机械设计专业学生毕业设计(减速机设计说明书+图纸PDF格式)

机械设计课程设计报告带式输送机减速装置设计
姓学名:
zcp68941125 号:
指导教师:
日期:2007 年4 月20
目录
课程设计任务书⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯电动机的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯传动装置的运动和动力参数计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯窄V 带传动设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3 4 4 6
减速器高速级齿轮设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7 减速器低速级齿轮设计⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11 轴的设计计算（输入轴）⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14 轴的设计计算（中间轴）⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15 轴的设计计算（输出轴）⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16
滚动轴承的选择及计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯键连接的选择及校核计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19 21
连轴器的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯22 减速器附件的选择⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯22
润滑与密封⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯参考资料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯心得体会⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯22
22
23
《机械设计》课程设计任务书
传动方案的分析与拟定
1．设计题目
设计某车间零件传送设备的传动装置
1）传动布置方案
2）已知条件
⑴输送带主动轴输出转矩T=720Nm
⑵输送带工作速度V=1.00m/s（允许输送带速度误差±5%）
⑶滚筒直径D=350mm
⑷滚筒效率 =0.96（包括滚筒轴承的效率损失）
3）设备工作条件，室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8 年，车间有三相交流电源。

2．课程设计的内容
本次设计的对象为普通减速器，具体内容是：
1）设计方案论述。

2）选择电动机。

3）减速器外部传动零件设计（含连轴器选择）。

4）减速器设计。

设计减速器的传动零件；
对各轴进行结构设计，按弯扭合成强度条件验算个轴的强度；
按疲劳强度条件计算输出轴上轴承的强度；
选择各对轴承，计算输出轴上轴承的寿命；
选择各键，验算输出轴上键连接的强度；
选择各配合尺寸处的公差与配合；
决定润滑方式，选择润滑剂。

5）绘制减速器的装配图和部分零件工作图。

6） 编写设计说明书。

电动机的选择
1． 选择电动机类型
按工作要求：连续单向运转，载荷平稳；选用 Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压 380V 。

2． 选择电动机容量
按式（2-2），电动机工作效率为
P d =
P w
η
按式（2-3），工作机所需工作功率 P w （KW ）为
P w = F v 1000 =
Tn w 9550
（其中，T 为工作机所需转矩， n w 为转速）
传动装置的总效率为
η =ηη η η η 5
按表 2-5 确定各部分效率为：V 带传动效率η 1=0.96，滚动轴承（一对）η 2 =0.99，闭式齿
轮传动η 3 =0.97，联轴器：η 4 =0.99，传动滚筒：η 5 =0.96，代入，得
η = 0.96⋅ 0.99 ⋅ 0.97 ⋅ 0.99⋅ 0.96 = 0.825
由传送带工作速度 v=0.75m/s ，滚筒直径 D=250mm ，确定转速 n w =57.3r/min ；输出转矩
T=680 N ⋅ m ，故所需电动机功率为：
4 2 2
3 1
4 4 2
P d =
Tn w
= 680⋅57.5
= 4.95KW
9550η 9550⋅ 0.825 由 Y 系列电动机技术数据，选取电动机额定功率 P ed 为 5.5KW
3．确定电动机转速
滚筒工作转速 n w =54.6r/min
总传动比范围通常取 i ' = 16 ~ 160 ，电动机转速范围为
n d ' = i 'n w = (16 ~ 160)⋅54.6r / min = 873.6 ~ 8736r / min
4．确定电动机型号
由表 20-1 查出符合设计要求并综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等选定电动 机型号为 Y132S-4。

传动装置的运动和动力参数计算
1．分配传动比
i =
n m n w =
1440 54.60 = 26.37 2．分配传动装置各级传动比
取 V 带传动传动比 1i = 3 ，则减速器传动比 减i
= =
i 1
高 速 级 的 传 动 比 i 2 i 3 = i 减 i 2 =
8.79
3.51 = 2.51。

