机 械 设 计
课程设计说明书
(C1)
院 系： xxxxxxxxxxxxx 专业班级： xxxxxxxxxxx 学生姓名：xxxxxxxxxxxx 学 号xxxxxxxxxxxxxx 指导教师： xxxxxxxxxxxx
目录
一、设计任务： . ............................................................................................................................... 3 1、工作情况：已知条件 ................................................................................................................... 3 2、原始数据 ....................................................................................................................................... 4 二、电机的选择 . ............................................................................................................................... 4 1、电动机功率的选择 ....................................................................................................................... 4 2、电动机转速的选择 ....................................................................................................................... 5 3、电动机型号的确定 ....................................................................................................................... 5 三、计算总传动比及分配各级的传动比 . ......................................................................................... 6 1、计算总传动比 ............................................................................................................................... 6 2、合理分配各级传动比 ................................................................................................................... 7 四、运动参数及动力参数计算 ......................................................................................................... 7 1、各轴转速: ...................................................................................................................................... 7 2、各轴功率： ................................................................................................................................... 7 3、各轴输入转矩 ............................................................................................................................... 8 4、各轴输出转矩 ............................................................................................................................... 8 五、传动零件的设计计算 . ................................................................................................................ 8 1、材料选择齿轮。 ........................................................................................................................... 8 2、计算高速级齿轮 ........................................................................................................................... 9 3、计算低速级齿轮 ......................................................................................................................... 11 六、轴的效核及计算： .................................................................................................................. 14 1、Ⅰ轴的结构、尺寸设计 ............................................................................................................. 14 2、Ⅱ轴的结构、尺寸设计 ............................................................................................................. 21 3、轴一的结构、尺寸设计 ............................................................................................................. 22 七、滚动轴承的校核： .................................................................................................................. 23 八、键的设计和计算 ...................................................................................................................... 24 1、输入轴与齿轮1联接采用平键联接 ......................................................................................... 24 2、输入轴与联轴器联接采用平键联接.......................................................................................... 25 3、中间轴与齿轮2配合时 ............................................................................................................. 25 4、中间轴与齿轮3配合时 ............................................................................................................. 25 九、减速器结构设计 ...................................................................................................................... 26 十、密封和润滑的设计 .................................................................................................................. 29 1. 密封............................................................................................................................................... 29 2．润滑 ............................................................................................................................................. 29 参考书目 ......................................................................................................................................... 30
一、设计任务：
图1-1
1、工作情况：已知条件
工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；
使用折旧期；8年；
检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； 运输带速度容许误差：±5%；
制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
2、原始数据
注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F 中考虑。
二、电机的选择
选择Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
1、 电动机功率的选择
1）工作机所需功率Pw
FV
Pw=1000 ，而Pd ＝Pw/ηa
F-工作机阻力
v-工作机线速度
2）n a -传动装置总效率，n a =n1*n2*n3*n4*n5*n6…n n 本设计中的 ○1○2
η联轴器
η轴
—联轴器的传动效率（2个），η联=0.99（两对联轴器的效率取相等） 。
