哈工大机械设计课程设计

一、传动装置的总体设计

电动机的选择

选择电动机类型

根据设计要求和工作条件选用Y 系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V 。选择电动机容量

根据设计数据，工作机的有效功率为

P w =Fxv 1000=2130Nx1.1m s ?1000

=2.343Kw

从电动机到工作机输送带之间的总效率为：

η∑=η12η24η32

η4

式中，η1、η2、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表取η1=、

η2=、η3=、η4=，则

η∑=η12η24η32

η4=0.992x0.994x0.972x0.97=0.86

所以电动机所需工作功率为

P d =P w η∑=2.343kW

0.86

=2.72kW

确定电动机转速

按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i ∑′=8~40，而工作机卷筒轴的转速为

n w =60x1000xv πd =60x1000x1.1

πx240

r min ?≈88 r min ?

所以电动机转速的可选范围为

n d =i ∑‘n w =(8~40)x88r min ?=(704~3520) r min ?

符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 和1500r/min 三种。综合考虑电动机

和传动装置的尺寸、质量、及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min 的电动机。

计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i∑为

i∑=n m

n w

960

=10.91

分配传动比

i∑=i I xi II

考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取i I=1.4i II，故

i I=√1.4i∑=√=4

i II=i∑

i I

12.08

4.11

=2.73

计算传动装置各轴的运动及动力参数各轴的转速

I轴：n I=n m=960r min

II轴：n II=n I

i I =960r min

=240r min

III轴：n III=n II

i II =240 r min

2.73

=88 r min

卷筒轴：n W=n III=88r min

各轴的输入功率

I轴：P I=P dη1=2.72 kWx0.99=2.69 kW II轴：P II=P Iη2η3=2.69kWkW

III轴：P III=P IIη2η3=2.58 kWkW

卷筒轴：P

卷

=P IIIη1η2kW

各轴的输入转矩

电动机的输出转矩T d为

T d=9.55x106x P d

n m =9.550x106x 2.72 kW

960 r min

=2.71x104N·mm

所以：

I轴：T I=T dη1=27100N·mmx0.99=2.68x104N·mm II轴：T II=T Iη1η2i I=26800N·mm104N·mm

III轴：T III=T IIη2η3i II=102900N·mm105N·mm

卷筒轴：T

卷

=T IIIη1η2=269800N·mm105N·mm

转速n/（r/min ） 88 88 功率P/(kW)

扭矩T/(N ·mm)

传动比i 1 1 效率

二、传动件设计

高速级斜齿圆柱齿轮传动设计

选择齿轮材料、热处理方式和精度等级

考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献[1]表得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW ，平均硬度为236HBW ；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW ，平均硬度为190HBW 。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW ，在30~50HBW 之间。选用8级精度。初步计算传动主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。由式中各参数为：

(1) 小齿轮传递的转矩

。由前面设计可知，1

26800T N mm =?

(2) 设计时，因v 值未知，不能确定，故可初选载荷系数K t = ~，此处初取K t = 。

(3) 由表取齿宽系数 1.0d ?=。 (4) 由表查得弹性系数。

(5) 初选螺旋角

由图查得节点区域系数45.2=H Z 。

(6) 齿数比14U i ==。

(7) 初选= 21, 则2184Z UZ == ，取285Z =。传动比误差<5%，符合设计要求。端面重合度

εα=[1.88 ?3.2(1z 1

+1z 2

)]cos β= [1.88 ?3.2(117+1

89)]×cos 12°=1.66。

轴面重合度

εβ=0.318Φd z 1tan β=0.318×1.1×21×tan 12°=1.42

由图查得重合度系数Z ε=0.825由图查得螺旋角系数Z β=0.99 (8) 接触许用应力可由

[σ]H = Z N σHlim

S H

求得，由图（e ）、（a ）得接触疲劳极限应力σHlim1=570MPa ，σHlim2=390MPa ，S H =1.0。

大小齿轮1、2的应力循环次数分别为

N 1=60n 1aL h =60×960×1.0×3×8×250×5=1.728×109

N 2= N 1

i 1

= 4.32×108

由图查得寿命系数Z N1=1.0，Z N2=1.1（允许有局部点蚀）；由表，取安全系数S H =1.0。

[σ]H1= Z N1σHlim S H = 1.0×570

1.0 =570.0MPa

[σ]H2= Z N2σHlim S H = 1.1×390

1.0

=429.0MPa

故取[σ]H = [σ]H2= 429.0MPa

计算小齿轮1的分度圆直径d 1t ，得 d 1t ≥√2K t T ⅠΦd ?u +1u

?(Z E Z H Z εZ β[σ]H )

