机械设计说明书

机械设计说明书

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2023年3月4日发(作者：扁担的一生)

实用标准文档

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机械设计课程设计原始资料

一、设计题目

热处理车间零件输送设备的传动装备

二、运动简图

图1

1—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带

1

三、工作条件

该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作,使用期限5年(每年按

300天计算),输送带的速度容许误差为±5%.

四、原始数据

滚筒直径D（mm）：320

运输带速度V（m/s）：0.75

滚筒轴转矩T（N·m）：900

五、设计工作量

1减速器总装配图一张

2齿轮、轴零件图各一张

3设计说明书一份

六、设计说明书内容

1.运动简图和原始数据

2.电动机选择

3.主要参数计算

4.V带传动的设计计算

5.减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

6.机座结构尺寸计算

7.轴的设计计算

8.键、联轴器等的选择和校核

9.滚动轴承及密封的选择和校核

10.润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法

11.齿轮、轴承配合的选择

12.参考文献

七、设计要求

2

1.各设计阶段完成后,需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;

2.在指定的教室内进行设计.

一.电动机的选择

一、电动机输入功率

w

P

60600.752

44.785/min

223.140.32w

v

nr

Rn







90044.785

4.219

95509550

w

w

Tn

Pkw





二、电动机输出功率

d

P

其中总效率为

32320.960.990.970.990.960.833

v



带

轴承齿轮联轴滚筒

4.219

5.083

0.833

w

d

P

Pkw





查表可得Y132S-4符合要求,故选用它。

Y132S-4(同步转速1440minr，4极)的相关参数

表1

额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量

5.5kw1440minr2200Nmm2300Nmm68kg

二.主要参数的计算

一、确定总传动比和分配各级传动比

传动装置的总传动比

1440

32.15

44.785

m

w

n

i

n



总

查表可得V带传动单级传动比常用值2~4，圆柱齿轮传动单级传动比常用值

为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器

12

1.3~1.5ii。

初分传动比为2.5

V

i

带

，

1

4.243i，

2

3.031i。

3

二、计算传动装置的运动和动力参数

本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则

1、各轴转速

1440

576min

2.5

m

V

n

nr

i



Ⅰ

带

2

135.753

44.288min

3.031

n

nr

i

Ⅱ

Ⅲ

2、各轴功率

0

5.50.965.28

dd

V

PPPkw

ⅠⅠ

带

5.280.990.975.070PPPkw

ⅡⅠⅠⅡⅠ

轴承齿轮

5.0700.990.974.869PPPkw

ⅢⅡⅡⅢⅡ

轴承齿轮

3、各轴转矩

5.5

9550955036.476

1440

d

d

d

P

TNm

n



0

36.4762.50.9687.542

d

V

TTiNm

ⅠⅠ

带

1

87.5424.2430.990.97356.695TTiNm

ⅡⅠⅠⅡ

2

356.6953.0310.990.971038.221TTiNm

ⅢⅡⅡⅢ

表2

项目电机轴高速轴

Ⅰ

中间轴Ⅱ低速轴Ⅲ

转速

(min)r

1440576135.75362.706

功率()kw

5.55.285.0704.869

1

576

135.753min

4.243

n

nr

i

Ⅰ

Ⅱ

4

转矩

Nm36.47687.542356.6951038.221

传动比2.54.2433.031

效率0.960.960.922

三V带传动的设计计算

一、确定计算功率

ca

P

查表可得工作情况系数1.2

A

k

故1.25.56.6

caA

PkPkw

二、选择V带的带型

根据

ca

Pn、，由图可得选用A型带。

三、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

1d

d。

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径

1

90

d

dmm

2、验算带速v

按计算式验算带的速度1

901440

6.782

6

d

dn

vms









因为530msvms

，

故此带速合适。

3、计算大带轮的基准直径

2d

d

按式(8-15a)计算大带轮的基准直径

21

2.590225

dd

V

didmm

带根据教材

表8-8，圆整得2

224

d

dmm。

4、确定V带的中心距a和基准直径

d

L

（1）按计算式初定中心距

0

500amm

12012

(0.7()2())

dddd

ddadd

（2）按计算式计算所需的基准长度

5

2

21

0012

0

()

2()