—轴承的传动效率 （4对），
η轴承123
=0.99（123为减速器的3对轴承），
η轴承4
○3○4
=0.98（4为卷筒的一对轴承） 。
η齿轮—齿轮的传动效率（2级）
， η齿=0.95（两对齿轮的效率取相等）。
η5
--卷筒的传动效率为0.96。
2
3
2
η轴承4η齿0. 992*0. 993*0. 99*0. 98*0. 952*0. 96ηa =η联η轴承123
==0.808
电机所需的工作功率：
FV FV
Pw=1000 Pd＝Pw/ηa =1000ηa =1500*1.1/(1000*0.808)=2.042kw
2、电动机转速的选择
由v=1.1m/s 计算滚筒工作转速：
n w =60×1000x1.1/πx220 = 95.49r/min
可推算电动机转速范围，即
' ' ' ' '
n d =i a n = （i 1*i 2*i 3 ****i n )n r/min
其中：
n d ——电机可选转速范围，r/min;
'
i a
——传动装置总传动比的合理范围，二级圆柱齿轮加速器传动比为8～40 '
n i 所以d =a n =（8～40）×95.49=763.92～3819.6r/min
符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min
3、电动机型号的确定
由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L 2-4, 其额定功率为2.2kW ，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适合的电动机型号，因此有三种传动方案：
综合考虑电动机和传动装置，可见第3方案比较合适。因此选择电机型号为Y100L1-4。 主要性能如下：
电动机外形和安装尺寸如图：
图1-2
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、计算总传动比
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n 可确定传动装置应有的总传动比为：
i 总＝ n m /n ＝
1430
=14.98 95.49
2、合理分配各级传动比
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由参考表格得i 1=4.6 所以i 2=i /i 1=3. 3
四、 运动参数及动力参数计算
1、各轴转速:
电动机转轴速度 n 0=1430r/min
高速I n 1=
n 0
=1430r/min i 0
中间轴II n 2=n 1=310.87r/min
i 1
低速轴III n 3= n 2=94.2r/min
i 2
卷筒94.2r/min
2、各轴功率：
电动机额定功率 P 0==2.2Kw 高速I ：
P 1=P0*η01=P0*η联η轴承 =2.2*0.99*0.99= 2.156 Kw(η01= η联η轴承=0.99*0.99=0.98) 中间轴：
II P2=P1η12=P1*η齿轮η轴=2.156 *0.95*0.99=2.027Kw (η12=η齿η轴承=0.95*0.99=0.94) 低速轴III ：
P 3=P2η23=P2*η齿η轴承=2.027*0.95*0.99=1.900 Kw(η23= η齿η轴承=0.95*0.99=0.94) 卷筒轴：
P 4=P3*η34=P3*η联η轴承=1.900*0.98*0.99=1.823 Kw（η34=η联η轴承=0.98*0.99=0.96）
3、各轴输入转矩
电动机输出转矩
T d =9550
P d
=9550×2.042kw/1 430=13.64N ⋅m n m
4、各轴输出转矩
I 轴T 1=T d ⋅η01=13.09×0.98=12.83N ⋅m II 轴T 2=T 1⋅i 1⋅η12=55.47N ⋅m
III 轴T 3=T 2⋅i 2⋅η23=57.88×3.2×0.94=172.07N ⋅m 卷筒轴输入转矩 T 4=T 3*η34=165.18N ⋅m
Ⅰ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98。
五、传动零件的设计计算
1、材料选择齿轮。
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为217~286HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS；由于
减速器要求传动平稳，所以拟用圆柱斜齿轮。初选β=10︒（由教材P142 可选范围在β=8 ~20 ）。
2、计算高速级齿轮
（1）根据教材P133表6.2可得：K A =1. 25 ，根据P134可得 K v =1. 11，
K α=1. 2 ，K β=1. 1。
K =K A K V K αK β=1. 25⨯1. 11⨯1. 2⨯1. 1=1. 83
传动比i =4. 6由表查得各数据如下：
Z H =2. 47 ，Z E =189. 8 ，Z ε=0. 88 ，取β=10 则Z β=cos =0. 99
（2）接触疲劳极限
由于是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计
σH lim 1=700MPa , σH lim 2=600MPa ，按教材P138图6.14b 可知：按P140表6.5 可
知：S H m in 1=S H m in 2=1. 1。
则应力循环次数：（按一年300工作日计算）
N 1=60n 1jL h =60⨯1430⨯1⨯8⨯20⨯300=4. 12⨯109 N 2=N 1/i =4. 12⨯109/4. 6=8. 95⨯108
又查图可知：Z N 1=Z N 2=1 则：
σZ 700⨯1σHP 1=H lim 1N 1==636. 36MPa
S H m in 11. 1 σZ 600⨯1σHP 2=H lim 2N 2==545. 45MPa
S H min 21. 1 取两者中小值取σHP =σHP 2=545. 45MPa
(3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数ψd =1. 1
⎛Z H Z E Z εZ β
d 1≥ σHP ⎝
⎫2KT 1(u +1)
⎪⎪∙ψ∙u
d ⎭
2
3
2
⎛2. 47⨯189. 8⨯0. 88⨯0. 99⎫2⨯1. 832⨯12.573⨯10(4. 6+1)
⨯ = ⎪⨯
545. 451. 14. 6⎝⎭
=30. 576mm
(4)确定 中心距a
d 30. 576
⨯(1+4. 6) =85. 61mm a ≥1(1+i ) =
22
就尽量圆整成尾数为0或5, 以得于制造和测量，所以初定a =85mm 。 (5)选定模数m n 、齿数z 1、z 2和螺旋角β
m n
(z 1+z 2) a =
2c o βs
β=8 ~15 。β=10 ， 一般z 1=17~30，初选z 1=25，则z 2=iz 1=4. 6⨯25=51
2a cos β2⨯85⨯cos 10
==1. 2 m n =
z 1+z 225+115
由标准模数取m n =1mm ，则
2a cos β2⨯85⨯cos 10
==166. 6 z 1+z 2=
m n 1
取z 1+z 2=167
z +z 167
=29. 75 则 z 1=12=
1+i 1+4. 6
取z 1=30
z 2=167-30=137
齿数比：z 2/z 1=137/30=4. 57
与i =4. 6的要求比较，误差为0.65% ，可用。于是
β=cos -1
m n (z 1+z 2) 1⨯167
=cos -11=10. 78
2a 2⨯85
（6）计算齿轮分度圆直径
小齿轮
d 1=
大齿轮
d 2=
m n z 11⨯30
==30. 612mm
cos βcos 10. 78
m n z 21⨯137
==139. 796mm cos βcos 10. 78
（7）齿轮工作宽度
b =ψd d 1=1. 2⨯30. 612=36. 734mm
圆整为大齿轮宽度
b 2=35mm
取小齿轮宽度
b 1=40mm
（8）校核齿轮弯曲疲劳强度
根据教材P139图6.15b 可知：
σFl im 1=290MPa ；σF lim 2=230MPa ； S F m in 1=S F m in 2=1. 5 ；Y N 1=Y N 2=1 ； 按教材P137 取Y ST =2. 0。
σFp 1=
σF lim 1Y ST 290⨯2
Y N 1=⨯1=386. 67MPa S F min 11. 5
σFp 2=
σF lim 2Y ST
S F m in 2
Y N 2=
230⨯2
⨯1=306. 67MPa 1. 5
取σFP =σFP 2=306. 67MPa 而z v 1=
z 2137z 130
z ===145，根据z v 1、z v 2查==31，v 23333
cos βcos 10. 78︒cos βcos 10. 78︒
教材P137表6.4取：Y Fa 1=2. 52，Y Fa 2=2. 14，Y sa 1=1. 63，Y sa 2=1. 83，由教材P137取Y ε=0. 75，由教材P143取Y β=0. 88 则
2KT 12⨯1. 832⨯12.573⨯103
=Y Fa 1Y sa 1Y εY β=⨯2. 52⨯1. 63⨯0. 75⨯0. 88bd 1m n 36. 734⨯30. 612⨯1
σF 1
=111. 06MPa
Y Fa 2Y sa 22. 14⨯1. 83
=111. 06⨯=105. 89MPa
Y Fa 1Y sa 12. 52⨯1. 63
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
σF 2=σF 1
3、计算低速级齿轮
（1）查取教材可得：K A =1. 25 ，K V =1. 11 ，K α=1. 2 ，K β=1. 1； K =K A K V K αK β=1. 25⨯1. 11⨯1. 2⨯1. 1=1. 832 传动比i =4. 6由表查得各数据如下：
Z H =2. 5 ，Z E =189. 8，Z ε=0. 88，取β=10︒。则Z β=
cos β=0. 99
（2）接触疲劳施用应力
查图可知：σH lim 1=700MPa , σH lim 2=600MPa ，S H m in 1=S H m in 2=1. 1。 则应力循环次数：（按一年300工作日计算）
N 1=60n 1jL h =60⨯310.87⨯1⨯8⨯20⨯300=8. 95⨯108
又查图可知：Z N 1
N 2=N 1/i =8. 95⨯108/4. 6=1. 95⨯108 =Z N 2=1 则：
σZ 700⨯1σHP 1=H lim 1N 1==636. 36MPa
S H m in 11. 1 σZ 600⨯1σHP 2=H lim 2N 2==545. 45MPa
S H min 21. 1
取两者中小值取σHP =σHP 2=545. 45MPa 。
2
(3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数ψd =1. 1
⎛Z H Z E Z εZ β
d 3≥3 σHP ⎝
⎫2KT 1(u +1)
⎪⎪∙ψ∙u
d ⎭
2
3
2. 47⨯189. 8⨯0. 88⨯0. 992⨯1. 832⨯54.361⨯10(3. 3+1) ⎫
⨯ =3 ⎪⨯
545. 451. 13. 3⎝⎭
=50. 953mm
(4)确定 中心距a
d 50. 953
⨯(1+3. 3) =109. 5mm a ≥3(1+i ) =
22
就尽量圆整成尾数为0或5, 以得于制造和测量，所以初定a =110mm 。 (5)选定模数m n 、齿数z 1、z 2和螺旋角β
a =
m n
(z 1+z 2) 2c o βs
