二级圆柱齿轮减速器 课程设计

二级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计 课 程 设 计

题 目 系 (部) 机电工程系 班 级 姓 名 学 号 指导教师

14 年 12 月 日至 月 日 共 周

年 月 日

课程设计成绩评定表

出勤 情况 成 绩 评 定 提问 （答辩） 问题 情况 出勤天数 缺勤天数 出勤情况及设计过程表现（20分） 课设答辩（20分） 设计成果（60分） 总成绩（100分）

综 合 评 定 指导教师签名： 年 月 日

目 录

1 引言.................................................................................................. 错误!未定义书签。 2 试验.................................................................................................. 错误!未定义书签。

2.1试验所用仪器及原料 ...................................................... 错误!未定义书签。

2.1.1偶联剂对碳化硅浆料粘度的影响 .................. 错误!未定义书签。 2.1.2使用KH550偶联剂时浆料中碳化硅固含量的确定错误!未定义书签。

2.2试验所用仪器及原料 ...................................................... 错误!未定义书签。

2.2.1单体对碳化硅浆料粘度的影响 ...................... 错误!未定义书签。 2.2.2 使用丙烯酸胺单体时浆料中碳化硅固含量的确定错误!未定义书签。

3 结论.................................................................................................. 错误!未定义书签。 谢辞...................................................................................................... 错误!未定义书签。 参考文献 ............................................................................................. 错误!未定义书签。 附录...................................................................................................... 错误!未定义书签。 外文资料 ............................................................................................. 错误!未定义书签。

宋体，小四号，行距固定值20磅 目录由毕业设

二、电动机的选择

2.1电动机类型的选择

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为380V。

2.1.1选择电动机的容量

（1）确定电动机所需功率 工作机的有效功率

Pw =

Fwv19001.35 = kW2.565kW 10001000取V带传动效率带0.96，滚动轴承传递效率滚0.99（四对），

齿轮传动效率齿0.97（两对），卷筒传动效率卷0.96，联轴器传动效率联0.99。

从电动机到工作机输送带间的总效率

42带滚齿卷联0.960.9940.9720.960.990.825

电动机所需功率

P0Pw2.565kW3.11kW 0.825

因载荷平稳，电动机额定功率Pm，只需稍大于P0即可，查表确定电动机功率Pm4kW。

（2） 确定电动机转速 卷筒轴工作转速

nw601000v 6010001.35rmin95.49rmin D3.142708~40。 V带传动范围i12~4，二级圆柱齿轮减速器传动比i22~58~6016~160, 总传动比范围i电动机转速可选范围

nw=n0i（16~160）×95.49r／min =（1528~15280）r／min

符合这一范围的同步转速只有3000 r／min一种。再由额定功率

4kw选择电动机为：

效率 % 82 同步转速 方案 型号 r／min 满载转速 r／min 1

Y112M-2 3000 20 2.2 分配传动比。

2.2.1传动装置总传动比

i

nm20 = = 30.26

95.49nw

2.2.2分配传动装置各级传动比

取V带传动的传动比i03，则减速器的传动比

ii30.2610.09 i03两级圆柱齿轮减速器高速级传动比

i121.4i1.410.093.76

则低速级的传动比

i23ii1210.092.68 3.76符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。

2.3 运动与动力参数计算

2.3.1 各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为 Ⅲ 轴。

n0nm20rmin

n020rmin963rmin n=i3nn963.rmin256.12rmin i3.76n256.12rmin95.67rmin i2.68nnwn95.67rmin

2.3.2 各轴输入功率

P03.11kW

PP0带3.110.96kW2.99kW

PP齿滚2.990.970.99kW2.87kW PP齿滚2.870.970.99kW2.76kW

PⅣPⅢ滚联2.760.990.992.71kw

2.3.3各轴输出功率

PⅠ＝PⅠ×0.99=2.96 kW

PⅡ＝PⅡ×0.99=2.84 kW PⅢ＝PⅢ×0.99=2.73kW PⅣ＝PⅣ×0.99=2.68kw

2.3.4 各轴输入扭矩

TP009550n95503.1110.3 N·m m20TP9550n95502.9930 N·m 963TP9550n95502.87256.12107 N·m TP29550n9550.76276 N·m 95.67Tw9550Pw2.71n955095.67271 N·m w2.3.5各轴输出扭矩

T0＝T0×0.99=10.20 N·m

TⅠ＝TⅠ×0.99=29.7 N·m TⅡ＝TⅡ×0.99=105.93N·m TⅢ＝TⅢ×0.99=273.24N·m

TⅢ＝TⅢ×0.99=268.29N·m

2.3.6运动和动力参数如下表：

功率P KW 轴名 输入 输出 电动机轴 1轴 2轴 3轴 3.11 2.99 2.96 2.87 2.84 2.76 2.73 转矩T Nm 输入 输出 10.3 30 107 276 271 29.7 转速r/min 20 963 传动比 3 105.93 256.12 273.24 95.67 268.29 95.67 3.76 2.68 1 滚筒轴 2.71 2.68

