哈工大機械設計課程設計四篇〔2個積分〕

哈工大的學弟學妹們：

你們好，作為哈工大的一員，知道哈工大的功課很累。所以我

特地把我們寢室四人的機械設計課程設計上傳到網上，方便你們參

考。但是不要抄襲，這是鍛煉能力的很好時機。

而且，作為工大人，知道你們為了下載文檔很糾結。所以這次四

篇文檔只要2個積分。

第一篇

目錄

一、傳動裝置的總體設計錯誤!未定義書簽。

（一）設計題目2

1.設計數據及要求：2

2.傳動裝置簡圖：3

〔二〕選擇電動機3

1.選擇電動機的類型3

2.選擇電動機的容量3

3.確定電動機轉速3

〔三〕計算傳動裝置的總傳動比3

1.總傳動比&3

2.分配傳動比3

〔四〕計算傳動裝置各軸的運動和動力參數3

1.各軸的轉速3

2.各軸的輸入功率4

3.各軸的輸出轉矩4

二、傳動零件的設計計算4

（-〕高速齒輪傳動4

1.選擇材料、熱處理方式及精度等級4

2.初步計算傳動主要尺寸5

3.計算傳動尺寸6

〔二〕低速速齒輪傳動〔二級傳動〕7

1.選擇材料、熱處理方式及精度等級7

2.初步計算傳動主要尺寸7

3.計算傳動尺寸8

（:三〕驗證兩個大齒輪潤滑的合理性10

〔四〕根據所選齒數修訂減速器運動學和動力學參數。10

1.各軸的轉速10

2.各軸的輸入功率10

3.各軸的輸出轉矩10

三,軸的設計計算11

：一）高速軸（軸I）的設計計算11

1.軸的根本參數一I軸：11

2.選擇軸的材料11

3.初算軸徑II

4.軸承部件的結構設計11

5.軸上鍵校核設計12

6.軸的強度校核13

7.校核軸承壽命13

:二）中間軸（軸H）的設計計算14

1.軸的根本參數一1【軸：14

2.選擇軸的材料14

3.初算軸徑14

4.軸承部件的結構設計14

5.軸上鍵校核15

6.軸的受力分析15

7.校核軸承壽命16

:三）輸出軸（軸III）的設計計算17

1.軸的根本參數一in軸：17

2.選擇軸的材料17

3.初算軸徑17

4.軸承部件的結構設計17

6.軸的強度校核19

7.校核軸承壽命20

:四）整體結構的的最初設計20

1.軸承的選擇20

2.軸承潤滑方式及密封方式20

3.確定軸承端蓋的結構形式21

4.確定減速瞄機體的結構方案并確定有關尺寸21

四設計參考文獻：21

一、傳動裝置的總體設計

（一）設計題目

課程設計題目：帶式運輸機傳送裝置

1.設計數據及要求：

設計的原始數據要求：

F=1900N；d=250mm；v=0.9m/s

機器年產量：大批量；機器工作環境：有塵；

機器載荷特性：平穩；機器最短工作年限：5年2班。

2.傳動裝置簡圖：

〔二〕選擇電動機

1.選擇電動機的類型

根據參考文獻［2］,按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷

式結構，電壓為380V。

2.選擇電動機的容量

工作機的有效功率為：

從電動機到工作機傳送帶間的總效率為：

式中：7八平、，八力分別為聯軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。聯軸器選用彈性

聯軸器，軸承為角接觸球軸承，齒輪為8級精度齒輪，由參考文獻⑵表9.1取

7=0.99.ip=0.99.rj3=0.97、%=0.96。那么：

所以電動機所需要的工作功率為：

3.確定電動機轉速

按參考文獻［2］表9.2推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比；=840,而

V

工作機卷筒軸的轉速為：

所以電動機轉速的可選范圍為：；公=(840)x69=(5502750)r/min

符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min>1500r/min三種。綜合考慮電動機

和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為

lODOr/min的電動機，另需要其中電機工作所需額定功率：P—P/°

根據電動機類型、容量和轉速，由參考文獻［2］表15.1以及有關手冊選定電動機型號

為YU2M-6。其主要性能如下表：

起動轉矩最大轉矩

電動機型號額定功率/kW滿載轉速/(r/min)

額定轉矩額定轉矩

Y112M-62.29402.02.0

由參考文獻［2］表15.2查得電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下:

型號HABCDEFXGDGK

Y112M-61121901407028608X72412

—bblb2hAABBHALI

—2451901152655018015400

電動機的外形尺寸圖如下：

〔三〕計算傳動裝置的總傳動比

1.總傳動比名為:

2.分配傳動比：

考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪食徑相接近.取4=1.4G,故:

〔四〕計算傳動裝置各軸的運匈和動力參數

1.各軸的轉速

I軸n\=n>?=940/7min

II軸〃產一二=215.6r/min

zi4.36

Ill軸215.6—69.1"min=69r/min

Zu3.12

卷筒軸心=rin=69r/min

2.各軸的輸入功率

I軸P\=Pdxi[\=2.01x0.99=1.99W

II軸Pn=P"72〃3=l.99x0.99x0.97=1.9MW

HI軸R產P"72?3=l.91x0.99x0.97=L83aV

卷筒軸P后H"727=l.83XU.99XU.99=1.79A:VV

3.各軸的輸出轉矩

電動機軸的輸出轉矩Z/為

所以：

I軸力二Ax〃尸2.04x10"N?〃?〃?x0.99=2.02x101N?mm

I【軸7產T"72/ik2.02x104N”mnx0.99x0.97x4.36=8.46xl04N?帆m

HI軸Tm=Tii772/73/11=8.46x104?nunx0.99x0.97x3.12=2.53x10syV?nun

卷筒軸T產丁川〃2〃尸2.53xlO'N0.99x0.99=2.48x

將上述計算結果匯總于卜表得：

轉速

軸名功率kW轉矩T/(N?mm)傳動比i效率n

n/(r/min)

電機軸2.012.04xlO494010.99

I軸1.992.02xlO4940

4.360.96

II軸1.918.46xlO4215.6

3.120.96

【II軸1.832.53xlO569

卷筒軸1.792.48xl056910.97

二、傳動零件的設計計算

C一〕高速齒輪傳動

1.選擇材料、熱處理方式及精度等級

考慮到此考慮到高速級齒輪傳動傳遞功率約2.2kW,且該齒輪傳動為閉式傳動。故大、小

齒輪均選用40Cr,熱處理方式為調質-外表淬火，由參考文獻［1］表6.2得到齒面硬度為

4855HRC,選用8級精度。

2.初步計算傳動主要尺寸

因為大、小齒輪均選用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強所以初步決定按照齒根彎曲疲勞強度

設計齒輪傳動的主要參數及尺寸。由參考文獻口］式（6.25）,即

式中各參數為：

1）小齒輪傳遞的扭矩

2）初選z尸17,［后面予以說明計算校驗，最小根切齒數2m415.57）那么

=17x4.36=74.12,考慮中心距及減速器的結構尺寸問題，選取Z2=70,那么

?=70/17=4.12。

3）初選K,=1.3。

4）初選螺旋角4二13°,由參考文獻［1］式6.1得端面重合度：

那么查參考文獻［1］圖6.22查得重合度系數工=0.72

5）硬齒面非對稱布置，按參考文獻［1］表6.6弘=0.3-0.6取仇=0.6

6）由參考文獻［1］式（6.2）,軸面重合度:

由參考文獻［1］圖6.28查得：螺旋角系數：^=0.91

7）齒形系數YF和應力修正系數Y.

當量齒數：

由參考文獻⑴圖6.20查得：7=2.88,片=2.24

由參考文獻⑴圖6.21查得：rs.,=1.54,＞；.2=1.78］均由線性插值法得到）

Yo

8）許用彎曲應力可由參考文獻［1］式6.29,即卜］戶二飛幽算得。

由參考文獻⑴圖6.29h查得接觸疲勞極限應力分…=360M'

由參考文獻［1］表6.7查得平安系數叢=1.25

小齒輪與大齒輪的應力循環系數分別為：

由參考文獻［1］圖6.32查得壽命系數%=%2=L0

故需用彎曲應力

所以

那么，初算模數〃%:

3.計算傳動尺寸

(1)計算載荷系數K

由參考文獻［1］表6.3查得使用系數儲=1.00(平穩)