=√2×1.4×268001.0?4+14?(189.8×2.45×0.825×0.99429

=42.01 mm

确定传动尺寸

(1) 计算载荷系数K 。由表查得使用系数K A =。齿轮线速度如下式

v = πd 1t n 160×1000=π×42.01×96060000

=2.11 m/s

由图查得动载荷系数K V = (设轴刚性大)；

由图查得齿向载荷分布系数K β=1.10；由表查得齿间载荷分布系数K α=1.2，故

K =K A K V K βK α=1.0×1.13×1.10×1.2=1.49

(2) 对 d 1t 进行修正。因为K 与K t 有较大差异，故需对按照K t 值设计出来的 d 1t 进行修正，即

d 1= d 1t √K

K t

=42.89mm

(3) 确定模数m n

m n =

d 1cos βz 1= 42.89×cos 12°

=2.00

按表，取m n=2

(4)计算传动尺寸。中心距

a=m n(z1+z2)

2cosβ

2×(21+85)

2×cos12°

=108.37 mm

圆整为a=109mm,则螺旋角

β=arccos m n(z1+z2)

=arccos

2×(21+85)

2×109

=13.47°

因为β值与初选值相差较大，故与β有关的数值需修正，修正后的结果是εα=1.64，εβ=1.61，Zε=0.78，Zβ=0.98，d1=40.31。显然β值改变后，d1的计算值变化很小，因此不再修正m n和a。故

d1=m n z1

2×21

=43.189 mm

d2=m n z2

2×85

=174.811 mm

b=Φd×d1=1.0×43.189=43.189 mm 圆整为b=45 mm。

取b2=b=45mm，b1=50mm。

校核齿根弯曲疲劳强度

σF=2KT

Ⅰ

Y F Y s YεYβ≤[σF]

式中各参数：

(1)K、T

Ⅰ

、m n同前。

(2)齿宽b = b2=45 mm。

(3)齿形系数Y F与应力修正系数Y s。当量齿数

z v1=

cos3β

cos13.47°

=22.85

z v2=

cos3β

cos13.47°

=91.41

查图得齿形修正系数Y F1=2.68，Y F2=2.22。

由图查得应力修正系数Y s1=1.57，Y s2=1.81。

(4)查图得重合度系数Yε=0.72。

(5)查图得螺旋角系数Yβε=0.90。

(6)许用弯曲应力可由下式算得

[σ]F=

Y NσFlim

查得弯曲疲劳极限应力

σFlim1=220 MPa，σFlim2=170 MPa 查得寿命系数Y N1=Y N2=1.0。

查得安全系数S F=1.25，故

[σ]F1=Y N1σFlim1

S F

1.0×220

1.25

=176 MPa

[σ]F2=Y NσFlim2

S F

1.0×170

1.25

=136 MPa

故

σF1=2KT

Ⅰ

bm n d1

Y F1Y s1YεYβ=

2×1.52×16813.38

40×2×36.05

×2.68×1.57×0.72×0.90 =48.32 MPa <[σF1]

σF2=σF1

Y F2Y s2

Y F1Y s1

=48.32×

2.22×1.81

2.68×1.57

=46.14 MPa<[σF2]

满足齿根弯曲疲劳强度要求。

齿轮传动其它几何尺寸

圆柱齿轮几何尺寸表

序号项目代号计算公式计算结果

1 齿数齿轮1 z1/ 21 齿轮

2 z2/ 85

2 法面模数(mm) m n/ 2

3 端面模数(mm) m t m n/cosβ

4 法面压力角（度) αn/ 20

5 端面压力角（度) αt

6 齿顶高系数h an?/ 1

7 顶隙系数c n?/

8 标准中心距(mm) a m n(z1+z2)