三、V带轮的设计

3.1 V带设计

电动机功率P03.11kW，转速n020 r／min ，传动比 i3 ，三班制，每天工作24小时。

3.1.1确定计算功率Pca

由《机械设计（第九版）》查得工作情况系数KA1.3，故 PcaKAP01.33..66kW4.758kW

3.1.2选择V带带型

根据Pca、n0，根据《机械设计（第九版）》选用Z型。 3.1.3轮的基准直径dd 并验算带速

1）初选小带轮的基准直径dd1。由《机械设计（第九版）》，取小带轮基准直径dd190mm。

2）验算带速v

vdd1n06010009020601000ms13.62ms

因为5msv30ms，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径dd2

dd2idd1390mm270mm

由《机械设计（第九版）》，大带轮基准直径圆整为dd2290mm 3.1.4确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）由式0.7dd1dd2a02dd1dd2得，259mma0760mm，初定中心距a0500mm。

2）计算带所需的基准长度

Ld0(dd2dd1)2 2a0dd1dd224a0(28090)2250090280mm 245001599mm

由《机械设计（第九版）》选带的基准长度Ld1540mm。 3）计算实际中心距

aa0LdLd015401599500mm471mm 22中心距的变化范围是

amina-0.015Ld447.9mm

amaxa0.015Ld517.2mm

所以可得中心距变化范围为448~517mm 3.1.5验算小带轮上的包角1

1180dd257.357.3dd118028090157120

a4713.1.6计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr

由dd190mm和n020rmin查《机械设计（第九版）》表8-4得 P0=0.6Kw。

根据n020rmin，i3和z型带，查表8-6得：P00.04kW， K0.93.， KL1.54，所以

PrP0P0KKL0.60.040.931.54kW0.92kW

2）计算V带的根数z

zPca5.25.65，故取6根带。 Pr0.923.1.7计算单根V带的初拉力的最小值F0min

由《机械设计（第九版）》得，z型带的单位

长度质量 q0.06kgm，故

F0min5002.5KPcaKzvqv2

2.50.954.7580.0612.102N 5000.95612.1062.24N

应使带的实际初拉力F0F0min。

8、计算压轴力FP

压轴力的最小值为

Fpmin1612zF0minsin2662.24sinN736.N

2213.1.2 V带轮的结构设计

电动机主轴直径D28mm，长度E60mm，转速

n20rmin，主轴上键槽深GF4mm，键槽宽F8mm。选择平键8mm7mm55mm。

1、小V带轮的设计

选材HT200，由于2.5ddd300（其中

dD28mm，dd80mm），故采用腹板式带轮。 小V带轮d12d228mm56mm，L1.5d1.528mm42mm

由《机械设计（第九版）》查得：

hamin2.00mm，hfmin7.0mm，e120.3mm，

fmin7.0mm，34。

则dadd2hamin(8022)mm84mm，

B2f6e(27.05120.3)mm741.5mm，取

B75mm，

11C~B10.57~18.5mm，取C15mm。

74轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。 2、大V带轮的设计

选材HT200，由于dd250300，故采用腹板式带轮。查表得38。

依小V带轮取B75mm，由后面轴的设计知取d25mm，则d11.8d1.825mm45mm，

L2d225mm50mm，

dadd2hamin(25022)mm254mm，

11C~B10.57~18.5取C15,

74轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。

3.2 齿轮传动设计

3.2.1 低速级齿轮强度设计

输入功率PⅢ3.34kW，扭矩TⅢ126.35N·m ，转速n252.17rmin，齿数比2.73，工作寿命10年三班制（每天24 h ）。

1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1） 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。 3） 材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr，调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

4） 选小齿轮齿数z126，大齿轮齿数

z2z22.732670.98，取z271。

5） 初选螺旋角=14°，压力角α=20°。 2、 按齿面接触强度设计

3d1t2KT1ZEZHZZd[H] 21） 确定公式内的各计算数值。 ① 试选载荷系数Kt1.3， ② 计算小齿轮传递的扭矩，

9.55106P9.551063.34TNmm1.26105Nmm

n252.17③ 由表选取齿轮宽系数d1，

④ 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE1.8MPa， ⑤ 计算接触疲劳强度用重合度系数Z

tarccostann20.562 cos12at1arccosZ1cos/Z12hancos29.41 at2arccosZ2cos/Z22hancos24.30