由參考文獻［1］表6.7查得動載系數9=1.08

由參考文獻口］圖6.12杳得齒向載荷分布系數K尸=1.09

由參考文獻［1］表6.4查得齒間載荷分布系數K。=1.4

那么KnKAEKqKan1.648

(2)對"%進行修正，并圓整為標準模數

由參考文獻［1］表6.1圓整后取心=2.0mm

(3)計算傳動尺寸

、口匚m?(z.+z)2.5x(17+70)___

中心距：a=—」——2=---1------乙=8o9.29〃〃〃

2cos/72cos13

由參考文獻［2］表9.4圓整為

那么修整螺旋角

所以

按參考文獻［2］表9.4圓整為b=22mm

取b2=b=25mm,h\=h+(510)=(2732)〃〃〃,取Z?1二30mm

(4)校核最小不根切齒數：

由tan&=tan%cos/7,an=20求得e=20.6314

那么Zl>Zmin,那么可知不會發生根切現象

(5)校核齒面接觸疲勞強度

由參考文獻［1］式(6.20),即

式中各參數：

1］K=1.648、I=2.02〉l(TN〃〃〃、b=22mm,dx=35.172

2)齒數比〃=i\=4.12

3)查參考文獻⑴表6.5得材料彈性系數ZE=189.8師^

4)杳參考文獻［1］圖6.15得節點區域系數Z〃=2.44

5）查參考文獻［1］圖6.16得重合度系數2￡=0.82

6）查參考文獻［1］圖6.26得螺旋角系數Z〃=0.988

7）查參考文獻［1］式（6.26）,許用接觸應力由［可，=馬薩算得

根底疲勞接觸疲勞極限應力6"mi=6M=1200M&,由參考文獻［1］圖6.29g查得

由參考文獻［1］圖6.30查得壽命系數Zi=Zw=1.0

由參考文獻［1］表6.7查得平安系數S,=1.0,故

那么

即滿足齒面接觸疲勞強度。

⑹計算齒輪傳動其他尺寸

高速級齒輪參數列表

齒輪法向模數分度圓直徑齒寬齒數螺旋角?中心距a

小35.1723017

2.014.835°90mm

大149.8282270

〔二〕低速速齒輪傳動〔二級傳動〕

1.選擇材料、熱處理方式及精度等級

考慮低速級齒輪傳動傳遞功率約1.9kW,且該齒輪傳動為閉式傳動。大、小齒輪仍是選用

40Cr,外表淬火，由參考文獻［□表6.2得到齒面硬度為4855HRC,選用8級精度。

2.初步計算傳動主要尺寸

因為大、小齒輪均選用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強所以初步決定按照齒根彎曲疲勞強度

設計齒輪傳動的主要參數及尺寸。由參考文獻［1］式（6.25）?即

式中各參數為：

1）小齒輪傳遞的扭矩

2）初選ZF17（后面予以說明計算校驗，最小根切齒數Zmin=14.93）,那么

Z&=Z3Xi,”氣=17x13.6/（70/17）=56.15,那么可選取z4=56,那么巳=56/17=3.29。

那么知：.=*2=4.12x3.29=13.55

▲〃1=（柱一"）4=（13.6-13.55）/13.6=0.37%,滿足傳動比要求。

3）初選K,=1.3。

4）初選螺旋角戶=15。，由式（6.1）得端面重合度:

那么由參考文獻［1］圖6.22查得重合度系數匕=0.72

5）硬齒面非對稱布置，按參考文獻口］表6.6裔=0.30.6,取巧=0.6

6）由參考文獻［1］式（6.2）,軸面重合度：

由參考文獻［1］圖6.28查得：螺旋角系數：〃=0.89

7）齒形系數丫,和應力修正系數丫$

當量齒數：

由參考文獻［1］圖6.20查得：YF3=2.85,L=2.28

由參考文獻口］圖6.21杳得：/?=1.54,rs.4=1.75（均由線性插值法得到）

8）許用彎曲應力可由參考文獻［1］式6.29,即［可尸=號?算得。

由參考文獻口］圖8.29h查得接觸疲勞極限應力。鵬=360MRZ

由參考文獻［1］表8.7杳得平安系數梟=1.25

小齒輪與大齒輪的應力循環系數分別為：

由參考文獻［1］圖8.32查得壽命系數q3=KV4=1.0

故需用彎曲應力

所以

那么初算模數〃%:

3.計算傳動尺寸

（D計算載荷系數K

由參考文獻［1］表6.3查得使用系數KA=L00（平穩）

由參考文獻［1］圖6.7查得動載系數K、,=1.06

由參考文獻［1］圖6.12查得齒向載荷分布系數K?=1.09

由參考文獻［1］表6J查得齒間載荷分布系數Ka=1.4

那么長=?乩勺=1.62

（2）對叫,3進行修正，并圓整為標準模數

由參考文獻⑴表6.1圓整后取以=3.0mm

(3)計算傳動尺寸

巾方"Mzq+zJ3.0x(17+56)