2cosβ

109

9 实际中心距(mm) a′109

10 螺旋角β/

11 变位系数齿轮1 x10 齿轮2 x20

12 齿顶高(mm) 齿轮1 h a1

h an?cosβ?m t

2 齿轮2 h a2 2

13 齿根高(mm) 齿轮1 h f1

(h an?+c n?)cosβ?m t 齿轮2 h f2

14 分度圆直径(mm) 齿轮1 d1

m t?z 齿轮2 d2

15 齿顶圆直径(mm) 齿轮1 d a1

d a= d+2xh a 齿轮2 d a2

16 齿根圆直径(mm) 齿轮1 d f1

d f= d-2xh f 齿轮2 d f2

与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45#钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性

能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW ，平均硬度为190HBW 。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW ，在30~50HBW 之间。选用8级精度。初步计算传动主要尺寸

因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。根据

d 3≥√2KT 3Φd ?u +1u

?(Z E Z H Z ε[σ]H )2

式中各参数为：

(1) 小齿轮传递的转矩T 2。

T 2=102900N ·mm

(2) 设计时，因v 值未知，K v 不能确定，故可初选载荷系数K t = ~，此处初取K t = 。 (3) 由参考文献[1]表取齿宽系数Φd =1.0。

(4) 由参考文献[1]表查得弹性系数Z E =189.8√MPa 。

(5) 由参考文献[1]图查得节点区域系数Z H =2.5。 (6) 齿数比u = i 2=2.73。

(7) 初选z 3=23, 则z 4=uz 3=2.73×23=62.79 ，取z 4=63。传动比误差<5%，符合设计要求。

εα=[1.88 ?3.2(1z 3

+1z 4

)]cos β= [1.88 ?3.2(123+1

63)]×1.0=1.69。

由图查得重合度系数Z ε= 0.87 (8) 接触许用应力可由[σ]H =

Z N σHlim

S H

算得，由高速级齿轮设计可知σHlim3=

570MPa ，σHlim4=390MPa ，S H =1.0。而N 3=N 2，故寿命系数Z N3=Z N2=1.05（允许有局部点蚀），N 4= N 3

i 2

4.915×108

2.94

=1.33×108，由参考文献[1]图查得寿命系数Z N4=

1.15（允许有局部点蚀）；则

[σ]H3= Z N3σHlim S H = 1.05x570

1.0 =598.5 MPa [σ]H4

= Z N2σHlim S H = 1.15x3901.0

=448.5MPa

故取

[σ]H = [σ]H4= 448.5MPa

计算小齿轮3的分度圆直径d 3t d 3t

≥√2K t T 2Φd ?u +1u

?(Z E Z H Z ε[σ]H )

=√2×1.3×83925.301.2×2.73+12.73×(189.8×2.5×0.87448.5

=67.473mm

确定传动尺寸

(1) 计算载荷系数K 。

由参考文献[1]表查得使用系数K A =。齿轮线速度如下式

πd3t n II

60×1000

π×67.473×240

60×1000

=0.85 m/s

由参考文献[1]图6.得动载荷系数K V = ；由参考文献[1]图载荷分布系数Kβ=1.1参考文献[1]表得齿间载荷分布系数Kα=1.2故

K=K A K V KβKα=1.0×1.07×1.1×1.2=1.41

(2)因为K与K t相差较大，故需按K t值计算出的d3t进行修正，即

d3=d3t√K K t

=67.473×√1.41 1.3

=69.325mm (3)确定模数m

m=d3

69.325

=3.01 mm （按表6.1取m=3mm)

(4)计算传动尺寸。中心距

a=1

m(z3+z4)=

×3×(23+63)=129mm

a)计算传动尺寸

d3=mz3=3×23=69mm

d4=mz4=3×63=189mm

b=Φd d3=69取b3=70 mm，b4=75 mm 。

校核齿根弯曲疲劳强度

σF=2KT

Y F Y s Yε≤[σF]