i 26.37
3
= 8.79 ，取两级圆柱齿轮减速器 = 1.4 减i = 1.4⋅8.79 = 3.51 ， 则 低 速 级 的 传 动 比 为 4．运动和动力参数计算 1 轴（电动机轴）
P 1 n 1
T 1
2 轴（高速轴）
= P d = 4.99KW
= n d = 1440r / min = 9550 P 1 n 1 = 9550⋅ 4.99 1440 = 33.09N _m P 2 = P 1η 1 = 4.99⋅ 0.96 = 4.79KW n 2 =
T 2 n d i 1 =
1440
3 = 480r / min
= 9550 P 2
n 2
= 95.3N ⋅ m
P 2 ' T 1'
3 轴（中间轴）
P 3 = 0.99P 2 = 4.742KW
= 0.99T 2 = 98.3N ⋅ m = P 2 'η 3 = 4.6KW n 3 =
T 3 n 2 i 2 =
480
3.51 = 136.8r / min = 9550 P 3
n 3
= 321.13N ⋅ m
P '3
T 3'
4 轴（低速轴）
P 4 = 0.99P 3 = 4.55KW = 0.99T 3 = 317.92N ⋅ m = P 3'η 3 = 4.42KW
n 4 =
T 4 n 3 i 3 = 136.8 2.51
= 54.5r / min = 9550 P 4
n 4
= 774.5N ⋅ m
P 4 ' T 4 '
5 轴（滚筒轴）
= 0.99P 4 = 4.38KW = 0.99T 4 = 766.8N ⋅ m
P 5 n 5
T 5 = P 4 'η 4 = 4.34KW = n 4 = 54.5r / min
= 9550 P 5
n 5
= 760.5N ⋅ m
P '5
T 5 '
= 0.99P 5 = 4.3KW = 0.99T 5 = 752.9N ⋅ m 运动和动力参数的计算结果汇总列出表格（表 1）
表 1 各轴运动和动力参
数
轴名
电动机轴
2 轴 功率 P/KW
输入 输出 -
4.990
转矩 T/Nm
输入 -
4.79 4.742 9
5.30
输出 33.09
94.35
转速 n/(r/min)
1440
480
传动比 i
3 效率
0．96
3.51
0.96 3
轴 4.6 4.544 321.13 317.92 136.8
2.51
0.96
4 轴
滚筒轴
4.42 4.38
4.34 4.3
774.5
760.5
766.8
752.9
54.5
54.5
1 0.98
传动件设计计算
窄 V 带传动设计
1．确定计算功率 P ca
由表 8-6 查得工作情况系数 K A = 1.1，故
P ca = K A P = 1.1⋅ 4.95 = 5.445KW
2．选取窄 V 带带型
根据 P ca 、年，由图 8-9 确定选用 SPZ 型。

3． 确定带轮基准直径
由 表 8-7 取 主 动 轮 基 准 直 径 d 1d = 80mm 。

根 据 式 （ 8-15 ）， 从 动 轮 基
准 直 径
d 2d = id 1d = 3⋅80mm = 240mm 。

根据表 8-7，取 d d 2 = 250mm 。

按式（8-13）验算带的速度 v = π d n 60⋅1000 d 1 1
= 3.14⋅80⋅1440 60⋅1000
= 6.029m / s < 3.5m / s 所以带的速度合适。

4． 确定窄 V 带的基准长度和传动中心距
根据 0.7(d 1d + d d 2) < a 0 < 2(d d 1 + d d 2) ，初步确定中心距 a 0 =
400mm 。

根据式（8-20）计算带所需的基准长度
L d ' = 2a 0 + (d d 2 + d d 1) +
2
π (d 2d - d 1d )
4a 0 2
π = [2⋅ 400 + ⋅ (250 + 80) + 2
= 1336mm
由表 8-2 选带基准长度 L d = 1250mm 。

按式（8-21）计算实际中心距 a
a = a 0 +
5． 验算主动轴上的包角α 1
由式（8-6）得
α 1 o = 180 - L d - L d ' 2
= (400 + (250 - 80) 4⋅ 400
2
]mm 1250 -1336
2 )mm = 357mm
d 2d - d 1d a
⋅57.5 = 180 - o o 250 - 80 357
⋅ 57.5 = 152.6 > 120 o o
o
所以主动轮上的包角合适。

6． 计算窄 V 带的根数 z
由式（8-22）知 z =
P ca
(P 0 + ∆P 0)K K
α L
由 n 1 = 1440r / min ， d 1d = 80mm ， i = 3，查表 8-5c 和表 8-5d 得
P 0 = 1.6KW ∆P 0 = 0.22KW
查表 8-8，得 K α = 0.92 ，查表 8-2，得 K L = 0.94 ，则
z =
取 z = 4 。

7． 计算预紧力 F 0
由式（8-23）知
F 0 4.95
(1.6 + 0.22)⋅ 0.92⋅ 0.94
= 3.15
= 500 P ca 2.5
( -1) + qv 2
vz K α
查表 8-4，得 q = 0.07kg / m ，故
F 0 = [500⋅
4.95 6.029⋅ 4 ⋅ ( 2.5
0.92
-1) + 0.07⋅ 6.029 2]N = 178.8N
8． 计算作用在轴上的压轴力 F p
由式（8-24），得
F p = 2zF 0sin
9．带轮结构设计 材料选用 HT200，
152.6 2 o
= [2⋅ 4⋅178.8⋅sin
152.6 2
o
]N = 1389.6N 减速器高速级齿轮设计
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）
3）材料选择。

由表 10-1 选小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HB ，大齿轮为 45 钢（调质）， 硬度为 240HB ，二者材料硬度差为 40HB 。

4）选小齿轮齿数 Z 1 = 20 ，大齿轮 Z 2 = 70.2 ，故选 Z 2 = 70 。

5）初选螺旋角 β＝14° 2．按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为：
d ≥ 3
1t 2K t T 1 u +1 Z Z ⋅ ( φ ε d α u H E [σ H ]
) 2
1）确定公式内的各计算数值
⑴ 试选 Kt=1.6。