β=8 ~15 。β=10 ， 一般z 1=17~30，初选z 1=25，则z 2=iz 1=3. 3⨯25=82. 5
2a cos β2⨯110⨯cos 10
==2. 0 m n =
z 1+z 225+83
由标准模数取m n =2mm ，则
2a cos β2⨯110⨯cos 10
==107. 8 z 1+z 2=
m n 2
取z 1+z 2=108
z +z 108
=25. 07 则 z 1=12=
1+i 1+3. 3
取z 1=25
z 2=108-25=83 齿数比：z 2/z 1=83/25=3. 23
与i =3. 2的要求比较，误差为0.94% ，可用。于是
m (z +z ) 2⨯108
=10. 94 β=cos -1n 12=cos -1
2a 2⨯110
满足要求。
（6）计算齿轮分度圆直径 小齿轮
d 3=大齿轮
m n z 12⨯25
==50. 925mm cos βcos 10. 94
m n z 22⨯83
==169. 073mm
cos βcos 10. 94
（7）齿轮宽度
b =ψd d 1=1. 1⨯50. 925=56.018mm 圆整大齿轮宽度 b 4=55mm 取小齿轮宽度
b 3=60mm
d 4=
（8）校核齿轮弯曲疲劳强度 根据教材P139图6.15b 可知：
σFl im 1=290MPa ；σF lim 2=230MPa ； S F m in 1=S F m in 2=1. 5 ；Y N 1=Y N 2=1 ；按教材P137 取Y ST =2. 0。
σFp 1=
σF lim 1Y ST 290⨯2
Y N 1=⨯1=386. 67MPa S F min 11. 5
σFp 2=
σF lim 2Y ST
S F m in 2
Y N 2=
230⨯2
⨯1=306. 67MPa 1. 5
取σFP =σFP 2=306. 67MPa 而z v 1=
z 283z 125
z ===88，根据z v 1、z v 2查教==26，v 23333
cos βcos 10. 94︒cos βcos 10. 94︒
材P137表6.4取：Y Fa 1=2. 60，Y Fa 2=2. 22，Y sa 1=1. 595，Y sa 2=1. 77，由教材P137取Y ε=0. 75，由教材P143取Y β=0. 88
σF 1
2KT 12⨯1. 832⨯54.361⨯103
=Y Fa 1Y sa 1Y εY β=⨯2. 60⨯1. 595⨯0. 75⨯0. 88bd 1m n 56. 018⨯50.925⨯2
=95. 550MPa
Y Fa 2Y sa 22. 22⨯1. 77
=95. 550⨯=90. 536MPa
Y Fa 1Y sa 12. 60⨯1. 595
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
σF 2=σF 1
六、轴的效核及计算：
1、Ⅰ轴的结构、尺寸设计
（1）、计算轴的最小直径(查表取C=112) Ⅰ轴:最小直径为d ≥c p 2.112=112⨯=12. 8mm n 1430
考虑到联轴器的内径, 故最小直径取15 ㎜ Ⅱ轴:最小直径为d ≥c p 1.986=112⨯=21. 1mm n 297.92
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取21 ㎜ Ⅲ轴:最小直径为㎜d ≥c 3
p 1.862
=112⨯3=30. 4mm n 93.1
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取30 ㎜
（2）联轴器的校核
选材45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查[δ
-1b
]=60MPa，
δ
d
b
=640MPa, =30.4
δ
-1
=275MPa,τ-1=155MPa ,P=3.55KW, T 3=170.618N ⋅m ,
3min
联轴器的计算转距T ca =K A *T 3查表
T ca =K A *T 3=1.3*170.618=221.8N ⋅m
10.1
取K A =1.3，
选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下
HL3联轴器LT6(GB 5014-85)，其工称转距为250N ⋅m , 许用转速为3 800 轴孔直径：d =32,32,35,38,40,42。 所以确定轴的直径为32mm 。 初定轴3的结构、尺寸如下图：
图6-1
①为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，取
d 1=32mm L 1=80mm
②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d 2=38mm , 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为45mm ，故取该段长为l 2=70mm 。
③右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用深沟球轴承。
根据d 2=38mm ，选用6008型轴承，其尺寸为d ×D ×B=40×68×15, 那么该段的直径为d 3=φ40mm ，长度为l 3=15。
④右起第四段，由齿轮2的齿轮b 2=35mm , 再由齿轮端面带箱体内部的距离为10，则可确定第四段为d 4=φ46mm ，l 4=50mm。
⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d 5=φ52mm ,长度取l 5=10mm 。
⑥右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为φ163.573mm ，齿宽为55m m ，按照标准尺寸取d 6=φ44mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l 6=52mm 。 ⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样
d 7=φ40mm ，长度l 7=26mm ，轴倒角1. 0圆角1.2。 3、按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d 4=169.073mm ②求转矩：已知T 3=172070N/mm
③求圆周力F t , 根据教材P142式（6.12）得:
F t =
2T 32⨯172070
==2035. 45N d 4169.073
④求径向力F r , 根据教材P142式（6.12）得:
F t tan a n
F r ==
cos β
2035. 45⨯tan 20
cos 10. 94
=754. 56N
⑤求轴向力F a , 根据教材P142式（6.12）得：
F a =F t tan β=2035. 45⨯tan 10. 94 =393. 44N
⑥该两轴承对称
水平面内支反力：
R H 1+R H 2=F t
垂直面内支反力：R H 1=R H 2=F t /2=1017.73N
R v 1+R v 2-F r =0
-R v 1(44+94) +F r ⋅94+M a =0
M a =
F a d 4393. 44⨯169.073
==33260.04N ⋅mm 22R v 1=754. 99N
R v 1=-0. 43N
⑦作出弯矩图
根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：
M H =178191.88N ∙mm M v 1=152291.08N ∙mm M v 2=-19931N ∙mm
总弯距M =
M 1=234403.33N ∙mm M 2=179303.07N ∙mm
作出计算弯距图
M ca =
M 2+(αT ) 2
M ca 2===604958.43N ∙mm
M ca 1=M 1=234403.33N ∙mm
⑧校核轴的强度
对危险界面c 进行强度校核
σca =
M ca 2604958.43
==17.64MPa 〈[σ-1]=60MPa （教材P233表11.4查得W 0.1⨯703
[σ-1]=60MPa ）故安全。
轴的载荷分布图如下：
图6-2
4、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面
从轴与联轴器配合部位到右端第一个轴承部分轴段，虽然有键槽轴肩过度配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以这部分无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起应力集中最重要，截面Ⅳ和Ⅴ的应力影响相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。
（2）截面IV 右侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算：W =0. 1⨯d 3=0. 1⨯553=16637. 5mm 3
抗扭截面模量：W T =0. 2⨯d 3=0. 2⨯553=33275mm 3 截面IV 右侧的弯矩M 为：
M =M 2⨯
76-42.571.5-42.5
=179303.07⨯=72724.32N ∙mm 7671.5
截面扭距T 2为： T 2=962960N ∙mm 截面上的弯曲应力：σb =
M 72724.32
==4.37MPa W 16637.5
T 2794220
==28.94MPa W T 33275
截面上的扭转切应力：τT =
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，因
r 1.2
==0.021，d 55
D 70
==1.27，按教材P23图1.15得 ασ=2. 3
。d 55
又由教材P23查图1.16得轴的材料敏性系数为q =0. 59
故有效应力集中系数为
k σ=1+q (ασ-1)=1+0. 59⨯(2. 3-1)=1. 77 k τ=1+0. 6(k σ-1)=1+0. 6(1. 77-1)=1. 46
查教材P24图1.17得尺寸系数εσ=0. 78，扭转尺寸系数ετ=εσ=0. 78 因轴按磨削加工，得表现质量系数为βσ=0. 92，βτ=0. 6βσ+0. 4=0. 95
轴未经表面强化处理，即βq =1 ，则得综合系数值为
K σ=
k σ
+1
-1=2. 36
εσ
k τ
βσ
1
K τ=
ετ
+
βτ
-1=1. 92
按教材材料特性系数取ψσ=0. 1 ψτ=0. 05
计算安全系数S ca
因轴材料为45钢，经调质处理，其机械性能由教材P226表11.1和P233表11.4查得
[σ-1]b =60Mpa , σb =640Mpa , σ-1=275Mpa , τ-1=155Mpa
σa =σb =
τa =τm =
M
=4. 36MPa W
T 223. 88
==11. 94MPa 2W T 2
S σ=
σ-1275==26. 73
K σσa +ψσσm 2. 36⨯4. 36+0. 1⨯0
S τ=
τ-1155
==6. 59
K ττa +ψττm 1. 92⨯11. 94+0. 05⨯11. 94
S σS τS σ+S τ
2
2
S ca =
=
26. 73⨯6. 5926. 73+6. 59
2
2
=6. 40>>S =1. 5
故可知其安全。 （3）截面Ⅳ左侧
抗弯截面模量：W =0. 1⨯d 3=0. 1⨯623=23832. 8mm 3 抗扭截面模量：W T =0. 2⨯d 3=0. 2⨯623=47665. 6mm 3 截面右侧的弯矩M 为：
M =M 2⨯