中：a=--------=------------113.36〃〃〃

2cos/?2cos15

由參考文獻［2］表9.4圓整為a=\\5mm

那么修整螺旋角

所以

按參考文獻［2］表9.4圓整為〃=32"?加

取bi=b=32mnhb\=b+(510)=(37I(XZ?i=40nun

(4)校核最小不根切齒數：

由tan4,=tancos夕，?n=20求得％=20.922

那么Z3>Zmin,那么可知不會發生根切現象。

(5)校核齒面接觸疲勞強度

由參考文獻［1］式6.20,即

式中各參數：

1)K=1.62>7；=7.99xl()4N〃?〃?、b=32mm、4=53.571〃〃〃

2)齒數比“％=3.29

3)查參考文獻［1］表6.5得材料彈性系數ZE=189.8/麗

4)查參考文獻［1］圖6.15得節點區域系數Z，=2.40

5)查參考文獻［1］圖6.16得重合度系數2￡=0.76

6)查參考文獻［1］圖6.26得螺旋角系數26=0.979

7)查參考文獻［1］式(6.26),許用接觸應力由卜］，=當”算得

根底疲勞接觸疲勞極限應力62=1200M&由參考文獻［1］圖6.29g查得

由參考文獻［1］圖6.30查得壽命系數〃=8=1.0

由參考文獻［1］表6.7查得平安系數&=1.0,故

那么

即滿足齒面接觸疲勞強度。

⑹計算齒輪傳動其他尺寸

低速級齒輪參數列表

齒輪法向模數分度圓直徑齒寬齒數螺旋角力中心距a

小53.5714017

3.017.824°115

大176.4703256

〔三〕驗證兩個大齒輪潤滑的合理性

兩個大齒輪直徑分別為：4=144.828〃?〃?，d,^176.470^0浸油深度不能過深也不能過

淺，通常?般的推薦值為滿足浸油潤滑的條件為油的深度大于10mm,最高油面比最低油面

高出(10-15),z^,同時保證傳動件浸油深度最多不超過齒輪半徑的。

(；；)x88.24"〃〃=(22.0629.41)"〃〃。如下列圖所示，88.24-62.41=25.83nun<29.41nun,

驗證可以知道，兩個齒輪滿足浸油條件，潤滑合理。

〔四〕根據所選齒數修訂減速器運動學和動力學參數。

1.各軸的轉速

I軸n\-幾”=94()r/min

I［軸也產巴=22=228.16r/min

/I4.12

HI軸一=%=22816=69.35/7min

Zu3.29

卷筒軸=/加=69r/rnin

2.各軸的輸入功率

I軸P產2.01x0.99=1.99W

II軸Pu=Pi77273=1.99x0.99x0.97=1.91攵W

川軸P.IFP,I772/73=1.91x0.99x0.97=1.83aV

卷筒耙1172^=1.83x0.99x0.99=1.79kW

3.各軸的輸出轉矩

電動機軸的輸出轉矩7；/為

所以：

I軸T產Ax〃尸2.04x104N?mmx0.99=2.02x104?mm

II軸7產T1〃2〃3i1=2.02x104?nunx0.99x0.97x4.12=7.99xlO4N?〃?〃？

IH軸T產戶7.99x101N^rimx0.99x0.97x3.29=2.52x\O5N.nmi

5

卷筒軸Tft=Tm772/71=2.52x10?mmx0.99x0.99=2.47x105%.〃〃〃

軸名功率kW轉矩T/(N?初n/JJin)傳動比i效率n

電機軸2.012.04x10，94010.99

I軸1.992.02X104940

4.120.96

H軸1.917.99xlO4228.16

3.290.96

川軸1.832.52X10569.35

卷筒軸1.792.47xlO569.3510.97

三.軸的設計計算

（-）高速軸（軸I）的設計計算

1.軸的根本參數一I軸：

作用在齒輪上的力：

2.選擇軸的材料

考慮結構尺寸以及可能出現的特殊要求（1號小齒輪4=35.172mm,有可能需要使用齒

輪軸，而齒輪所選材料為40Cr,故軸的材料可能用到40Cr）,第一級軸是高速軸同時傳遞

力矩，選用405材料，熱處理方式為外表淬火，以獲得良好的綜合機械性能。

3.初算軸徑

按方扭強度計算：

考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，dmm=12.46x1.05=13.08〃”〃。

式中：

C一一由許用扭轉剪應力確定的系數。由參考文獻［1］表9.4中查得C值，40Cr的系數

為10697考慮扭矩大于彎矩，取小值097。

P——軸傳遞的功率（單位kW）。

n一一軸的轉速。

4.軸承部件的結構設計

⑴軸承部件的結構形式

為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構形式,因傳遞功率小，齒輪減速器

效率高，發熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的

軸承部件的結構形式如圖：輸出軸的草圖1所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最

小直徑的軸端1開始設計。

⑵聯軸器及軸端1

上述所求的的dnvn=13.08〃〃〃，就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯軸器，因此

1的設計與聯軸器的設計同時進行。為補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選

用彈性柱銷聯軸器。查參考文獻［1］表12.1可取：K=1.5,那么計算轉矩：

7=^7；=1.5x2.04x104=30.3N?%

其中型號為LT4的聯軸器系列公稱轉矩滿足，取L74%注64/74323-2002。軸段1

J420x52

的直徑為4=20〃〃〃,

⑶軸段2

在確定軸段2的直徑時候，應該考慮聯軸器的固定與密封兩個方面。減速器工作環境

為有塵環境，密封效果要求較好，故減速器端蓋密封采用唇形密封圈。

考慮齒輪線速度用幻以"(60x1000)=,即軸承不可通過齒輪甩油進行潤滑,

那么軸承采用脂潤滑，需要擋油板裝置。聯軸器的右端軸肩固定，由參考文獻［1］圖9.8中

的公式計算得軸肩高度力=(O.O7~O.1)4=(I.4~2.O)〃7〃7,但考慮固定原因、唇形密封圈所

在軸段直徑以及木軸段要安裝羯承的內徑，那么可取h=2.5mm,那么軸段2直徑由=25"〃〃。

考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為角接觸球軸承軸，軸承型號取7205c，查得