24

dd

ddd

dd

Ladd

a





2(22490)

2430(90224)

24430







=1364mm

查表可选带的基准长度1400

d

Lmm

（3）按计算式计算实际中心距a

0

0

14001364

(430)448

22

dd

LL

aammmm







中心距的变化范围为427490mmmm。

5、验算小带轮上的包角

1





121

57.357.3

18120

448dd

dd

a



6、计算带的根数

（1）计算单根V带的额定功率

r

P

由

1

901440min

d

dmmnr和查表可得

0

1.064Pkw

根据1440min2.7nri，和A型带，查表可得

0

0.169Pkw、0.956k



、

0.96

L

k。

故

r00

P1.0640.1690.9560.961.132

L

PPkkkw





（2）计算V带的根数Z

r

6.6

5.830

P1.132

ca

P



故取V带根数为6根

7、计算单根V带的初拉力的最小值

0

min

F

查表可得A型带的单位长度质量0.10qkgm





2

0

min

2.5

500ca

kP

Fqv

kZv











2

2.50.9566.6

(5000.16.782)136

0.95666.782

NN







应使带的实际初拉力

00

min

FF。

8、计算压轴力

p

F

6

压轴力的最小值为

1

0

minmin

2sin

2P

FZF





163

26136sin

2



。

1614N

四减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

一、高速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为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

1

20Z，大齿轮齿数

2

4.2432085Z，取

2

85Z

（5）选取螺旋角，初选螺旋角14

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即



3

2

1

1

2

1

t

HE

t

dH

kT

ZZ

u

d

u



















（1）确定公式内的各计算数值

①试选1.6

t

k，由图10-26

1

0.740



，

2

0.820



则有

12

1.560





②小齿轮传递转矩1

87.542TNm

③查图10-30可选取区域系数2.433

H

Z查表10-7可选取齿宽系数1

d



④查表10-6可得材料的弹性影响系数

1

2189.8

E

ZMP

。

⑤查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限

lim1

600

Ha

MP，大齿轮的接触疲劳强度极限

lim2

550

Ha

MP。

⑥按计算式计算应力循环次数

8

11

658.29410

h

NnjL

8

8

2

8.29410

1.9510

4.243

N





⑦查图可选取接触疲劳寿命系数

1

1.02

HN

k，

2

1.12

HN

k。

7

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数1S，按计算式(10-12)得

1lim1

1

1.02600612HNH

Ha

k

MP

S





2lim2

2

1.12550616HNH

Ha

k

MP

S





（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径

1t

d，由计算公式得

3

2

1

21.687.54210005.242.433189.8

50.07

11.5604.24614t

dmm













②计算圆周速度

11

50.07576

1.509

6

t

dn

vms









③计算齿宽

b

及模数

nt

m

1

150.0750.07

dt

bdmm

1

1

cos

50.07cos14

2.429

20

t

nt

d

mmm

Z





2.252.252.4295.466

nt

hmmmmm

50.07

9.16

5.466

b

h



④计算总相重合度





1

0.318tan0.318120tan141.586

d

Z





⑤计算载荷系数k

查表可得使用系数1

A

k，根据1.509vms，7级精度，查表10-8可得动载

系数1.07

V

k，由表10-4查得H

K

的值与直齿轮的相同，为1.419

1.350

F

k



，1.4

HF

kk









12

612616

614

22

HH

Ha

MP











8

故载荷系数11.071.41.4192.126

AVHH

kkkkk





⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

33

11

2.126

45.81455.046

1.6t

t

k

ddmm

k



⑦计算模数

n

m

1

1

cos

55.046cos14

2.671

20n

d

mmm

Z





3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即



3

2

1

2

1

2cos

FaSa

n

F

d

kTY

YY

m

Z















（1）确定公式内的各计算数值

①、计算载荷系数

11.071.41.352.022

AVFF

kkkkk





②根据纵向重合度1.586



，查图10-28可得螺旋角影响系数0.88Y



。

③查图可选取区域系数2.433

H

Z，

3

0.795



，

4

0.875



则有

34

'1.67





④查表取应力校正系数

1

1.569

Sa

Y，

2

1.783

Sa

Y。

⑤查表取齿形系数

1

2.724

Fa

Y，

2

2.194

Fa

Y。(线性插值法)