71. 5-3871.5-38
=154833.20⨯=72544.23N ∙mm 71. 571.5
截面扭距T 2为： T 2=794220N ∙mm
截面上的弯曲应力 σb =
M 72544. 23
==3. 04MPa W 23832. 8
T 2794220
==16. 66MPa W T 47665. 6
k τ
=0. 8
k σ
截面上的扭转切应力：τT =
k σ
过盈配合处的
εσ
值，由手册可知
ετεσ
，于是得
k σ
εσ
=3. 16
k τ
ετ
=0. 8⨯3. 16=2. 53
轴按磨削加工，得表面质量系数为βσ=0. 92，βτ=0. 6βσ+0. 4=0. 95 故得综合系数为：
K σ=
k σ
+1
-1=3. 25
εσ
k τ
βσ
1
K τ=
ετ
+
βτ
-1=2. 58
所以轴在截面Ⅳ左侧的安全系数为
σa =σb =
M T
=4.37MPa τa =τm =2=14.47MPa
W 2W T
S σ=
σ-1275
==19.36
K σσa +ψσσm 3.25⨯4.37+0.1⨯0
S τ=
τ-1155
==5.44
K ττa +ψττm 1.92⨯14.47+
0.05⨯14.47
S ca =
=
=5.4>>S =1.5
故该轴在Ⅳ左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
2、Ⅱ轴的结构、尺寸设计
图6-3
Ⅱ轴:最小直径为d ≥c 3
p 1.986
=112⨯3=21. 1mm n 297.92
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取21 ㎜
○1右起第一段，由强度计算出轴的最小直径为21mm, 因为主要承受轴向力，则选用深沟球轴承6005, 其尺寸为d ×D ×B=25×47×12。那么该段轴的尺寸为，
d 1=φ25mm ，l 1=15。
2右起第二段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d ○
长度取l 2=10mm 。
3右起第三段，该段主要安装齿轮。轮齿○
2
=φ30mm ,
2根圆直径为φ135.796mm ，齿宽为
40m m ，按照标准尺寸取d 3=φ36mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为
l 3=38mm 。
4右起第四段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d ○长度取。
4
=φ44mm ,
5右起第五段，安装齿轮3。又齿轮的齿根圆直径为φ45.425mm, 齿轮宽为55mm, ○
在满足强度条件下与第三段直径相同段长度为l 5=53mm 。
3、轴一的结构、尺寸设计
d 5=φ36mm
, 为了保证定位的可靠性，取轴
图6-4
1联轴器的校核 ○
选材45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查[δ
-1b
]=60MPa，
δ
b
=640MPa,
δ
-1
=275MPa,τ-1=155MPa ,P=3.55KW, T 1=12.83N ⋅m ,
d 1min =15mm。
联轴器的计算转距T ca =K A ⋅T 1查表
T ca =K A ⋅T 1=1.3*12.83=16.68N ⋅m
10.1 取K A =1.3，
选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下 HL3联轴器LT6(GB 5014-85)，其工称转距为16N ⋅m , 许用转速为7 600r/min,
所以确定轴的直径为20mm 。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴
端
面
上
，
取
d 1
=12mm
l 1=4
。
②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d 2=18mm , 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为45mm ，故取该段长为l 2=70mm 。
③右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用深沟球轴承。
根据d 2=20mm ，选用6005型轴承，其尺寸为d ×D ×B=20×42×12, 那么该段的直径为d 3=φ20mm ，长度为l 3=12。
④右起第四段，由齿轮3的齿轮宽度b 3=55mm , 再由齿轮端面带箱体内部的距离为10，则可确定第四段为d 4=φ25mm ，l 4=70mm。
⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d 5=φ40mm ,长度取l 5=10mm 。
⑥右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为φ30.112mm ，齿宽为35m m ，按照标准尺寸取d 6=φ30mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l 6=32mm 。 ⑦右起第七段，d 6=φ25mm , l 6=10mm
⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样
d 3=φ20mm ，长度l 7=22mm ，轴倒角1. 0圆角1.2。
七、滚动轴承的校核：
根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行的轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为6008, 其基本额定动载荷C r =17000N ，基本额定静载荷C 0r =11800N 。
现对它们进行校核：
1296. 4N ，F NH 2＝752. 55N ；由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：F NH 1＝
F NV 1＝477. 55N ，F NV 2＝248N ，由上面的载荷数据可知，轴承1所受的载荷远大
于轴承2所受的力，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2
必满足要求。
（1） 求比值
轴承所受径向力F r =. 42+47. 552=1381. 56N 所受的轴向力 F a =0N 它们的比值为
F a
=0 F r
F a
e 。则径向当量F r
根据表6-1, 深沟球轴承的最小e 值为0.19, 故此时动载荷P r =F r 。
（2） 计算当量动载荷P
P ＝f p (XF r +YF a ) ，查表得X ＝1,Y ＝0, f p ＝1.0-1.2, 取f p ＝1.1.
则P ＝1.1×（1×1381.56+0）＝1519.72N
（3） 验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为L h =2⨯8⨯365⨯8=46720h 轴承寿命：
106C ε106170003
L h =() =() =250585h >L h (46720h )
60n III P 60⨯93. 11519. 72
上式中ε=3，对于球轴承取3.
综上可知所选轴承6008满足要求。
八、键的设计和计算
1、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d 6=φ26mm ，l 6=32mm 查手册P53选用A 型平键，得：
选择与1中同一型号平键
4T 4⨯12830 σp 1===12. 82MPa
dhl 26⨯8⨯25 故满足强度条件，可取。
2、输入轴与联轴器联接采用平键联接
GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =8×7×25 (A型）
轴径d 6=φ20mm ，l 6=40mm 查手册P53选用A 型平键，得： 选择与1中同一型号平键
4T 4⨯12830 σp 1===16. 29MPa
dhl 6⨯6⨯32 故满足强度条件，可取。
3、中间轴与齿轮2配合时
GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =6×6×32 (A型）
轴径d 4=36mm ，l 4=38mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =10×8×28(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 24⨯55.47⨯103σp 21===48.95 MPa
dhl 10⨯8⨯28
故满足强度条件，可取。
4、中间轴与齿轮3配合时
轴径d 4=36mm ，l 5=53mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =10×8×45(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 24⨯55.47⨯103
σp 21===67.43 MPa
dhl 10⨯8⨯45
故满足强度条件，可取。
5、输出轴与齿轮4采用平键连接
轴径d 4=44mm ，l 4=52mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =14×9×45(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 34⨯172.07⨯103
σp 1===84.7MPa
dhl 44⨯9⨯21
故满足强度条件，可取。
6、输出轴与联轴器采用平键连接
轴径d 4=32mm ，l 4=80mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =10×8×70(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 34⨯172.07⨯103
σp 1===78. 40MPa
dhl 32⨯8⨯70
故满足强度条件，可取。
九、减速器结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞：减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 (3)油标：油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器：减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，
导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉：机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片：调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩：在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
根据《机械设计课程设计指导书》P26，得如下表格：
表9-1
十、密封和润滑的设计
1. 密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v
(2) 对于单列角接触球轴承来说，利用机体内的油润滑，使飞溅的润滑油沿机盖经油沟通过端盖的缺口进入轴承。
参考书目
