设计说明书1.

目

录

机械设计基础课程设计任务书……………………………….1 一、传动方案的拟定及说明………………………………….3 二、电动机的选择…………………………………………….3 三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4 四、传动件的设计计算………………………………………..6 五、轴的设计计算…………………………………………….15 六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23 七、键联接的选择及校核计算……………………………….26 八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31 参考资料目录

题目名称 学生学院 专业班级 姓 学 名 号

带式运输机传动装置

一、课程设计的内容

设计一带式运输机传动装置（见 图 1） 。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、 轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。 图 2 为参考传动方案。

D

F

v

动力及传动装置

图 1 带式运输机传动装置

图 2 参考传动方案

二、课程设计的要求与数据

已知条件： 1．运输带工作拉力： F = 2.6 kN； 2．运输带工作速度： v = 2.0 m/s； 3．卷筒直径： D = 320 mm； 4．使用寿命： 8 年； 5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。

三、课程设计应完成的工作

1．减速器装配图 1 张；

-1-

2．零件工作图 3．设计说明书

2 张（轴、齿轮各 1 张） ； 1 份。

四、课程设计进程安排

序号

一

设计各阶段内容 设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具 传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；

计算传动装置运动和动力参数

地点

教 1-201

起止日期

第 18 周一

二

传动零件设计计算:

带传动、齿轮传动主要参数的设计计算

教 1-201

第 18 周一 至第 18 周二

减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图； 轴系部 三

四 件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减 速器箱体及附件的设计 教 1-201

第 18 周二 至第 19 周一 第 19 周二 至第 20 周一 第 20 周周二 第 20 周 周三至周四 第 20 周五

完成减速器装配图: 零件工作图设计 整理和编写设计计算说明书 课程设计答辩

教 1-201 教 1-201 教 1-201 工字 2-617

五 六 七

五、应收集的资料及主要参考文献

1 2 3 4 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001. 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.

王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京： 高等教育出版社， 1995. 机械制图、机械设计手册等书籍。

-2-

设计计算及说明

结

果

一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动 减速） ，说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nW ，即

nW 

60  1000 v 60  1000  2   119 .4 r min D   320

nW  119.4 r min

一般常选用同步转速为 3000r min 的电动机作为原动机，因此传 动装置总传动比约为 16--23。 根据总传动比数值，可采用任务书 所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动

二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y132M-4 吗系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构 2．电动机容量 1) 卷筒轴的输出功率ＰＷ P W  2) 电动机输出功率Ｐd 传动装置的总效率

Pd 

Fv 2600  2.0   5.2kW 1000 1000

PW  5.2kW

pW



3 2   12  2  3  4  5

式中， 1 2 ... 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效 率。由参考书 1 表 2-4 查得： 弹 性 联 轴 器 1  0.99 ； 滚 子 轴 承 2  0.98 ； 圆 柱 齿 轮 传 动

3  0.97 ；卷筒轴滑动轴承 4  0.95 ；V 带传动5 =0.96

则   0.99  0.984  0.972  0.95 0.96  0.784

  0.784

Pd  6.63kW

-3-

设计计算及说明 故

Pd  pW

结

果





5.2  6.63kW 0.784

3．电动机额定功率 Ped 由[1]表 20-1 选取电动机额定功率 Ped  7.5kW 4．电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任 务书中推荐减速装置传动比范围 i  24 ~ 34 ，则 电动机转速可选范围为

  nW  i 2  119.4  (21 ~ 34)  2864 nd .8 ~ 4059 .6r / min

可见只有同步转速为\3000r/min 的电动机均符合。 选定电动机的 型号为 Y132S2--2。主要性能如下表： 电机型号 Y132S2-2 额定功率 7.5KW 满载转速 2900r/mi n 起运转矩 2.0 最大转矩 2.2

5、计算传动装置的总传动比 i  并分配传动比 1） 、总传动比 i =

pW  5.2  24.29（符合 24

i  =24.29



2)、 分配传动比 假设 V 带传动分配的传动比 i1  2 ， 则二级展开 式圆柱齿轮减速器总传动比 i 。 = 二级减速器中： 高速级齿轮传动比 i 2  1.4 * i 。  1.4 *12.15  4.12 i 低速级齿轮传动比 i 3 

i  12.15 i1

i 2 =4.12

i 3 =2.95

i 。 12.15   2.95 i2 4.12

三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴

依次编号为： Ⅰ轴、 Ⅱ轴、

-4-

设计计算及说明 Ⅲ轴。 各轴转速为：

n0  nm  2 9 0 0 r / m in n nm 2900    1450 r / m in i1 2 n 1450   352 r / m in i2 4.1 2 n 352   119 r / m in i3 2.9 5

结

果

n0  2900r / min n  1450r / min n  352r / min n  119r / min

n  n 

2．各轴输入功率 按电动机所需功率 Pd 计算各轴输入功率，即

电动机的输入功率， P0  Pd  6.63kW 第一根轴的功率， P  Pd5  6.63 0.96  6.36kW 第二根轴的功率， P  P23  6.36  0.98 0.97  6.05kW 第三根轴的功率， P  P23  6.05 0.98 0.97  5.75kW

P0  6.63kW P  6.36kW P  6.05kW P  5.75kW

3．各轴输入转矩 T(N•m)

T0  9.55  106 

P0 6.63  9.55  106  N  mm  2.183 104 N  mm n0 2900

4 5

T0  2.183  10 4 N  mm T 4.191  10 4 N  mm

T  T0  5i1  2.183 104 N  mm 096 2  4.191 104 N  mm

T  T 2 3 i 2  4.19110 N  m m 0.98 0.97  4.12  1.64210 N  m m T  T 2 3 i3  1.642105 N  m m 0.98 0.97  2.95  4.603105 N  m m

T  1.642 105 N  m m T  4.603 105 N  m m

将计算结果汇总列表备用。 项目 N 转速 （ r/min 2900 ） P 功率 （kW） 转矩 T(N •m) 6.63 6.36 6.05 5.75 1450 352 119 电动机 高速轴 中间轴 低速轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ

2.183104

4.191104

1.642105

4.603105

i 传动比 2 效率  0.95

4.12 0.98

-5-

2.95 0.97

设计计算及说明 四、传动件的设计计算 1．设计带传动的主要参数。 已知带传动的工作条件：两班制（共 16h） ，连续单向运转，载荷 平稳，所需传递的额定功率 p=6.63kw 小带轮转速 n1  2900r / m 大带轮转速 n 2  1450r / m ，传动比 i1  2 。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带 的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之 前已经按5 选择了 V 带传动， 所以带的设计按 V 带传动设计方法 进行） 1） 、计算功率 pa 2)、选择 V 带型

结

果

pa = K A  P  1.1 6.63kw  7.29kw

根据 pa 、 n1 由图 8-10《机械设计》p157 选择

A 型带（d1=112—140mm） 3） 、确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 v (1)、初选小带轮的基准直径 d d ，由（ 《机械设计》p155 表 8-6 和 p157 表 8-8，取小带轮基准直径 dd1  125mm （2） 、验算带速 v

v

  d d  n1

1

60 1000



 125 2900

60 1000

m / s  19.0m / s

V=19.0m/s

因为 5m/s

d d 2  i  d d1  2  125mm  250mm ，

初定 d d 2 =250mm （

4） 、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld a、 根据式 8-20 《机械设计》p152

d d 2 =250mm

0.7 (dd1  dd2 )  a0  2(dd1  dd2 ) 0.7  (125  250 )  a0

 2  (125  250 )

-6-

设计计算及说明 262.5  a  750 初定中心距 a0 =500mm b、由式 8-22 计算带所需的基准长度

结

果

a0 =500mm

l 0 =2 a0 +



2

d d1  d d 2  

d d1  d d 2 2

4a0

=2×500+π ×0.5×（125+250）+（250-125） （250-125）/4 ×500 ＝1597mm 由表 8-2 先带的基准长度 l d =1600mm c.计算实际中心距 a＝ a0 +( l d - l 0 )/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）.验算小带轮包角

l d =1600mm

1 ＝180°-（ d d 2 - d d 1 ）/a×57.3°

＝180°-（250-125）/501.5×57.3° ＝166°>90° （6）.计算带的根数 单根 V 带所能传达的功率 根据 n1 =2900r/min 和 d d 1 =125mm 表 8-4a 用插值法求得 p 0 =3.04kw 单根 v 带的传递功率的增量 Δ p 0 已知 A 型 v 带，小带轮转速 n1 =2900r/min 转动比 i= 包角满足条件

1 ＝166°

n1 = d d 1 / d d 2 =2 n2

查表 8-4b 得 Δ p 0 =0.35kw 计算 v 带的根数 查表 8-5 得包角修正系数 k =0.96, 表 8-2 得带长修正系数

-7-

设计计算及说明

结

果

k L =0.99

p r =( p 0 +Δ p0 )× k × k L =(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW

Z=

pc =7.29/5.34=1.37 Pr

故取 2 根.

V 带取 2 根.