Z1tanat1tantZ2tanat2tant/21.653 dZ1tan/2.0

41Z30.5 Zcos0.985

⑥ 由图10-25按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳

强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim2550MPa，

⑦ 计算应力循环次数

N160njLn60252.171(3825010)9.08108

9.08108N23.32108

71/26N1

⑧ 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数KHN11.0，

KHN21.075，

⑨ 计算接触疲劳许用应力H 取失效概率为1%，安全系数S1，

[H]1[H]2KHN1lim11.0600MPa600MPa SKHN2lim21.075550MPa591.25MPaS

2） 计算

代入H中较小的值① 试算小齿轮分度圆直径d1t，

H591.25MPa。

3d1t2KtT1ZEZHZZd[H] 23712121.31.26105262.4331.80.50.985mm711591.2526

47.47mm

② 计算圆周速度v

vd1tn60100047.47252.17601000ms0.63ms

③ 计算齿宽b

bdd1t147.47mm47.47mm

④ 计算实际载荷系数

根据v0.63ms，8级精度，由查得动载系数Kv1.02， 齿轮的圆周力Ft12T1/d1t5309N

KAFt1/b111.84N/mm100N/mm

查得齿间载荷分配系数KH1.4

由表查得使用系数KA1，由表用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH1.452，

故实际载荷系数KKAKvKHKH11.021.41.4522.073

⑤ 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径

d2d1t3K2.07347.473mm55.49mmKt1.3

mnd1cos/Z12.14

3、 按齿根弯曲强度设计

m32KT1YYYFaYSa 2dz1[F]1） 确定公式内的各计算数值

① 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa。

② 由图取弯曲疲劳寿命系数KFN10.9，KFN20.85， ③ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，

[F]1KFN1FE10.9500MPa321.43MPa S1.4[KFN2FE20F]2S.93801.4MPa230.71MPa ④ 计算弯曲疲劳强度重合度系数Y

barctan(tancost)13.140 av/cos2b1.743

Y0.250.75/av0.68

计算螺旋角系数Y11200.76

⑤ 查取齿形系数

由表查得，YFa12.55，YFa22.26， ⑥ 查取应力校正系数

由表查得YSa11.62，YSa21.78， ⑦ 计算大小齿轮的

YFaYSa[，并加以比较 F]YFa1YSa12.551[].620.0129， F1321.43YFa2YSa2[2.261.77.710.0173， F]2230大齿轮的数值大。 2） 设计计算

m2KT31YYYFaYSa2786dz1[F]1.

3） 调整齿轮模数

（1） 计算实际载荷系数前的准备 圆周速度v

d1=

vz1mn271.78647.86mm coscos14d1tn60100047.86252.17601000ms0.63ms

齿宽b

bdd1t147.86mm47.86mm

b齿高h及宽高比h

**h(2hancn)mnt(210.25)1.786mm3.951mm

b47.8612.11 h3.951(2)计算实际载荷系数KF

根据v0.63m/s，8级精度，查图得动载系数Kv1.02

2T221.26105由Ft2N5.263105N

d347.86KAFT215.265103N/mm110.02N/mm100N/mm b47.86查表得齿间载荷分配系数KFa1.1，KH1453，12.11 查图得KF1.3，则载荷系数

KFKAKvKFKF11.021.41.31.856bh

按实际载荷系数算得的齿轮模数

mnmnt3KF1.8561.7863mm1.999mm KFt1.3对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数1.786并就近圆整为标准值m2mm，按接触强度算得的分度圆直径d155.49mm，算出小齿轮齿数

d1cos 4z1m26.92，取z127， 大齿轮齿数z2z12.732773.71，取z274， 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

4、几何尺寸计算 1）计算中心距

a(z1z2)mn2cos(2774)22cos14mm104.092mm

取整a=105mm 修正螺旋角

=arccos

(12)mn(2774)2arccos2210513.80 2）计算分度圆直径 d1mn1=

zcos272cos13.8055.61mm dz2mn7422=

coscos13.80152.40mm

3） 计算齿轮宽度

bdd1155.61mm55.61mm，

取B256mm，B161mm

）圆整中心距后的强度校核

按齿面接触疲劳强度校核

2KHT11HZHZEZZdd3

1先计算式中参数

9.55106P9.551063.44T1n.17Nmm1.26105Nmm252 vd1tn252.1760100055.61601000ms0.73ms

根据v0.73ms，8级精度，由图10-8查得动载系数

Kv1.03，

查得齿间载荷分配系数KH1.4

由表查得使用系数KA1，由表用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH1.46

实际载荷系数KKAKvKHKH11.031.41.462.11

arccostantncos20.55 at1arccosZ1cos/Z12hancos29.12

at2arccosZ2cos/Z22hancos24.15

Z1tanat1tantZ2tanat2tant/21.9 dZ1tan/2.11

Z4130.410 Zcos0.971

1HZHZ2KHT1EZZdd3380.50H

1按齿根弯曲疲劳强度校核

barctan(tancost)12.95

av/cos2b1.736

Y0.250.75/av0.682

计算螺旋角系数Y1

1200.757

KFKAKvKFKF11.021.41.31.856

YFa11.01，YFa21.07，

YSa10.95，YSa20.9，

F12KFT1YFa1YSa1YYcos2MntdZ13237.85MPa

F22KFT1YFa2YSa2YYcos2MntdZ13237.99MPaF137.85F1,F237.99F2.满足要求。

3.2.2 高速级齿轮强度计算

输入功率P3.47kW，转速n963.3rmin，齿数比3..82，工作寿命10年三班制（每天24h ）。

1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。 1） 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。