式中各参数：

(1)K、T2、m同前。

(2)齿宽b = b3=70mm。

(3)齿形系数Y F与应力修正系数Y s。

查参考文献[1] 图得Y F3=2.67，Y F4=2.23

查参考文献[1] 图得Y s3=1.57，Y s4=1.77

查参考文献[1] 图得重合度系数Yε=0.70。

许用弯曲应力可由下式算得

[σF]=

Y NσFlim

查得弯曲疲劳极限应力

σFlim3=220 MPa

σFlim4=170 MPa

由前面计算N3=N2=4.915×108，N4=1.33×108查参考文献[1] 图得寿命系数Y N3=Y N4=1.0。

查参考文献[1] 表得安全系数S F =1.25，故

[σF3]= Y N3σFlim3S F = 1.0×220

1.25=176 MPa

[σF4]= Y N σFlim4S F = 1.0×170

1.25

=136 MPa

故

σF3= 2KT II bmd 3Y F3Y s3Y ε= 2×1.45×83925.3070×2.5×57.5

×2.67×1.57×0.70=70.97 MPa

σF4= σF3Y F4Y s4Y F3Y s3=70.97×2.23×1.77

2.67×1.57

≈66.82 MPa

容易看出

σF1<[σF3] σF2<[σF4]

设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。齿轮其他几何尺寸计算

圆柱齿轮几何尺寸表

序号项目代号计算公式

计算结果 1 齿数齿轮1 z 3 / 23 齿轮2

z 4 / 63 2 模数(mm) m / 3 4 压力角（度) α / 20 6 齿顶高系数 h a ? / 1 7 顶隙系数 c ? / 8 标准中心距(mm) a m (z 3+z 4)

2 129 9 实际中心距(mm) a ′ /

129 11 变位系数齿轮3 x 3

0 齿轮4 x 4 0

12 齿顶高(mm) 齿轮3 h a3 ?a ?×m

3 齿轮

4 h a4 3 13 齿根高(mm) 齿轮3 h f3 (c ?+h a ?)×m

齿轮4 h f4 14 分度圆直径(mm) 齿轮3 d 3 m ×z 69 齿轮4 d 4 189 15 齿顶圆直径(mm) 齿轮3 d a3 d a = d +2×h a 75 齿轮4 d a4 195 16

齿根圆直径(mm)

齿轮3 d f3 d f = d ?2?h f

齿轮4 d f4

参考参考文献[2]表，a=129mm ，介于100~200mm 之间，用插值法得齿轮最小侧隙

j bnmin =

由参考文献 [2] 式（）求得

E sns =- j bnmin /2cos αn =- 2cos20°=

计算齿轮的分度圆直径

d 2=m n z=3ⅹ63=189mm

由表查得，径向跳动公差为

F r =

由表和表查得，切齿径向进刀公差

b r ==ⅹ=

由式求得，齿厚公差

T sn =√F r 2+b r 2×2tan ∝n =√0.0562+0.1452×2tan20°mm=

故由式求得，齿厚下偏差为

E sni =E sns -T sn =由式和得

公法线长度上偏差E bns =E sns ×cos αn =×°mm= 公法线长度下偏差E bni =E sni ×cos αn =×°mm= 公法线长度查表得W K =3×23.0233mm =

三、减速器装配草图设计草图准备

选定联轴器类型

对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，对于输出轴为了具有减震的作用也采用弹性柱销联轴器。确定滚动轴承类型对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采用深沟球轴承。

确定滚动轴承的润滑和密封方式

由前面计算可知高速级齿轮线速度s，低速级齿轮线速度s，根据最大齿轮（低速级大齿轮），选择油润滑故滚动轴承采用油润滑，并在轴上安装挡油板（避免润滑油对齿轮的冲击）。考虑减速器工作环境有尘，故采用唇形圈密封。

确定轴承端盖的结构形式

凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。

确定减速器机体的结构方案

考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示例图如下图所示：

草图第一阶段

间距确定

(1) 取中间轴上两齿轮轴向间距?4=6mm 。

(2) 因采用油润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，取

?3=4 mm ；取挡油板宽度C=4 mm 。

(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体内壁的距离?2=10 mm 高速轴轴系部件设计

(1) 选择轴的材料

因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。 (2) 初步轴径d min ，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d 1和长度L 1