（7） 、计算单根 V 带的初拉力和最小值

F0 min ＝500*

(2.5  k ) pc +qVV=190.0N ZVk 

F0 min =190.0N

对于新安装的 V 带,初拉力为:1.5 F0 min =285N 对于运转后的 V 带,初拉力为:1.3 F0 min =247N （8） ．计算带传动的压轴力 FP

FP =2Z F0 sin(  1 /2)=754N

（9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V 带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略） 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮

FP =754N

先设计高速级齿轮传动 1） 、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB

2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮 z 1 =20，则 z 2 = i 2 z 1 ， z 2 =20  4.12=82.4，取 z 2 =83 并初 步选定 β ＝15°

-8-

设计计算及说明 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.由图 10-30 选取区域系数 Zh=2.425 c.由图 10-26 查得  1  0.76 ,  2  0.84 ,则     1    2  1.60 d.计算小齿轮的转矩: T1  4.189104 N  mm。确定需用接触应力 e.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 , 故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表 9-5 得 齿轮接触应力

 lim1  =600MPa 大齿轮的为  lim2  =550MPa h.由式 10-13 计算应力循环次数

结

果

   1.60

N1  4.065109 N2  9.866108

N1  60n1 jLh  6014501 (8  2  8  365)  4.065109

N2  4.065 109  9.866 108 4.12

i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90

K HN 2 =0.96

 H 1

= K HN 1  lim1  /S=540Mpa

 H1   540Mpa  H 2   528MPa

 H 2 =

K HN 2  lim2  /S=528 Mpa

Mpa

 H  =(  H 1 +  H 2 )/2=543

3） 、计算 （1）计算圆周速度: V= d1t л n1/60000=3.26m/s （2)计算齿宽 B 及模数 m nt B=φ d d1t =1X42.9mm=42.9mm

V=3.26m/s

m nt = d1t cosβ / z 1 =2.07mm

H=2.25 m nt =4.66mm B/H=42.9/4.66=9.206

-9-

设计计算及说明 （3） 、计算纵向重合度  

结

果

  =1.704

  =0.318φ d z 1 tanβ =1.704

（4） 、计算载荷系数 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得: K=2.001

K A  1, KV  1.15, KH  1.45, KF  1.35, KH  KF  1.2

故载荷系数

d1 =46.22

K  K A  KV  K H  K H  11.151.451.2  2.001

（5） 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式 10—10a 得 （6） 、计算模数 m nt

d1 = d1t

3

k =46.22mm Kt

mn1  2mm

m nt = d1 Cosβ /Z1=2.232mm

4） 、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17

mn1  3 2 KT1YF 1Ysa 1 cos 2   a (u  1) z12  F 1 

(1)、计算载荷系数:

K  K A  KV  KF  KF  11.151.2 1.35  1.863

(2)、 根据纵向重合度   =1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响系数

Y  0.85

(3)、计算当量齿数 齿形系数

z v1  20 83  22.19 ， z v2   92.10 3  cos 3 15 cos 15

（4） 、由[1]图 10-5 查得 YFa 1  2.72 ，YFa 2  2.21 由表 10-5 查得 YSa1  1.57，YSa 2  1.776 由图 10-20C 但得  FE1  =500 MPa  FE 2 =380 MPa

- 10 -

设计计算及说明 由图 10-18 取弯曲疲劳极限 K FN1 =0.85, K FN 2 =0.88 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1.4,由 10-12 得:

结

果

 F1 = K FN1  FE1  /S=303.57

 F 2 = K FN 2  FE2 /S=238.86

MPa MPa

（5） 、计算大小齿轮的

YF 1Ysa 1

 F 1 

，并比较

YF 1Ysa 1

 F1 

 

2.72  1.57  0.0147 303.57 2.268 1.794  0.01704 238.84

YF 2Ysa 2

 F 2 

且

YF 1Ysa1

 F1 



YF 2Ysa 2

 F 2 

，故应将

YF 2Ysa 2

 F 2 

代入[1]式（11-15）计算。

（6） 、计算法向模数

mn1  3 2 KT1YF 1Ysa1 cos2   a (u  1) z12  F 1  2  1.863 4.189 104  0.85 cos2 15  0.01704  1.48 1 1.6  202

3

对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度 , 则需按分度圆直径

d1 =46.22mm 来计算应有的数,于是有:

取 mn1  2mm； （7） 、则 z1 

d1  cos  46.22 cos15

  22.32 ，故取 z1 =22 mn 2

.则 z2 = i2 z1 =90.64，取 z2  90 （8） 、计算中心距

a1  mn ( z1  z2 ) 2  (22  90)   115.95mm 2 cos  2  cos15

a1=116mm

取 a1=116mm （9） 、确定螺旋角

- 11 -

‘ 1  155 24”

设计计算及说明

mn ( z1  z2 ) 2a 2  (22  90) ‘  arccos  15.09  155 24” 2  116

结

果

1  arccos

d1 = 45.58mm

d 2 = 186 .42 mm

（10） 、计算大小齿轮分度圆直径:

Z 1 mn  45 .58mm d1 = cos 15.09 Z 2 mn  186 .42 mm d2 = cos 15.09 

B2  45mm， B1  50mm

（11） 、确定齿宽

b2   a d1  1 45.57  45.57mm

取 B2  45mm，B1  50mm 5） 、结构设计。 （略）配合后面轴的设计而定

低速轴的齿轮计算 1） 、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB

2） 、取小齿轮 z3 =20，则 z4 = i 3  z3  2.95 20=59 步选定 β ＝15° 3） 、按齿面接触强度计算:

确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.由图 10-30 选取区域系数 zH  2.425 c.由图 10-26 查得 1  0.76, 2  0.85, 则   1  2  1.61 d.计算小齿轮的转矩: T2  1.64105 N  mm

- 12 -

设计计算及说明 确定需用接触应力 e.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 , 故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表 9-5 得 齿轮接触应力  lim1  =600MPa 大齿轮的为  lim2  =550MPa h.由式 10-13 计算应力循环系数

结

果

N1  60n1 jLh  60 3521 (8  2  8  365)  9.867108

N2  9.867 108  3.345 108 2.95

i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.96

K HN 2 =0.97

 H 1

= K HN 1  lim1  /S=576Mpa

 H 2 =

K HN 2  lim2  /S=533.5 Mpa

Mpa V=1.21m/s

 H  =(  H 1 +  H 2 )/2=554.8

4） 、计算 (1)、圆周速度: V= d1t л n1/60000=1.21m/s （2） 、计算齿宽 b 及模数 m nt B=φ d d1t =1X65.87=65.87mm

m nt = d1t cosβ / z 1 =3.18mm

H=2.25 m nt =7.16mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度  

  =0.318φ dZ1tanβ =1.704

a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得:

- 13 -

K=1.960

设计计算及说明

结

果

K A  1, KV  1.12, KH  1.458 , KF  1.36, KH  KH  1.2

故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4） 、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式 10-10a 得

d1 = d1t

3

k =70.48mm Kt

（5）计算模数 m nt

m nt = d1 cosβ / z3 =3.404mm

5） 、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17

mn1  3 2 KT1YF 1Ysa 1 cos 2

  a (u  1) z12  F 1 

a 上式中 K  K A  KV  KF  KF  11.121.2 1.36  1.829 b 根据纵向重合度   =1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y β =0.85 c 计算当量齿数 齿形系数

z v1  20 59  22.19 ， zv2   63.32 3  cos 3 15 cos 15

由[1]图 10-5 查得 YF1  2.72，YF 2  2.292 由图 10-20C 但得  FE1  =500 MPa  FE 2 =380 MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳极限 K FN1 =0.86, K FN 2 =0.89 d 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1.4,由 10-12 得:

 F1 = K FN1  FE1  /S=307.14

 F 2 = K FN 2  FE2 /S=241.57

YF 1Ysa1

e 比较

MPa MPa

 F1 

 

2.715 1.571  0.01363 307.14 2.212 1.772  0.01623 241.57

YF 2Ysa 2

 F 2 

- 14 -

设计计算及说明 且

结

果

YF 1Ysa1

 F1 



YF 2Ysa 2

 F 2 

，故应将

YF 2Ysa 2

 F 2 

代入[1]式（11-15）计算。

f 法向模数

2 KT1YF 1Ysa1 cos2  mn1   a (u  1) z12  F 1 

3

mn1  2.5mm

2  1.829 1.56  105  0.85  cos2 15   0.0165  2.263 1  1.61 202

3

z3  27

z4  80

对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度 , 则需按分度圆直径

d1 =70.48mm 来计算应有的数,于是有:

取 mn1  2.5mm g 中心距

a1  mn ( z1  z2 ) 2  (27  80)   138.47mm 2 cos 2  cos15

a1=138mm

z3  27 .则 z4  80

‘36 “ 1  1415

取 a1=138mm h 确定螺旋角

mn ( z1  z2 ) 2a 2  (27  80)  arccos  14.26  1415 ‘36 “ 2  138

1  arccos

d3 =69.64mm

d4 =206.36mm

i 计算大小齿轮分度圆直径:

Z 3mn  69.64 mm cos 14.26  Z 4 mn  206 .36 mm d4 = cos 14.26

d3 =

B4  70mm， B3  75mm

J 齿宽

B4   a d3  1 69.64  69.64mm

取 B4  70mm，B3  75mm 4)、齿轮结构设计， （略）配合后面轴的设计而定

五、轴的设计计算

为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为

- 15 -

设计计算及说明

结

果

2T1 2  4.191 104 Ft1    1839N d1 45.58 Ft1  tg n 18.9  tg 20 Fr1    693N cos 1 cos15 524" Fa1  Ft1tg1  1839 tg15 524"  496N 2T2 2  4.603 105 Ft 2    4461 N d3 206.36 Ft 2  tg n 4461 tg 20 Fr2    1675N cos  2 cos141536" Fa2  Ft 2 tg 2  4461 tg141536"  1134N