⑵ 由图<区域系数 Z H >选取区域系数 Z H =2.433。

⑶ 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得
ε 1α =0.75， εα 2 =0.87，则 α = α1 ε ε + ε α 2 =1.62。

⑷ 由表 10-7 选取齿宽系数φ d = 1。

⑸ 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 。

⑹ 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ
σ H lim 2 = 550MPa 。

⑺ 由式 10-13 计算应力循环次数
N 1
N 2 = 60n 1 jL h = 60⋅ 480⋅1⋅ (2⋅8⋅300⋅8) = 1.11⋅10
= N 1 / u = 1.11⋅10 / 3.51 = 3.17⋅10
9 8
= 0.92 ， K 9
H lim 1
= 600MPa ；大齿轮
⑻ 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K ⑼ 计算接触疲劳许用应力
HN 1
HN
2 = 0.9
3 。

取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式（10-12）得
[σ H 1] = 0.92⋅ 600 = 552MPa [σ H 2] = 0.93⋅550 = 511.5MPa
[σ H ] = ([σ H 1] +[σ H ] 2) / 2 = 531.8MPa
2）计算
⑴ 试算小齿轮分度圆直径 d 1t 由计算公式得
3
1⋅1.62⋅3.51 d ≥
1t 3
2⋅1.6⋅95.3⋅10 ⋅ 4.51 2.433⋅189.8 2
( )
531.8
= 56.71mm
⑵ 计算圆周速度
v =
⑶ 计算齿宽 b 及模数 m nt 1t 1
π d n
60⋅1000
=
π ⋅56.71⋅ 480
60⋅1000
= 1.425m / s
b = φ d d = 1⋅56.71 = 56.71mm
o m nt = d cos β 56.71⋅ cos14 = z 1 20
1t
1t = 2.75mm
h = 2.25m nt = 2.25⋅ 2.75 = 6.19mm b / h = 56.71/ 6.19 = 9.16
⑷ 计算纵向重合度 εβ
o
ε β = 0.318φ d Z 1tan β = 0.318⋅1⋅ 20⋅ tan14 = 1.584
⑸ 计算载荷系数 K
取 K A = 1，根据 v = 1.425m / s ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 K V = 1.065 ；由表 10-4
查 得 K
K F β H β
= 1.12 + 0.18(1+ 0.6⋅1 )⋅1 + 0.23⋅10 ⋅56.71 = 1.42 ； 由 表 10-13 查 得
2
2 -
3 = 1.3
4 ；由表 10-3 查得 K = K =
1.4 。

故载荷系数 H α K = K A K V K K H α H β
F α = 1⋅1.065⋅1.4⋅1.42 = 2.12
⑹ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得
d 1 ⑺ 计算模数 m n
= d 1t 3 K / K t = 56.71⋅ 3
2.12 /1.6 = 6
3.14mm
m n =
3．按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
d cos β 63.14⋅ cos14 1 =
Z 1 20
o
= 3.06mm
2KT Y cos β Y Y 2 1 β φ d Z 1 εα 2
⋅ F α
Sa
[σ F ]
m n ≥ 3 1）确定计算参数 ⑴ 计算载荷系数
K = K A K V K K
F α F β
= 1⋅1.065⋅1.4⋅1.34 = 1.99 ⑵ 根据纵向重合度ε β =1.584 ，从图<螺旋角影响系数>查得螺旋角影响系数Y β = 0.88 。

⑶ 计算当量齿数
Z V 1 =
Z V 2 = cos β cos
14
Z 1 3 = 20
3 o = 21.91
cos β cos
14 Z 2 3 = 70
3 o = 76.7 ⑷ 查取齿形系数
由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y F α1
= 2.724 ；Y F a 2 = 2.227
⑸ 查取应力校正系数
由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y = 1.569
；Y Sa 1 Sa 2
= 1.763
⑹ 查取弯曲疲劳强度极限
由图 10-20c 查得小齿轮 σ = 500MPa ，大齿轮 σ = 380
MPa ⑺ 查取弯曲疲劳寿命系数
FE 1 FE 2
由图 10-18 查得 K FN 1 = 0.92 ， K FN
2 = 0.9
3 ⑻ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s = 1.
4 ，由式（10-12），得
[σ F 1] = [σ F 2]
=
FN 1 K σ s FE 1
= 0.92⋅500 1.4 K FN σ2 s
Y Y
Fa Sa [σ F ]
FE 2 =
0.93⋅380
1.4 = 328.57MPa
= 252.4MPa ⑼ 计算大、小齿轮的 并加以比较 Y Y Fa 1 Sa 1 [σ F 1] Y Y
Fa 2 Sa
2
[σ F
2]
大齿轮的数值大。