d=25mm,D=52mm,R=15mmo

⑷軸段3

軸段2的軸肩應為力=(0.070.1)i/2=(0.070.1)X25=(1.752.5)"〃〃。初取軸肩2.5mm,

那么可取直徑為4=30〃〃〃o

⑸軸段4

軸段5安裝軸承，軸承型號與軸段2一樣取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。軸段5

的軸肩為/z=(0.07-0.1)&=(0.07-0.1)x30=(2.1-3.0)〃〃〃，取軸肩為

2.5mm,d,=d2=25mm,那么算得直徑為4=30〃加。本軸段安裝齒輪，齒輪分度圓直徑為

35.173mm,很明顯此處需要做成齒輪軸。

⑹軸段5

此段軸安裝軸承，4=出=25〃"〃。

⑺軸段長度確定

軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。軸

段1長度略短于聯軸器長度，取(=50〃?〃?，軸段5的長度等于軸承寬度與擋油板寬度之和

(擋油板寬度等于齒輪端面與箱體內壁距離與軸承至箱體內壁距離之和，取26mm)那么

4=(26+15)〃?〃?=41〃?〃?，軸段2長度等于聯軸器端面到箱體軸承透蓋的距離［取20mm)、

軸承端蓋總厚度(取34nun)、軸承寬度、擋油板寬度之和，A=(20+34+26+15)mm=95mm,

軸段4長度等于齒輪寬度，/‘=30機機，軸段3長度根據其他兩根軸確定為。=56〃?〃?。

5.軸上鍵校核設計

輸入軸只有軸段1上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，軸段1上鍵長大于所需

最短工作長度即可。

連接為靜連接，載荷平穩，且鍵材料均選用45號鋼，杳參考文獻［1］表4.1可得：

［a,.］=125150MP4,取［久］=130仞4。由參考文獻⑴式4.1需滿足擠壓強度條件：

2乙「1

a=——<cr

rdklLP」

其中由軸的直徑20mm,查參考文獻［2］表11.28,可取鍵的尺寸bXh=6X6mm。

z>2T2X2.02X104

那么可解得：即'30x20x6/2

其連接的聯軸器處長為52nim,那么鍵可選長度為45mm。

6.軸的強度校核

(1)軸的受力簡圖

(2)計算支承反力

在水平面上

在垂直平面上

軸承I的總支承反力：

軸承II的總支承反力：

(3)計算彎矩

取齒輪中心平面為a-a剖面，

在水平面上，a-a剖面左側：

a-a剖面右側:

在垂直平面上，a-a剖面左側：

a-a剖面右側：

合成彎矩，a-a剖面左側：

a-a剖面右側：

⑷計算轉矩

⑸校核軸的強度

畫出彎矩轉矩圖，如下列圖所示，分析得：a-a剖面右側，因彎矩大，有轉矩，故a-a剖

面右側為危險剖面。

由參考文獻［1］表9.6查得，抗彎截面模量為：

抗扭截面模量為：

彎曲應力：

扭剪應力：

由參考文獻［1］表9.3可以查得6=750加為°-1=350加戶〃戶一1=200加&；材料的等效系數

%。=0.2-0.3,取空。=0.3,=0.10.15,取匕=0.15。

由參考文獻⑴表9.10查得K°=1.63,K,=1.44。

由參考文獻［1］表9.12查得絕對尺寸系數功二。-73，及=0.78。

由參考文獻［1］表9.9查得軸磨削加工時的外表質量系數6=0.91。

由此，平安系數計算如下：

由參考文獻［1］表9.13查得許用平安系數［S］=1.31.5,S>［S］,故平安。

7.校核軸承壽命

由參考文獻［2］表12.3,查得7205C軸承的G=12800N,C°=8950N。

(1)計算軸承的軸向力

軸承I、II內部軸向力分別為

軸承如果面對面安裝：

心+A=（151.26+304.23）N=455.49N>FS2,那么

軸承如果背對背安裝：

比擬兩種安裝情況受力大小，選擇面對面安裝更合理。

比擬兩軸承的受力，因^<憶及％<工2,故只需校核軸承2。

（2）計算當量動載荷

由區=竺3絲=005］,由參考文獻口］表10.13查得e=0.42。

C。8950

因為區="竺=0.535>e=0.42,所以查表插值可得：X=0.44）=1.32。

Fr2851.25

當量動載荷為

（3）校核軸承壽命

軸承在100。。以下工作，由參考文獻［1］表10.10查得人=1。載荷平穩，由參考文獻［1］表

10.11查得￡,=1.0?1.5,取〃=1.2。

軸承I的壽命為

減速器使用5年兩班，那么預期壽命為

人小,故軸承壽命充裕。

（二）中間軸（軸II）的設計計算

1.軸的根本參數一1【軸：

計算得作用在齒輪2上的力：

計算得作用在齒輪3上的力：

2.選擇軸的材料

考慮結構尺寸以及可能出現的特殊要求（3號小齒輪4=53.571mm,有可能需要使用齒

輪軸，而齒輪所選材料為40Cr,故軸的材料可能用到40Cr）,第二級軸是速度較高同時傳

遞更大力矩，選用40Cr材料，熱處理方式為外表淬火，以獲得良好的綜合機械性能。

3.初算軸徑

按彎扭強度計算：

考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，dniin=19.70x1.05=20.68/7^0

式中：

C一一由許用扭轉剪應力確定的系數。由參考文獻［1］表9.4中杳得C值，合金鋼40Cr

的值為106-97考慮扭矩大于彎矩，取小值C=97。

P2——軸H傳遞的功率（單位k\V）。

n——軸II的轉速。

4.軸承部件的結構設計

⑴軸承部件的結構形式

軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：中間軸

的草圖如下列圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設計。

⑵軸段1

初選角接觸球軸承7206c，查得d=30mm,D=62mm,B=16mni0故取軸段1的直徑為

d1=30〃〃〃o

⑶軸段2與軸段4

由參考文獻［1］圖9.8中的公式計算得，軸段1和軸段5的軸肩應為

h=(0.07-0.1)4=(0.07-0.1)x30=(2.1-3。)〃"〃,取軸肩力=2.5mm,那么算得直徑為

d2=35mm。

考慮可能出現的齒輪軸問題，進行校核計算，分度圓直徑為53.571mm,其中鍵的尺寸

為：bXh=10X8mm,那么e=53.571/2-17.5-3.3=5,99mm<2.5Xn)=7.5mm,所以齒輪3需要

做成齒輪軸.