1．高速轴Ⅰ设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr， d min =20mm 调质处理，查表 15-31，取 A0  100 2）初算轴的最小直径

d min  A0  3

p 6.36  100 3  16.869mm n 1450

高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟 V 带轮轴孔直径。因为带轮轴 上有键槽，故最小直径加大 6%， d min =18.375mm。由《机械设计 手册》表

22-1-17 查得带轮轴孔有 20，22，24，25，28 等规格， 故取 d min =20mm 高速轴工作简图如图(a)所示

首先确定个段直径

- 16 -

设计计算及说明 A 段： d1 =20mm 有最小直径算出）

结

果

B 段： d 2 =25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为 25mm 的 C 段： d 3 =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内 径 D 段： d 4 =36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm E 段：d 5 =45.58mm， 将高速级小齿轮设计为齿轮轴， 考虑依据 《课 程设计指导书》p116 G 段， d7 =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承 内径 F 段： d 6 =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm 第二、确定各段轴的长度 A 段： L1 =1.6*20=32mm,圆整取 L1 =30mm B 段： L2 =54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm C 段： L3 =28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合,加上挡油 盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24）

L3 =B+△3+2=16+10+2=28mm

G 段： L7 =29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合,加上挡油 盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） F 段： L6  8mm， L6 =△2-2=10-2=8mm E 段： L5  50mm，齿轮的齿宽 B1  50mm D 段： L4 =92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度 减去箱体内已定长度后圆整得 L4 =92mm 轴总长 L=290mm 两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm， 2、轴Ⅱ的设计计算

- 17 -

L=290mm S=174mm

设计计算及说明 1） 、 按齿轮轴设计， 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同， 40Cr， 调质处理，查表 15-31，取 A0  100 2）初算轴的最小直径

结

果

d min =30mm

d min  A0  3

p 6.03  100 3  25.78mm n 352

因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6%， d min =27.325mm。根 据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分， 初选圆锥滚子轴承 30206，故取 d min =30mm 轴Ⅱ的设计图如下：

首先，确定各段的直径 A 段: d1 =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 F 段： d6 =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 E 段： d5 =38mm，非定位轴肩 B 段： d 2 =48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 C 段： d3 =64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D 段： d4 =50mm, 定位轴肩 然后确定各段距离： A 段： L1 =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油 盘的长度 B 段： L2 =8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度

- 18 -

设计计算及说明 C 段： L3 =75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E 段： （为了安装固定） L5 =43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm F 段： L6 =41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距 离 D 段： L4 =9.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度） S=174mm 减去已知长度 得出 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率 P=5.58KW,转速 n =119r/min,T=460300Nm

m 轴的材料选用 40Cr（调质） ，可由表 15-3 查得 A0 =110

结

果

d min =45mm

所以轴的直径: dmin  A0 3

P =39.65mm。因为轴上有两个键槽， n

故最小直径加大 12%， d min =44.408mm。 由表 13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为 LH3 轴孔的直径 d1 =45mm 长度 L=84mm 轴Ⅲ设计图 如下：

首先，确定各轴段直径 A 段: d1 =45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 B 段: d 2 =60mm,非定位轴肩,h 取 2.5mm C 段: d 3 =72mm,定位轴肩，取 h=6mm D 段: d 4 =68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm

- 19 -

设计计算及说明 E 段: d 5 =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 F 段: d 6 =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G 段: d 7 =45mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A 段: L1 =46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 B 段: L2 =68mm，齿轮齿宽减去 2mm，便于安装 C 段: L3 =10mm, 轴环宽度，取圆整值 根据轴承（圆锥滚子轴承 30212）宽度需要 D 段: L4 =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E 段: L5 =33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 F 段: L6 =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G 段: L7 =84mm,联轴器孔长度

结

果

轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知：

Ft  1839N , Fr  693N , Fa  496N , Fp  754N

设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：

L1  81.75mm， L2  132.25mm L3  48.25mm

由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1  703N FNH 2  1136N M H  65013 N  mm

- 20 -

设计计算及说明

结

果

FNH 1  703N FNH 2  1136N M H  65013 N  mm

垂直支反力:

F ' NV 1  Fa  496N , M a  11304 N  m m, FNV 1  1360N , FNV 2  87N

MV 1  61640 N  m m，MV 2  11822 N  mm MV 3  106917 N  mm

合成弯矩

 ca =14.49MPa

M1  61640 N  mm,M 2  134918 N  mm, M3  125132 N  mm

由图可知,危险截面在 C 右边 W=0.1 d 3 =9469

 ca = M ca /W=14.49MPa

轴材料选用 40Cr 查手册  1   70MPa 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知：

Ft  1839N , Fr  693N Fa  496N F ' t  4461 N , F ' r  1675N F 'a  1134N

设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：

L1  60.75mm， L2  69.5mm L3  48.25mm

由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1  2446N , FNH 2  176N M H 1  148595 N  mm, M H 2  8552N  mm

- 21 -

设计计算及说明

结

果

FNH 1  2446N , FNH 2  176N M H 1  148595 N  mm, M H 2  8552N  mm

垂直支反力:

M 1  15894 N  mm, M 2  176472 N mm M 3  43365 N  m m， M 4  12174 N mm

M a  39486 N  mm, FNV 1  917N , FNV 2  65N

M V 1  55708 N  m m， M V 2  95194 N mm M V 3  42513 N  mm, M V4  8664N  mm

合成弯矩

M 1  15894 N  mm, M 2  176472 N mm M 3  43365 N  m m， M 4

 12174 N mm

由图可知,危险截面在 B 右边 W=0.1 d 3 =33774

 ca =5.98MPa

 ca = M ca /W=5.98MPa

轴材料选用 40Cr 查手册  1   70MPa 符合强度条件!

第三根轴: 求轴上载荷 已知：

Ft  4461 N , Fr  1675N , Fa  1134N

设该齿轮齿向是右旋，受力如图：

FNH 1  2948N FNH 2  1513N M H  186490 N  mm

L1  62.25mm， L2  121.25mm

由材料力学知识可求得

- 22 -

设计计算及说明 水平支反力:

结

果

M 1  199810 N  mm, M 2  263321 N mm

FNH 1  2948N FNH 2  1513N M H  186490 N  mm

垂直支反力:

M a  117000 N  mm, FNV 1  1107N , FNV 2  568N M V 1  68897 N  m m， M V 2  185902 N mm

合成弯矩

 ca =19.77MPa

M1  199810 N  mm, M 2  263321 N mm

由图可知,危险截面在 B 右边 算得 W=19300

 ca = M ca /W=19.77MPa

轴材料选用 40Cr 查手册  1   70MPa 符合强度条件!

Fr1  1531 N Fr 2  1139N

六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为 30206 的圆锥滚子轴承 1）计算轴承的径向载荷：

2 2 2 2 Fr1  FrNH N 1  FrNV 1  703  1360  1531 2 2 2 2 Fr 2  FrNH N 2  FrNV 2  1136  872  1139

2）计算轴承的轴向载荷

(查指导书 p125)

30206 圆锥滚子轴

承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW， e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：

Fd1  Fr1 F  478 N , Fd 2  r 2  356 N 2Y 2Y

因为 Fa  Fd 2  496N  356N  852N  Fd1  356N 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松

- 23 -

设计计算及说明

结

果

Fa1  Fa  Fd 2  852N 、 Fa 2  Fd1  356N

2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p  1.5

F 852 因为 a1   0.56  e  0.37 X1  0.4, Y 1  1.6 Fr1 531

P  P2  2963 N

p1  f p  XFr1  YFa1   2963

因为

Fa 2 356   0.312  e ， X 2  1,Y2  0 Fr 2 1139

Lh  87700 h

p2  f p  XFr 2  YFa 2   1709

所以取 P  P2  2963 N 3）校核轴承寿命

Lh  106 C  106 43.3  103 3 ( ) h ( ) h  87700 h 60n P 60  1450 2963

Fr1  2612 N Fr 2  188N

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 18 年.故所选轴承适用。 2．Ⅱ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷：

2 2 Fr1  FrNH 24462  9172  2612N 1  FrNV 1  2 2 2 2 Fr 2  FrNH 2  FrNV 2  176  65  188N

2）计算轴承的轴向载荷

(查指导书 p125)

30206 圆锥滚子轴

Fa 2  1312N

承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW， e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：

Fd1  Fr1 F  816 N , Fd 2  r 2  59 N 2Y 2Y

Fa1  Fd 2  59N

因为 Fd1  Fa  816N  496N  1312N  F 'a  Fd 2  1193 N 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧

Fa 2  Fa  Fd1  1312N 、 Fa1  Fd 2  59N

2）计算轴承 1、2 的

当量载荷,取载荷系数 f p  1.5

- 24 -

设计计算及说明 因为

Fa1 59   0.026  e  0.37 X1  1, Y 1  0 Fr1 2612

结

果

PP N 1  3918

p1  f p  XFr1  YFa1   3918N

因为

Fa 2 1312   6.98  e ， X 2  0.4,Y2  1.6 Fr 2 188

Lh  142356 h

p2  f p  XFr 2  YFa 2   3262N

所以取 P  P N 1  3918 3）校核轴承寿命

Lh  10 C  10 43.3  10 3 ( ) h ( ) h  142356 h 60n P 60  352 3918

6 6 3

Fr1  3149 N Fr 2  1616 N

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 29 年.故所选轴承适 用。 2．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷：