2）设计计算
m n ≥
3
=
= 2.724⋅1.569
328.57
2.227⋅1.763 252.4 = 0.013
= 0.016 2⋅1.99⋅95.3⋅10 ⋅ 0.88⋅ cos 14
1⋅ 400⋅1.62
3
2
o
⋅ 0.016
= 1.98mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数
m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法
向模数，取
m n =2.0mm ，可满足弯曲强度。

为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径
d 1 = 63.14mm ，由
Z 1 = d 1cos β 63.14⋅ 0.97 =
= 30.63 ，
m n 取 Z 1 = 31，则 Z 2 = 108.8,取 Z 2 = 109 。

4.几何尺寸计算
1）计算中心距
a =
(Z 1 + Z 2)mn 2cos β
=
2
(31+109)⋅ 2 2⋅ cos14
o
mm = 144.33mm
将中心距圆整为 144 mm 。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β = arccos (Z 1
+ Z 2)mn 2a
o
= 13 32'24''
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
d 1 =
d 2 =
4）计算齿轮宽度
Z 1mn
cos β Z 2mn cos β
= 63.77mm = 224.23mm b = φ d 1 = 1⋅ 63.77 = 63.77mm
圆整后取 B 2 = 64mm ； B 1 = 69mm 。

5.结构设计
以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径>16Omm ，而又小于 5OOmm ，故以选用腹板式结构为宜。

其 它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)，并绘制大齿轮零件图 (从略)。

减速器低速级齿轮设计
1．选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1）选用斜齿圆柱齿轮传动
2）设备为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB10095-88）
3）材料选择。

由表 10-1 选小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为 280HB ，大齿轮为 45 钢（调质）， 硬度为 240HB ，二者材料硬度差为 40HB 。

4）选小齿轮齿数 Z 1 = 25，大齿轮 Z 2 = 2.51⋅ 25 = 62.75 ，故选 Z 2 = 63。

5）初选螺旋角 β＝14° 2．按齿面接触强度设计 齿面接触强度计算公式为：
d ≥ 3 1t 2K t T 1 u +1 Z Z ⋅ ( φ ε d α u H E [σ H ]
) 2
1）确定公式内的各计算数值
⑴ 试选 Kt=1.6。

⑵ 由图<区域系数 Z H >选取区域系数 Z H =2.433。

⑶ 由图标准圆柱齿轮传动的端面重合度查得
ε 1α =0.77， εα 2 =0.84，则 α = α1 ε ε + ε α 2 =1.61
⑷ 由表 10-7 选取齿宽系数φ d = 1。

⑸ 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E = 189.8MPa 。

⑹ 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σ
σ H lim 2 = 550MPa 。

⑺ 由式 10-13 计算应力循环次数
N 1
N 2 = 60n 1 jL h = 60⋅136.8⋅1⋅ (2⋅8⋅300⋅8) = 3.15⋅10
= N 1 / u = 3.15⋅10 / 2.51 = 1.25⋅10
8
8 8
= 0.95 ， K H lim 1
= 600MPa ；大齿轮
⑻ 由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 K ⑼ 计算接触疲劳许用应力
HN 1
HN
2 = 0.96 。

取失效概率为 1%，安全系数 s=1，由式（10-12）得
[σ H 1] = 0.95⋅ 600 = 570MPa [σ H 2] = 0.96⋅550 = 528MPa
[σ H ] = ([σ H 1] +[σ H ] 2) / 2 = 549MPa
2）计算
⑴ 试算小齿轮分度圆直径 d 1t 由计算公式得
d ≥
1t 3
2⋅1.6⋅321.13⋅10 ⋅3.51 2.433⋅189.8 2
3
1⋅1.64⋅ 2.51 ( )
549
= 85.91mm
⑵ 计算圆周速度
v = 1t 1
60⋅1000 π d n =
π ⋅85.91⋅136.8 60⋅1000
= 0.615m / s
⑶ 计算齿宽 b 及模数
m nt
b = φ d d =
1⋅85.91 = 85.91mm o
m nt = d cos β 85.91⋅ cos14 = z 1 25
1t
1t = 3.33mm
h = 2.25m nt = 2.25⋅3.33 = 7.49mm b / h = 85.91/ 7.49 = 11.47
⑷ 计算纵向重合度 εβ
o
ε β = 0.318φ d Z 1 tan β = 0.318⋅1⋅ 25⋅ tan14 = 1.584
⑸ 计算载荷系数 K
取 K A = 1，根据 v = 0.615m / s ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 K V = 1.05 ；由表 10-4
查 得 K
K F β H β
= 1.12 + 0.18(1+ 0.6⋅1 )⋅1 + 0.23⋅10 ⋅85.91 = 1.43 ； 由 表 10-13 查 得
2
2 -
3 = 1.39 ；由表 10-3 查得 K = K =
1.4 。