对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[3]第759页得，C=97~106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 97，则

d min

=C √P Ⅰn Ⅰ3

=97×√2.69960

3=13.68 mm

考虑键槽影响，取d min =13.68×(1+5%) mm =14.36 mm 。

(3) 确定轴的轴向固定方式

因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。

(4) 联轴器及轴段①

前面计算的d min 即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进行。

由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献[1]表取K A =，计算转矩

T c1= K A T Ⅰ=1.5×26.8=40.2 N ·m

由参考文献[2]表查询可得GB/T 5014-2003中的LH1型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩160 N ·m ，许用转速为7100 r/min ，轴孔直径范围是12~24 mm 。满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径16 mm ，轴孔长度30 mm ，J 型轴孔，选用A 型键，联轴器主动端代号为HL2 16×30 GB T ?5014?2003。

相应的，轴段①的直径d 1=16mm ，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l 1=28 mm

(5) 密封圈与轴段②

联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=1 mm ，则轴段②的直径d_2=18 mm 。 (6) 轴承与轴段③及轴段⑦

由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7304C ，由文献[2]表查得内径d=20 mm ，外径D=52 mm ，宽度B=15 mm ，定位轴肩直径d amin =27 mm ，。故轴段③的直径d 3=20 mm 。

轴段⑦的直径应与轴段③相同，即d 7=20 mm 。 (7) 轴段④

由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d 4=30mm ，

d f1?d 4?t 1=38?30?3.3<2.5m n

故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d 4=27 mm (8) 齿轮轴段⑤

取l 5=b 1=50 mm 。 (9) 轴段⑥

在轴段⑦和齿轮轴段间取过渡轴段段d 6=27mm (10) 机体与轴段②③④⑥⑦的长度

因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=9 mm 。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm 。

在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段③⑦的长度l 3=l 7=15 mm ；轴段②的长度l 2=52mm ；轴段⑥的长度l 6=14 mm ；

轴段④的长度l 4= 93 mm 。

轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L 1=77.8；L 2=128.8 mm ；L 3=43.2mm 。完成的结构草图如下所示。

(11) 键连接设计

联轴器与轴之间采用A 型普通平键连接，型号为：键 5×25 GB/T 1096—2003，h=5，t 1=2.3 mm 。中间轴轴系部件设计

(1) 选择轴的材料

因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。 (2) 初步轴径d min ，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d 1和长度L 1

对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献[3]第759页得，C=97~106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 97，则

d min2

=C √P 2

n 23

=97×√2.58240

3=21.41 mm

(3) 确定轴的轴向固定方式

因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。

(4) 轴承与轴段①及轴段⑤

由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7305C ，由文献[2]表查得内径d=25 mm ，外径D=62 mm ，宽度B=17 mm ，定位轴肩直径d amin =32 mm ，。故轴段①的直径d 1=25 mm 。

轴段⑤的直径应与轴段①相同，即d 5=25 mm 。 (5) 齿轮3与轴段②

为了便于齿轮的安装，d 2应略大于d 1，取d 2=27 mm ，齿轮3左端用套筒固定，则轴段②的长度应略小于齿轮3的宽度b 3，取l 2=73mm 。 (6) 轴段③

齿轮3右端用轴肩固定，取d 3=32 mm 。l 3=6 mm (7) 齿轮2与轴段④

齿轮2左端也用轴肩固定。可取d 4=27mm ，齿轮2右端用套筒固定，则轴段④的长度应略小于齿轮2的宽度b 2，取l 4=43 mm 。 (8) 轴段①⑤的长度

l 1=33 mm l 5=36 mm

完成的结构草图如下所示。 (9) 键连接设计

齿轮2、齿轮3与轴之间采用A 型普通平键连接，型号分别为：键 8×40GB/T 1096—2003，h=7，t 1=3.3 mm ；键 8×70 GB/T 1096—2003，h=7，t 1=3.3 mm 。低速轴轴系部件设计

