装轴承处.则其受扭段的直径必然超过此估算的最小直径,肯定能满足按扭转剪切计算的强度要求.
(2)对于低速轴来说,轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段,则最小轴段应定为外伸端装联轴器的轴段,根据联轴器的选择,最小直径定为48mm 。

3.初选轴承
(1)因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相对较高的转速,和较高速轴更粗的直径,所以选用角接触球轴承,型号为7208AC
根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=40mm,也即为中间轴的最小直径. (2)因为低速轴上安装直齿圆柱齿轮,所以采用角接触球轴承,型号为7211AC 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为d=55mm.
4.结构设计（参见结构图） (1)中间轴
图一. 中间轴
1)各轴直径的确定
初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段5安装轴承7208AC 和定位套筒,故该段直径为40mm 。

因为中间轴齿轮分度圆较大,不宜与齿轮做成一体,所以将轴4段,轴2段装齿轮,轴4段定为44mm,轴2段定为44mm 。

段3考虑到齿轮的轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径定为50mm ，1段装轴承和挡油环，与5段直径相同，取直径为40mm 。

2)各轴段长度的确定
轴段1，5的长度为轴承7208AC 的宽度和定位套筒厚度，1段定为43.5mm ，5段定为
37.5。

4段考虑用于高速级大齿轮定位，应比该齿轮稍窄,定为64mm 。

2段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮的周向定位,定长度为110mm 。

3段轴环的宽度取6mm 。

3）轴上零件的周向固定
为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，
与高速级大齿轮均采用A型普通平键联接，为键2 ：14×9 GB1096-79,
与低速级小齿轮均采用A型普通平键联接，为键3 ：14×9 GB1096-79。

4)轴上倒角与砂轮越程槽与圆角
根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1×45。

因为轴上装有轴承，所以轴段1，轴段5需要磨削,则应该在轴段1的右侧，轴段5的左侧有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为4×1。

齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角。

根据低速级小齿轮齿顶圆直径为107mm,其圆角半径为3mm，所以轴环3左侧过渡圆角半径定为2mm. 根据高速级大齿轮齿顶圆直径为268mm,其圆角半径为5mm，所以轴环3左侧过渡圆角半径也定为2mm。

(2)低速轴
图二低速轴
1)各轴直径的确定
初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装联轴器,故该段直径为48mm。

轴7段和轴3段安装轴承和定位套筒,所以定为55mm. 轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=52mm的毛毡圈，故取2段52mm.段4定位轴承，直径取为60mm，6段安装低速级大齿轮,定为60mm.5段考虑齿轮的轴向定位,以轴肩的形式设计,定为66mm。

2）各轴段长度的确定
轴段1应该按选用联轴器的尺寸定为70mm,轴段7和轴段3长度为轴承7211AC的宽度与挡油环宽度之和，定为48mm和36mm，轴段2长度为轴承盖厚度与向外部分轴长，为60mm。

5段用于定位齿轮，定为6mm，第6段为96mm，4段的长度是在确定其他段长度后自然形成的，为70mm。

3)轴上零件的周向固定
与低速级大齿轮均采用A型普通平键联接，键 18×11×90 GB1096-79
4)轴上倒角与砂轮越程槽与圆角
根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2×45。

因为轴上装有轴承,所以轴段3,轴段7需要磨削,则应该在轴段3的右侧,轴段7的左侧有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为4×1齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角.根据低速级大齿轮齿顶圆直径为268mm,其圆角半径为3mm,所以轴肩5右侧过渡圆角半径定为2mm.
三、轴的强度校核
因为低速输出轴上扭矩最大，所以以校核低速轴为例。