故载荷系数 H α K = K A K V K K H α H β
F α = 1⋅1.05⋅1.4⋅1.43 = 2.1
⑹ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得
d 1 ⑺ 计算模数 m n
= d 1t 3 K / K t = 85.91⋅ 3
2.1/1.6 = 9
3.36mm
m n =
3．按齿根弯曲强度设计
由式（10-17）
m n ≥ 3 d cos β 93.36⋅ cos14 1 =
Z 1 25
o
= 3.62mm
2KT Y cos β Y Y 2
1 β φ d Z 1 εα 2
⋅ F α
Sa
[σ F ]
1）确定计算参数 ⑴ 计算载荷系数
K = K A K V K K
F α F β
= 1⋅1.05⋅1.4⋅1.39 = 2.04 ⑵ 根据纵向重合度ε β =1.584 ，从图<螺旋角影响系数>查得螺旋角影响系数Y β = 0.88 。

⑶ 计算当量齿数
Z V 1 =
Z V 2 = cos β cos
14
Z 1 3 = 25
3 o = 27.39
cos β cos
14 Z 2 3 = 63
3 o = 69.03
⑷ 查取齿形系数
由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y F α1
= 2.62 ；Y Fa 2 = 2.268
⑸ 查取应力校正系数
由表<齿形系数及应力校正系数>查得Y = 1.59
；Y Sa 1 Sa 2
= 1.736
⑹ 查取弯曲疲劳强度极限
由图 10-20c 查得小齿轮 σ = 500MPa ，大齿轮 σ = 380
MPa ⑺ 查取弯曲疲劳寿命系数
由图 10-18 查得 K FN 1 = 0.93 ， K FN 2 = 0.94 ⑻ 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数 s = 1.4 ，由式（10-12），得
FE 1 FE 2 [σ F 1] = [σ F 2] =
FN 1 K σ s
FE 1
= 0.93⋅500 1.4 = 332.14MPa
K FN σ2 s
Y Y
Fa Sa
[σ F ]
FE 2 = 0.94⋅380
1.4 = 255.14MPa
⑼ 计算大、小齿轮的
并加以比较 Y Y Fa 1 Sa 1 [σ F 1] Y Y
Fa 2 Sa
2
[σ F
2]
大齿轮的数值大。

2）设计计算
m n ≥
3
=
= 2.62⋅1.59
332.14
= 0.0125 2.268⋅1.736 255.14 = 0.0154 3
2⋅ 2.1⋅321.13⋅10 ⋅ 0.88⋅ 0.97
2
1⋅ 25 ⋅1.61
2
⋅ 0.0154
= 2.58mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法向模数
m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法
向模数，取
m n =3mm ，可满足弯曲强度。

为满足接触疲劳强度，按接触强度算得的分度圆直径
d 1 = 93.00mm ，由
Z 1 = d 1cos β 93.36⋅
0.97
=
m n
3
= 30.2 ，
取 Z 1 = 30 ，则 Z 2 = uZ 1 = 75.3 ,取 Z 2 = 75 。

4.几何尺寸计算
1）计算中心距
a =
(Z 1 + Z 2)mn 2cos β
= (30 + 75)⋅3 2⋅ cos14
o
mm = 162.37mm
将中心距圆整为 162 mm 。

2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β = arccos
3）计算大、小齿轮的分度圆直径
(Z 1 + Z 2)mn
2a
o
= 13 32'24''
d 1 = d 2 = Z
1
mn
=
30⋅3
cos β
0.9722
Z
2
mn75⋅3
=
cos β
0.9722
= 92.57mm
= 231.4mm
4）计算齿轮宽度
b = φ
d1
= 1⋅92.57 = 92.57mm
圆整后取B
2 = 93mm；B
1
= 98mm。

5.结构设计
以大齿轮为例。

因齿轮齿顶圆直径>16Omm，而又小于5OOmm，故以选用腹板式结构为宜。

其它有关尺寸按图<腹板式结构的齿轮>荐用的结构尺寸设计(尺寸计算从略)，并绘制大齿轮零件图(从略)。

轴的设计计算
2轴(输入轴)：
1．作用在齿轮上的力
F =τ F
r
F
a 2T
1
d
1
=
2⋅95.3
63.77
= 2989N
= F
t
tanα n
= 2989⋅
cos β cos13 32'24''
tan 20
o
o
= 1121.5N
= F
t
tan β = 760.75N 2．初步确定轴的最小直径
d min = A
03
P
1
n
1
= 112⋅ 3
4.791
480 = 24.11mm
3．轴的结构设计
1）确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
①由于Ⅰ—Ⅱ安装带轮，所以该段直径尺寸选为25mm。

②考虑到轴向定位可靠，所以Ⅱ—Ⅲ段直径选为30
③Ⅲ—Ⅳ段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30307型，即该段直
径定为35mm。