⑥查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

1

500

FEa

MP，大齿轮的弯

曲疲劳强度极限

2

380

FEa

MP。

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数

1

0.87

FN

k，

2

0.90

FN

k。

⑧计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数1.4S，按计算式(10-22)

计算得

11

1

0.87500

310.714

1.4

FNFE

Fa

k

MP

S









22

2

0.90380

244.286

1.4

FNFE

Fa

k

MP

S









9

⑨计算大、小齿轮的

FaSa

F

YY



并加以计算

11

1

2.7241.569

0.014

310.714

FaSa

F

YY







22

2

2.1941.783

0.016

244.286

FaSa

F

YY







大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

3

2

2

22.02287.54210000.88cos14

0.0161.979

1201.586n

mmm







对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的法面模数，故取2

n

mmm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足

接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径

1

55.046dmm来计算

应有的齿数，于是有

1

1

cos

55.046cos14

26.705

2

n

d

Z

m





取

1

27Z，则

211

4.24327115ZiZ

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距



12

271152

146.347

2cos2cos14

n

ZZm

amm









将中心距圆整为147amm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角



12

271152

arccosarccos14.986

22147

n

ZZm

a









。

因值改变不多，故参数





、k



、

H

Z等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

10

1

1

272

55.901

coscos14.986

n

Zm

dmm







。

2

2

1152

238.099

coscos14.986

n

Zm

dmm







。

（4）计算齿轮宽度

1

155.90155.901

d

bdmm

圆整后取

1

55Bmm，

2

60Bmm。

二、低速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情

况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材

料为40Cr(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.

（4）选小齿轮齿数

3

23Z，大齿轮齿数4

233.03170.92470Z

（5）选取螺旋角，初选螺旋角14

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即



3

2

2

3

2

'1

'''

t

HE

t

dH

kT

ZZ

u

d

u



















（1）确定公式内的各计算数值

①试选1.6

t

k

②小齿轮传递转矩

2

356.695TNm

③查表10-7可选取齿宽系数1

d



,

查图10-26可选取区域系数

2.433

H

Z，

3

0.765



，

4

0.870



则有34

1.635





④查表可得材料的弹性影响系数

1

2189.8

E

ZMP

。

⑤查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限

lim3

600

Ha

MP，大齿

11

轮的接触疲劳强度极限

lim4

550

Ha

MP。

⑥按计算式计算应力循环次数

8

32

6060135.75312830051.95510

h

NnjL

8

7

4

1.95510

6.45010

3.031

N





⑦查图可选取接触疲劳寿命系数

3

1.12

HN

k，

4

1.18

HN

k。

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数1S

,于是

得

3lim3

3

1.12600672HNH

Ha

k

MP

S





4lim4

4

1.18550649HNH

Ha

k

MP

S









34

672649

'660.5

22

HH

Ha

MP











（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径

1t

d，由计算公式得

3

2

5

3

21.63.567104.0312.433189.8

76.848

11.673.031660.5t

dmm













②计算圆周速度

32

76.848135.753

'0.546

6

t

dn

vms









③计算齿宽

'b

及模数'

nt

m

3

'176.84876.848

dt

bdmm

3

3

cos

76.848cos14

'3.240

23

t

nt

d

mmm

Z





'2.25'2.253.2407.29

nt

hmmm

'76.848

10.54

'7.29

b

h



④计算总相重合度'





12

3

'0.318tan0.318123tan141.824

d

Z





⑤计算载荷系数

k

查表可得使用系数1

A

k，根据'0.546vms，7级精度，查表可得动载系

数'1.04

V

k，'1.425

H

k



，'1.36

F

k



，''1.4

HF

kk





故载荷系数''''11.041.41.4242.075

AVHH

kkkkk





⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

33

33

'2.075

76.84883.804

1.6t

t

k

ddmm

k



⑦计算模数'

n

m

3

3

cos

83.804cos14

'3.535

23n

d

mmm

Z





3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即



3

2

2

2

3

2''cos

''

'