2 2 2 Fr1  FrNH 2948  11072  3149N 1  FrNV 1  2 2 2 Fr 2  FrNH N 2  FrNV 2  1513  268  1616

2）计算轴承的轴向载荷

(查指导书 p125)

30211 圆锥滚子轴

Fa 2  1050N

承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW， e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为：

Fd1  Fr1 F  1050 N , Fd 2  r 2  539 N 2Y 2Y

Fa 2  2184N

因为 Fd1  Fa  1134N  1050N  2184N  Fd 2  539N 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧

Fa 2  Fd1  1050N 、 Fa 2  Fa  Fd1  2184N

2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p  1.5 因为

Fa1 1050   0.3334 e  0.37 X1  1, Y 1  0 Fr1 3149

- 25 -

P  P2  5885N

设计计算及说明

结

果

p1  f p  XFr1  YFa1   4724N

因为

Fa 2 2184   1.35  e ， X 2  0.4,Y2  1.5 Fr 2 1616

Lh  128066 h

p2  f p  XFr 2  YFa 2   5885N

所以取 P  P2  5885N 3）校核轴承寿命

Lh  106 C  106 90.8  103 3 ( ) h ( ) h  128066 h 60n P 60  119 5885

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 26 年.故所选轴承适 用。

七、键联接的选择及校核计算

P 

4T   P  dhl 125 ~ 150 钢  P     铸铁  70 ~ 80

 P  36.38

1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键 A10×28，b×h×L=6×6×20 单键

键联接的组成零件均为钢，  P  =125MPa

P 

4T 4  2.183 10   P    36.38   P  =125MPa dhl 20  6  20

4

 P  60.00Mpa

满足设计要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键

键联接的组成零件均为钢，  P  =125MPa

4T 4  1.642 105 P    60.00Mpa   p  125MPa dhl 38 8  36

满足设计要求 3．Ⅲ轴上

- 26 -

 

 P  64.94Mpa

设计计算及说明 １）联轴器处 采用键 A，b×h×L=14×9×70 单键

结

果

 P  66.42Mpa

4T 4  4.603 105 P    64.94Mpa   P   125MPa 满足设计 dhl 45 9  70

要求 2）联接齿轮处 采用 A 型键 A

b  h  L  18  11  56

单键

P 

4T 4  4.603 105   P    66.42Mpa   P  ＝125Mpa dhl 45 11 5

6

满足设计要求

八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：

（1）判断危险截面 在 A-B 轴段内只受到扭矩的作用， 又因为 e

.6mm3 抗弯截面系数 w  0.1d 3  0.1 363  4665 mm3 抗扭截面系数 Wt  0.2d 3  0.2  363  93312

- 27 -

 b  28.9MPa

 T  0.45MPa

设计计算及说明 左截面上的扭矩 T3 为 T3  41970 N  mm 截面上的弯曲应力  b  截面上的扭转应力  T 

M 134918   28.9 MPa W 4665 .6

结

果

T3 41970   0.45MPa WT 93312

轴 的 材 料 为 40Cr, 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得 ：

 B  685MPa ; 1  335MPa ; 1  185MPa

截 面 上 理 论 应 力 系 数   及 按 附 表 3-2 查 取 。 因

r 2.0 D 50   0.043;   1.389 d 31 d 36

K  2.04 K  1.65

经查之为：   2.25;  1.80 ； 又由附图 3-1 可查取轴的材料敏性系数 q  0.83;q  0.81； 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为：

K  2.92

  0.72

 r  0.85

K  1  q (  1)  1  0.83(2.25  1)  2.04 K  1  q (  1)  1  0.81 (1.8  1)  1.65

皱眉经过表面硬化处理，即  q  1 ，则按式（3-12）及（3-12a） 得到综合系数为：

K 



k



1



1 

2.04 1   1  2.92 ； 0.72 0.92

有附图 3-2 的尺寸系数    0.72 由附图 3-3 的扭转尺寸系数为  r  0.85 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为：     0.92 ；

S  57.43 S  68.4 S ca  44

K 



k



1



1 

1.65 1   1  2.03 0.85 0.92

及 § 3-2 得 到 40Cr 的 特 性 系 数

又 由 § 3-1

  0.1  0.2，取  0.1;  0.05  0.1取  0.05

则界面安全系数：

- 28 -

设计计算及说明

S  S  S ca 

结

果



1

K   a    m



335 57.43 2.80  1.71 0.1 0

 1 185   68.4 k        m 2.03 10.9  0.05 10.9

S S 

2 S  S 2



57.43 68.4  44  1.5 89.32

 b  10.00MPa

 T  3.353MPa

故可知道其右端面安全； 同理可知：E 段左端面校核为：

mm3 抗弯截面系数 w  0.1d 3  0.1 503  12500 mm3 抗扭截面系数 Wt  0.2d 3  0.2  503  25000

截面 IV 上的扭矩 T3 为 T3

 41910 N  mm 截面上的弯曲应力  b  截面上的扭转应力  T 

M 125132   10.00 MPa W 12500

T3 41910   3.353MPa WT 25000

K 1  2.74

由表 15-1 查得：  B  685MPa ; 1  335MPa ; 1  185MPa 又由附图 3-1 可查取轴的材料敏性系数 q  0.83;q  0.81； 有附表 3-8 用插值法查得：

K  2.21



k

 0.8



k

 2.124; 其中



k

 2.655

轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为：     0.92 ；

K 



k

k



1



1

 1  2.655

1  1  2.74 ； 0.92

S  1 7.9 5 S  9.8 4 S ca  8.6

1 K    1  2.124   1  2.21   0.92

又 由 § 3-1 及 § 3-2 得 到 40Cr 的 特 性 系 数

  0.1  0.2，取  0.1;  0.05  0.1取  0.05

则界面安全系数：

- 29 -

设计计算及说明

结

果

S  S  S ca 



1

K   a    m



335  17.95 2.74  5.59  0.1  0

 1 185   9.84 k      m 2.21 7.13  0.05  7.13

S S 

2 S  S2



17.95  9.84  8.6  1.5 20.47

故 E 段左端截面的左端面都安全！

九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直 径 机盖与机座连接螺 栓直径 连接螺栓 d2 的间距 轴承端盖螺钉直径 符号 δ δ 1 b b1 p df n d1 减速器及其形式关系 0.025a+3mm=6.84mm,取 8mm 0.02a+3=6.06mm

d2 l d3

窥视孔盖螺钉直径

d4

定位销直径

d

df、d2、d3 至外机壁 c1

- 30 -

设计计算及说明 距离 d1、 d2 至凸缘边缘距 离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端 面距离 内机壁至轴承座端 面距离 大齿轮顶圆与内机 壁距离 齿轮端面与内机壁 距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距 离 c2 R1 h L1 c1+c2+(5~8)=44 R1=C2=20

结

果

L2

δ +c1+c2+(5~8)=52

△1

≥1.2δ =9.6mm 取 14mm

△2 m1,m D2 e s

≥δ =8mm 取 10mm m1=m≈0.85δ 1=6.8mm,取 7mm

(1~1.2)d3=9mm 取 12mm s≈D2

2、减速器附件的选择，在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊 耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。

十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴

承采用油脂润 滑。

参考资料目录 [1] 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M]. 北京：高等教 育出版社，2006 年 5 月第 7 版 [2] 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版

- 31 -

设计计算及说明 社，2006 年 5 月第 8 版 [3] 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书[M]．北京：高等教 育出版社，2006 年 8 月第 1 版 [4] 左宗义，冯开平主编． 画法几何与机械制图[M]．广州：

结

果

华南理工大学出版社，2001 年 9 月第 1 版 [5] 刘锋， 禹奇才主编. 工程力学· 材料力学部分[M]. 广州：

华南理工大学出版社，2002 年 8 月第 1 版 [6] 禹奇才,张亚芳， 刘锋主编. 工程力学· 理论力学部分[M].

广州：华南理工大学出版社，2002 年 8 月第 1 版

- 32 -

目

录

机械设计基础课程设计任务书……………………………….1 一、传动方案的拟定及说明………………………………….3 二、电动机的选择…………………………………………….3 三、计算传动装置的运动和动力参数……………………….4 四、传动件的设计计算………………………………………..6 五、轴的设计计算…………………………………………….15 六、滚动轴承的选择及计算………………………………….23 七、键联接的选择及校核计算……………………………….26 八、高速轴的疲劳强度校核……………………………….….27 九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择…..........30 十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择……………….31 参考资料目录

题目名称 学生学院 专业班级 姓 学 名 号

带式运输机传动装置

一、课程设计的内容

设计一带式运输机传动装置（见 图 1） 。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、 轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。 图 2 为参考传动方案。

D

F

v

动力及传动装置

图 1 带式运输机传动装置

图 2 参考传动方案

二、课程设计的要求与数据

已知条件： 1．运输带工作拉力： F = 2.6 kN； 2．运输带工作速度： v = 2.0 m/s； 3．卷筒直径： D = 320 mm； 4．使用寿命： 8 年； 5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6．制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。

三、课程设计应完成的工作

1．减速器装配图 1 张；

-1-

2．零件工作图 3．设计说明书

2 张（轴、齿轮各 1 张） ； 1 份。

四、课程设计进程安排

序号

一

设计各阶段内容 设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具 传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；

计算传动装置运动和动力参数

地点

教 1-201

起止日期

第 18 周一

二

传动零件设计计算:

带传动、齿轮传动主要参数的设计计算

教 1-201

第 18 周一 至第 18 周二

减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图； 轴系部 三

四 件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减 速器箱体及附件的设计 教 1-201

第 18 周二 至第 19 周一 第 19 周二 至第 20 周一 第 20 周周二 第 20 周 周三至周四 第 20 周五

完成减速器装配图: 零件工作图设计 整理和编写设计计算说明书 课程设计答辩

教 1-201 教 1-201 教 1-201 工字 2-617

五 六 七

五、应收集的资料及主要参考文献

1 2 3 4 孙桓, 陈作模. 机械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2001. 濮良贵, 纪名刚. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版社，2001.