⑷軸段3

軸段3的軸肩也為〃=(0.070.1)4=(0.070.1)x35=(2.453.5)""〃，軸肩取

h=2.5nun,那么直徑為，=40〃〃〃。

⑸軸段長度確定

軸段4長度略短于齒輪2輪轂長度，齒輪2輪轂長度為42mm,那么取。=40〃切，軸段3長

度取10mm(考慮軸向力很大，所取長度比計算值大)，即軸段2的長度等于齒輪

3寬度，那么〃=40"〃〃，軸段5長度等于軸承寬度、擋油板寬度(擋油板寬度等于齒輪2

輪轂與箱體內壁距離與軸承至箱體內壁距離之和，取19nim)以及輪轂寬度與軸段4長度差

值之和，那么。=(16+19+2)〃"〃=37〃〃〃，軸段1長度等于軸承寬度、軸承端面至箱體內壁

距離與齒輪3端面至箱體內壁的距離之和，取(=(16+10+15)〃"〃=41〃?〃?。

5.軸上鍵校核

中間軸軸段4上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長

度即可。

連接為靜連接，載荷平穩，且鍵材料均選用45號鋼，杳參考文獻［1］表4.1可得：

際］=125150M外,取G，］=13()M”由參考文獻⑴式4.1需滿足擠壓強度條件：

其中山軸的直徑35nun,查參考文獻［2］表11.28,可取鍵的尺寸bXh=10X8mm。

----:------=8.78〃?〃?