FaSa

n

F

d

kTY

YY

m

Z















（1）确定公式内的各计算数值

①计算载荷系数

''''11.041.11.361.556

AVFF

kkkkk





②根据纵向重合度'1.824



，查图可得螺旋角影响系数'0.88Y



。

③计算当量齿数

3

3

33

23

25.178

coscos14V

Z

Z





4

4

33

70

76.628

coscos14V

Z

Z





④查表可取齿形系数

3

2.616

Fa

Y，

4

2.227

Fa

Y。

⑤查表可取应力校正系数

3

1.591

Sa

Y，

4

1.763

Sa

Y。(线性插值法)

⑥查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

3

500

FEa

MP，大齿轮的弯曲疲劳强

度极限

4

380

FEa

MP。

13

⑦查图可取弯曲疲劳寿命系数

3

0.90

FN

k，

4

0.93

FN

k。

⑧计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数1.4S，按计算式计算

33

3

0.90500

321.429

1.4

FNFE

Fa

k

MP

S









44

4

0.93380

252.429

1.4

FNFE

Fa

k

MP

S









⑨计算大、小齿轮的



'FaSa

F

YY



并加以计算

33

3

2.6161.591

0.013

321.429

FaSa

F

YY







44

4

2.2271.763

0.016

252.429

FaSa

F

YY







大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

3

2

2

21.556356.695100000.88cos14

'0.0162.572

1231.635n

mmm







对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲

劳强度计算的法面模数，故取'3

n

mmm，已可满足弯曲强度，但为了同时

满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径

3

83.804dmm来计

算应有的齿数，于是有

3

3

cos

83.804cos14

27.105

3

n

d

Z

m





取

3

26Z，则

423

3.0312884.86885ZiZ

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距



34

'28853

'174.689

2cos2cos14

n

ZZm

amm









将中心距圆整为'175amm。

14

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角



34

'28853

'arccosarccos14.403

2'2175

n

ZZm

a









。

因

'值改变不多，故参数'





、'k



、'

H

Z等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

3

3

'

283

86.726

cos'cos14.403

n

Zm

dmm







。

4

4

'

853

263.274

cos'cos14.403

n

Zm

dmm







。

（4）计算齿轮宽度

3

'186.72686.726

d

bdmm

圆整后取

3

90Bmm，

4

95Bmm。

五轴的设计计算

一、高速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

高速级齿轮的分度圆直径为d

1

51.761dmm

1

1

2

287542

3398

51.761te

T

FN

d





tan

tan20

33981275

coscos1421'41"

n

rete

FFN







tan3398tan13.7846

aete

FFN。

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

0

112A

3

3

1

min0

1

5.28

11223.44

576

P

dAmm

n



应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使d

Ⅰ-Ⅱ

与带

15

轮相配合，且对于直径

100dmm

的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后

将轴径圆整。故取25dmm

Ⅰ-Ⅱ

。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm,故取90Lmm



，为满足大带

轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取32dmm



，根据装配关系，定

35Lmm





（2）初选流动轴承7307AC，则其尺寸为358021dDBmmmmmm，

故35dmmd



，段挡油环取其长为19.5mm,则

40.5Lmm



。

（3）段右边有一定位轴肩，故取42dmm



，根据装配关系可定

100Lmm



，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取

5,44LLmmdmm



。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm,轴承距箱体内壁的距离取s=8mm,故右侧挡

油环的长度为19mm,则42Lmm





（5）计算可得

123

104.5,151,50.5LmmLmmLmm、

（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为

10880bhLmmmmmm,大带轮与轴的配合为

7

6

H

r

，流动轴承与轴的周

向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.

求两轴承所受的径向载荷

1r

F和

2r

F

带传动有压轴力

P

F(过轴线，水平方向)，1614

P

FN。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

16

图二

图三

[注]图二中

ae

F通过另加弯矩而平移到作用轴线上

图三中

te

F通过另加转矩而平移到指向轴线

1

2

151501510

2rVaere

d

FFF

2

2163

rV

FN

12rVrerV

FFF1824N

同理

17

2

853

rH

FN

12

33988532545

rHterH

FFFN

2222

111

1

rrVrH

FFFN

2222

222

21638532014

rrVrH

FFFN

6、求两轴承的计算轴向力

1a

F和

2a

F

对于

70000AC

型轴承，轴承的派生轴向力0.68

dr

FF

11

0.680.6831312129.08

dr

FFN

22

0.680.6820141369.52

dr

FFN

21

8461369.522215.2

aedd

FFNF

故

2

11

2215.2,1369.52

aad

FNFFN

7、求轴承的当量动载荷

1

P和

2

P

对于轴承11

1

2215.2

0.700.68

3131

a

r

F

F



对于轴承22

2

1369.52

0.68

2014

a

r

F

F



查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1

1

0.41X，

1

0.87Y

对于轴承2

2

1X，

2

0Y



11111

10.4131310.872215.23210.934

Pra

PfXFYFN



22222

Pra

PfXFYFN

8、求该轴承应具有的额定载荷值

因为

12

PP则有

3

3

1

1

66

60'