(1) 选择轴的材料

因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。 (2) 初步轴径d min ，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d 1和长度L 1 对于转轴，按扭转强度初算轴径，取C=97，则

d min

=C √P 3

n 33

=97×√2.4888

3=29.52 mm

考虑键槽影响，取d min =29.52×(1+5%) mm =30.99mm 。

(3) 确定轴的轴向固定方式

因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。

(4) 联轴器及轴段①

前面计算的即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进行。

由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献[1]表取K A =，计算转矩

T c3= K A T 3=1.5×264.4=396.6 N ·m

由参考文献[2]表查询可得GB/T 5014-2003中公称转矩630 N ·m 的弹性柱销联轴器满足要求，其许用转速为5000 r/min ，轴孔直径范围是30-48mm 。取与轴相连端轴径32 mm ，轴孔长度为L 1=60 mm ，J 型轴孔。相应的，轴段①的直径d 1=32mm ，取其长度为l 1=58 mm 。

(5) 密封圈与轴段②

联轴器右端采用轴肩固定，取轴段②的直径d 2=38 mm 。 (6) 轴承与轴段③及轴段⑦

由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，暂取轴承型号为6208，由文献[2]表查得内径d=40 mm ，外径D=80 mm ，宽度B=18 mm ，定位轴肩直径d amin =47mm ，。故轴段③的直径d 3=40 mm 。

轴段⑦的直径应与轴段③相同，即d 7=40 mm 。 (7) 轴段⑥

为了便于齿轮的安装，d 6应略大于d 7，取d 6=42 mm ，齿轮3右端用挡油板固定，则轴段⑥的长度应略小于齿轮4的宽度b 6，取l 6=68 mm 。

(8) 轴段⑤

齿轮4右端用轴肩固定，取d 5=48mm 。 (9) 轴段④

取过渡轴段④直径d 4=47mm 。 (10) 机体与轴段②③④⑤⑦的长度

因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=9 mm 。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm 。

在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。取轴段③的长度l 3=18 mm ；

轴段②的长度l 2=49 mm ；轴段⑦的长度l 7=37 mm ；取轴段⑤的长度l 5=4 mm ；取轴段④的长度l 4=66mm

轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L 1=88；L 2=114 mm ；L 3=61 mm 。完成的结构草图如下所示。

(11) 键连接设计

联轴器、和齿轮4与轴之间采用A 型普通平键连接，型号分别为：键 10×50 GB/T 1096—2003，h=8，t 1=3.3 mm 。键 12×63 GB/T 1096—2003，h=8，t 1=3.3 mm 。轴系部件校核计算

本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程。

(1) 轴的受力分析 a. 画受力简图

圆周力F t =

2T Ⅲd

2x2.698x105

189

=2855.03 N

径向力F r =F t x tan α=2855.03x tan 20°=1039.14 N b. 计算支反力

F H1=F r xL 3

L 2+L 3

=362.21N

F H2=F r ?F H1=676.93 N

F V1=F t xL 3

=995.18 N

F V2=F t ?F V1=1859.85 N

轴承1的总的支反力为

F R1=√F V12+F H122

=√(995.18)2+(362.21)22

=1059.05 N

轴承2的总的支反力为

F R2=√F V22+F H222

=√(1859.85)2+(676.93)22

=1979.21 N

c. 画弯矩图

在水平面上,轴承1处，A-A 面左侧

M aH1=F H1L 2=362.21Nx114 mm =41291.94N ·mm

A-A 面右侧

M aH2=F H2L 3= 676.93 Nx61mm =41292.73 N ·mm

垂直面上，弯矩为

M aV = F V1L 2= 995.18 Nx114mm =113450.52 N ·mm M aV ′=F V2L 3=1859.85 Nx61mm =113450.85N ·mm