王昆, 何小柏, 汪信远. 机械设计/机械设计基础课程设计[M]. 北京： 高等教育出版社， 1995. 机械制图、机械设计手册等书籍。

-2-

设计计算及说明

结

果

一、传动方案的拟定及说明 传动方案给定为三级减速器（包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动 减速） ，说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和 拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nW ，即

nW 

60  1000 v 60  1000  2   119 .4 r min D   320

nW  119.4 r min

一般常选用同步转速为 3000r min 的电动机作为原动机，因此传 动装置总传动比约为 16--23。 根据总传动比数值，可采用任务书 所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动

二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y132M-4 吗系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构 2．电动机容量 1) 卷筒轴的输出功率ＰＷ P W  2) 电动机输出功率Ｐd 传动装置的总效率

Pd 

Fv 2600  2.0   5.2kW 1000 1000

PW  5.2kW

pW



3 2   12  2  3  4  5

式中， 1 2 ... 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效 率。由参考书 1 表 2-4 查得： 弹 性 联 轴 器 1  0.99 ； 滚 子 轴 承 2  0.98 ； 圆 柱 齿 轮 传 动

3  0.97 ；卷筒轴滑动轴承 4  0.95 ；V 带传动5 =0.96

则   0.99  0.984  0.972  0.95 0.96  0.784

  0.784

Pd  6.63kW

-3-

设计计算及说明 故

Pd  pW

结

果





5.2  6.63kW 0.784

3．电动机额定功率 Ped 由[1]表 20-1 选取电动机额定功率 Ped  7.5kW 4．电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任 务书中推荐减速装置传动比范围 i  24 ~ 34 ，则 电动机转速可选范围为

  nW  i 2  119.4  (21 ~ 34)  2864 nd .8 ~ 4059 .6r / min

可见只有同步转速为\3000r/min 的电动机均符合。 选定电动机的 型号为 Y132S2--2。主要性能如下表： 电机型号 Y132S2-2 额定功率 7.5KW 满载转速 2900r/mi n 起运转矩 2.0 最大转矩 2.2

5、计算传动装置的总传动比 i  并分配传动比 1） 、总传动比 i =

pW  5.2  24.29（符合 24

i  =24.29



2)、 分配传动比 假设 V 带传动分配的传动比 i1  2 ， 则二级展开 式圆柱齿轮减速器总传动比 i 。 = 二级减速器中： 高速级齿轮传动比 i 2  1.4 * i 。  1.4 *12.15  4.12 i 低速级齿轮传动比 i 3 

i  12.15 i1

i 2 =4.12

i 3 =2.95

i 。 12.15   2.95 i2 4.12

三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴

依次编号为： Ⅰ轴、 Ⅱ轴、

-4-

设计计算及说明 Ⅲ轴。 各轴转速为：

n0  nm  2 9 0 0 r / m in n nm 2900    1450 r / m in i1 2 n 1450   352 r / m in i2 4.1 2 n 352   119 r / m in i3 2.9 5

结

果

n0  2900r / min n  1450r / min n  352r / min n  119r / min

n  n 

2．各轴输入功率 按电动机所需功率 Pd 计算各轴输入功率，即

电动机的输入功率， P0  Pd  6.63kW 第一根轴的功率， P  Pd5  6.63 0.96  6.36kW 第二根轴的功率， P  P23  6.36  0.98 0.97  6.05kW 第三根轴的功率， P  P23  6.05 0.98 0.97  5.75kW

P0  6.63kW P  6.36kW P  6.05kW P  5.75kW

3．各轴输入转矩 T(N•m)

T0  9.55  106 

P0 6.63  9.55  106  N  mm  2.183 104 N  mm n0 2900

4 5

T0  2.183  10 4 N  mm T 4.191  10 4 N  mm

T  T0  5i1  2.183 104 N  mm 096 2  4.191 104 N  mm

T  T 2 3 i 2  4.19110 N  m m 0.98 0.97  4.12  1.64210 N  m m T  T 2 3 i3  1.642105 N  m m 0.98 0.97  2.95  4.603105 N  m m

T  1.642 105 N  m m T  4.603 105 N  m m

将计算结果汇总列表备用。 项目 N 转速 （ r/min 2900 ） P 功率 （kW） 转矩 T(N •m) 6.63 6.36 6.05 5.75 1450 352 119 电动机 高速轴 中间轴 低速轴 Ⅰ Ⅱ Ⅲ

2.183104

4.191104

1.642105

4.603105

i 传动比 2 效率  0.95

4.12 0.98

-5-

2.95 0.97

设计计算及说明 四、传动件的设计计算 1．设计带传动的主要参数。 已知带传动的工作条件：两班制（共 16h） ，连续单向运转，载荷 平稳，所需传递的额定功率 p=6.63kw 小带轮转速 n1  2900r / m 大带轮转速 n 2  1450r / m ，传动比 i1  2 。 设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带 的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之 前已经按5 选择了 V 带传动， 所以带的设计按 V 带传动设计方法 进行） 1） 、计算功率 pa 2)、选择 V 带型

结

果

pa = K A  P  1.1 6.63kw  7.29kw

根据 pa 、 n1 由图 8-10《机械设计》p157 选择

A 型带（d1=112—140mm） 3） 、确定带轮的基准直径 d d 并验算带速 v (1)、初选小带轮的基准直径 d d ，由（ 《机械设计》p155 表 8-6 和 p157 表 8-8，取小带轮基准直径 dd1  125mm （2） 、验算带速 v

v

  d d  n1

1

60 1000



 125 2900

60 1000

m / s  19.0m / s

V=19.0m/s

因为 5m/s

d d 2  i  d d1  2  125mm  250mm ，

初定 d d 2 =250mm （

4） 、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld a、 根据式 8-20 《机械设计》p152

d d 2 =250mm

0.7 (dd1  dd2 )  a0  2(dd1  dd2 ) 0.7  (125  250 )  a0

 2  (125  250 )

-6-

设计计算及说明 262.5  a  750 初定中心距 a0 =500mm b、由式 8-22 计算带所需的基准长度

结

果

a0 =500mm

l 0 =2 a0 +



2

d d1  d d 2  

d d1  d d 2 2

4a0

=2×500+π ×0.5×（125+250）+（250-125） （250-125）/4 ×500 ＝1597mm 由表 8-2 先带的基准长度 l d =1600mm c.计算实际中心距 a＝ a0 +( l d - l 0 )/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）.验算小带轮包角

l d =1600mm

1 ＝180°-（ d d 2 - d d 1 ）/a×57.3°

＝180°-（250-125）/501.5×57.3° ＝166°>90° （6）.计算带的根数 单根 V 带所能传达的功率 根据 n1 =2900r/min 和 d d 1 =125mm 表 8-4a 用插值法求得 p 0 =3.04kw 单根 v 带的传递功率的增量 Δ p 0 已知 A 型 v 带，小带轮转速 n1 =2900r/min 转动比 i= 包角满足条件

1 ＝166°

n1 = d d 1 / d d 2 =2 n2

查表 8-4b 得 Δ p 0 =0.35kw 计算 v 带的根数 查表 8-5 得包角修正系数 k =0.96, 表 8-2 得带长修正系数

-7-

设计计算及说明

结

果

k L =0.99

p r =( p 0 +Δ p0 )× k × k L =(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KW

Z=

pc =7.29/5.34=1.37 Pr

故取 2 根.

V 带取 2 根.

