课程名称：学 院：姓 名：年 级：
2014
课程设计
带式运输机传动装置设计 机械工程学院 专 业： 号：
年 6月27日
目录
第一章 总论........................................................ 1
1.1设计一个带式输送机的减速器................................... 1 1.2带式运输机减速器特点及作用................................... 1 第二章 机械传动装置总体设计........................................ 1
2.1 分析、拟定传动方案 .......................................... 1 2.2电动机的选择................................................. 2 2.3传动装置的总传动比和传动比的分配............................. 4 2.4传动装置运动、动力参数的计算................................. 5 第三章 传动零件的设计（齿轮传动设计）.............................. 6
3.1 高速级齿轮的设计 ............................................ 6 3.2 低速级齿轮的设计 ........................................... 13 第四章 轴的设计各轴轴径计算....................................... 20
4.1中间轴的设计................................................ 21 4.2高速轴的设计................................................ 25 4.3低速轴的设计................................................ 30 第五章 滚动轴承的组合设计......................................... 33
5.1低速轴上的轴承计算.......................................... 34 5.2中间轴深沟球轴承校核计算.................................... 34 第六章 键连接的选择和计算......................................... 35
6.1低速轴上键和联轴器的设计计算................................ 35 6.2中间轴上键的设计计算........................................ 36 6.3高速轴上键和联轴器的设计计算................................ 36 第七章 减速器的箱体、润滑剂及附件................................ 37
7.1箱体设计：.................................................. 37 7.2润滑方式及润滑剂的选择...................................... 37 7.3密封方式的选择.............................................. 39 7.4减速器附件设计：............................................ 39 总结............................................................... 42 参考文献........................................................... 43
第一章、总论
设计一个带式运输机的传动装置，带式运输机是通过皮带传递力矩给卷筒，达到运输的目的。传动装置是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。常用减速器 ：齿轮减速器，蜗轮蜗杆减速器等。绝大多数的变速器（或称变速箱）主要起降低原动机的转速的作用。
1.1设计一个带式输送机的减速器
给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F=3000N，运输带速度v=0.95m/s，运输机滚筒直径为D=400mm。运输机使用期5年、两班制工作、单向运转、工作平稳、运输带速度允许误差±5%、要求传动效率大于0.9、减速器由一般规模厂中小批量生产。
1.2带式运输机减速器特点及作用
该减速器结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩的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匀的现象。齿轮减速器介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并降低转速和相应的增大转矩。
第二章 机械传动装置总体设计
2.1 分析、拟定传动方案
设计方案：方案一（皮带一级单级直齿圆柱齿轮传动） 方案二（皮带一级单级斜齿圆柱齿轮传动） 方案三（两级展开式直齿圆柱齿轮传动） 方案四（两级展开式斜齿圆柱齿轮传动）
方案五（蜗轮蜗杆传动）
比较各个方案，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式来说较大；蜗轮蜗杆传动的传动比大，结构紧凑，但效率与其他方案相比较低，齿轮传动较其他形式来说装配较复杂，但传递效率高。两级展开式直齿圆柱齿轮传动较其他齿轮传动方案，采用两级传动，具有体积小，传动扭矩大，使用寿命长，工作平稳等特点；具有准确的传动比，能满足不同的工况，实现机电一体化，传动效率高，耗能低，性能优越等特点。