3） 材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr，调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 4） 选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z2z23.822490.68，取z291。

5） 初选螺旋角14，压力角20。

2、 按齿面接触强度设计

3d1t2KT1ZEZHZZd[H] 21） 确定公式内的各计算数值。

① 试选载荷系数Kt1.3， ② 计算小齿轮传递的扭矩，

95.5105P95.51053.47TNmm3.44104Nmm

n963.3③ 由表选取齿轮宽系数d1， ④ 由表查得材料的弹性影响系数

ZE1.8MPa，

12⑤ 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim2550MPa，

⑥ 计算应力循环次数

N160njLn60963.31(3825010)3.468109

3.468109N29.146108

91/24N1⑦ 由图取接触疲劳强度寿命系数

KHN10.90，KHN20.95，区域系数ZH2.433

计算接触疲劳强度用重合度系数Z

tarccostann20.562 cosat1arccosZ1cos/Z12hancos29.974

at2arccosZ2cos/Z22hancos23.07 Z1tanat1tantZ2tanat2tant/21.251 dZ1tan/1.905

41Z30.694 Zcos0.985

⑧ 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S1，

[H]1KHN1lim10.91600MPa540MPa S[H]2KHN2lim20.95550MPa523MPaS

2） 计算

① 试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值

3d1t2KT1ZEZHZZd[H]34.48mm

2② 计算圆周速度v

vd1tn60100034.48963.3601000ms1.74ms

③ 计算齿宽b

bdd1t134.48mm34.48mm

④ 计算载荷系数

根据v1.74ms，8级精度，由图查得动载系数Kv1.05，

齿轮的圆周力Ft12T1/d1t1995N

KAFt1/b57.84N/mm100N/mm

查得齿间载荷分配系数KH1.4由表查得使用系数KA1

由表用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH1.450，

故载荷系数KKAKvKHKH11.051.41.4502.132 ⑤ 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径

d1d1t3K2.13234.483mm40.66mm Kt1.3⑥ 计算模数m

md1cos1.mm z13、按齿根弯曲强度设计

m32KT1YYYFaYSa 2dz1[F]（1） 确定公式内的各计算数值

① 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPa。

② 由图取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.87， ③ 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4，

[F]KFN1FE101S.855001.4MPa303.57MPa [KFN2FE2F]2S0.873801.4MPa236.14MPa④计算弯曲疲劳强度重合度系数Y

barctan(tancost)13.140 av/cos2b1.32

Y0.250.75/av0.82

计算螺旋角系数Y11200.778

⑤ 查取齿形系数

由表查得YFa12.62，YFa22.18

⑥ 查取应力校正系数

由表查得YSa11.6，YSa21.81， ⑦ 计算大小齿轮的

YFaYSa[，并加以比较 F]YFa1YSa12.62[1.6.570.0136， F]1303YFa2YSa2[2.181.810.0167， F]2236.14大齿轮的数值大，所以取大齿轮的数值。

（2） 设计计算

m32KT1YYYFaYSa1.557 2dz1[F]（3） 调整齿轮模数

计算实际载荷系数前的准备 圆周速度v d1=

vz1mn241.55738.52mm coscos14d1tn60100038.52963.3601000ms1.94ms

齿宽b

bdd1t138.52mm38.52mm

b齿高h及宽高比h

**h(2hancn)mnt(210.25)1.557mm3.503mm

b38.5211 h3.503计算实际载荷系数KF

根据v1.94m/s，8级精度，查图得动载系数Kv1.08

2T223.44104由Ft2N1.786103N

d338.52KAFT211.786103N/mm46.37N/mm100N/mm b38.52查表得齿间载荷分配系数KFa1.4，KH1.450，11 查图得KF1.4，则载荷系数