（7） 、计算单根 V 带的初拉力和最小值

F0 min ＝500*

(2.5  k ) pc +qVV=190.0N ZVk 

F0 min =190.0N

对于新安装的 V 带,初拉力为:1.5 F0 min =285N 对于运转后的 V 带,初拉力为:1.3 F0 min =247N （8） ．计算带传动的压轴力 FP

FP =2Z F0 sin(  1 /2)=754N

（9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V 带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略） 2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮

FP =754N

先设计高速级齿轮传动 1） 、选择材料热处理方式 根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面 计算说明 (HB

2)、按齿面接触强度计算: 取小齿轮 z 1 =20，则 z 2 = i 2 z 1 ， z 2 =20  4.12=82.4，取 z 2 =83 并初 步选定 β ＝15°

-8-

设计计算及说明 确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.由图 10-30 选取区域系数 Zh=2.425 c.由图 10-26 查得  1  0.76 ,  2  0.84 ,则     1    2  1.60 d.计算小齿轮的转矩: T1  4.189104 N  mm。确定需用接触应力 e.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 , 故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表 9-5 得 齿轮接触应力

 lim1  =600MPa 大齿轮的为  lim2  =550MPa h.由式 10-13 计算应力循环次数

结

果

   1.60

N1  4.065109 N2  9.866108

N1  60n1 jLh  6014501 (8  2  8  365)  4.065109

N2  4.065 109  9.866 108 4.12

i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90

K HN 2 =0.96

 H 1

= K HN 1  lim1  /S=540Mpa

 H1   540Mpa  H 2   528MPa

 H 2 =

K HN 2  lim2  /S=528 Mpa

Mpa

 H  =(  H 1 +  H 2 )/2=543

3） 、计算 （1）计算圆周速度: V= d1t л n1/60000=3.26m/s （2)计算齿宽 B 及模数 m nt B=φ d d1t =1X42.9mm=42.9mm

V=3.26m/s

m nt = d1t cosβ / z 1 =2.07mm

H=2.25 m nt =4.66mm B/H=42.9/4.66=9.206

-9-

设计计算及说明 （3） 、计算纵向重合度  

结

果

  =1.704

  =0.318φ d z 1 tanβ =1.704

（4） 、计算载荷系数 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得: K=2.001

K A  1, KV  1.15, KH  1.45, KF  1.35, KH  KF  1.2

故载荷系数

d1 =46.22

K  K A  KV  K H  K H  11.151.451.2  2.001

（5） 、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式 10—10a 得 （6） 、计算模数 m nt

d1 = d1t

3

k =46.22mm Kt

mn1  2mm

m nt = d1 Cosβ /Z1=2.232mm

4） 、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17

mn1  3 2 KT1YF 1Ysa 1 cos 2   a (u  1) z12  F 1 

(1)、计算载荷系数:

K  K A  KV  KF  KF  11.151.2 1.35  1.863

(2)、 根据纵向重合度   =1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响系数

Y  0.85

(3)、计算当量齿数 齿形系数

z v1  20 83  22.19 ， z v2   92.10 3  cos 3 15 cos 15

（4） 、由[1]图 10-5 查得 YFa 1  2.72 ，YFa 2  2.21 由表 10-5 查得 YSa1  1.57，YSa 2  1.776 由图 10-20C 但得  FE1  =500 MPa  FE 2 =380 MPa

- 10 -

设计计算及说明 由图 10-18 取弯曲疲劳极限 K FN1 =0.85, K FN 2 =0.88 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1.4,由 10-12 得:

结

果

 F1 = K FN1  FE1  /S=303.57

 F 2 = K FN 2  FE2 /S=238.86

MPa MPa

（5） 、计算大小齿轮的

YF 1Ysa 1

 F 1 

，并比较

YF 1Ysa 1

 F1 

 

2.72  1.57  0.0147 303.57 2.268 1.794  0.01704 238.84

YF 2Ysa 2

 F 2 

且

YF 1Ysa1

 F1 



YF 2Ysa 2

 F 2 

，故应将

YF 2Ysa 2

 F 2 

代入[1]式（11-15）计算。

（6） 、计算法向模数

mn1  3 2 KT1YF 1Ysa1 cos2   a (u  1) z12  F 1  2  1.863 4.189 104  0.85 cos2 15  0.01704  1.48 1 1.6  202

3

对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度 , 则需按分度圆直径

d1 =46.22mm 来计算应有的数,于是有:

取 mn1  2mm； （7） 、则 z1 

d1  cos  46.22 cos15

  22.32 ，故取 z1 =22 mn 2

.则 z2 = i2 z1 =90.64，取 z2  90 （8） 、计算中心距

a1  mn ( z1  z2 ) 2  (22  90)   115.95mm 2 cos  2  cos15

a1=116mm

取 a1=116mm （9） 、确定螺旋角

- 11 -

‘ 1  155 24”

设计计算及说明

mn ( z1  z2 ) 2a 2  (22  90) ‘  arccos  15.09  155 24” 2  116

结

果

1  arccos

d1 = 45.58mm

d 2 = 186 .42 mm

（10） 、计算大小齿轮分度圆直径:

Z 1 mn  45 .58mm d1 = cos 15.09 Z 2 mn  186 .42 mm d2 = cos 15.09 

B2  45mm， B1  50mm

（11） 、确定齿宽

b2   a d1  1 45.57  45.57mm

取 B2  45mm，B1  50mm 5） 、结构设计。 （略）配合后面轴的设计而定

低速轴的齿轮计算 1） 、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB

2） 、取小齿轮 z3 =20，则 z4 = i 3  z3  2.95 20=59 步选定 β ＝15° 3） 、按齿面接触强度计算:

确定公式中的各计算数值 a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择 Kt=1.6 b.由图 10-30 选取区域系数 zH  2.425 c.由图 10-26 查得 1  0.76, 2  0.85, 则   1  2  1.61 d.计算小齿轮的转矩: T2  1.64105 N  mm

- 12 -

设计计算及说明 确定需用接触应力 e.由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa f.由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效 , 故先按齿面接触强度 设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表 9-5 得 齿轮接触应力  lim1  =600MPa 大齿轮的为  lim2  =550MPa h.由式 10-13 计算应力循环系数

结

果

N1  60n1 jLh  60 3521 (8  2  8  365)  9.867108

N2  9.867 108  3.345 108 2.95

i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.96

K HN 2 =0.97

 H 1

= K HN 1  lim1  /S=576Mpa

 H 2 =

K HN 2  lim2  /S=533.5 Mpa

Mpa V=1.21m/s

 H  =(  H 1 +  H 2 )/2=554.8

4） 、计算 (1)、圆周速度: V= d1t л n1/60000=1.21m/s （2） 、计算齿宽 b 及模数 m nt B=φ d d1t =1X65.87=65.87mm

m nt = d1t cosβ / z 1 =3.18mm

H=2.25 m nt =7.16mm b/h=65.87/7.16=9.200 (3)、计算纵向重合度  

  =0.318φ dZ1tanβ =1.704

a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3 分别查得:

- 13 -

K=1.960

设计计算及说明

结

果

K A  1, KV  1.12, KH  1.458 , KF  1.36, KH  KH  1.2

故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4） 、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式 10-10a 得

d1 = d1t

3

k =70.48mm Kt

（5）计算模数 m nt

m nt = d1 cosβ / z3 =3.404mm

5） 、按齿根弯曲强度设计 由式 10-17

mn1  3 2 KT1YF 1Ysa 1 cos 2

  a (u  1) z12  F 1 

a 上式中 K  K A  KV  KF  KF  11.121.2 1.36  1.829 b 根据纵向重合度   =1.704,从图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y β =0.85 c 计算当量齿数 齿形系数

z v1  20 59  22.19 ， zv2   63.32 3  cos 3 15 cos 15

由[1]图 10-5 查得 YF1  2.72，YF 2  2.292 由图 10-20C 但得  FE1  =500 MPa  FE 2 =380 MPa 由图 10-18 取弯曲疲劳极限 K FN1 =0.86, K FN 2 =0.89 d 计算弯曲疲劳应力:取安全系数 S=1.4,由 10-12 得:

 F1 = K FN1  FE1  /S=307.14

 F 2 = K FN 2  FE2 /S=241.57

YF 1Ysa1

e 比较

MPa MPa

 F1 

 

2.715 1.571  0.01363 307.14 2.212 1.772  0.01623 241.57

YF 2Ysa 2

 F 2 

- 14 -

设计计算及说明 且

结

果

YF 1Ysa1

 F1 



YF 2Ysa 2

 F 2 

，故应将

YF 2Ysa 2

 F 2 

代入[1]式（11-15）计算。

f 法向模数

2 KT1YF 1Ysa1 cos2  mn1   a (u  1) z12  F 1 

3

mn1  2.5mm

2  1.829 1.56  105  0.85  cos2 15   0.0165  2.263 1  1.61 202

3

z3  27

z4  80

对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度 , 则需按分度圆直径

d1 =70.48mm 来计算应有的数,于是有:

取 mn1  2.5mm g 中心距

a1  mn ( z1  z2 ) 2  (27  80)   138.47mm 2 cos 2  cos15

a1=138mm

z3  27 .则 z4  80

‘36 “ 1  1415

取 a1=138mm h 确定螺旋角

mn ( z1  z2 ) 2a 2  (27  80)  arccos  14.26  1415 ‘36 “ 2  138

1  arccos

d3 =69.64mm

d4 =206.36mm

i 计算大小齿轮分度圆直径:

Z 3mn  69.64 mm cos 14.26  Z 4 mn  206 .36 mm d4 = cos 14.26

d3 =

B4  70mm， B3  75mm

J 齿宽

B4   a d3  1 69.64  69.64mm

取 B4  70mm，B3  75mm 4)、齿轮结构设计， （略）配合后面轴的设计而定

五、轴的设计计算

为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为

- 15 -

设计计算及说明

结

果

2T1 2  4.191 104 Ft1    1839N d1 45.58 Ft1  tg n 18.9  tg 20 Fr1    693N cos 1 cos15 524" Fa1  Ft1tg1  1839 tg15 524"  496N 2T2 2  4.603 105 Ft 2    4461 N d3 206.36 Ft 2  tg n 4461 tg 20 Fr2    1675N cos  2 cos141536" Fa2  Ft 2 tg 2  4461 tg141536"  1134N