A-A 面左侧

M a = √M aH12+M aV 2=58396.18 N ·mm

A-A 面右侧

M a ′= √M aH22+M aV 2=160443.50 N ·mm

d. 画转矩图

T =269800N ·mm

(2) 校核轴的强度

A-A 剖面右侧弯矩大，有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为

W =0.1d 63?bt (d 6?t )26=0.1x423

?12x5(42?5)2=6430.94 mm 3

该截面的抗扭截面模量为

W T =0.2d 63

?bt (d 6?t )22d 6=0.2x423?12x5(42?5)22x42

=13839.74 mm 3

弯曲应力

σb = M = 160443.50N ·mm 3

=24.95 MPa

σa =σb =24.95 MPa

σm =0

扭剪应力

τT =T W T =269800N ·m 13839.74 mm 3

=19.49 MPa

τa =τm =τT

=9.75MPa

调质处理的45钢，由参考文献[3]可以查得σb =650 MPa ，σ?1=300 MPa ，τ?1=155 MPa ；材料等效系数Ψσ=0.2，Ψτ=0.1。

键槽引起的应力集中系数可由参考文献[1]附表得：K σ=1.825，K τ=。查参考文献[1]附图得εσ=0.8，ετ=0.76。

61mm

114mm 88mm

41292.73

113450.52 160443.50

269800

41291.94

113450.85

58396.18

查参考文献[1]附图与附表得β=0.92。由此，安全系数计算如下：

Sσ=

σ?1

Kσ

βεσσa

+Ψσσm

300

1.825

0.92×0.8×24.95+0.2×0

=4.85

Sτ=

τ?1

Kτ

βεττa

+Ψττm

155

1.625

0.92×0.76×9.75+0.1×9.75

=6.56

S=στ

√S

2+S

=3.90

由参考文献[1]表得许用安全系数[S]=~，显然S>[S]，故A-A截面安全。

(3)校核键连接的强度

滚筒与轴连接处为平键连接，挤压应力

σp=4T dhl

式中：d——键连接处的轴径，mm；

T——传递的转矩，N·mm；

h——键的高度，mm；

l——键连接长度，mm；

故

σp=4T

dhl

4x269800

42x8x63

= 50.98 MPa

键、轴材料均为45钢，[σp]= 120~150MPa。σp<[σp]，故强度满足需要。

(4)校核轴承强度

由参考文献[2]查得6208轴承的C r=29500 N,C0=18100N。轴承工作环境无轴向力，轴承1的工作环境比轴承2工作环境恶劣，故只需校核轴承2。

计算当量动载荷

P=XF r

其中，X为动载荷径向系数，F r为轴承径向载荷。由参考文献[1]表可知，X=1。

则

P=XF r=F r=F R2=1979.21 N

(5)校核轴承寿命

轴承在100℃下工作，f T=1。根据其载荷性质，取f P=1.1。

轴承寿命为

L h=

106

60xn

Ⅲ

(

f T C r

Pf P

)

106

60x88

1x29500

)

=4.71×105 h

已知减速器使用五年，三班工作制，则预期寿命为

L h`=8x3x250x5=30000 h 轴承寿命很充裕。

草图第二阶段

传动件的结构设计

(1)齿轮2结构设计

齿轮2 齿顶圆直径d a2=mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。

采用自由锻毛坯结构，如下图所示。

图中各尺寸如下：

d h=27 mm

D1≈1.6d h=1.6×27=43.2 mm

取

D1=45 mm

D2≈d a?10m=178.81?10?2=158.81 mm，为增强齿根部强度，取D2=160 mm

c=(0.2~0.3)b=(0.2~0.3)×45=9~13.5 mm

取c=10 mm

r=0.5c=0.5×10=5 mm

D0=0.5(D1+D2)=0.5×(45+160)=102.5mm

d0≈0.25(D2?D1)=0.25×(160?45)=28.75 mm

L=(1.2~1.5)d h=42~52.5=45mm

(2)齿轮3结构设计

齿轮3 齿顶圆直径d a3=75mm<200 mm，做成实心式结构。

(3)齿轮4结构设计

齿轮4 齿顶圆直径d a4=195mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。考虑节约成本，采用自由锻毛坯结构，如前图所示。