故在课程设计方案的选取中，选取方案三（两级展开式直齿圆柱齿轮传动）作为本次课程设计的设计方案。
该方案是链接电动机和皮带运输机的减速装置。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。 本方案，其传动装置简图如下：
皮带轮
4联轴器
1
2
3
0电动机
传动装置布置图
2.2电动机的选择
（1）选择电动机类型
根据工作机的负荷、特性和工作环境，选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机功率，最后确定其型号。
电动机是系列化的标准产品，其中以三相异步电机应用为最广。Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐
蚀和特殊要求的机械设备上。根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式三相异步电动机。 （2）确定电动机功率
工作装置所需功率P按下式计算 Pw=
Fw⋅vw
kw
1000⋅ηw
式中Fw=3000N，vw=0.95m/s，工作装置的效率本例考虑胶带卷筒及其轴承的效率ηw=1。代入上式得： Pw=
Fw⋅vw3000⨯0.95
==2.85kw
1000ηw1000⨯1
电动机的输入功率P0按[1]式（2-1）计算 P0=
Pw
kw
η
式中，η为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。
由式，η=η1η2η3η4；弹性联轴器效率η1=0.99，7级精度齿轮传动（脂润滑）效率η2=0.97，滑块联轴器效率η3=0.98，取滚动轴承效率η4=0.99，则
η=η1η2η3η4=0.99⨯0.97⨯0.98⨯0.99=0.904
故P0=Pw/η=2.85/0.904=3.17kw （3）确定电动机转速
卷筒轴作为工作轴，其转速为：
6⨯104vw6⨯104⨯0.95
nw====45.382r/min
πDπ⨯400
按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极圆柱齿轮传动比范围
'
i=3~5，则总传动比范围应为i'=3⨯3~5⨯5=9~25，可见电动机转速的可选
范围为：n'=i'⋅nw=(9~25)⨯45.382=408.438~10209.55r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min和1500r/min三种，为
减少电动机的重量和价格，由表8-184选常用的同步转速为1000r/min的Y系列电动机Y132M1-6，其满载转速nw=960r/min。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸。
Y132M1-6电动机，其主要参数如下:
2.3传动装置的总传动比和传动比的分配
（1）传动装置总传动比
i=nm/nw=960/45.382=21.15 （2）分配传动装置各级传动比
由式ih=1.3il，则有ih=5.24，il=4 因闭式传动取高速小齿轮齿数Z1=22， 大齿轮 z2 齿数比u1
=z1ih=116
=z2/z1=116/22=5.24
低俗小齿轮齿数Z3=28， 大齿轮
z4=z3is=28⨯4=112
=4 齿数比u2=z4/z3=90/22
实际总传动比i
=u1u2=21.2
3.核验工作机驱动卷筒的转速误差
卷筒的实际转速nw1=nw/i=960/21.2=47.52
转速误差∆nw=(nw-nw1)/nw1=0.0105
2.4传动装置运动、动力参数的计算
（1）各轴的转速由式 I轴n1=960r/min
II轴n2=n1/ih=960/5.3=181.13r/min III轴n3=n1/i=960/21.2=45.3r/min （2）各轴输入功率由式： I轴P1=Pη=4×0.99=3.96kw
II轴p2=η1η2p=4×0.99×00.97=3.8412kw III轴p3=pη1η2η3=3.726kw （3）各轴输入转矩由式
I轴T1=9550p1/n1=9550⨯3.96/960=39393.75N.mm II轴T2=9550P2/n2=9550⨯3.8412/181.13=202462.3N.mm III轴T=9550p3/n3=9550⨯3.726/45.3=785503N.mm 将以上算的的运动和动力参数列表如下：
第三章 传动零件的设计（齿轮传动设计）
传动装置中传动零件的参数、尺寸和结构，对其他零件、部件的设计起决定性作用，因此应首先设计计算传动零件。
二级直齿圆柱齿轮减速器的主要传动零件是齿轮，齿轮安装在轴上，或根据需要做成齿轮轴。齿轮传动设计需要确定的内容是：齿轮材料和热处理方式、齿轮的齿数、模数、中心距、变位系数、齿宽、分度圆直径、齿顶圆直径、齿根圆直径、结构尺寸。齿轮材料及热处理方式的选择，应考虑齿轮的工作条件、传动尺寸的要求、制造设备条件等。
齿轮的作用：齿轮是机器中广泛采用的传动零件之一。它可以传递动力，又可以改变转速和回转方向。
3.1 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）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用8级精度
3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS 4）试选小齿轮齿数，z1=22大齿轮齿数为z2=116。 2、按齿面接触强度设计
按设计计算公式（10—11）进行试算，即
3
d1t≥
KH1T1u+1⎛ZεZHZE
φdu σH⎝⎫
⎪⎪ ⎭
2
（1）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数Kt＝1.3 ②计算小齿轮传递的转矩。 T1=9550p1/n1=39393.75N.mm ③由表10－7选取尺宽系数φd＝1