1．高速轴Ⅰ设计 1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr， d min =20mm 调质处理，查表 15-31，取 A0  100 2）初算轴的最小直径

d min  A0  3

p 6.36  100 3  16.869mm n 1450

高速轴Ⅰ为输入轴，最小直径处跟 V 带轮轴孔直径。因为带轮轴 上有键槽，故最小直径加大 6%， d min =18.375mm。由《机械设计 手册》表

22-1-17 查得带轮轴孔有 20，22，24，25，28 等规格， 故取 d min =20mm 高速轴工作简图如图(a)所示

首先确定个段直径

- 16 -

设计计算及说明 A 段： d1 =20mm 有最小直径算出）

结

果

B 段： d 2 =25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为 25mm 的 C 段： d 3 =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承内 径 D 段： d 4 =36mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm E 段：d 5 =45.58mm， 将高速级小齿轮设计为齿轮轴， 考虑依据 《课 程设计指导书》p116 G 段， d7 =30mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合，取轴承 内径 F 段： d 6 =36mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度 h=3mm 第二、确定各段轴的长度 A 段： L1 =1.6*20=32mm,圆整取 L1 =30mm B 段： L2 =54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 54mm C 段： L3 =28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合,加上挡油 盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24）

L3 =B+△3+2=16+10+2=28mm

G 段： L7 =29mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合,加上挡油 盘长度（参考《减速器装配草图设计》p24） F 段： L6  8mm， L6 =△2-2=10-2=8mm E 段： L5  50mm，齿轮的齿宽 B1  50mm D 段： L4 =92mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度 减去箱体内已定长度后圆整得 L4 =92mm 轴总长 L=290mm 两轴承间距离（不包括轴承长度）S=174mm， 2、轴Ⅱ的设计计算

- 17 -

L=290mm S=174mm

设计计算及说明 1） 、 按齿轮轴设计， 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同， 40Cr， 调质处理，查表 15-31，取 A0  100 2）初算轴的最小直径

结

果

d min =30mm

d min  A0  3

p 6.03  100 3  25.78mm n 352

因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大 6%， d min =27.325mm。根 据减速器的结构，轴Ⅱ的最小直径应该设计在与轴承配合部分， 初选圆锥滚子轴承 30206，故取 d min =30mm 轴Ⅱ的设计图如下：

首先，确定各段的直径 A 段: d1 =30mm,与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 F 段： d6 =30mm，与轴承（圆锥滚子轴承 30206）配合 E 段： d5 =38mm，非定位轴肩 B 段： d 2 =48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合 C 段： d3 =64.94mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径 D 段： d4 =50mm, 定位轴肩 然后确定各段距离： A 段： L1 =29mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承 30207）宽度与挡油 盘的长度 B 段： L2 =8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度

- 18 -

设计计算及说明 C 段： L3 =75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽 E 段： （为了安装固定） L5 =43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去 2mm F 段： L6 =41.5mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距 离 D 段： L4 =9.5mm,由轴Ⅰ得出的两轴承间距离（不包括轴承长度） S=174mm 减去已知长度 得出 3、轴Ⅲ的设计计算 输入功率 P=5.58KW,转速 n =119r/min,T=460300Nm

m 轴的材料选用 40Cr（调质） ，可由表 15-3 查得 A0 =110

结

果

d min =45mm

所以轴的直径: dmin  A0 3

P =39.65mm。因为轴上有两个键槽， n

故最小直径加大 12%， d min =44.408mm。 由表 13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为 LH3 轴孔的直径 d1 =45mm 长度 L=84mm 轴Ⅲ设计图 如下：

首先，确定各轴段直径 A 段: d1 =45mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 B 段: d 2 =60mm,非定位轴肩,h 取 2.5mm C 段: d 3 =72mm,定位轴肩，取 h=6mm D 段: d 4 =68mm, 非定位轴肩，h=6.5mm

- 19 -

设计计算及说明 E 段: d 5 =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承 30211）配合 F 段: d 6 =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定 G 段: d 7 =45mm, 联轴器的孔径 然后、确定各段轴的长度 A 段: L1 =46.5mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 B 段: L2 =68mm，齿轮齿宽减去 2mm，便于安装 C 段: L3 =10mm, 轴环宽度，取圆整值 根据轴承（圆锥滚子轴承 30212）宽度需要 D 段: L4 =57.5mm,由两轴承间距减去已知长度确定 E 段: L5 =33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸 F 段: L6 =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到 G 段: L7 =84mm,联轴器孔长度

结

果

轴的校核计算, 第一根轴: 求轴上载荷 已知：

Ft  1839N , Fr  693N , Fa  496N , Fp  754N

设该齿轮轴齿向是右 旋，受力如右图：

L1  81.75mm， L2  132.25mm L3  48.25mm

由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1  703N FNH 2  1136N M H  65013 N  mm

- 20 -

设计计算及说明

结

果

FNH 1  703N FNH 2  1136N M H  65013 N  mm

垂直支反力:

F ' NV 1  Fa  496N , M a  11304 N  m m, FNV 1  1360N , FNV 2  87N

MV 1  61640 N  m m，MV 2  11822 N  mm MV 3  106917 N  mm

合成弯矩

 ca =14.49MPa

M1  61640 N  mm,M 2  134918 N  mm, M3  125132 N  mm

由图可知,危险截面在 C 右边 W=0.1 d 3 =9469

 ca = M ca /W=14.49MPa

轴材料选用 40Cr 查手册  1   70MPa 符合强度条件! 第二根轴 求轴上载荷 已知：

Ft  1839N , Fr  693N Fa  496N F ' t  4461 N , F ' r  1675N F 'a  1134N

设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如右图：

L1  60.75mm， L2  69.5mm L3  48.25mm

由材料力学知识可求得 水平支反力:

FNH 1  2446N , FNH 2  176N M H 1  148595 N  mm, M H 2  8552N  mm

- 21 -

设计计算及说明

结

果

FNH 1  2446N , FNH 2  176N M H 1  148595 N  mm, M H 2  8552N  mm

垂直支反力:

M 1  15894 N  mm, M 2  176472 N mm M 3  43365 N  m m， M 4  12174 N mm

M a  39486 N  mm, FNV 1  917N , FNV 2  65N

M V 1  55708 N  m m， M V 2  95194 N mm M V 3  42513 N  mm, M V4  8664N  mm

合成弯矩

M 1  15894 N  mm, M 2  176472 N mm M 3  43365 N  m m， M 4

 12174 N mm

由图可知,危险截面在 B 右边 W=0.1 d 3 =33774

 ca =5.98MPa

 ca = M ca /W=5.98MPa

轴材料选用 40Cr 查手册  1   70MPa 符合强度条件!

第三根轴: 求轴上载荷 已知：

Ft  4461 N , Fr  1675N , Fa  1134N

设该齿轮齿向是右旋，受力如图：

FNH 1  2948N FNH 2  1513N M H  186490 N  mm

L1  62.25mm， L2  121.25mm

由材料力学知识可求得

- 22 -

设计计算及说明 水平支反力:

结

果

M 1  199810 N  mm, M 2  263321 N mm

FNH 1  2948N FNH 2  1513N M H  186490 N  mm

垂直支反力:

M a  117000 N  mm, FNV 1  1107N , FNV 2  568N M V 1  68897 N  m m， M V 2  185902 N mm

合成弯矩

 ca =19.77MPa

M1  199810 N  mm, M 2  263321 N mm

由图可知,危险截面在 B 右边 算得 W=19300

 ca = M ca /W=19.77MPa

轴材料选用 40Cr 查手册  1   70MPa 符合强度条件!

Fr1  1531 N Fr 2  1139N

六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 型号为 30206 的圆锥滚子轴承 1）计算轴承的径向载荷：

2 2 2 2 Fr1  FrNH N 1  FrNV 1  703  1360  1531 2 2 2 2 Fr 2  FrNH N 2  FrNV 2  1136  872  1139

2）计算轴承的轴向载荷

(查指导书 p125)

30206 圆锥滚子轴

承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW， e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：

Fd1  Fr1 F  478 N , Fd 2  r 2  356 N 2Y 2Y

因为 Fa  Fd 2  496N  356N  852N  Fd1  356N 轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松

- 23 -

设计计算及说明

结

果

Fa1  Fa  Fd 2  852N 、 Fa 2  Fd1  356N

2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p  1.5

F 852 因为 a1   0.56  e  0.37 X1  0.4, Y 1  1.6 Fr1 531

P  P2  2963 N

p1  f p  XFr1  YFa1   2963

因为

Fa 2 356   0.312  e ， X 2  1,Y2  0 Fr 2 1139

Lh  87700 h

p2  f p  XFr 2  YFa 2   1709

所以取 P  P2  2963 N 3）校核轴承寿命

Lh  106 C  106 43.3  103 3 ( ) h ( ) h  87700 h 60n P 60  1450 2963

Fr1  2612 N Fr 2  188N

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 18 年.故所选轴承适用。 2．Ⅱ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷：

2 2 Fr1  FrNH 24462  9172  2612N 1  FrNV 1  2 2 2 2 Fr 2  FrNH 2  FrNV 2  176  65  188N

2）计算轴承的轴向载荷

(查指导书 p125)

30206 圆锥滚子轴

Fa 2  1312N

承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷 Cor=50.5KW， e=0.37，Y=1.6 两轴承派生轴向力为：