[1]龚溎义主编，《机械设计课程设计指导书》（第二版），高等教育出版社，1990。 [2]龚溎义主编，《机械设计课程设计图册》（第三版），高等教育出版社，1989。 [3]吴宗泽、罗圣国主编，《机械设计课程设计手册》（第三版），高等教育出版社，2006。
[4]杨明忠、朱家诚主
机 械 设 计
课程设计说明书
(C1)
院 系： xxxxxxxxxxxxx 专业班级： xxxxxxxxxxx 学生姓名：xxxxxxxxxxxx 学 号xxxxxxxxxxxxxx 指导教师： xxxxxxxxxxxx
目录
一、设计任务： . ............................................................................................................................... 3 1、工作情况：已知条件 ................................................................................................................... 3 2、原始数据 ....................................................................................................................................... 4 二、电机的选择 . ............................................................................................................................... 4 1、电动机功率的选择 ....................................................................................................................... 4 2、电动机转速的选择 ....................................................................................................................... 5 3、电动机型号的确定 ....................................................................................................................... 5 三、计算总传动比及分配各级的传动比 . ......................................................................................... 6 1、计算总传动比 ............................................................................................................................... 6 2、合理分配各级传动比 ................................................................................................................... 7 四、运动参数及动力参数计算 ......................................................................................................... 7 1、各轴转速: ...................................................................................................................................... 7 2、各轴功率： ................................................................................................................................... 7 3、各轴输入转矩 ............................................................................................................................... 8 4、各轴输出转矩 ............................................................................................................................... 8 五、传动零件的设计计算 . ................................................................................................................ 8 1、材料选择齿轮。 ........................................................................................................................... 8 2、计算高速级齿轮 ........................................................................................................................... 9 3、计算低速级齿轮 ......................................................................................................................... 11 六、轴的效核及计算： .................................................................................................................. 14 1、Ⅰ轴的结构、尺寸设计 ............................................................................................................. 14 2、Ⅱ轴的结构、尺寸设计 ............................................................................................................. 21 3、轴一的结构、尺寸设计 ............................................................................................................. 22 七、滚动轴承的校核： .................................................................................................................. 23 八、键的设计和计算 ...................................................................................................................... 24 1、输入轴与齿轮1联接采用平键联接 ......................................................................................... 24 2、输入轴与联轴器联接采用平键联接.......................................................................................... 25 3、中间轴与齿轮2配合时 ............................................................................................................. 25 4、中间轴与齿轮3配合时 ............................................................................................................. 25 九、减速器结构设计 ...................................................................................................................... 26 十、密封和润滑的设计 .................................................................................................................. 29 1. 密封............................................................................................................................................... 29 2．润滑 ............................................................................................................................................. 29 参考书目 ......................................................................................................................................... 30
一、设计任务：
图1-1
1、工作情况：已知条件
工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；
使用折旧期；8年；
检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V； 运输带速度容许误差：±5%；
制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
2、原始数据
注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F 中考虑。
二、电机的选择
选择Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
1、 电动机功率的选择
1）工作机所需功率Pw
FV
Pw=1000 ，而Pd ＝Pw/ηa
F-工作机阻力
v-工作机线速度