KFKAKvKFKF11.081.41.42.12bh

按实际载荷系数算得的齿轮模数

mnmnt3KF2.121.5573mm1.837mm KFt1.3对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于齿面接触强度所决定的承载能力，而弯曲疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取齿面接触强度算的的模数1.并就近圆整为标准值m2mm，按弯曲强度算得的分度圆直径d138.52mm，算出小齿轮齿数

z1d1cos18.69，取z119， m大齿轮齿数z2z13.821972.58，取z273，

这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算 1）计算中心距

a(z1z2)m(1973)2mm94.82mm2cos2cos14

取整a=95mm 修正螺旋角

=arccos

(12)mn(1973)2arccos14.432295

2）计算分度圆直径 d1=d2=

z1mn19239.24mm coscos14.43z2mn732150.76mm coscos14.433） 计算齿轮宽度

bdd1139.24mm39.24mm，

取B240mm，B145mm

（4） 圆整中心距后的强度校核

按齿面接触疲劳强度校核

HZHZEZZ2KHT11dd31

先计算式中参数

T9.55106P9.551063.471nNmm3.44104Nmm963.3 vd1tn39.24963.3601000601000ms1.978ms

根据v1.978ms，8级精度，由图查得动载系数

Kv1.05，

齿轮的圆周力Ft12T1/d1t1753.3N

KAFt1/b44.68N/mm100N/mm

查得齿间载荷分配系数KH1.4

由表查得使用系数KA1，由表用插值法查得8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH1.447

实际载荷系数

KKAKvKHKH11.051.41.4472.127

tarccostanncos20.60 at1arccosZ1cos/Z12hancos31.85

at2arccosZ2cos/Z22hancos22.51

Z1tanat1tantZ2tanat2tant/21.19 dZ1tan/1.557

41Z30.631 Zcos0.984

504.73H

HZHZEZZ2KHT11dd13按齿根弯曲疲劳强度校核

barctan(tancost)13.54 av/cos2b1.26

Y0.250.75/av0.85

计算螺旋角系数Y1

1200.81

KKAKvKHKH11.081.41.352.04

YFa12.8，YFa22.28，

YSa11.56，YSa21.75，

FYFaYSa/(Mnt3dZ12/2KFtT1YYcos2)

F1133.09F1,F2125.21F2.满足要求。

3.2.3 齿轮结构设计参数。

高速级 小齿轮 传动比 模数m（mm） 大齿轮 3.82 2 小齿轮 大齿轮 2.73 低速级

中心距a（mm） 螺旋角 齿数 齿宽B（mm） 95 14.43° 19 45 73 40 26 61 105 13.8° 74 56 5、 轴的设计计算

6.1 高速轴Ⅰ的设计计算

6.1.1 按转矩确定Ⅰ轴的最小直径 1、高速轴上的功率、转速和转矩

功率（kW） 2.66 2、作用在轴上的力

高速级小齿轮的分度圆直径 d37.10mm，

Ft2T226.5N1428.57N 3d37.1010转速（rmin） 960 转矩（Nm） 26.5 FrFttan1428.57tan20N519.96N

FnFt1428.57N1520.25N coscos20

3、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取A0112，于是得

dminA03P8.571123mm27.42mm n5846.1.2 Ⅰ轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

① 为了满足V带轮轴向定位，1-2段轴右端需制出一轴肩，

d1245mm，故取2-3段的直径是d2352mm。V带轮与轴的配合长度L181mm，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比L1略段些，取l1278mm。按径取挡圈直径D52mm。

② 初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据d2352mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组。标准精度级的圆柱滚子轴承N211E，其尺寸为dDB55mm100mm21mm，故取d34d7855mm，而l7821mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由《机械设计实践与创新》表14.5查得N211E型轴承的定位轴肩高度h4.5mm，因此套筒左端高度为4.5mm，且有d67mm。

③ 取安装齿轮的轴段4-5的直径d4560mm，已知齿轮轮毂的宽度为125mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取l45121mm，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，右端用轴肩定位，h0.07d，取h5mm，轴5-6段的直径d5670mm，轴环宽度b1.4h，故取l5610mm。

④ 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端

的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离L30mm，故取l2350mm。

取齿轮距箱体避之间距离a19mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s8mm，滚动轴承宽度B21mm，则有

l34Bas(125121)(218194)mm52mm，考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，取l67(5210218)mm29mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位。

V带轮与轴的周向定位选用平键14mm9mm70mm，V带轮与

H7，齿轮与轴的周向定位选用平键r618mm11mm110mm，为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，

H7故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由

n6过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

轴的配合为

4）确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表15-2，取轴端倒角2.045。 轴长度段编号 （mm） 1—2 2—3 3—4 4—5 5—6 78 50 52 121 10 直径（mm） 45 52 55 60 70 配合说明 与V带轮键连接配合 定位轴肩 与滚动轴承N211E配合，套筒定位 与小齿轮键连接配合 定位轴环

6—7 7—8 总长度 29 21 361mm 55 定位轴肩 与滚动轴承N211E配合 5）轴上载荷的计算

根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 6.1.3 按弯矩合成应力校核轴的强度

根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力

caM2(T1)2306918(0.6140140)2MPa19.13MPa， 3W0.155水平面H FNH11253.05N FNH21163.15N 垂直面V FNV142.60N FNV21004.17N Mv1306918NmmMH129691.71Nmm Mv21119.96Nmm M1306918Nmm，M2171336.20Nmm T140140Nmm 已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得