④由图10－20查得区域系数ZH=2.5
⑤由表10－5查得材料的接触疲劳强度重合度系数Zε
∂a1=arccos[Z1cos∂/(Z1+2ha)
=arccos[22⨯cos200/(22+2⨯1)=30.5270∂a2=arccos[Z2cos∂/(Z2+2ha)=arccos[116⨯cos200/(116+2⨯1)=23.90
*
*
ε∂=[Z1(tan∂1-tan∂)+Z2(tan∂2-tan∂)]/2⨯3.14
=[22(tan30.5270-tan200)+116(tan23.9-tan200)]/2⨯3.14 =1.961
Zε=4-ε∂)/3=4-1.961)/3=0.824 ⑥ 算接触疲劳强度许用应力[σH]
由图10－25d得大小齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
由表10－5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑦ 由式10－15计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60⨯960⨯1⨯（2⨯8⨯300⨯5）＝1.3824⨯109
1
2
N2=
1.3824
=2.6218⨯108 5.24
由图10－23查得接触疲劳寿命系数:KHN1＝0.9；KHN2＝0.95 取失效概率为
1％，安全系数S＝1，由式（10－14）得
[σH]=
KHN1σlim1
=0.9⨯600MPa=540MPaSKNσ
[σH]=H2lim2=0.95⨯550MPa=523MPa
S
（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。
3
d1t≥
KH1T1u+1⎛ZεZHZE
φdu σH⎝⎫
⎪⎪ ⎭
2
2⨯1.3⨯39.39375⨯1035.3+1⎛2.5⨯189.8⨯0.824⎫
=2⨯ ⎪=40.8mm
15.3⎝523⎭
3
2
②计算圆周速度V V=
πd1tn1π⨯40.8⨯960==2.05m/s
60⨯100060⨯1000
③计算齿宽b
b=φdd1t=1×40.8mm=40.8mm ④计算齿宽与齿高之比
模数 mt=
b
h
d1t40.8==1.8218mm z122
齿高 h=2.25mt=2.25×1.8218mm=4.099mm
b/h=40.8/4.099=9.78
⑤计算载荷系数KH
根据v=2.05m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.038；
直齿轮KHα=KFα=1.2
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,KHβ =1.418；故载荷系数KH=KAKVKH∂KHβ=1⨯1.038⨯1.2⨯1.418=1.766
⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—12）得 d1=d1tK/Kt=40.8⨯.1.766/1.3mm=45.2mm ⑦计算模数m m=
d143.8
mm=2.05mm =22z1
3
3
3、按齿根弯曲强度设计
由式(10—7)得弯曲强度的设计公式为 m≥
3
2KF1T1Y3YFaYSa
2
φdz1σF （1）确定公式内的各计算数值
①由图10-24查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度σFE2=380MPa
②由10-18取弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 ③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得
[σFE1]1=（KFN1⨯σFlim/S）=
0.85⨯500
=303Mpa 1.40.88⨯380
[σFE2]2= （KFN2⨯σFlim/S==238Mpa
1.4
④计算载荷系数K
K=KAKVKFαKFβ=1×1.13×1×1.40=1.582 ⑤查取应力校正系数
由表10－5查得 YSa1=1.56；YSa2=1.815 ⑥查取齿形系数
由表10－5查得YFa1=2.75 YFa2=2.16 ⑦计算大、小齿轮的并
YFaYSa
加以比较 σFYFa1YSa12.75⨯1.56
=0.0142 =
303σF1
YFa2YSa22.16⨯1.815
=0.0165 =
238σF2
大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m≥
3
3
2KF1T1Y3YFaYSa 2
φdz1σF=
2⨯1.582⨯39.39375⨯1030.76
⨯0.0165=1.38 2
1⨯22
（3）调整此轮模数 ①圆周速度
d1=m1z1=30.46mm
v=
π⨯40.8⨯960
=1.53m/s
60⨯1000
②齿宽
b=φdd1t=1×30.46mm=30.46mm ④计算齿宽与齿高之比 模数 mt=
b h
d1t40.8==1.8218mm z122
*
齿高 h=(2ha+c*)mt=(2⨯1+0.25)⨯1.38=3.105
b/h=30.46/3.105=9.8
⑤计算载荷系数KH
根据v=1.53m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.027；
直齿轮KHα=KFα=1.2 由表10-2查得使用系数KA=1 由
Ft1=2T1/d1=2⨯39393.75/30.46=2586.6KAFt1/b=1⨯2586.6/30.46=84.9
由表10—3齿间载荷分配系数KF∂=1.2
由表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,KHβ =1.4145,结合b/h=9.8；故载荷系数KH=KAKVKF∂KFβ=1⨯1.027⨯1.2⨯1.3=1.6 ⑦计算模数m