2）n a -传动装置总效率，n a =n1*n2*n3*n4*n5*n6…n n 本设计中的 ○1○2
η联轴器
η轴
—联轴器的传动效率（2个），η联=0.99（两对联轴器的效率取相等） 。
—轴承的传动效率 （4对），
η轴承123
=0.99（123为减速器的3对轴承），
η轴承4
○3○4
=0.98（4为卷筒的一对轴承） 。
η齿轮—齿轮的传动效率（2级）
， η齿=0.95（两对齿轮的效率取相等）。
η5
--卷筒的传动效率为0.96。
2
3
2
η轴承4η齿0. 992*0. 993*0. 99*0. 98*0. 952*0. 96ηa =η联η轴承123
==0.808
电机所需的工作功率：
FV FV
Pw=1000 Pd＝Pw/ηa =1000ηa =1500*1.1/(1000*0.808)=2.042kw
2、电动机转速的选择
由v=1.1m/s 计算滚筒工作转速：
n w =60×1000x1.1/πx220 = 95.49r/min
可推算电动机转速范围，即
' ' ' ' '
n d =i a n = （i 1*i 2*i 3 ****i n )n r/min
其中：
n d ——电机可选转速范围，r/min;
'
i a
——传动装置总传动比的合理范围，二级圆柱齿轮加速器传动比为8～40 '
n i 所以d =a n =（8～40）×95.49=763.92～3819.6r/min
符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min
3、电动机型号的确定
由表12-1[2]查出电动机型号为Y100L 2-4, 其额定功率为2.2kW ，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适合的电动机型号，因此有三种传动方案：
综合考虑电动机和传动装置，可见第3方案比较合适。因此选择电机型号为Y100L1-4。 主要性能如下：
电动机外形和安装尺寸如图：
图1-2
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、计算总传动比
由电动机的满载转速n m 和工作机主动轴转速n 可确定传动装置应有的总传动比为：
i 总＝ n m /n ＝
1430
=14.98 95.49
2、合理分配各级传动比
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由参考表格得i 1=4.6 所以i 2=i /i 1=3. 3
四、 运动参数及动力参数计算
1、各轴转速:
电动机转轴速度 n 0=1430r/min
高速I n 1=
n 0
=1430r/min i 0
中间轴II n 2=n 1=310.87r/min
i 1
低速轴III n 3= n 2=94.2r/min
i 2
卷筒94.2r/min
2、各轴功率：
电动机额定功率 P 0==2.2Kw 高速I ：
P 1=P0*η01=P0*η联η轴承 =2.2*0.99*0.99= 2.156 Kw(η01= η联η轴承=0.99*0.99=0.98) 中间轴：
II P2=P1η12=P1*η齿轮η轴=2.156 *0.95*0.99=2.027Kw (η12=η齿η轴承=0.95*0.99=0.94) 低速轴III ：
P 3=P2η23=P2*η齿η轴承=2.027*0.95*0.99=1.900 Kw(η23= η齿η轴承=0.95*0.99=0.94) 卷筒轴：
P 4=P3*η34=P3*η联η轴承=1.900*0.98*0.99=1.823 Kw（η34=η联η轴承=0.98*0.99=0.96）
3、各轴输入转矩
电动机输出转矩
T d =9550
P d
=9550×2.042kw/1 430=13.64N ⋅m n m
4、各轴输出转矩
I 轴T 1=T d ⋅η01=13.09×0.98=12.83N ⋅m II 轴T 2=T 1⋅i 1⋅η12=55.47N ⋅m
III 轴T 3=T 2⋅i 2⋅η23=57.88×3.2×0.94=172.07N ⋅m 卷筒轴输入转矩 T 4=T 3*η34=165.18N ⋅m
Ⅰ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入输入转矩乘轴承效率0.98。
五、传动零件的设计计算
1、材料选择齿轮。
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为217~286HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度197~286HBS；由于
减速器要求传动平稳，所以拟用圆柱斜齿轮。初选β=10︒（由教材P142 可选范围在β=8 ~20 ）。
2、计算高速级齿轮
（1）根据教材P133表6.2可得：K A =1. 25 ，根据P134可得 K v =1. 11，
K α=1. 2 ，K β=1. 1。
K =K A K V K αK β=1. 25⨯1. 11⨯1. 2⨯1. 1=1. 83
传动比i =4. 6由表查得各数据如下：
Z H =2. 47 ，Z E =189. 8 ，Z ε=0. 88 ，取β=10 则Z β=cos =0. 99
（2）接触疲劳极限
由于是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计
σH lim 1=700MPa , σH lim 2=600MPa ，按教材P138图6.14b 可知：按P140表6.5 可
知：S H m in 1=S H m in 2=1. 1。
则应力循环次数：（按一年300工作日计算）
N 1=60n 1jL h =60⨯1430⨯1⨯8⨯20⨯300=4. 12⨯109 N 2=N 1/i =4. 12⨯109/4. 6=8. 95⨯108
又查图可知：Z N 1=Z N 2=1 则：
σZ 700⨯1σHP 1=H lim 1N 1==636. 36MPa
S H m in 11. 1 σZ 600⨯1σHP 2=H lim 2N 2==545. 45MPa
S H min 21. 1 取两者中小值取σHP =σHP 2=545. 45MPa
(3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数ψd =1. 1
⎛Z H Z E Z εZ β
d 1≥ σHP ⎝
⎫2KT 1(u +1)
⎪⎪∙ψ∙u
d ⎭
2
3
2
⎛2. 47⨯189. 8⨯0. 88⨯0. 99⎫2⨯1. 832⨯12.573⨯10(4. 6+1)
⨯ = ⎪⨯
545. 451. 14. 6⎝⎭
=30. 576mm
(4)确定 中心距a
d 30. 576
⨯(1+4. 6) =85. 61mm a ≥1(1+i ) =
22
就尽量圆整成尾数为0或5, 以得于制造和测量，所以初定a =85mm 。 (5)选定模数m n 、齿数z 1、z 2和螺旋角β
m n
(z 1+z 2) a =
2c o βs
β=8 ~15 。β=10 ， 一般z 1=17~30，初选z 1=25，则z 2=iz 1=4. 6⨯25=51
2a cos β2⨯85⨯cos 10
==1. 2 m n =
z 1+z 225+115
由标准模数取m n =1mm ，则
2a cos β2⨯85⨯cos 10
==166. 6 z 1+z 2=
m n 1
取z 1+z 2=167
z +z 167
=29. 75 则 z 1=12=
1+i 1+4. 6
取z 1=30
z 2=167-30=137
齿数比：z 2/z 1=137/30=4. 57
与i =4. 6的要求比较，误差为0.65% ，可用。于是
β=cos -1
m n (z 1+z 2) 1⨯167
=cos -11=10. 78
2a 2⨯85
（6）计算齿轮分度圆直径
小齿轮
d 1=
大齿轮
d 2=
m n z 11⨯30
==30. 612mm
cos βcos 10. 78
m n z 21⨯137
==139. 796mm cos βcos 10. 78
（7）齿轮工作宽度
b =ψd d 1=1. 2⨯30. 612=36. 734mm
圆整为大齿轮宽度
b 2=35mm
取小齿轮宽度
b 1=40mm
（8）校核齿轮弯曲疲劳强度
根据教材P139图6.15b 可知：
σFl im 1=290MPa ；σF lim 2=230MPa ； S F m in 1=S F m in 2=1. 5 ；Y N 1=Y N 2=1 ； 按教材P137 取Y ST =2. 0。
σFp 1=
σF lim 1Y ST 290⨯2
Y N 1=⨯1=386. 67MPa S F min 11. 5
σFp 2=
σF lim 2Y ST
S F m in 2
Y N 2=
230⨯2
⨯1=306. 67MPa 1. 5
取σFP =σFP 2=306. 67MPa 而z v 1=
z 2137z 130
z ===145，根据z v 1、z v 2查==31，v 23333
cos βcos 10. 78︒cos βcos 10. 78︒
教材P137表6.4取：Y Fa 1=2. 52，Y Fa 2=2. 14，Y sa 1=1. 63，Y sa 2=1. 83，由教材P137取Y ε=0. 75，由教材P143取Y β=0. 88 则
2KT 12⨯1. 832⨯12.573⨯103
=Y Fa 1Y sa 1Y εY β=⨯2. 52⨯1. 63⨯0. 75⨯0. 88bd 1m n 36. 734⨯30. 612⨯1
σF 1
=111. 06MPa
Y Fa 2Y sa 22. 14⨯1. 83
=111. 06⨯=105. 89MPa
Y Fa 1Y sa 12. 52⨯1. 63
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
σF 2=σF 1
3、计算低速级齿轮
（1）查取教材可得：K A =1. 25 ，K V =1. 11 ，K α=1. 2 ，K β=1. 1； K =K A K V K αK β=1. 25⨯1. 11⨯1. 2⨯1. 1=1. 832 传动比i =4. 6由表查得各数据如下：
Z H =2. 5 ，Z E =189. 8，Z ε=0. 88，取β=10︒。则Z β=
cos β=0. 99
（2）接触疲劳施用应力
查图可知：σH lim 1=700MPa , σH lim 2=600MPa ，S H m in 1=S H m in 2=1. 1。 则应力循环次数：（按一年300工作日计算）
N 1=60n 1jL h =60⨯310.87⨯1⨯8⨯20⨯300=8. 95⨯108
又查图可知：Z N 1
N 2=N 1/i =8. 95⨯108/4. 6=1. 95⨯108 =Z N 2=1 则：
σZ 700⨯1σHP 1=H lim 1N 1==636. 36MPa
S H m in 11. 1 σZ 600⨯1σHP 2=H lim 2N 2==545. 45MPa
S H min 21. 1
取两者中小值取σHP =σHP 2=545. 45MPa 。
2
(3)计算小齿轮最小直径，取齿宽系数ψd =1. 1
⎛Z H Z E Z εZ β
d 3≥3 σHP ⎝
⎫2KT 1(u +1)
⎪⎪∙ψ∙u
d ⎭
2
3
2. 47⨯189. 8⨯0. 88⨯0. 992⨯1. 832⨯54.361⨯10(3. 3+1) ⎫
⨯ =3 ⎪⨯
545. 451. 13. 3⎝⎭
=50. 953mm
(4)确定 中心距a
d 50. 953
⨯(1+3. 3) =109. 5mm a ≥3(1+i ) =
22
就尽量圆整成尾数为0或5, 以得于制造和测量，所以初定a =110mm 。 (5)选定模数m n 、齿数z 1、z 2和螺旋角β