[1]60MPa，因此ca[1]，故安全。 6.2 中速轴Ⅱ的设计计算

6.2.1 按转矩确定Ⅱ轴的最小直径 1、中速轴上的功率、转速和转矩

功率（kW） 8.23 2、作用在轴上的力 高速级大齿轮分度圆直径d1412mm，

Ft12T2476.34N2312.33Nd1412103

转速（rmin） 1.60 转矩（Nm） 476.34 Fr1Ft1tan2312.33tan20N841.62N，

Fn1Ft12312.33N2460.73N。 coscos20高速级小齿轮分度圆直径d2116mm，

Ft22T2476.34N8212.76N， d2116103Fr2Ft2tan8212.76tan20N29.20N，

Fn2Ft28212.76N8739.84N。 coscos203、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取A0112，于是得

dminA03P8.231123mm41.26mm n1.606.2.2 Ⅱ轴的设计计算 1）拟定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ① 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求确定d12d5650mm，据此由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度级的圆柱滚子轴承N310E，其尺寸为dDB50mm110mm27mm。

左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由GBT2761994查得N310E型轴承定位轴肩高度h5mm，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为5mm。

② 取安装齿轮的轴段2-3和4-5直径d23d4555mm。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮轮毂长L1120mm，小齿轮轮毂长L2125mm，为了使套筒压紧齿轮端面故取l23116mm，l45121mm。

③ 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度

h0.07d，取h6mm，则d3467mm，考虑高低速轴的配合，取l34220mm。

④ 大齿轮左端面与箱体间距a19mm，小齿轮右端面与箱体间距a19mm，考虑箱体铸造误差s8mm，故l12l56asB(19827)mm54mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位

大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按d23查GBT10962003选用平键16mm10mm110mm，小齿轮周向定位按d45查GBT10962003选用平键16mm10mm110mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的

H7，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，n6此处选轴的直径尺寸公差为m6。

配合为

4）确定轴上圆角和倒角尺寸。 参考表15-2，取轴端倒角2.045。 轴长度段编号 （mm） 直径（mm） 配合说明

1—2 2—3 3—4 4—5 5—6 总长度 54 116 220 121 54 565mm 50 55 67 55 50 与滚动轴承N310E配合 与大齿轮键连接配合 定位轴肩，保证高低速齿轮配合 与小齿轮键连接配合 与滚动轴承N310E配合 5) 轴上载荷的计算

根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FNH13413.59N FNH27111.50N 垂直面V FNV11214.83N FNV22588.34N Mv1119215.68mmMH1327704.Nmm MH2700482.75Nmm Mv2254954.45Nmm M1348715.80Nmm，M2745438.03Nmm T476340Nmm 6.2.3 按弯矩合成应力校核轴的强度

根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力

caM2(T2)2745838.03(0.6476340)2MPa47.98MPaW0.15532，

已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得

[1]60MPa，因此ca[1]，故安全。 6.3 低速轴Ⅲ的设计计算

6.3.1 按转矩确定Ⅲ轴的最小直径 1、低速轴上的功率、转速和转矩

功率（kW） 7.90 转速（rmin） 46.39 转矩（Nm） 1626.32 2、作用在轴上的力

高速级大齿轮分度圆直径d412mm， Ft2T21626.32N74.76N d412103FrFttan74.76tan20N2873.46N

FnFt74.76N8401.43N coscos203、初步确定轴的最小直径

选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取A0112，于是得

dminA03P7.901123mm62.08mm n46.39

6.3.2 Ⅲ轴的设计计算 1）拟定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d78。联轴器的设计计算转矩TcaKAT3，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA1.3，则TcaKAT32116.Nm。按照Tca[T]，查标准GBT50142003，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150Nm。半联轴器孔径d75mm，半联轴器长度L172mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度l1132mm。

① 为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，取该段直径d7875mm，则取6-7段直径d6782mm，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D85mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7=8段直径比l1132mm略短，取l78130mm。

② 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求并根据d6782mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆柱滚子轴承N217E，其尺寸为dDB85mm150mm28mm，故d12d5685mm，而

l1228mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度h5mm，因此取d2395mm.