那么可解得：6dk130x35x8/2

杳表得平安工作的最小鍵長為22mmo

此軸上兩個齒輪：2、3號齒輪，其中2號(高速軸上的大齒輪)齒寬為22mm,3號齒輪(低

速軸上的小齒輪)齒寬為40nim。2號齒輪輪轂寬度為42mm,那么取2號齒輪處鍵長36mm,

3號齒輪為齒輪軸形式，不需要鍵連接。

6.軸的受力分析

⑴畫軸的受力簡圖

中同軸受力：

E：=U03.38N,e2=415.44N,F（I2=292.25N

E?=2982.96N,=1140.45Ar,&=959.ION

⑵計算支承反力

在水平面上

在垂直平面上

軸承3的總支承反力：

軸承4的總支承反力：

（4）計算彎矩

設齒輪3中心平面為a-a剖面，齒輪2中心平面為b-b剖面。

在水平面上，a-a剖面左側：

a-a剖面右側：

b-b剖面左側：

b-b剖面右側：

在垂直平面上

a-a剖面左右側彎矩相同

b-b剖面左右側彎矩相同

合成彎矩，a-a剖面左側：

a-a剖面右側：

b-b剖面左側：

b-b剖面右側：

⑷計算轉矩

⑸校核軸的強度

畫出彎矩轉矩圖，如下列圖所示，分析得：a-a剖面右側，因彎矩大，有轉矩，故a-a剖

面右側為危險剖面。

由參考文獻［1］表9.6查得，抗彎截面模量為

抗扭截面模量為

彎曲應力：

扭剪應力：

由參考文獻［1］表9.3可以查得6=750"&?-1=350"&"一1=200/4；材料的等效系數

中,=0.2-0.3,取+c=0.3,+,=0.10.15,取+r=0.15。

由參考文獻［1］表9.10查得K“=2.13,K『=1.70。

由參考文獻［1］表9,12查得絕對尺寸系數處=0.70,齒=0/76。

由參考文獻⑴表9.9查得軸磨削加工時的外表質量系數4=0.92。

由此，平安系數計算如下：

由參考文獻［1］表9.13查得許用平安系數［S］=1.31.5，顯然故a-a剖面平安。

7.校核軸承壽命

由參考文獻［2］表12.3查得72C6C軸承的C-17800N,C。-128OON0

（1）計算軸承的軸向力

軸承I、II內部軸向力分別為

軸承如果面對面安裝：

%+A=（649.20+666.85）N=1316.05N>FS4,那么

軸承如果背對背安裝：

比擬兩種安裝情況受力大小，選擇背對背安裝更合理。

比擬兩軸承的受力，因尸,4<尸力及尸必<吃3，故只需校核軸承3。

（2）計算當量動載荷

由氏3/C）=87（）.46/12800=0.063,由參考文獻［1］表10.13查得6=0.56。

因為用3/￡3=870.46/1623.0l=0.536〈e,所以查表插值可得：X=l,Y=0。

當量動載荷為

（3）校核軸承壽命

軸承在100。。以下工作，由參考文獻［1］表10.10查得戶=1。載荷平穩，由參考文獻［1］表

10.11查得力,=1.0-1.5,取力=1.2。

軸承I的壽命為

減速器使用5年兩班，那么預期壽命為

Lh>L"故軸承壽命充裕。

（三）輸出軸（軸【II）的設計計算

1.軸的根本參數一in軸：

那么經過計算可得作用在齒輪上的力：

2.選擇軸的材料

考慮使用45號鋼的時候軸可能會比擬粗，結構復雜，而且第一.根軸傳遞力矩較大，應

選用40Cr,熱處理方式為調質，能獲得良好的綜合機械性能。

3.初算軸徑

按彎扭強度計算：

考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，dmin=28.89x1.05=30.32〃〃〃。

式中：

C一一由許用扭轉剪應力確定的系數。由參考文獻［1］表9.4中查得C值，合金鋼40Cr

的值為10697,考慮扭矩大于彎矩，取小值097。

P3——軸HI傳遞的功率：單位kW）。

n一一軸HI的轉速。

4.軸承部件的結構設計

⑴軸承部件的結構形式

軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖：輸出軸

的草圖如下列圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端7開始設計。

⑵軸段7及聯軸器

軸段7的直徑，需要考慮到上述所求的dnin=30.32〃"〃及軸段1上安裝聯軸器，因此與

聯軸器的設計同時進行。為補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷

聯軸器。查參考文獻［1］表12.1可取：K=1.5,那么計算轉矩：

「二K乃=1.5x2.52xlO5=378(N?陽)。

其中型號為LT7的彈性套柱銷聯軸器公稱轉矩滿足，但直徑不滿足，那么定制直徑為32麗

的裝軸器，型號記作LT732X65GB/T4323-2002。那么(17=32〃〃〃。

⑶軸段6

考慮聯軸器的軸向固定，軸肩人=(0.070.1)4=(0.070.1)x32=(2.243.2)〃?〃?考慮唇形

密封圈的內徑系列，取軸肩為3mm,軸段6宜徑d《=38〃〃加□

⑷軸段5和軸段I

軸段5與軸段1要安裝軸承，選軸承類型為角接觸球軸承。軸段5需要考慮軸承內徑

及安裝，查參考文獻［2］表12.2角接觸球軸承，取7208&查得出4001111川二80所,8二18師。同

一根軸上兩個軸承應該為相同型號，故取軸段5和軸段1的直徑為：/=小=40〃"〃。

⑸軸段2和軸段4

由參考文獻［1］圖9.8中的公式計算得，軸段5與軸段1的軸肩應為

/?=(0.070.1M,=(0.070.1)x40=(2.84.0)〃〃〃。取軸肩h=3.0mm,那么初算可得直徑為

46mm,d?=da=46〃?〃？

⑹軸段3

軸段4的軸肩也為力=(0.070.1)4=(0.070.1)x46=(3224.6)/〃〃？。軸肩取4nlm，那

么直徑為d：=54mm。

⑺軸段長度確定

軸段3與軸2—樣，ly=\0nim,軸段2長度略短于齒輪4的輪轂寬度，齒輪4的輪轂

寬度為56mm,那么4=54加〃7,軸段1長度等于軸承寬度、擋油板寬度以及齒輪4輪轂長

度與軸段2長度差值之和，《=(18+8+7+2)〃〃〃=35〃〃〃,軸段5長度等于軸承寬度與擋油

板寬度之和，/s=(18+15)〃〃〃=33〃〃〃，軸段4長度根據前兩根軸確定為乙=36〃"*軸段6

長度等于軸承端蓋總長度與聯粕器端面到箱體軸承端蓋的距離4=(34+20)〃〃〃=54〃〃"，軸

段7長度略短于聯軸器長度，聯軸器長度為65mm,那么取4=64〃"〃。

5.軸上鍵校核

輸出軸軸段7與軸段2上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最

短工作長度即可。

連接輸連接，載荷平穩，且鍵材料均選用45號鋼，杳參考文獻［1］表4.1可得：

際］=125150MPa,取=由參考文獻⑴式4.1需滿足擠壓強度條件：

2乙「1

a=——<cr

rdklLP」

(1)軸段2與大齒輪連接處的鍵

其中軸段2的直徑46nun,可取鍵的尺寸bXh=14X9mni。

,2八2x2.52x105

/>----=------------=18.73〃?〃？

那么可解得：Mk130x46x9/2

查表得最短鍵長為36mmo

此軸段鍵槽處為低速齒輪大齒輪：4號齒輪，其齒寬為32mv,輪轂寬度取56mm。，取鍵長

為50mmo

(2)軸段7與聯軸器連接處的鍵

其中軸段7的直徑32mm,可取鍵的尺寸bXh=10X8mm。

2r32x2.52xl05

/>----=------------=30.29〃?〃？

那么可解得：6/k130x32x8/2

查表取鍵長為56ninio

6.軸的強度校核

⑴畫軸的受力簡圖

輸出軸的受力：

⑵計算支反力

水平面上：

垂直平面上：

軸承5的總支承反力

軸承6的總支承反力

⑶計算彎矩

在水平面上：

a-a剖面左側，

a-a剖面右側:

在垂直面上：

合成彎矩：

a-a剖面左側：

a-a剖面右側：

⑷計算轉矩

⑸校核軸的強度

畫出彎矩轉矩圖，如下列圖所示，分析得：a-a剖面右側，因彎矩大，有轉矩，還有鍵槽

引起的應力集中，故a-a剖面右側為危險剖面。

抗扭剖面模量

彎曲應力：

扭剪應力

由參考文獻［1］表9.3可以查得6=750"&?一1=350"/勿"一1=200/4；材料的等效系數

中,=0.2-0.3,W+b=0.3,匕=0.1-0.15,取匕=0.15。

由參考文獻［1］表9.10查得K°=1.95,Kr=1.80。

由參考文獻⑴表9.12查得絕對尺寸系數%=0.70?=0.76。

由參考文獻［1］表9.9杳得軸磨削加工時的外表質量系數4=0.91o

平安系數

由參考文獻⑴表9.13查得許用平安系數⑸=1.3I.5,S>［S］,故a-a剖面平安。

7.校核軸承壽命

由參考文獻［2］表12.3,查得7208c軸承的G=268OON,Co=2O5OON。

(4)計算軸承的軸向力

軸承I、II內部軸向力分別為

軸承如果背對背安裝：

&5+斗=(899.46+918.60)N=⑻8.06N>Fs(t,那么

軸承如果面對面安裝：

比擬兩種安裝情況受力大小，選擇面對面安裝更合理。

比擬兩軸承的受力，因工6〈工5及<死5，故只需校核軸承5。

(5)計算當量動載荷

由空?J2。*oog,由參考文獻［1］表10.13查得e=0.44。

Co20500

因為生■」WO?=059=e=0.44,所以查表插值可彳導；X=0.44,X=1.29o

工$20500

當量動載荷為

(6)校核軸承壽命

軸承在1(X)。。以下工作，由參考文獻［1］表io.1。查得人=1。載荷平穩，由參考文獻［1］表

10.11查得/=1.0-1.5,%=1.2。

軸承I的壽命為

減速器使用5年兩班，那么預期壽命為

Lh)",故軸承壽命充裕。

(四)整體結構的的最初設計

1.軸承的選擇

根據之前軸的結構計算設計，可知三個軸選擇的軸承分別為：

軸承型號D/mmD/mmB/mm

輸入軸7205C255215

中間軸7206C306216

輸出軸7208C408018

2.軸承潤滑方式及密封方式

齒輪1線速度與齒輪2的線速度相等，即：

ri=P2=nndi/(60xl000)=1.732m/s<2mIs,

但是考慮此處線速度并不是很大，而且減速器的尺寸比擬大，有六個軸承，綜合考慮采用

脂潤滑，需要擋油環。工作環境有塵，密封方式采用唇形密封方式。

3.確定軸承端蓋的結構形式

為方便固定軸承、實現較好的密封性能以及調整軸承間隙并承受軸向力的作用，初步

選用凸緣式軸承端蓋。

4.確定減速器機體的結構方案并確定有關尺寸

由于需要大批量生產，需要考慮工作性能以及本錢問題,機體采用剖分式，制造工藝

選擇為鑄造。其機體結構尺寸初選如下表：

名稱符號尺寸nun

機座壁厚38

機蓋壁厚88

機座凸緣厚度b12

機蓋凸緣厚度b\12

機座底凸緣厚度P20

地腳螺栓直徑df16

地腳螺栓數目n4

軸承旁連接螺栓直徑d\12

機蓋與機座連接螺栓直徑di10

連接螺栓“2的間距I80

軸承端蓋螺釘直徑小6

窺視孔蓋螺釘直徑ch6

定位銷直徑d8

C\22、18、16

df、小、血至外機壁距離

C2、

為、公至凸緣邊緣距離1614

軸承旁凸臺半徑Ric2

凸臺高度h34

外機壁至軸承座端面距離h40

內機壁至軸承座端面距離1248

大齒輪頂圓與內機壁距離Ai10

齒輪端面與內機壁距離△215

機蓋、機座肋厚nn、m癡=8、m=S

軸承端蓋外徑Di82/92/110

軸承端蓋凸緣厚度e10

四.設計參考文獻:

[I].《機械設計》高等教育出版社家寶玉王黎飲主編

[2].《機械設計課程設計》哈東濱工業大學出版社王建明家寶玉主編

[3].《簡明機械設計課程設計圖冊》高若教育出收社爰寶玉主嫣

[4].《抗械精度設計根底》科學出版社孫玉芹袁夫彩主編

竽一筲

yJ.......-

目錄哈工大機械設計課程設計

設計題目說明1

計算說明2

一、電動機的選擇及運動參數的計算2

1、選擇電動機2

2、計算傳動比2

3、計算各級運動參數2

4、匯總表格3

二、齒輪的傳動設計計算4

1、高速軸嚙合齒輪計算4

2、低速軸嚙合齒輪計算5

三、軸的設計計算及校核6

1、確定根本軸徑7

2、各軸段直徑及長度數據8

3、校核輸出軸8

四、軸承的選擇及壽命校核10

1、選擇軸承11

2、校核軸承壽命11

五、鍵的選擇及強度校核II

六、聯軸器的選擇11

七、潤滑方式和密封方式選擇12

八、減速器箱體設計12

九、附件設計12

參考文獻14

設計題目說明

設計題目：二級齒輪減速器

原始數據：傳送帶拉力F=1500;

傳送帶速度V=1.5m/s;

驅動滾筒直徑d=240m