a =
m n
(z 1+z 2) 2c o βs
β=8 ~15 。β=10 ， 一般z 1=17~30，初选z 1=25，则z 2=iz 1=3. 3⨯25=82. 5
2a cos β2⨯110⨯cos 10
==2. 0 m n =
z 1+z 225+83
由标准模数取m n =2mm ，则
2a cos β2⨯110⨯cos 10
==107. 8 z 1+z 2=
m n 2
取z 1+z 2=108
z +z 108
=25. 07 则 z 1=12=
1+i 1+3. 3
取z 1=25
z 2=108-25=83 齿数比：z 2/z 1=83/25=3. 23
与i =3. 2的要求比较，误差为0.94% ，可用。于是
m (z +z ) 2⨯108
=10. 94 β=cos -1n 12=cos -1
2a 2⨯110
满足要求。
（6）计算齿轮分度圆直径 小齿轮
d 3=大齿轮
m n z 12⨯25
==50. 925mm cos βcos 10. 94
m n z 22⨯83
==169. 073mm
cos βcos 10. 94
（7）齿轮宽度
b =ψd d 1=1. 1⨯50. 925=56.018mm 圆整大齿轮宽度 b 4=55mm 取小齿轮宽度
b 3=60mm
d 4=
（8）校核齿轮弯曲疲劳强度 根据教材P139图6.15b 可知：
σFl im 1=290MPa ；σF lim 2=230MPa ； S F m in 1=S F m in 2=1. 5 ；Y N 1=Y N 2=1 ；按教材P137 取Y ST =2. 0。
σFp 1=
σF lim 1Y ST 290⨯2
Y N 1=⨯1=386. 67MPa S F min 11. 5
σFp 2=
σF lim 2Y ST
S F m in 2
Y N 2=
230⨯2
⨯1=306. 67MPa 1. 5
取σFP =σFP 2=306. 67MPa 而z v 1=
z 283z 125
z ===88，根据z v 1、z v 2查教==26，v 23333
cos βcos 10. 94︒cos βcos 10. 94︒
材P137表6.4取：Y Fa 1=2. 60，Y Fa 2=2. 22，Y sa 1=1. 595，Y sa 2=1. 77，由教材P137取Y ε=0. 75，由教材P143取Y β=0. 88
σF 1
2KT 12⨯1. 832⨯54.361⨯103
=Y Fa 1Y sa 1Y εY β=⨯2. 60⨯1. 595⨯0. 75⨯0. 88bd 1m n 56. 018⨯50.925⨯2
=95. 550MPa
Y Fa 2Y sa 22. 22⨯1. 77
=95. 550⨯=90. 536MPa
Y Fa 1Y sa 12. 60⨯1. 595
所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。
σF 2=σF 1
六、轴的效核及计算：
1、Ⅰ轴的结构、尺寸设计
（1）、计算轴的最小直径(查表取C=112) Ⅰ轴:最小直径为d ≥c p 2.112=112⨯=12. 8mm n 1430
考虑到联轴器的内径, 故最小直径取15 ㎜ Ⅱ轴:最小直径为d ≥c p 1.986=112⨯=21. 1mm n 297.92
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取21 ㎜ Ⅲ轴:最小直径为㎜d ≥c 3
p 1.862
=112⨯3=30. 4mm n 93.1
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取30 ㎜
（2）联轴器的校核
选材45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查[δ
-1b
]=60MPa，
δ
d
b
=640MPa, =30.4
δ
-1
=275MPa,τ-1=155MPa ,P=3.55KW, T 3=170.618N ⋅m ,
3min
联轴器的计算转距T ca =K A *T 3查表
T ca =K A *T 3=1.3*170.618=221.8N ⋅m
10.1
取K A =1.3，
选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下
HL3联轴器LT6(GB 5014-85)，其工称转距为250N ⋅m , 许用转速为3 800 轴孔直径：d =32,32,35,38,40,42。 所以确定轴的直径为32mm 。 初定轴3的结构、尺寸如下图：
图6-1
①为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，取
d 1=32mm L 1=80mm
②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d 2=38mm , 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为45mm ，故取该段长为l 2=70mm 。
③右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用深沟球轴承。
根据d 2=38mm ，选用6008型轴承，其尺寸为d ×D ×B=40×68×15, 那么该段的直径为d 3=φ40mm ，长度为l 3=15。
④右起第四段，由齿轮2的齿轮b 2=35mm , 再由齿轮端面带箱体内部的距离为10，则可确定第四段为d 4=φ46mm ，l 4=50mm。
⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d 5=φ52mm ,长度取l 5=10mm 。
⑥右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为φ163.573mm ，齿宽为55m m ，按照标准尺寸取d 6=φ44mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l 6=52mm 。 ⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样
d 7=φ40mm ，长度l 7=26mm ，轴倒角1. 0圆角1.2。 3、按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d 4=169.073mm ②求转矩：已知T 3=172070N/mm
③求圆周力F t , 根据教材P142式（6.12）得:
F t =
2T 32⨯172070
==2035. 45N d 4169.073
④求径向力F r , 根据教材P142式（6.12）得:
F t tan a n
F r ==
cos β
2035. 45⨯tan 20
cos 10. 94
=754. 56N
⑤求轴向力F a , 根据教材P142式（6.12）得：
F a =F t tan β=2035. 45⨯tan 10. 94 =393. 44N
⑥该两轴承对称
水平面内支反力：
R H 1+R H 2=F t
垂直面内支反力：R H 1=R H 2=F t /2=1017.73N
R v 1+R v 2-F r =0
-R v 1(44+94) +F r ⋅94+M a =0
M a =
F a d 4393. 44⨯169.073
==33260.04N ⋅mm 22R v 1=754. 99N
R v 1=-0. 43N
⑦作出弯矩图
根据上述简图，分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距：
M H =178191.88N ∙mm M v 1=152291.08N ∙mm M v 2=-19931N ∙mm
总弯距M =
M 1=234403.33N ∙mm M 2=179303.07N ∙mm
作出计算弯距图
M ca =
M 2+(αT ) 2
M ca 2===604958.43N ∙mm
M ca 1=M 1=234403.33N ∙mm
⑧校核轴的强度
对危险界面c 进行强度校核
σca =
M ca 2604958.43
==17.64MPa 〈[σ-1]=60MPa （教材P233表11.4查得W 0.1⨯703
[σ-1]=60MPa ）故安全。
轴的载荷分布图如下：
图6-2
4、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面
从轴与联轴器配合部位到右端第一个轴承部分轴段，虽然有键槽轴肩过度配合所引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以这部分无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起应力集中最重要，截面Ⅳ和Ⅴ的应力影响相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核，只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。
（2）截面IV 右侧
抗弯截面模量按表11.5中的公式计算：W =0. 1⨯d 3=0. 1⨯553=16637. 5mm 3
抗扭截面模量：W T =0. 2⨯d 3=0. 2⨯553=33275mm 3 截面IV 右侧的弯矩M 为：
M =M 2⨯
76-42.571.5-42.5
=179303.07⨯=72724.32N ∙mm 7671.5
截面扭距T 2为： T 2=962960N ∙mm 截面上的弯曲应力：σb =
M 72724.32
==4.37MPa W 16637.5
T 2794220
==28.94MPa W T 33275
截面上的扭转切应力：τT =
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，因
r 1.2
==0.021，d 55
D 70
==1.27，按教材P23图1.15得 ασ=2. 3
。d 55
又由教材P23查图1.16得轴的材料敏性系数为q =0. 59
故有效应力集中系数为
k σ=1+q (ασ-1)=1+0. 59⨯(2. 3-1)=1. 77 k τ=1+0. 6(k σ-1)=1+0. 6(1. 77-1)=1. 46
查教材P24图1.17得尺寸系数εσ=0. 78，扭转尺寸系数ετ=εσ=0. 78 因轴按磨削加工，得表现质量系数为βσ=0. 92，βτ=0. 6βσ+0. 4=0. 95
轴未经表面强化处理，即βq =1 ，则得综合系数值为
K σ=
k σ
+1
-1=2. 36
εσ
k τ
βσ
1
K τ=
ετ
+
βτ
-1=1. 92
按教材材料特性系数取ψσ=0. 1 ψτ=0. 05
计算安全系数S ca
因轴材料为45钢，经调质处理，其机械性能由教材P226表11.1和P233表11.4查得
[σ-1]b =60Mpa , σb =640Mpa , σ-1=275Mpa , τ-1=155Mpa
σa =σb =
τa =τm =
M
=4. 36MPa W
T 223. 88
==11. 94MPa 2W T 2
S σ=
σ-1275==26. 73
K σσa +ψσσm 2. 36⨯4. 36+0. 1⨯0
S τ=
τ-1155
==6. 59
K ττa +ψττm 1. 92⨯11. 94+0. 05⨯11. 94
S σS τS σ+S τ
2
2
S ca =
=
26. 73⨯6. 5926. 73+6. 59
2
2
=6. 40>>S =1. 5
故可知其安全。 （3）截面Ⅳ左侧
抗弯截面模量：W =0. 1⨯d 3=0. 1⨯623=23832. 8mm 3 抗扭截面模量：W T =0. 2⨯d 3=0. 2⨯623=47665. 6mm 3 截面右侧的弯矩M 为：