Fd1  Fr1 F  816 N , Fd 2  r 2  59 N 2Y 2Y

Fa1  Fd 2  59N

因为 Fd1  Fa  816N  496N  1312N  F 'a  Fd 2  1193 N 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧

Fa 2  Fa  Fd1  1312N 、 Fa1  Fd 2  59N

2）计算轴承 1、2 的

当量载荷,取载荷系数 f p  1.5

- 24 -

设计计算及说明 因为

Fa1 59   0.026  e  0.37 X1  1, Y 1  0 Fr1 2612

结

果

PP N 1  3918

p1  f p  XFr1  YFa1   3918N

因为

Fa 2 1312   6.98  e ， X 2  0.4,Y2  1.6 Fr 2 188

Lh  142356 h

p2  f p  XFr 2  YFa 2   3262N

所以取 P  P N 1  3918 3）校核轴承寿命

Lh  10 C  10 43.3  10 3 ( ) h ( ) h  142356 h 60n P 60  352 3918

6 6 3

Fr1  3149 N Fr 2  1616 N

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 29 年.故所选轴承适 用。 2．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承的径向载荷：

2 2 2 Fr1  FrNH 2948  11072  3149N 1  FrNV 1  2 2 2 Fr 2  FrNH N 2  FrNV 2  1513  268  1616

2）计算轴承的轴向载荷

(查指导书 p125)

30211 圆锥滚子轴

Fa 2  1050N

承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW， e=0.4，Y=1.5 两轴承派生轴向力为：

Fd1  Fr1 F  1050 N , Fd 2  r 2  539 N 2Y 2Y

Fa 2  2184N

因为 Fd1  Fa  1134N  1050N  2184N  Fd 2  539N 轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧

Fa 2  Fd1  1050N 、 Fa 2  Fa  Fd1  2184N

2）计算轴承 1、2 的当量载荷,取载荷系数 f p  1.5 因为

Fa1 1050   0.3334 e  0.37 X1  1, Y 1  0 Fr1 3149

- 25 -

P  P2  5885N

设计计算及说明

结

果

p1  f p  XFr1  YFa1   4724N

因为

Fa 2 2184   1.35  e ， X 2  0.4,Y2  1.5 Fr 2 1616

Lh  128066 h

p2  f p  XFr 2  YFa 2   5885N

所以取 P  P2  5885N 3）校核轴承寿命

Lh  106 C  106 90.8  103 3 ( ) h ( ) h  128066 h 60n P 60  119 5885

按一年 300 个工作日,每天 2 班制.寿命 26 年.故所选轴承适 用。

七、键联接的选择及校核计算

P 

4T   P  dhl 125 ~ 150 钢  P     铸铁  70 ~ 80

 P  36.38

1．Ⅰ轴上与带轮相联处键的校核 键 A10×28，b×h×L=6×6×20 单键

键联接的组成零件均为钢，  P  =125MPa

P 

4T 4  2.183 10   P    36.38   P  =125MPa dhl 20  6  20

4

 P  60.00Mpa

满足设计要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键 A12×25，b×h×L=10×8×36 单键

键联接的组成零件均为钢，  P  =125MPa

4T 4  1.642 105 P    60.00Mpa   p  125MPa dhl 38 8  36

满足设计要求 3．Ⅲ轴上

- 26 -

 

 P  64.94Mpa

设计计算及说明 １）联轴器处 采用键 A，b×h×L=14×9×70 单键

结

果

 P  66.42Mpa

4T 4  4.603 105 P    64.94Mpa   P   125MPa 满足设计 dhl 45 9  70

要求 2）联接齿轮处 采用 A 型键 A

b  h  L  18  11  56

单键

P 

4T 4  4.603 105   P    66.42Mpa   P  ＝125Mpa dhl 45 11 5

6

满足设计要求

八、高速轴的疲劳强度校核 第一根轴结构如下：

（1）判断危险截面 在 A-B 轴段内只受到扭矩的作用， 又因为 e

.6mm3 抗弯截面系数 w  0.1d 3  0.1 363  4665 mm3 抗扭截面系数 Wt  0.2d 3  0.2  363  93312

- 27 -

 b  28.9MPa

 T  0.45MPa

设计计算及说明 左截面上的扭矩 T3 为 T3  41970 N  mm 截面上的弯曲应力  b  截面上的扭转应力  T 

M 134918   28.9 MPa W 4665 .6

结

果

T3 41970   0.45MPa WT 93312

轴 的 材 料 为 40Cr, 调 质 处 理 。 由 表 15-1 查 得 ：

 B  685MPa ; 1  335MPa ; 1  185MPa

截 面 上 理 论 应 力 系 数   及 按 附 表 3-2 查 取 。 因

r 2.0 D 50   0.043;   1.389 d 31 d 36

K  2.04 K  1.65

经查之为：   2.25;  1.80 ； 又由附图 3-1 可查取轴的材料敏性系数 q  0.83;q  0.81； 故有效应力集中系数按式（附表 3-4）为：

K  2.92

  0.72

 r  0.85

K  1  q (  1)  1  0.83(2.25  1)  2.04 K  1  q (  1)  1  0.81 (1.8  1)  1.65

皱眉经过表面硬化处理，即  q  1 ，则按式（3-12）及（3-12a） 得到综合系数为：

K 



k



1



1 

2.04 1   1  2.92 ； 0.72 0.92

有附图 3-2 的尺寸系数    0.72 由附图 3-3 的扭转尺寸系数为  r  0.85 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为：     0.92 ；

S  57.43 S  68.4 S ca  44

K 



k



1



1 

1.65 1   1  2.03 0.85 0.92

及 § 3-2 得 到 40Cr 的 特 性 系 数

又 由 § 3-1

  0.1  0.2，取  0.1;  0.05  0.1取  0.05

则界面安全系数：

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设计计算及说明

S  S  S ca 

结

果



1

K   a    m



335 57.43 2.80  1.71 0.1 0

 1 185   68.4 k        m 2.03 10.9  0.05 10.9

S S 

2 S  S 2



57.43 68.4  44  1.5 89.32

 b  10.00MPa

 T  3.353MPa

故可知道其右端面安全； 同理可知：E 段左端面校核为：

mm3 抗弯截面系数 w  0.1d 3  0.1 503  12500 mm3 抗扭截面系数 Wt  0.2d 3  0.2  503  25000

截面 IV 上的扭矩 T3 为 T3

 41910 N  mm 截面上的弯曲应力  b  截面上的扭转应力  T 

M 125132   10.00 MPa W 12500

T3 41910   3.353MPa WT 25000

K 1  2.74

由表 15-1 查得：  B  685MPa ; 1  335MPa ; 1  185MPa 又由附图 3-1 可查取轴的材料敏性系数 q  0.83;q  0.81； 有附表 3-8 用插值法查得：

K  2.21



k

 0.8



k

 2.124; 其中



k

 2.655

轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为：     0.92 ；

K 



k

k



1



1

 1  2.655

1  1  2.74 ； 0.92

S  1 7.9 5 S  9.8 4 S ca  8.6

1 K    1  2.124   1  2.21   0.92

又 由 § 3-1 及 § 3-2 得 到 40Cr 的 特 性 系 数

  0.1  0.2，取  0.1;  0.05  0.1取  0.05

则界面安全系数：

- 29 -

设计计算及说明

结

果

S  S  S ca 



1

K   a    m



335  17.95 2.74  5.59  0.1  0

 1 185   9.84 k      m 2.21 7.13  0.05  7.13

S S 

2 S  S2



17.95  9.84  8.6  1.5 20.47

故 E 段左端截面的左端面都安全！

九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直 径 机盖与机座连接螺 栓直径 连接螺栓 d2 的间距 轴承端盖螺钉直径 符号 δ δ 1 b b1 p df n d1 减速器及其形式关系 0.025a+3mm=6.84mm,取 8mm 0.02a+3=6.06mm

d2 l d3

窥视孔盖螺钉直径

d4

定位销直径

d

df、d2、d3 至外机壁 c1

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设计计算及说明 距离 d1、 d2 至凸缘边缘距 离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端 面距离 内机壁至轴承座端 面距离 大齿轮顶圆与内机 壁距离 齿轮端面与内机壁 距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距 离 c2 R1 h L1 c1+c2+(5~8)=44 R1=C2=20

结

果

L2

δ +c1+c2+(5~8)=52

△1

≥1.2δ =9.6mm 取 14mm

△2 m1,m D2 e s

≥δ =8mm 取 10mm m1=m≈0.85δ 1=6.8mm,取 7mm

(1~1.2)d3=9mm 取 12mm s≈D2

2、减速器附件的选择，在草图设计中选择 包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊 耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。

十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴

承采用油脂润 滑。

参考资料目录 [1] 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理[M]. 北京：高等教 育出版社，2006 年 5 月第 7 版 [2] 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计[M]. 北京：高等教育出版

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设计计算及说明 社，2006 年 5 月第 8 版 [3] 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书[M]．北京：高等教 育出版社，2006 年 8 月第 1 版 [4] 左宗义，冯开平主编． 画法几何与机械制图[M]．广州：

结

果

华南理工大学出版社，2001 年 9 月第 1 版 [5] 刘锋， 禹奇才主编. 工程力学· 材料力学部分[M]. 广州：

华南理工大学出版社，2002 年 8 月第 1 版 [6] 禹奇才,张亚芳， 刘锋主编. 工程力学· 理论力学部分[M].

广州：华南理工大学出版社，2002 年 8 月第 1 版

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