画轴的受力简图。

（1） 计算相关力。

圆周力Ft =
N d T I 7.4248386820
2210
31=⨯⨯=- 径向力Fr =N F t 4.154620tan 7.4248tan =︒⨯=⨯α 齿轮输入扭矩m N n P T ⋅=⨯=⨯
=6.87175
.47358
.495509550333 垂直面内
2
21)(0L F L L F F F F r ay r ay by ⋅=+=--
可计算出轴承在垂直面内的支撑力
Fay=1019.2N Fby=2565.6N
求得弯矩
M y =-295.575N ·m
水平面内
)(122=+-=+L L F L F F F F bx t t
bx ax
可计算出轴承在水平面内的支撑力
Fax=1448.4N Fbx=2800.3N
求得弯矩
M x =-297.37N ·m
（2）
画弯矩,扭矩图。

Ft=4248.7N
Fr=1546.4N
T =m N ⋅6.871
Fay =1019.2N Fby =2565.6N （m m 751=L
m m 1452=L ）
求得：
M y =-295.575N ·m
Fax =1448.4N Fbx=2800.3N 求得：
M x =-297.37N ·m
（3） 判断危险截面。

如图所示,齿轮啮合初的力会产生垂直面弯矩(My),水平面弯矩(Mx),则该处产生的合弯矩是 m 28.4192
2y x ∙≈+=N M M M
是所有截面中弯矩最大的,所以需要
校核. （4） 按弯扭合成校核。

轴的当量弯矩为2
2)(T M M e ⋅+=α ,其中,因为齿轮啮合扭转切应力应为
非对称循环边应力,所以=α0.6. 由《机械设计》得轴弯扭合成强度条件为 ][1-≤=
σσW
M e
e 其中：
M=419.28N ·m
① 因为轴为实心圆轴，故取3
1.0d W ⋅=
②因为轴的材料为45钢、调质处理查《机械设计》表15-1取轴的许用弯曲应力为：[1-σ]=60Mpa 所以对齿轮轴段,d=96mm, 2
2)(T M M eA ⋅+=α==670.28N.m, 3310961.028.670⎪
⎭
⎫ ⎝⎛-⨯⨯==
W
M eA
eA σ =7.572Mpa<[1-σ],满足强度要求.
（5） 结论： 轴的强度合格
第五部分 轴承选取及校核
一、各轴轴承选择
中间轴因为也装有斜齿轮,需要承受轴向力,所以也需要向心推力轴承,且由于轴的加粗,所以选用7208AC,低速轴因为装有直齿圆柱齿轮,所以可以不用承受齿轮的轴向力,所以不选用推力轴承,所以选用角接触轴承7211AC 。

各轴轴承：
低速轴：7211AC B=21mm ，D=100mm 中间轴：7208AC B=18mm ，D=80mm 高速轴：7207AC B=17mm ，D=72mm
低速轴轴承校核
已知低速轴选用的是7211AC 轴承.现对其进行校核:
a) 径向力的求解
参考第四部分对轴的校核,可以得到如下的已知条件: 轴承在垂直面内的支撑力Fay=1019.2N Fby=2565.6N 轴承在水平面内的支撑力Fax=1448.4N Fbx=2800.3N 所以,两轴承的径向载荷分别为:
N F F F ay ax rA 05.17712
2=+= N F F F by bx rB 89.379722=+=
b) 轴向力的求解，因为F a =0，所以e=0， c) 当量动载荷的求解
经查《机械设计》表13-5可得
m
670.28N ∙=eA
M
7.572Mpa
=eA σ
则eA σ<[1-σ] 轴的强度合格
中间轴选用7208AC
低速轴选用7211AC
Fr A = N 05.1771 Fr B = N 89.3797
由式子 )(a r p r YF XF f P +=,其中 p f 因为受轻微振动,取为1;
所以 N 89.379789.379711=⨯⨯
=）（rB P ,只需对B 轴承进行校核. d) 验算B 轴承寿命 由3
6)(6010P C n L h =
=
h 147204)89
.379731500(6.6460103
6≈⨯⨯>7200h 所以满足使用年限的要求。