m=mtKF/KH=1.38⨯.6/1.3=1.48 对结果进行处理取m=2mm
小齿轮齿数 Z1=d1/m=45.2/2=22.6≈23 大齿轮齿数 Z2=i1Z1=5.3⨯22.6=119.78≈120 4、几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(d1+d2)/2=143mm，
(2)计算大、小齿轮的分度圆直径
d1=Z1m=23⨯2=46mm d2=Z2m=120⨯2 =240mm (3)计算齿轮宽度 b=φdd1=46mm
B1=54mm，B2=46mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm （4）齿顶圆直径
*da1=d1+2ham=46+2⨯1⨯2.25=50.5
da2=d2+2hm=240+2⨯1⨯2.25=244.5
*
a
（5）齿底圆直径
*
df1=d1-2ham=46-2⨯1⨯2.25=40.375
df2
=d2-2hm=240-2⨯1⨯2.25=234.375
*a
高速级齿轮传动的几何尺寸归于下表
5、齿轮的结构设计
小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构； 大齿轮2的结构尺寸计算如下表
结构草图如下：
3.2 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）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用8级精度
3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS
4）试选小齿轮齿数z3=28，大齿轮齿数为z4=4⨯28=112， 2、按齿面接触强度设计
按设计计算公式（10—9a）进行试算，即
3
d2t≥
KH1T1u+1⎛ZεZHZE
φdu σH⎝⎫
⎪⎪ ⎭
2
（1）确定公式内的各计算数值 ①试选载荷系数Kt＝1.3 ②计算小齿轮传递的转矩。 T1=2.024623⨯105N⋅mm ③由表10－7选取尺宽系数φd＝1
⑤由表10－5查得材料的接触疲劳强度重合度系数Zε
∂a1=arccos[Z3cos∂/(Z3+2ha)
=arccos[28⨯cos200/(28+2⨯1)=28.7120∂a2=arccos[Z4cos∂/(Z4+2ha)=arccos[112⨯cos200/(112+2⨯1)=23.20
*
*
ε∂=[Z3(tan∂1-tan∂)+Z4(tan∂2-tan∂)]/2⨯3.14
=[28(tan28.7120-tan200)+112(tan23.2-tan200)]/2⨯3.14 =1.72
Zε=4-ε∂)/3=(4-1.72)/3=0.872 ⑥ 算接触疲劳强度许用应力[σH]
由图10－25d得大小齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa；
由表10－5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑦ 由式10－15计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60⨯181.13⨯1⨯（2⨯8⨯300⨯5）＝2.608272⨯108
1
2
2.608272⨯108
N2==6.5⨯107
54
由图10－23查得接触疲劳寿命系数:KHN1＝1.145；KHN2＝0.98 取失效概率为
1％，安全系数
S＝1，由式（10－14）得
[σH]=
KHN1σlim1
=1.145⨯600MPa=687MPaSKNσ
[σH]=H2lim2=0.98⨯550MPa=539MPa
S
（2）计算
① 试算小齿轮分度圆直径d2t，代入[σH]中较小的值。
3
d2t≥
KH1T1u2+1⎛ZεZHZE
φdu2 σH⎝⎫
⎪⎪ ⎭
2
2⨯1.3⨯202.462.3⨯1034+1⎛2.5⨯189.8⨯0.872⎫
=2⨯⎪=67.69mm
14⎝539⎭
3
2
②计算圆周速度V V=
πd1tn1π⨯67.69⨯181.13==0.642m/s
60⨯100060⨯1000
③计算齿宽b
b=φdd1t=1×67.69mm=67.69mm
④ 计算载荷系数KH根据v=0.642m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.01；
直齿轮KHα=KFα=1.2 由表10-2查得使用系数KA=1
由表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,KHβ =1.418；
⑤ 齿圆周力
Ft2=2T2/d2=2⨯2020463.2/67.69=5982
KAFt2/b=1⨯5.982/67.69=88.37 由表10—3查得齿间动载荷系数KH∂=1.2
故载荷系数KH=KAKVKH∂KHβ=1⨯1.002⨯1.2⨯1.424=1.755
⑥ 由式（10—12）得实际载荷分度圆直径
d2=d2tKH/KHt=67.69⨯.1.755/1.3mm=74.81mm ⑦ 计算模数m
`74.8d=2.672 m=2=
28z3
`
3
3
3、按齿根弯曲强度设计
由式(10—7)得弯曲强度的设计公式为 m≥
3
2KF1T1Y3YFaYSa
φdz12σF（1）确定公式内的各计算数值
①由图10-24查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度σFE2=380MPa
②由10-22取弯曲寿命系数KFN1=0.92 KFN2=0.97 ③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得
[σFE1]1=（KFN1⨯σFlim/S）=
0.92⨯500
=328.6Mpa 1.40.97⨯380
[σFE2]2= （KFN2⨯σFlim/S==263.28Mpa
1.4