④Ⅴ—Ⅵ段轴为小齿轮，齿顶圆直径为67.77mm。

⑤Ⅳ—Ⅴ、Ⅵ—Ⅶ轴肩固定轴承，直径为45mm。

⑥ Ⅶ—Ⅷ 段轴要安装轴承，直径定为 35mm 。

3）各段长度的确定
① Ⅰ—Ⅱ、Ⅱ—Ⅲ 长度定为 50mm 。

② Ⅲ—Ⅳ，Ⅶ—Ⅷ 安装轴承长度定为 22.75mm,取整数为 23mm 。

③ Ⅴ—Ⅵ 段为齿轮，定为 69mm 。

④ Ⅳ—Ⅴ 段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取 156mm 。

⑤ Ⅵ—Ⅶ 定为 24mm 。

4．按弯扭合成应力校核轴的强度
求 得 支 反 力 F
M V 1 NH 1 = 1639.3N ， F NH 2 = 2893.7N ； 弯 矩 M H = 123439.3N ⋅ mm ， = 53790.56N ⋅ mm ；最大总弯矩 M 1 = 134650.23N ⋅ mm
根据选定材料 45 钢，调质处理，查表得 σ - = 60MPa ，取α = 0.6 ，轴的计算应力为 1
2 2
2
σ c a =
M 1 + (αT
3)
W
=
2
134650.23 + (0.6⋅95300)
0.1⋅ 68.773
= 0.749MPa < [σ -1]
[ ]
所以安全。

3 轴（中间轴）：
1． 初步确定轴的最小直径 3
3 d ≥ A 0
P
N ＝112 4.6 136.8
=36.15mm 2． 求作用在齿轮上的受力 Ft1=
2T
d
=6938.1N Fr1=Ft
tan α n
cos β =2597.47N
Fa1=Fttan β=1670.8N Ft2=2864.3N Fr2=1072.3N Fa2=689.57N 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
① Ⅰ-Ⅱ段轴用于安装轴承 30308，故取直径为 40mm 。

② Ⅱ-Ⅲ段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为 50mm 。

③ Ⅲ-Ⅳ段为小齿轮，齿顶圆直径为 98.57mm 。

④ Ⅳ-Ⅴ段分隔两齿轮，直径为 55mm 。

⑤ Ⅴ-Ⅵ段安装大齿轮，直径为 45mm 。

⑥ Ⅵ-Ⅷ段安装套筒和轴承，直径为 40mm 。

3）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
① Ⅰ-Ⅱ段轴承宽度为 25.25mm ，所以长度取 26mm 。

② Ⅱ-Ⅲ段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙 16mm ，轴承和箱体的间隙 8mm ，所以为 24mm 。

③ Ⅲ-Ⅳ段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度 98mm 。

④ Ⅳ-Ⅴ段用于隔开两个齿轮，长度为 40mm 。

⑤ Ⅴ-Ⅵ段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为 60mm 。

⑥ Ⅵ-Ⅷ长度为 53mm 。

4．按弯扭合成应力校核轴的强度
求 得 支 反 力 F
M H 2 NH 1 = -76.63N ， F NH 2 = 4150.43N ； 弯 矩 M H 1 = 6034.6N ⋅ mm ， = 264589.9N ⋅ mm ， M V 2 = 117067N ⋅ mm ；最大总弯矩 M 2 = 289331N ⋅ mm 根据选定材料 45 钢，调质处理，查表得 σ - = 60MPa ，取α = 0.6 ，轴的计算应力为 1
2
2
2
σ ca =
所以安全。

4 轴（输出轴）：
1． 作用在齿轮上的力
F =τ
F r
F a 2T 1 d 1 = 2⋅ 774500 224.23 M 2 + (αT ) W
=
2
289331 + (0.6⋅321130)
0.1⋅ 453
= 38.15MPa < [σ -1]
[ ]
= 6908.1N
= F t
tan α n
= 2592.1N cos β
= F t tan β = 1758.28N
2． 初步确定轴的最小直径
d 1a = A 0 3
P 1
n 1
= 48.48mm
3． 轴的结构设计
1） 轴上零件的装配方案
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
直径 长度 I-III
60 64
III- IV 65 90
IV-V 70 12
V-VI 65 118
VI-VII 60 33
VII-VIII
55 50
VIII-VX 50 82
4.求轴上的载荷
求 得 支 反 力 F M V 2 NH 1 = 4770.63N ， F NH 2 = 2137.48N ； 弯 矩 M H = 362090.82N ⋅ mm ， = 276352.384N ⋅ mm ；最大总弯矩 M 2 = 455500.17N ⋅ mm
根据选定材料 45 钢，调质处理，查表得 σ - = 60MPa ，取α = 0.6 ，轴的计算应力为 1
2
2
2
σ ca =
M 2 + (αT ) W
=
2
455500.17 + (0.6⋅ 774500)
0.1⋅ 653
= 23.23MPa < [σ -1]
[ ]
所以安全。

5．精确校核轴的疲劳强度
1）判断危险截面
由于截面 IV 处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面。