M =M 2⨯
71. 5-3871.5-38
=154833.20⨯=72544.23N ∙mm 71. 571.5
截面扭距T 2为： T 2=794220N ∙mm
截面上的弯曲应力 σb =
M 72544. 23
==3. 04MPa W 23832. 8
T 2794220
==16. 66MPa W T 47665. 6
k τ
=0. 8
k σ
截面上的扭转切应力：τT =
k σ
过盈配合处的
εσ
值，由手册可知
ετεσ
，于是得
k σ
εσ
=3. 16
k τ
ετ
=0. 8⨯3. 16=2. 53
轴按磨削加工，得表面质量系数为βσ=0. 92，βτ=0. 6βσ+0. 4=0. 95 故得综合系数为：
K σ=
k σ
+1
-1=3. 25
εσ
k τ
βσ
1
K τ=
ετ
+
βτ
-1=2. 58
所以轴在截面Ⅳ左侧的安全系数为
σa =σb =
M T
=4.37MPa τa =τm =2=14.47MPa
W 2W T
S σ=
σ-1275
==19.36
K σσa +ψσσm 3.25⨯4.37+0.1⨯0
S τ=
τ-1155
==5.44
K ττa +ψττm 1.92⨯14.47+
0.05⨯14.47
S ca =
=
=5.4>>S =1.5
故该轴在Ⅳ左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。
2、Ⅱ轴的结构、尺寸设计
图6-3
Ⅱ轴:最小直径为d ≥c 3
p 1.986
=112⨯3=21. 1mm n 297.92
考虑到滚子轴承的内径, 故最小直径取21 ㎜
○1右起第一段，由强度计算出轴的最小直径为21mm, 因为主要承受轴向力，则选用深沟球轴承6005, 其尺寸为d ×D ×B=25×47×12。那么该段轴的尺寸为，
d 1=φ25mm ，l 1=15。
2右起第二段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d ○
长度取l 2=10mm 。
3右起第三段，该段主要安装齿轮。轮齿○
2
=φ30mm ,
2根圆直径为φ135.796mm ，齿宽为
40m m ，按照标准尺寸取d 3=φ36mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为
l 3=38mm 。
4右起第四段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d ○长度取。
4
=φ44mm ,
5右起第五段，安装齿轮3。又齿轮的齿根圆直径为φ45.425mm, 齿轮宽为55mm, ○
在满足强度条件下与第三段直径相同段长度为l 5=53mm 。
3、轴一的结构、尺寸设计
d 5=φ36mm
, 为了保证定位的可靠性，取轴
图6-4
1联轴器的校核 ○
选材45钢，调质处理，其机械性能由表11.1和11.4查[δ
-1b
]=60MPa，
δ
b
=640MPa,
δ
-1
=275MPa,τ-1=155MPa ,P=3.55KW, T 1=12.83N ⋅m ,
d 1min =15mm。
联轴器的计算转距T ca =K A ⋅T 1查表
T ca =K A ⋅T 1=1.3*12.83=16.68N ⋅m
10.1 取K A =1.3，
选择联轴器为联轴器1为弹性柱销联轴器：型号如下 HL3联轴器LT6(GB 5014-85)，其工称转距为16N ⋅m , 许用转速为7 600r/min,
所以确定轴的直径为20mm 。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴
端
面
上
，
取
d 1
=12mm
l 1=4
。
②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d 2=18mm , 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为45mm ，故取该段长为l 2=70mm 。
③右起第三段，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷，固选用深沟球轴承。
根据d 2=20mm ，选用6005型轴承，其尺寸为d ×D ×B=20×42×12, 那么该段的直径为d 3=φ20mm ，长度为l 3=12。
④右起第四段，由齿轮3的齿轮宽度b 3=55mm , 再由齿轮端面带箱体内部的距离为10，则可确定第四段为d 4=φ25mm ，l 4=70mm。
⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位, 定位轴肩，取轴肩的直径为d 5=φ40mm ,长度取l 5=10mm 。
⑥右起第六段，该段装有齿轮，齿轮齿根圆直径为φ30.112mm ，齿宽为35m m ，按照标准尺寸取d 6=φ30mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l 6=32mm 。 ⑦右起第七段，d 6=φ25mm , l 6=10mm
⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为与第三段的直径一样
d 3=φ20mm ，长度l 7=22mm ，轴倒角1. 0圆角1.2。
七、滚动轴承的校核：
根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行的轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为6008, 其基本额定动载荷C r =17000N ，基本额定静载荷C 0r =11800N 。
现对它们进行校核：
1296. 4N ，F NH 2＝752. 55N ；由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：F NH 1＝
F NV 1＝477. 55N ，F NV 2＝248N ，由上面的载荷数据可知，轴承1所受的载荷远大
于轴承2所受的力，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2
必满足要求。
（1） 求比值
轴承所受径向力F r =. 42+47. 552=1381. 56N 所受的轴向力 F a =0N 它们的比值为
F a
=0 F r
F a
e 。则径向当量F r
根据表6-1, 深沟球轴承的最小e 值为0.19, 故此时动载荷P r =F r 。
（2） 计算当量动载荷P
P ＝f p (XF r +YF a ) ，查表得X ＝1,Y ＝0, f p ＝1.0-1.2, 取f p ＝1.1.
则P ＝1.1×（1×1381.56+0）＝1519.72N
（3） 验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为L h =2⨯8⨯365⨯8=46720h 轴承寿命：
106C ε106170003
L h =() =() =250585h >L h (46720h )
60n III P 60⨯93. 11519. 72
上式中ε=3，对于球轴承取3.
综上可知所选轴承6008满足要求。
八、键的设计和计算
1、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d 6=φ26mm ，l 6=32mm 查手册P53选用A 型平键，得：
选择与1中同一型号平键
4T 4⨯12830 σp 1===12. 82MPa
dhl 26⨯8⨯25 故满足强度条件，可取。
2、输入轴与联轴器联接采用平键联接
GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =8×7×25 (A型）
轴径d 6=φ20mm ，l 6=40mm 查手册P53选用A 型平键，得： 选择与1中同一型号平键
4T 4⨯12830 σp 1===16. 29MPa
dhl 6⨯6⨯32 故满足强度条件，可取。
3、中间轴与齿轮2配合时
GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =6×6×32 (A型）
轴径d 4=36mm ，l 4=38mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =10×8×28(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 24⨯55.47⨯103σp 21===48.95 MPa
dhl 10⨯8⨯28
故满足强度条件，可取。
4、中间轴与齿轮3配合时
轴径d 4=36mm ，l 5=53mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =10×8×45(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 24⨯55.47⨯103
σp 21===67.43 MPa
dhl 10⨯8⨯45
故满足强度条件，可取。
5、输出轴与齿轮4采用平键连接
轴径d 4=44mm ，l 4=52mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =14×9×45(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 34⨯172.07⨯103
σp 1===84.7MPa
dhl 44⨯9⨯21
故满足强度条件，可取。
6、输出轴与联轴器采用平键连接
轴径d 4=32mm ，l 4=80mm
查手册P53 GB/T 1096 键 b ⨯h ⨯l =10×8×70(C型） 根据教材P77（3.1）式得
4T 34⨯172.07⨯103
σp 1===78. 40MPa
dhl 32⨯8⨯70
故满足强度条件，可取。
九、减速器结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞：减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。 (3)油标：油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器：减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，
导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉：机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片：调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩：在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
根据《机械设计课程设计指导书》P26，得如下表格：
表9-1
十、密封和润滑的设计
1. 密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v
(2) 对于单列角接触球轴承来说，利用机体内的油润滑，使飞溅的润滑油沿机盖经油沟通过端盖的缺口进入轴承。
参考书目
[1]龚溎义主编，《机械设计课程设计指导书》（第二版），高等教育出版社，1990。 [2]龚溎义主编，《机械设计课程设计图册》（第三版），高等教育出版社，1989。 [3]吴宗泽、罗圣国主编，《机械设计课程设计手册》（第三版），高等教育出版社，2006。
[4]杨明忠、朱家诚主