④查取应力校正系数 由表10－5查得 YSa1=1.62；YSa2=1.81 ⑤查取齿形系数
由表10－5查得YFa1=2.7 YFa2=2.17
YFaYSa
⑥计算大、小齿轮的并加以比较
σFYFa1YSa12.6⨯1.62
=0.0128 =
328.6σF1
YFa2YSa22.17⨯1.81
=0.01492 =
263.28σF2
大齿轮的数值大
（2）设计计算 m≥
3
3
2KF1T1Y3YFaYSa
2
φdz1σF =
2⨯1.3⨯202.4623⨯103⨯0.94
⨯0.01492=2.065 2
1⨯28
（3）调整此轮模数 ①圆周速度
d1=m2z3=2.0065⨯28mm=56.168
π⨯59.08⨯181.13
=0.53m/s
60⨯1000
v=
②齿宽
b=φdd1t=1×56.2mm=56.2mm 计算齿宽与齿高之比
模数 mt=
b h
d2t56.2==2.0065mm z228
*
齿高 h=(2ha+c*)mt=(2⨯1+0.25)⨯2.0065=4.51
b/h=56.2/4.51=12.6
③计算载荷系数KH
根据v=1.0.53m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数Kv=1.01 由表10-2查得使用系数KA=1 由
Ft2=2T2/d2=2⨯2.2462.3/56.2=7205.1KAFt2/b=1⨯7205.1/56.2=128.2
由表10—3得齿间载荷系数KFα=1.1
由表10—4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时,KHβ =1.42,结合b/h=12.46 查图10-13得KFβ=1.3
；故载荷系数KH=KAKVKF∂KFβ=1⨯1.01⨯1.1⨯1.3=1.4443
④计算模数m
m=mt2KF/KH=2.0065⨯.1.443/1.3=1.1.953 对结果进行处理取m=2.5mm
小齿轮齿数 Z3=d3/m2=67.69/2≈34 大齿轮齿数 Z4=ilZ3=4⨯34=136 4、几何尺寸计算 (1)计算中心距
a=(d3+d4)/2=(68+272)/2=170mm， (2)计算大、小齿轮的分度圆直径
d3=Z3m2=34⨯2=68mm d4=Z4m2=272mm (3)计算齿轮宽度 b=φdd1=68mm B1=76mm，B2=68mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm （4）齿顶圆直径
*
da3=d3+2ham=68+2⨯1⨯2=72
da4=d4+2hm=240+2⨯1⨯2=276
*
a
（5）齿底圆直径
*
df3=d3-2ham=46-2⨯1⨯2=63
df4=d4-2hm=240-2⨯1⨯2.=267
*
a
3.低速级齿轮传动的几何尺寸
低速级齿轮传动的几何尺寸归于下表
4.齿轮的结构设计
小齿轮3由于直径较小，采用齿轮轴结构； 大齿轮4的结构尺寸计算如下表
结构草图如下
第四章 轴的设计各轴轴径计算
轴的作用：用来支承旋转并与之一起回转以传递运动、扭矩和弯矩的机械零件。
转轴既传动转矩又承受弯矩。传动轴只传递转矩而不承受弯矩或弯矩很小。心轴则只承受弯矩而部传动转矩。
二级直齿轮减速器中要用到三根轴分别为高速级轴、中间轴、低速级轴。该减速器中的轴上再进行安装齿轮，三根轴既承受扭矩又承受弯矩，都是转轴。因考虑有利于提高轴的强度和便于轴上零件的固定、装拆，多采用阶梯状
4.1中间轴的设计
1. 轴材料的选择
σB=650Mpa
取中间轴与齿轮3的材料一致 45号钢调质 由资料有[σ0b]=95Mpa
[σ-16]=55Mpa
2. 初步确定轴的直径
根据表[1]15-3选取A0=112。于是有:
错误！未找到引用源。dmin=A0p2/n2=.8412/181.13=31mm
考虑该处的轴颈应大于高速轴处直径，则d1=40mm 3. 选轴承
初步选择滚动轴承。选6308深沟球轴承；通过查手册可知6007深沟球轴承d=40(mm) =d1=d5（轴颈直径），B=23（mm） ，所以齿轮2处轴头直径d2=45mm错误！未找到引用源。 。 4. 轴的结构设计
（1）：确定个轴段的长度
齿轮2处轴肩高度 hmin=(0.07--0.1)d=0.1⨯45=4.5 d2=54 由齿轮3的各直径的轴承安装直径d4=49mm
按轴上需件的轴向尺寸及需件相对位置确定轴上各段长度，如上图
`
5. 按许用弯曲应力校核轴 （1）计算轴上作用力 齿轮2：
Ft2=2T2/d2=2⨯202462.3/240=1687Fr2=Ft2tan∂=584.1
齿轮3：
Ft3=2T2/d3=2⨯202462.3/68=5954.8Fr3=Ft3tan∂=2167.4
（2）计算支反力
竖直面，绕B的力矩MBz=0
RAZ=[Fr2(71+71.5)-Fr3⨯71.5]/[62.5+71+71.5]=-374.95
MAz=0
RAZ=[Fr3(62.5+71)-Fr2⨯62.5]/[62.5+71+71.5]/205=124.34 校核：∑=RBZ+Fr2-RAZ-Fr3=0.05 计算无误
水平面，绕B的力矩MBY=0
RAY=[Fr2(71+71.5)-Fr3⨯71.5]/[62.5+71+71.5]=3249.6
MAY=0
RBZ=[Fr3(62.5+71)+Fr2⨯62.5]/[62.5+71+71.5]/205=4392.2 校核：∑=RBY-Ft2+RAY-Ft3=0.0112 计算无误 （3）转矩 垂直平面弯矩
.37 C处弯矩：MCZ(左)=RAZ⨯62.5=-23434.37 MCZ(右)=RAZ⨯62.5=-23434
.45 D处弯矩：MDZ(左)=-RDZ⨯71.5=-88967
MDZ(右)=-RDZ⨯71.5=-88967.45 水平弯矩：
C处：MCY=RAY⨯62.5=203100 D处：MDY=RBY⨯71.5=314042.3
（4）合成弯矩
.4986 C处：MC(左)=MCZzuo+MCY=204447
2
MC(右)=MCZyou+MCY=204447.4986