2）截面 IV 左侧
抗弯截面系数 W = 0.1d = 0.1⋅ 65 mm = 27462.5mm
抗扭截面系数 W τ = 0.2d = 0.2⋅ 65 mm = 54925mm 3 3
3
3
截面 IV 左侧的弯矩 M 为 M = 455500.17⋅
扭矩为 T 4 = 774500N ⋅ mm 截面上的弯曲应力 σ
b
=
75.9 - 45
75.9
= 185440.78N ⋅ m
截面上的转切应力为 τ T =
M W
T 4 W T
=
= 185440.78 27462.5
774500 MPa = 6.75MPa MPa = 14.1MPa 54925 由 于 轴 选 用 45 钢 ， 调 质 处 理 ， 由 表 15-1 查 得 σ B = 640MPa ， σ -1 = 275MPa ，
τ 1-
= 155MPa 。

r
截面上由于轴间而形成的理论应力集中系数由附表 3-2 查取。

因 =
d
D d = 70
65
= 1.08 经直线插入，α = 2.0 ，α = 1.31， σ
τ 2
65
= 0.031 ， 由附图 3-1 轴的材料敏感系数为 q σ = 0.82 ， q τ = 0.85 ，
故有效应力集中系数（附 3-4）为
k σ k τ = 1+ q σ (α σ -1) = 1+ 0.82⋅ (2.0 -1) = 1.82
= 1+ q τ (α τ -1) = 1+ 0.85⋅ (1.31-1) = 1.26
由附图 3-2 查得尺寸系数为ε σ = 0.67 ，扭转尺寸系数为ε τ = 0.82 ，
轴采用磨削加工，（附图 3-4）表面质量系数为 β σ = β τ = 0.92 ，
轴表面未经强化处理，即 β q = 1，则综合系数值为
K σ = K τ = k σ εσ k τ 1 βσ 1
-1 = -1 = 1.82 0.67 1.26 0.82 +
+ 1 0.92 1 0.92 - 1 = 2.80
-1 = 1.62 ε τ βτ + + 又由§3-1 及§3-2 得碳钢的特性系数 ψ σ = 0.1，ψ τ = 0.05 ，于是轴的疲劳安全系数为
S σ =
S τ =
S ca =
σ -1
K σ +ψ σ
τ -1 K τ +ψ τ σ a
σ m
τ a S S
σ τ S σ 2
τ
m
= 9.76 > S = 1.5
+ S τ
2
= 14.55
= 13.16 故安全。

2）截面 IV 右侧
抗弯截面系数 W = 0.1d = 0.1⋅ 70 mm = 34300mm 抗扭截面系数 W τ = 0.2d = 0.2⋅ 70 mm = 68600mm
截面 IV 左侧的弯矩 M 为 M = 185440.78N ⋅ m 扭矩为 T 4 = 774500N ⋅ mm 3 3
3
3
截面上的转切应力为 τ =
T
T 4
W T =
774500 68600 MPa = 11.29MPa 过盈配合处的 k σ
εσ 值，由附表 3-8 用插入法求出，并取 k τ
ετ =0.8
k σ εσ ，于是得 k σ εσ k τ
=0.36， =2.53 ετ
轴采用磨削加工，（附图 3-4）表面质量系数为 β σ = β τ = 0.92 ，
轴表面未经强化处理，即 β q = 1，则综合系数值为
K σ = K τ = k σ εσ k τ 1 βσ 1
1
0.92 1 0.92 - 1 = 3.25
- 1 = 2.62
- 1 = 3.16 + - 1 = 2.53 + ε τ βτ
+ + 又由§3-1 及§3-2 得碳钢的特性系数 ψ σ = 0.1，ψ τ = 0.05 ，于是轴的疲劳安全系数为
S σ =
S τ =
S ca =
σ -1
K σ +ψ σ
τ -1 K τ +ψ τ σ a
σ
m
τ a S S
σ τ S σ 2
τ
m
= 8.27 > S = 1.5
+ S τ
2
= 15.64
= 9.74 故安全。

滚动轴承的选择及计算
2 轴：轴承 30307 的校核 1）径向力
F rA
F rB = F = F NH 2 2 NH 1
2
+ F + F NV 2
2 NV 1 2
= 1639.3 + 714.35 = 1788.2N
= 2893.7 + 407.15 = 2922.2N
2 2 2
2
= 1788.2 2⋅1.9 = 470.6N ， F dB =
F rB 2Y = 2) 派生力 F = dA
3) 轴向力
F rA 2Y 2922.2
2⋅1.9 = 769N
由于 F 1a + F dB = 760.75 + 769 = 1529.75N > F dA ，所以轴向力为 F aA = 760.75 ， F aB = 769
4) 当量载荷
由 于 e=0.31,
F aA F rA
= 760.75 1788.2
= 0.43 > e ， F aB = F rB 769
2922.2 = 0.26 < e ， 所 以 X A = 0.4 ，
Y A = 1.9 ， X B = 1，Y B = 0 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 f p = 1.2 ，故当量载荷为
P A P B = f p (X F + Y F ) = 1.2⋅ (0.4⋅1788.2 +1.9⋅ 760.75) = 2593N
= f p (X B F rB + Y B F aB ) = 1.2⋅ (1⋅ 2922.2) = 3506.6
A rA A
aA
6 6 5) 轴承寿命的校核 L =
h
所以符合要求。