③ 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4590mm，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为120mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45116mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h7mm。则轴环处的直径d34104mm，轴环宽度b1.4h，取l3412mm。

④ 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离L30mm，故取l6750mm。

⑤ 取齿轮距箱体避之间距离a19mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取s8mm，

故l56asB(125121)(198284)mm59mm 。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取l2320mm。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按116mm选用平键25mm14mm100mm，同时为保证齿轮与轴的

H7。半联轴n6l45配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为

器与轴连接按d7875mm选用平键20mm12mm125mm，半联轴器

H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保k6证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

与轴的配合为

4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为2.545。 轴长度段编号 （mm） 1—2 2—3 3—4 4—5 5—6 6—7 728 20 12 116 59 50 130 直径（mm） 85 95 104 90 85 82 75 配合说明 与滚动轴承N217E配合 定位轴肩 定位轴环 与大齿轮键连接配合 与滚动轴承N217E配合，套筒定位 定位轴肩 与半联轴器键连接配合

—8 总长度 415mm 5）求轴上载荷

根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 载荷 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T 水平面H FNH130.72N FNH24004.04N 垂直面V FNV11416.11N FNV21457.35N MH412416.22Nmm Mv150107.66Nmm M438884.32Nmm T1626320Nmm 6.3.3 按弯矩合成应力校核轴的强度

根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力

caM2(T3)2W438884.322(0.61626320)2MPa14.68MPa0.1903，

已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得[1]60MPa，因此ca[1]，故安全。 7、滚动轴承的选择计算

1036528h5.84104h 轴承预期寿命 Lh7.1 高速轴Ⅰ上滚动轴承的选择计算

7.1.1 Ⅰ轴上轴承的选择

选用N211E型圆柱滚子轴承，

dDB55mm100mm21mm，C80.2kN。

7.1.2 Ⅰ轴上轴承寿命计算

1、两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由高速轴的校核过程可知，

FNH11253.05N，FNH21163.15N； FNV142.60N，FNV21004.17N；

F2F22.602r1FNH1NV11253.0642N5050.51N，

F2222r2FNH2FNV21163.15(1004.17)N1010.87N。2、轴承当量动载荷P1和P2

查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数fp1.1，P1fpFr11.15050.51N5555.56N P2fpFr21.11010.87N1111.96N

3、验算轴承寿命

因为P1P2，所以按照轴承1的受力大小验算

66103L60nCP1080.25n10605845.55556h2.0910hLn， 故所选轴承满足寿命要求。

7.2 中速轴Ⅱ上滚动轴承的选择计算 7.2.1 Ⅱ轴上轴承的选择

选用N310E型圆柱滚子轴承，

dDB50mm110mm27mm，C105kN。

7.2.2 Ⅱ轴上轴承寿命计算

1、两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2

由中速轴的校核过程可知，

FNH13413.59N，FNH27111.50N； FNV11214.83N，FNV22588.34N；

F22r1FNH1FNV13413.5921214.832N3623.31N， F22r2FNH2FNV27111.5022588.342N7567.N。 2、轴承当量动载荷P1和P2

查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数fp1.1，P1fpFr11.13623.31N3985.N P2fpFr21.17567.N8324.68N

3、验算轴承寿命

因为P2P1，所以按照轴承2的受力大小验算

10106C1061053L5n60nP601.608.32468h4.7310hLn，故所选轴承满足寿命要求。

7.3 低速轴 Ⅲ上滚动轴承的选择计算 7.1.1 Ⅲ轴上轴承的选择

选用N217E型圆柱滚子轴承，

dDB85mm150mm28mm，C158kN。

7.1.2 Ⅰ轴上轴承寿命计算

1、两轴承所受到的径向载荷Fr1和Fr2 由高速轴的校核过程可知，

FNH130.72N，FNH24004.04N； FNV11416.11N，FNV21457.35N；

F2222r1FNH1FNV130.721416.11N4140.42N，

22Fr2FNH4004.0421457.352N4261.00N。 2FNV22、轴承当量动载荷P1和P2

查《机械设计（第八版）》表13-6，载荷系数fp1.1，

P1fpFr11.14140.42N4554.46N

P2fpFr21.14261.00N4687.10N

3、验算轴承寿命

因为P2P1，所以按照轴承2的受力大小验算

Ln10C101587， h4.4610hLn60nP6046.394.687166103故所选轴承满足寿命要求。 8、 键连接的选择计算

2T103[p]， 普通平键链接的强度条件为 pkld键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计（第八版）》表6-2取[p]110MPa。

8.1 电机上键键连接的选择计算 取普通平键C12100GBT10962003， 键的工作长度lL(100b212)mm94mm， 2键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.58mm4mm，

2T103258.41103pMPa7.40MPa[p]，

kld49442故该键满足强度要求。 8.2 Ⅰ轴上键连接的选择计算 8.2.1 V带轮处的键的选择计算 取普通平键C1470GBT10962003，

键的工作长度lLb142(702)mm63mm， 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.59mm4.5mm，

2T1032140.14103pkld4.56345MPa21.97MPa[p]，

故该键满足强度要求。 8.2.2 小齿轮处键的选择计算 取普通平键18110GBT10962003， 键的工作长度lLb(11018)mm92mm， 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.511mm5.5mm，