2
22
.2459 D处：MD(左)=MDZzuo+MDY=326401
2
MC(右)=MDZyou+MDY=32640.2459
2
22
（5）弯矩及转矩图
（6） 计算当量弯矩
应力系数校核：a=[σ-1b]/[σ0b]=55/95=0.58
aT2=0.58⨯202462.3=117428.134
/C处：MCzuo=MCzuo=204447.5
2
+(aT2)2=1191.91 5 M/Cyou=MCyou
2
+(aT2)2=346881.79 D处： M/Czuo=MCzuo
（7）校核轴颈
/
/0.1[σ-1b]=.1/5.5=27
/
/0.1[σ-1b]=3346881.79/5.5=39.8
6 轴的局部结构设计
由表6.1得键槽尺寸b⨯h=14⨯9 由表6.2得键槽尺寸得键长L=45 由表4.5得导向锥面尺寸a=3，∂=300 由表4.3得砂轮越程槽b1=3
由表4.6的各过渡圆角尺寸R=1.2，C=0.6
4.2高速轴的设计
1. 轴材料的选择
由于该轴为齿轮轴，应与齿轮的材料相同，为45Cr调质 2. 初步确定轴的直径
根据表[1]15-3选取A0=112。于是有:
错误！未找到引用源。dmin=A0p1/n1=.96/960=17.9mm 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1为了使所选的轴的直径d1与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 3. 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取错误！未找到引用源。=1.3则；错误！未找到引用源。按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250(N·m)。半联轴器的孔径d1=32(mm) ，故取d1=32(mm)。 4. 轴的结构设计 (1): 划分轴段
轴伸段d1，过密封圈处轴段d2，轴颈段d3,d7，轴承安装定位轴段d4,d6，齿轮轴段
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
轴伸直径比强度计算的值要大许多。考虑轴的紧凑性，起阶梯轴段直径应尽可能较小值增加，同时轴伸段，因此轴伸段取联轴器用套筒定位，与套筒配合段直径d2=34mm
选择深沟球轴承6307，轴颈d3=d7=35mm（查表5-9），根据轴承的安装尺寸
d4=d6=43mm（查表5-9）
齿轮段段前面尺寸的设计 d1=46,da1=50.5,df1=40.375 （3）定各段的轴向长度
两轴承间距L0=A+2∇3+B A为箱体内壁距离，由中间轴设计知161mm，
∇3轴承内端面与内壁之间的距离取10mm，B为轴承宽，取21mm。则
L0=161+2⨯10+21=202mm 轴伸段由联轴器轴向长度确定； 轴颈段长度由轴承宽决定；
齿轮段轴向长度取决于齿轮宽，轴向位置由中间轴2齿轮所需李娥河位置确定；
直径d4,d6轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后即可自然获得。直径为d2轴段长由端盖外和端盖内两部分尺寸组成； 端盖外尺寸为：k+（10~20）mm h为端盖螺钉（M8）六角厚度k=7mm； 端盖内尺寸，根据附图III.7所示为 σ+C1+C2(3~5)+e-∇3-B 其中σ为壁厚，C1,C2为 轴承旁接螺栓扳手位置尺寸，见表7.1,7.2；e为端盖凸缘厚度（表7.17）；∇3轴承内端面与内壁距离；B为轴承宽，6307轴承为21mm；d2轴段长度l2=k+（10~20）+ σ+C1+C2(3~5)+e-∇3-B=54mm 高速轴的主要结构尺寸如下;
4、按许用弯曲应力校核
1）、绘轴的受力图，如图（a） 2）、计算轴上的作用力 齿轮1：Ft1=
2T1
=1856.7N d1
Fr1=Ft1tanαn=695N 3）、计算支反力
垂直平面支反力（XZ平面），图（b） 绕支点B的力矩和∑MBZ=0,得 RAZ=[Fr1⨯81]/116=431N 同理，∑MAZ=0，得 RBZ=[Fr1⨯35+]/146.8=264N 校核：∑Z=RAZ-Fr1+RBZ=0 计算无误
水平平面（XY平面），图（c）
绕支点B的力矩和∑MBY=0,得
RAY=[Ft1⨯81]/116=1276N RBY=[Ft1⨯35]/116=560N 校核：∑Z=RAY-Ft1+RBY=0 计算无误
4）、转矩，绘弯矩图， 垂直面内弯矩图，图（d）
C处弯矩：MCZ左=RAZ⨯35=15085N⋅mm MCZ右=RAZ⨯35=8805N⋅mm 水平面内弯矩图，图（e）
C处弯矩：MCY=RAY⨯35=45360N⋅mm 5）、合成弯矩，图（f）
2222 C处：MC左=MCZ左+MCY=+45360=47803N⋅mm
2222 MC右=MCZ右+MCY=8490+44660=46207N⋅mm
4）、转矩及转矩图，图（g）
N⋅mm T2=26263
5）、计算当量弯矩，绘弯矩图，图（h） 应力校正系数α=[σ-1]/[σ0]=70/119=0.59
N⋅mm αT1=0.58⨯26263=15495
'
(47803)2+(15495)2=50252N⋅mm C处：MC左=
'22MC（αT1）=462072+154952=48736N⋅mm MC右=右+
高速轴受力及弯矩图
7）、校核轴径
C剖面：dM'
C左
c=0.1σ=19.1mm
-1
4.3低速轴的设计
1. 材料的选择
选择40 Cr调质钢
2 初步确定轴的直径
初步估算轴的最小直径
根据表15-3选取A0=112。于是有: dmin=A0p3=48.7mm n3
此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴的直径。
联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