6

3210.93424993.1

1010

h

r

nL

CPNC





18

故

7307AC

符合要求。

9、弯矩图的计算

水平面：

1

853

NH

FN,

2

2545

NH

FN,则其各段的弯矩为：

BC段：

由弯矩平衡得M-

1

0

NH

Fx853(0151)Mxx

CD段：

由弯矩平衡得

1

(151)(151201.5)

NH

MFxxMxx

853151128803.

H

MNmmNmm

铅垂面：

12

2163,1824,1614,

NVNVP

FNFNFN则其各段弯矩为：

AB段：

则01614

P

MFxM(0104.5)x

19

BC段：

则

1

(104.5)

PNV

MFxFxMx(104.5255.5)x

CD段：

则

1

(104.5)(255.5)0

pNVra

MFxFxFxM

1824567555Mx(255.5306)x

做弯矩图如下

20

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计

21

算出的截面

C

处的

H

M、

V

M及M的值列于下表

表3

载荷水平面H垂直面

V

支持力

F

1

2545

rH

FN

2

853

rH

FN

1

1824

rV

FN

2

2163

rV

FN

弯矩M

128803

H

MNmm

1

85765

V

MNmm

2

101523

V

MNmm

总弯矩2222

11

12885

HV

MMMNmm

2222

22

128803

HV

MMMNmm

扭矩T

1

87542TNmm

10、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的

强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环

变应力，取0.6，轴的计算应力

22

22

1

3

1686630.687542

35.7

0.135

B

caa

MT

MP

W











前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得

1

60

a

MP



，因此



1ca





，故安全。

11、键的选择和校核

高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用

单圆头平键（C型）

根据35dmm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：

10,bmm

高度：

8hmm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：80Lmm

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120~150

Pa

MP

22

取其平均植，

135

Pa

MP

键的工作长度

80575

2

b

lLmm

键和轮毂键槽的接触高度0.50.584khmm

则4228.75410

17.0

47535PaP

T

MP

kld









，故合适。

所以选用：键C10880mmmmmmGB/T1096-2003

12、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为1.6，各轴肩处圆角半径为2。

二、中间轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的

te

F、

re

F、

ae

F

都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为

1

3398

te

FN

1

1275

re

FN

1

846

ae

FN

中速轴小齿轮上的三个力分别为

2

3944

te

FN

2

1482

re

FN

2

1013

ae

FN

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

0

112A

3

3

2

min0

2

5.07

11237.44

135.753

P

dAmm

n



轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径100dmm

的轴有一个键槽时，应增大5%-7%，然后将轴径圆整。故取40dmm

Ⅰ-Ⅱ

。

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）初选滚动轴承7008AC,则其尺寸为：mmm

23

故



用挡油环定位轴承，故21,Lmm



段右边有一定位轴

肩，故



低速级小齿轮与箱体内壁距离为16mm,与箱体内壁距

离为8mm，故左边挡油环长为24mm，则





（2）低速级小齿轮轮毂为95mm，即95.

IV

Lmm



取两齿面的距离为8mm，

即8.

IVV

Lmm





（3）右边也用挡油环定位轴承和低速级大齿轮，故

21,26.5

VIIVIIIVIVII

LmmLmm



。

VVI

段轴长略短与其齿轮毂长，又毂长为

55mm，故取51.

VVI

Lmm





V、VI、VII各有一定位轴肩，故依次可取

60,52,46.