图中各尺寸如下：

d h=42 mm

D1≈1.6d h=1.6×42=67.2 mm

取D1=70 mm

D2≈d a?10m=195?10×3=165 mm，

取D2=165 mm

c=(0.2~0.3)b4=(0.2~0.3)×70=14~21 mm

取c=18 mm

r=0.5c=0.5×18=9 mm

D0=0.5(D1+D2)=0.5×(70 +165)=117.5 mm

取

D0=120 mm

d0≈0.25(D2?D1)=0.25×(165?70)=22.5mm

取

d0=25 mm

轴承端盖的设计

采用凸缘式轴承端盖，结构如下图所示：

(1)高速轴轴承端盖设计

由前面设计可知，轴承外径D=52mm，d3=8mm，

D2=D+(5~5.5)d3=92~96 mm，取D2=94 mm

D0=0.5(D2+D)=0.5×(94+52)=73mm

d1=18 mm，b1=11mm

(2)中间轴轴承端盖设计

由前面设计可知，轴承外径D=62 mm，d3=8 mm，

D2=D+(5~5.5)d3=102~106 mm，取D2=104 mm。

D0=0.5(D2+D)=0.5×(104+62)=83mm

d1=25 mm，b1=9mm

(3)低速轴轴承端盖设计

由前面设计可知，轴承外径D=80mm，d3=8 mm，

D2=D+(5~5.5)d3=120~124 mm，取D2=122 mm。

D0=0.5(D2+D)=0.5×(122+80)=101 mm

由参考文献[2]表可知， d1=38 mm，b1=12mm

挡油板的设计

挡油板结构如左图所示

套筒设计

(1)中间轴套筒设计

①取内径d1=25 mm，外径d2=34 mm，d2=32 mm长度l=14 mm。

②取内径d1=25 mm，外径d2=34 mm，d2=32 mm长度l=17 mm

(2)低速轴套筒设计

取内径d1=40 mm，外径d2=50 mm，d2=47 mm，长度l1=5 mm，l1=12 mm。

草图第三阶段

减速器机体的结构设计

(1)机体中心高和油面位置的确定

为防止浸油齿轮将油池底部沉积物搅起，大齿轮的齿顶圆到油池底面的距离应不小于30~50 mm。应保证齿轮浸入深度应不小于10 mm，最高油面应比最低油面高出10~15mm，且齿轮浸油深度最多不超过齿轮半径的1/3。按照以上原则，选择机体中心高H=165 mm，油面高度为65mm，满足以上要求。

验算油量：单级减速器传递1kW功率需要油量为~dm3，本设计为二级齿轮减速器，传递的需油量

V0=2×(0.35~0.7)dm3

×2.72kW=(1.904~3.808)×106mm3

油池容量

V=59×150×439=3.89×106mm3

V>V0，满足设计，润滑条件较好。

(2)其他结构设计详见A0图纸。

减速器的附件设计

(1)窥视孔盖和窥视孔

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，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。

按要求选取A=90,B=60，A

1=120，B

=90，C=105，C

=70，C

=75，R=5,螺钉尺寸M6 20

螺钉数目为4，具体尺寸见参考文献[2]P167页。

(2)放油螺塞

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加皮封油圈加以密封。选用六角螺塞M12（JB/ZQ 4450-1986），油圈 22×15 ZB 70-62。

(3)油标指示器

选取M12的杆式油标。参数如下：

具体尺寸见参考文献[3]P14页。油标位置箱体中部。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

(4)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。由于是在有尘的环境下，只需使用简易通气孔。选取简易通气孔。具体尺寸选取查阅参考文献[3]P14页。

(5)吊钩和吊耳

吊耳参数如下：d=(1.8~2.5)δ1=(14.4~20) mm，取d=16 mm；e=(0.8~1.0)d= (12.8~16)，取e=16 mm；s=2δ1=16 mm；取R=16mm。

在机盖上上直接铸出吊耳和吊钩，用以起吊或搬运较重的物体。吊钩参数如下：B= c1+c2=30;s=2δ=20 mm；H=(0.8~1.0)B=（24~30）mm，取H=30 mm；h= (0.5~0.6)H=（15~18）mm，取h=15 mm;r=0.25B=7.5

具体尺寸由参考文献[3]P15页的经验公式选取。

(6)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。选取公称直径为8的圆锥销，采用非对称布置。具体尺寸见参考文献[2]P118页表圆柱销（GB/）。

(7)启盖螺钉

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。选取与机盖和机座连接螺栓相同规格的螺栓作为启盖螺栓。螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹。

参考文献：

[1]王黎钦，宋宝玉. 机械设计. 哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010

[2]宋宝玉. 机械设计课程设计指导书.高等教育出版社，2006

[3]宋宝玉. 简明机械设计课程设计图册.高等教育出版社，2007