3 . 联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取错误！未找到引用源。=1.3则；错误！未找到引用源。 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003（见表[2]8-2），选用LX4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250(N·m)。半联轴器的孔径d1=55(mm) ，固取d1=55mm
4. 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
选择深沟球轴承6311轴颈半径d3=d8=60mm，由齿轮4知其齿宽b=68mm。轴承词用轴肩定位，由表5-9知d5=d6=72mm。两轴颈间距离L0=A+2∇3+B ， 其中A为箱体内壁距离，由中间轴设计知161mm，∇3轴承内端面与内壁之间的距离取10mm，B为轴承宽，取22mm。则L0=161+2⨯10+31=212mm 轴伸段由联轴器轴向长度确定；
轴颈段长度由轴承宽决定；
齿轮段轴向长度取决于齿轮宽，轴向位置由中间轴4齿轮所需李娥河位置确定；
直径d4,d6轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后即可自然获得。直径为d2轴段长由端盖外和端盖内两部分尺寸组成；
端盖外尺寸为：k+（10~20）mm h为端盖螺钉（M8）六角厚度k=7mm； 端盖内尺寸，根据附图III.7所示为 σ+C1+C2(3~5)+e-∇3-B 其中σ为壁厚，C1,C2为 轴承旁接螺栓扳手位置尺寸，见表7.1,7.2；e为端盖凸缘厚度（表7.17）；∇3轴承内端面与内壁距离；B为轴承宽，6307轴承为31mm；d2轴段长度l2=k+（10~20）+ σ+C1+C2(3~5)+e-∇3-B=45mm
高速轴的主要结构尺寸如下;
5.按许用弯曲应力校核
1）、轴上力的作用点及支点跨距的确定
齿轮对轴的力作用点按简化原则在齿轮宽的中点，因此可决定轴上齿轮力的作用点位置。
轴颈上安装的6311C轴承从表5.09可知他的负荷作用中心距离轴承外端面尺寸
2）、绘轴的受力图，如图（a）
3）、计算轴上的作用力
齿轮1：Ft4=2T3=5662N d4
Fr4=Ft4tanαn=2130N
4）、计算支反力
垂直平面支反力（XZ平面），图（b）
绕支点B的力矩和∑MBZ=0,得
RAZ=[Fr4⨯49.5]/141=1330N
同理，∑MAZ=0，得
RBZ=[Fr4⨯95.5]/141=800N
校核：∑Z=RAZ-Fr4+RBZ=0
计算无误
水平平面（XY平面），图（c）
绕支点B的力矩和∑MBY=0,得
RAY=[Ft4⨯49.5]/141=1933N
RBY=[Ft4⨯95.5]/141=3729N
校核：∑Z=RAY-Ft4+RBY=0
计算无误
5）、转矩，绘弯矩图，
垂直面内弯矩图，图（d）
C处弯矩：MCZ左=RAZ⨯95.5=127015N⋅mm
MCZ右=RAZ⨯95.5=39621N⋅mm
水平面内弯矩图，图（e）
C处弯矩：MCY=RAY⨯95.5=184601.5N⋅mm
6）、合成弯矩，图（f）
2222 C处：MC左=MCZ左+MCY=+184601.3=224077N⋅mm 22396212+184601.52=188806N⋅mm MC右=MCZ右+MCY=
7）、转矩及转矩图，图（g）
T3=335497N⋅mm
8）、计算当量弯矩，绘弯矩图，图（h）
应力校正系数α=[σ-1]/[σ0]=70/119=0.58
αT3=0.58⨯335497=194588N⋅mm
'2240772+1945882=296774N⋅mm C处：MC左=
'22MC（αT3）=2+1945882=271131N⋅mm MC右=右+
9）、校核轴径
'MC296774右==34.87mm
第五章 滚动轴承的组合设计
轴承的作用：支承轴。
考虑受轴向力较小，且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承
中间轴6308两个，高速轴6307两个，低速轴6311两个（GB/T276-94）
5.1低速轴上的轴承计算
在前面计算轴时采用6311号深沟球轴承，其主要参数如下：
基本额定静载荷： 错误！未找到引用源。
基本额定动载荷： 错误！未找到引用源。)
错误！未找到引用源。 FNH2=2307.19(N)
错误！未找到引用源。 FNV2=839.74(N)
由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。
（1）：求比值
轴承所受径向力 错误！未找到引用源。
(2)按照[1]表13-5，X=1，Y=0,按照[1]表13-6，fP=1.0~1.2，取fP=1.1。则
P=1.1错误！未找到引用源。
（3）：验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为Lh=2*8*300*10=48000（工作时间）
根据[1]式（13-5）
错误！未找到引用源
。
（对于球轴承取错误！未找到引用源。） 所以所选的轴承满足要求。
5.2中间轴深沟球轴承校核计算
选用的轴承型号为6308，所以
1.查表5.9
Cr=29.5KN ，Cor=18.0KN
1）径向负荷
Fr1=02+1849=185N222
Fr2=6425+25127=259N8
2）已知预期寿命5年，2班制
L8h=2⨯8⨯5⨯300=24000h
轴承实际寿命
L8h=16670/326.605* (29500h>24000h /2598)=18000
具有足够使用寿命 3
第六章 键连接的选择和计算
键的作用：把轴和套在轴上的零件固定在一起，以便传递扭矩。
6.1低速轴上键和联轴器的设计计算
1. 对连接齿轮与轴的键的计算
（1）：选择键连接的类型和尺寸
一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。