3 轴：轴承 30308 的校核
1) 径向力
10 Cr = 10 ( 60 1n P B
) ε 75200 ( 60⋅ 480 3506.6 10/3 ) 5
= 9.5⋅10 h > 24000h
F rA
F rB = F = F NH 2 2 NH 1
2 + F + F NV 2
2 NV 1 2 = 76.6
3 +1833.38 = 1834.5N
= 1836.39 + 4150.43 = 4538.5N
2 2 2 2
1834.5
2⋅1.7 = 539.56N F
dB
= , F rB 2Y =
4538.5
2⋅1.7
,
2) 派生力
F =
dA
F rA 2Y = = 1334.85N 3) 轴向力
由 于 F 1a + F dB = 1670.8 +1334.85 = 3005.65N > F dA ， 所 以 轴 向 力 为 F aA = 2466.1N ，
F aB = 1334.8N
4) 当量动载荷
由于 F aA
F rA = 1.34 > e ，
F aB
F rB
= 0.29 < e ，所以 X A = 0.4 ，Y A = 0 ， X B = 1，Y B = 0 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 f p = 1.2 ，故当量载荷为
P A = f p (X F + Y F ) = 880.56N , P = f (X F + Y F ) = 2178.5N
A rA A aA
B p B rB
B aB 6 6 5) 轴承寿命的校核 L =
h 10 Cr = 10 ( 60 1n P A ) ε 90800 ( 60⋅136.8 880.56 10/3 ) 8 = 6.26⋅10 h > 24000h 所以符合要求。

4 轴：轴承 30312 的校核
2 2 2
2 1) 径向力 F rA = F H 1 + F 1V = 4770.6
3 + 960.7
4 = 4866.4N
2 2
F rb = F H 2 + F V 2 = 2688.9N 2) 派生力 F = dA 3) 轴向力 F rA 2Y = 4866.4 2⋅1.7 = 1431.3N ， F dB = F rB 2Y =
2688.9 2⋅1.7 = 790.85N F aB 由 于 F 1a + F dB = 1758.28 + 790.85 = 2549.13N > F dA ， 所 以 轴 向 力 为 F aA = 1117.8N ，
= 790.85N
4）当量动载荷
由于 F aA F rA
= 1117.8 4866.4 = 0.23 < e ， F aB = F rB 790.85 2688.9 = 0.29 < e ，所以 X A = 1，Y A = 0 ，X B = 1， Y B = 0 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 f p = 1.2 ，故当量载荷为
P A = f p (X F + Y F ) = 5839.7N , P = f (X F + Y F ) = 3226.7N
A rA A aA
B p B rB
B aB 6 6 5) 轴承寿命的校核 L =
h
所以符合要求。

10 Cr = 10 ( 60 1n P A ) ε ( 60⋅54.5 5839.7 170000 10/3 ) 7 = 2.32⋅10 h > 24000h 键连接的选择及校核计算
根据轴长及工作需要选择圆头平键（4 个），具体数据列表如下：
直径 工作长度 工作高度 转矩 （ mm ） （ mm ） （ mm ） （ N ⋅ m ） （ MPa ） 25 45 50 65 32 36 66 62 3.5 4.5 4.5 5.5 95.3 321.13 774.5 774.5 68.07 99.1 104.3 69.88 极限应力 高速轴 键
8×7×40
中间轴 14×9×50 低速轴
14×9×80
18×11×80 强度校核：
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为[σp ] = 110MPa，由上表可知，各键的极限应力σp < [σp ]，所以上述各键都符合要求。

连轴器的选择
低速轴用联轴器的设计计算
由于弹性联轴器具有诸多优点，所以优先选用。

取工作情况系数为K
A
= 1.3，计算转矩为
T ca = K
A
T
1
= 1.3⋅ 774500 = 1006850N ⋅ mm
选用弹性柱销联轴器HL4（GB4323-84），其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩T
n
= 1250000N ⋅ mm
轴孔直径d
1
= 50mm
联轴器L = 112mm，L
1
= 84mm
减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M22×1.5
油面指示器
选用游标尺M16×1
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
润滑与密封
1．齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于中间轴大齿轮周向速度为1.6m/s，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

2．滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度≥1m/s，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3．润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15 润滑油。

4．密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装HG4-338-66J型无骨架橡胶油封实现密封。

油封型号按所装配轴的直径确定为30X55X12，55X80X12。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

参考资料
《机械设计》第七版《机械设计综合课程设计》《机械设计手册》单行本濮良贵主编高等教育出版社
王之栋主编机械工业出版社
成大先主编化学工业出版社
心得体会
课程设计是机械设计课程中一个相当重要的环节。

通过了3 周的课程设计使我对齿轮传动设计有了更深一步的认识和提高，对整体设计过程及制图制作过程中的各环节的熟练程度有很大的提高。