2T1032140.14103pkld5.59560MPa9.23MPa[p]，

故该键满足强度要求。 8.3 Ⅱ轴上键连接的选择计算 8.3.1 大齿轮处键的选择计算 取普通平键16110GBT10962003， 键的工作长度lLb(11016)mm94mm， 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.510mm5mm，

2T1032476.34103pkld59455MPa36.85MPa[p]，

故该键满足强度要求。 8.3.2 小齿轮处键的选择计算 取普通平键16110GBT10962003， 键的工作长度lLb(11016)mm94mm， 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.510mm5mm，

2T1032476.34103pkld59455MPa36.85MPa[p]，

故该键满足强度要求。 8.4 Ⅲ轴上键连接的选择计算 8.4.1 大齿轮处键的选择计算 取普通平键25100GBT10962003， 键的工作长度lLb(10025)mm75mm， 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.5147mm5mm，

2T10321628.38103pMPa96.50MPa[p]，

kld57590故该键满足强度要求。 8.4.2 联轴器周向定位键

取普通平键C20125GBT10962003， 键的工作长度lL(125b220)mm115mm， 2键与轮毂键槽的接触高度k0.5h0.512mm6mm，

2T10321628.38103pMPa62.93MPa[p]，

kld611575故该键满足强度要求。 9、联轴器的选择

根据轴输出转矩T31628.38Nm，联轴器计算转矩

TcaKAT32116.Nm，查GBT50142003选用HL6型弹性柱销联轴器75172GBT50142003，其公称转矩为3150Nm，符合要求。

10、润滑和密封类型的选择 10.1 润滑方式

根据前面计算，齿轮最大圆周速度vm12ms，故采用浸油润滑。 10.2 润滑油

根据工作环境，选择润滑油为矿物油。

10.3 装油量计算

VV027.29kW500cm3kW27.29kW7290cm3

10.4 密封类型的选择 1、机体与机盖之间的密封

使连接处凸缘有足够的宽度，连接表面应精刨，保证机盖与机座连接处的可靠密封，表面粗糙度不大于Ra6.3。在机座凸缘上铣出回油沟，使渗入连接面的油重新流回箱底。

2、滚动轴承与机座间的密封 选择接触式垫圈密封。 11、附件选择设计

11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计

查《机械设计实践与创新》表4.7，观察孔bl80mm140mm，

孔盖b1l1110mm160mm，b2l295mm150mm，孔径d49mm，孔数n6。 11.2 油面指示装置设计 查表4.10选用油标尺dM20。 11.3 通气器的选择

查表4.8选用一次过滤装置的通气帽M483。 11.4 放油孔及螺塞的设计

查表4.9选用六角螺塞及封油垫dM201.5，封油圈材料为耐油橡胶。油塞材料为Q235。 11.5 起吊环、吊耳的设计

箱盖上吊耳环db18mm，R18mm，C15mm

箱座上吊钩k30mm，H24mm，h12mm，r5mm，b20mm 11.6 起盖螺钉的选择

选用螺钉GB57822000M835 11.7 定位销选择

选用圆锥销GBT1172000A1240 12、箱体设计

箱体材料为HT200，结构尺寸如表：(单位：mm) 代号 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 数据 10 9 代号 df名称 地脚螺栓 轴承螺栓 连接分箱面的螺栓 高速 轴数据 M22 M16 M14 6M10 1 d1  d2 箱座加强肋厚 8.5 1 箱盖加强肋厚 中6M127.6 d3b 箱座分箱面凸缘厚 箱盖分箱面凸缘厚 平凸缘底座厚 轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离 轴承座孔15 14 d4承盖螺钉 速 低速 6M12 6M8b1 n检查孔盖螺钉 地脚螺栓数 轴承螺栓的凸台面 箱座 6 b223.5 l8 30 45 h 65 l9Hd26

外端面至箱外壁的距离 R2 深度 箱体内壁圆角半径 0 箱体分箱面凸缘半径 高速 轴中速 低速 中间支承 35 R3 10 D100，D1125，D2155 D120，D1150，D2185 D130，D1160，D2195 D130，D1175，D4146 D承座 孔外径 13、设计小结

机械设计课程设计只有本着人真负责的态度才能做好。 选定轴承后立即校核，若不适合及早更换，以免最后进行大的修改。

成熟的设计需要扎实的基本知识和日积月累的经验。 14、参考文献

《机械设计（第八版）》 濮良贵、纪名刚 高等教育出版社 《机械原理（第七版）》 孙恒、陈作模、葛文杰 高等教育出版社

《机械设计实践与创新》 王世刚、王树才 国防工业出版社 《画法几何及机械制图（第六版）》 朱冬梅、胥北澜、何建英 华中科技大学出版社

《机械设计课程设计手册（第三版）》 吴宗泽、罗圣国 高等教育出版社