根据d=72（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=59.5（mm）（比轮毂宽度小些）
（2）：校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[错误！未找到引用源。]=100错误！未找到引用源。 ，取中间值，[错误！未找到引用源。]=110MPa 。键的工作长度l=L-b=55.5-16=39.5（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5错误！未找到引用源。 。由式（6-1）可得：
错误！未找到引用源。]=110MPa
所选的键满足强度要求。
2. 对联轴器及其键的计算
b*h=12*8 d1=42 L=72
所以l=L-b=72-12=60 k=0.5h=4
错误！未找到引用源。81.23
所选的键满足强度要求。
6.2中间轴上键的设计计算
1. 对连接大齿轮与轴的键的计算
（1）：选择键连接的类型和尺寸
一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。
根据d=45（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=14（mm），高度=9(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=33（mm）（比轮毂宽度小些）
（2）：校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力[错误！未找到引用源。]=100错误！未找到引用源。 ，取其平均值，[错误！未找到引用源。]=110MPa 。键的工作长度l=L-b=33-14=19（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5错误！未找到引用源。 。由式（6-1）可得：
错误！未找到引用源。]=110MPa
所选的键满足强度要求。
6.3高速轴上键和联轴器的设计计算
1.对联轴器及其键的计算
d1=30 b=8 h=7 L=46
所以l=L-b=46-8=38 k=0.5h=3.5
错误！未找到引用源。]=110MPa
所选的键满足强度要求。
第七章 减速器的箱体、润滑剂及附件
7.1箱体设计：
低速级中心距：a=170（mm）
箱座壁厚：σ=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为8（mm）
箱盖壁厚：σ1=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为8（mm）
箱座凸缘厚度：b=1.5σ=12（mm）
箱盖凸缘厚度：b1=1.5σ1=12（mm）
箱座底凸缘厚度：p=2.5σ=20（mm）
箱座上的肋厚: m≥0.85σ=6.8（mm），取m=7（mm）
箱盖上的肋厚: m1≥0.85σ1=6.8(mm)，取m1=7(mm)
地脚螺栓直径: dφ=0.04a+8=13.9,取M16
轴承旁连接螺栓直径: d1=0.75dφ=12，取M12
上下箱连接螺栓直径: d2=（0.5～0.6）dφ=(6.95～8.34)，取M8 定位销孔直径：d3'=（0.7～0.8）d2=（5.6～6.4），取d3'=6（mm）
7.2润滑方式及润滑剂的选择
1.齿轮
（1）：齿轮润滑方式的选择
高速轴齿轮圆周速度：
v1=3.14d1n1/60⨯1000=2.262m/s
中间轴大齿轮圆周速度：
v2=3.14d2n2/60⨯1000=2.26m/s
中间轴小齿轮圆周速度：
v3=3.14d3n3/60⨯1000=0.754m/s
低速轴齿轮圆周速度：
v4=3.14d4n4/60⨯1000=0.758m/s
因为：错误！未找到引用源。=2.262错误！未找到引用源。
错误！未找到引用源。 >2 错误！未找到引用源。,齿轮采用油润滑。 错误！未找到引用源。
（2）：齿轮润滑剂的选择
查表表7-1，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903—1995），运动粘度为：90—110（单位为：mm2/s）。
2.滚动轴承
（1）：轴承润滑方式的选择
高速轴深沟球轴承速度：
v1=dn1=2.88⨯104(mm.r/min)
中间轴深沟球轴承速度：
v2=dn2=7.465⨯103(mm.r/min)
低速轴深沟球轴承速度：
v1=dn1=2.674⨯103(mm.r/min)
因为错误！未找到引用源。都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。
（2）：滚动轴承润滑剂的选择
查表（13-10），选择合适的润滑脂。
7.3密封方式的选择
滚动轴承密封选择
滚动轴承采用毡圈密封。
箱体密封选择：
箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。
7.4减速器附件设计：
总结
这次关于两级展开式圆柱直齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过几个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。
1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。
2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
参考文献
[1]《机械设计课程设计手册》（第3版）—周元康，林昌华，张海兵主编。重庆：重庆大学出版社，2007。
[2]《机械设计》（第九版）—濮良贵，纪名刚，吴立言主编。北京：高等
教育出版社，2012。
[3]《互换性与技术测量》（第五版）—廖念钊，古莹蓭，莫雨松，李硕根，
杨兴骏编著。北京：中国计量出版社，2012。
[4]《工程制图》蔡群主编。南京大学出版社，2008。
[5]《机械原理》（第七版）孙恒主编。高等教育出版社，2005。