第六部分 键的选取
一.高速轴键的选择与校核
键1 10×845 GB1096-79 则强度条件为MPa lk d T p 47.104
453532987
2/2=⨯⨯⨯==
σ 查表许用挤压应力
[]MPa p
110=σ
所以键的强度足够
二.中间轴键的选择
键3 14×9×80 GB1096-79
键4 14×9×50 GB1096-79
三.低速轴键的选择
键4 18×11× 90 GB1096-79 C 型键槽
因为低速轴外伸端要装联轴器,所以根据联轴器的规格选用C 型键 键5 14×9×63 GB1096-79 A 型键槽
第七部分 联轴器的选取
根据题目的要求要选择弹性套注销联轴器，又因为经各轴功率的计算，低速轴的
P rb = N 89.3797
低速轴承寿命为147204h
满足寿命要求
输出转矩为T=820N ·m,所以选用GICL2联轴器
84
45112
481⨯⨯B J ZC ZB J19013-89。

第八部分 减速器的润滑和密封
1.齿轮的润滑
根据《机械设计》P233,对于闭式齿轮传动,当齿轮的圆周速度<12 m/s ，用浸油润滑的润滑方式。

所以根据计算采用油润滑.
高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm ，低速级大齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm ），不超过其1/3齿轮的分度圆。

为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面的磨损,应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm.
2．滚动轴承的润滑
因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V ＞2m/s 所以采用脂油润滑，而高速轴斜齿轮溅油量大，则在高速轴滚动轴承旁边放置挡油环.
计算及说明结果第九部分箱体及其附件主要尺寸
一、箱体尺寸
箱座壁厚δ1=10mm；
箱盖壁厚δ1=8mm；
箱座凸缘厚度b=15mm
箱盖凸缘厚度b1=12mm
箱座底凸缘厚度b2=25mm
地脚螺栓直径df=M20
地脚螺栓数目n=4
轴承旁联接螺栓直径d1=16mm
凸缘联接螺栓d2=10mm
轴承端盖螺钉直径d3=10mm
定位销直径d=8mm
检查孔盖连接螺栓直径d4=8mm
轴承旁凸台半径R＝20mm
凸台高度根据低速轴承座外半径确定
外箱壁至轴承座端面距离L1=52mm
齿轮端面与内箱壁距离15mm
箱盖和箱座上的肋厚6.8、8.5mm
、、至外箱壁的距离分别为26mm、22mm、16mm
、至凸缘边缘的距离分别为24mm、14mm
外箱壁至轴承座端面距离
大齿轮顶圆与内箱壁距离△1=15mm
齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm
凸台高度取 h=52mm
箱盖，箱座肋厚
轴承端盖外径：轴承孔直径
轴承端盖凸缘厚度 t=12mm
二、起吊装置
1、吊钩（起吊整箱）参考[4]P28
B=+16+14=30mm
b=2δ=2×10=20mm
H=0.8B=24 mm
h 0.5H=14mm
r=0.25B=7.5mm
三、窥视孔、窥视盖
参考[3]P80
取A=100mm,
h =5-8mm,取h=6mm
B=，取B=140mm
，取为180mm
四、放油孔和螺塞M20
参考[3]P79表9-16
D0=30mm
e=25.4mm
L=28mm
l=15mm
a=4mm
S=22mm
d1=22mm
H=2mm（封油垫厚）
五、通气螺塞M20
六、油标尺参考[3] P78表9-14
M20(20)
d1=6mm
d2=20mm
d3=8mm
h=24mm
a=15mm
b=10mm
C=6mm
D=32mm
D1=26mm
第十部分参考文献
[1] 濮良贵,纪名刚. 《机械设计》第八版北京:高等教育出版社,2006.
[2] 王大康,卢颂峰. 《机械设计课程设计》北京:北京工业大学出版社,2009
[3] 王昆，何小柏，汪信远. 《机械设计课程设计》高等教育出版社
[4] 朱文坚，黄平. 《机械设计基础课程设计》科学出版社
第十一部分机械设计课程设计小结。