IVVVVIVIVII

dmmdmmdmm





（4）计算可得

123

68.4,83,Lmm

6、轴上零件的周向定位

低速级大齿轮的轴采用普通平键A型连接。

其尺寸为

161040,bhLmmmmmm

齿轮与轴的配合为

7

6

H

r

，滚动轴承

与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为6m。

求两轴承所受的径向载荷

1r

F和

2r

F

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

24

图三

7、求两轴承的计算轴向力

1a

F和

2a

F

由齿轮中计算得，12

1128,1629

rvrv

FNFN

12

1118,1664

rHrH

FNFN

111

22228

rrVrH

FFFN

222

22229

rrvrH

FFFN

对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力0.68

dr

FF

11

0.680.68952.8952.8

dr

FFNN

22

0.680.6823291397.4

dr

FFNN

算得2

1

1564.4

aedd

FFNF

所以12

1564.4

aaed

FFFN

22

1397.4

ad

FFN

8、求轴承的当量动载荷

1

P和

2

P

对于轴承11

1

1564.4

0.980.68

1588

a

r

F

F



25

对于轴承22

2

1397.4

0.60.68

2329

a

r

F

F



查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：

对于轴承1

1

0.41X，

1

0.87Y

对于轴承2

2

1X，

2

0Y



11111

10.4115880.871564.42012.108

Pra

PfXFYFN



22222

Pra

PfXFYFN

9、求该轴承应具有的额定载荷值

因为

12

PP则有

3

3

1

66

602'

6

5391.45430602.810

1010

h

r

nL

CPNC





故7208AC符合要求。

10、弯矩图的计算

水平面：

12

1664,1118

NHNH

FNFN

。

AB段：

则

1

,

NH

MFx即1664Mx(068.4)x

BC段：

26

则

13

(68.4)

NHt

MFxFxMx(68.4151.4)x

CD段：

则

132

(68.4)(151.4)0

NHtt

MFxFxFx

1118784227Mx(151.4206.4)x

。

铅垂面：

12

1629,1128

NVNV

FNFN

AB段：

01629

NV

MFxMx(068.4)x

BC段：

27

13

(68.4)

NVr

MFxFxMx(68.4151.4)x

CD段：

13232

(68.4)(151.4)0

NVrraa

MFxFxFxMM

1128232819Mx(151.4206.4)x







1629068.4

.4151.4

2328191128151.4206.4

xx

Mxx

xx

















做弯矩图如下

28

29

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面

C

是轴的危险截面。现将计算出

的截面

C

处的

H

M、

V

M及M的值列于下表

表4

载荷水平面H垂直面

V

支持力

F

1

1118

rH

FN

2

1664

rH

FN

1

1128

rV

FN

2

1629

rV

FN

弯矩M

270928.860

H

MNmm

1

163419.598

V

MNmm

2

86873.080

V

MNmm

总弯矩2222

11

270928.860163419.598316399.134

HV

MMMNmm

2222

22

270928.86086873.080284516.044

HV

MMMNmm

扭矩T5

2

2.7732710TNmm

11、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的

强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环

变应力，取0.6，轴的计算应力



2

2

25

2

11

3

316399.1340.62.7732710

32.325

0.148caa

MT

MP

W













前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得

1

60

a

MP



，

1ca





，

故安全。

12、键的选择和校核

一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不

在轴端，故选用圆头普通平键（A型）

52,16,hmm

取键长40Lmm，

键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得120~150

Pa

MP

30

取其平均植，

135

Pa

MP

键的工作长度401624lLbmm

键和轮毂键槽的接触高度0.50.5105khmm

则5223.5669510

110

42552PaP

T

MP

kld









，故合适。

所以选用：键161040mmmmmmGB/T1096-2003

13、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径见365页……

三、低速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的

te

F、

re

F、

ae

F

都是作用力与反作用力的关系，则

3

4

2

2103822

3944

263.274t

T

FNN

d





0

0

tan

tan20

39441482

coscos14.403

n

rt

a

FFNN





tan3944tan14.4031013

at

FFN

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取

0

112A

3

3

3

min0

3

4.869

11253.5

44.788

P

dAmm

n



轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d

Ⅰ-Ⅱ

，为了使所选的轴直径d

Ⅰ-Ⅱ

与联轴器的孔径相配合，且对于直径100dmm的轴有两个键槽时，应增大

10%-15%，然后将轴径圆整，故取60dmm

Ⅰ-Ⅱ

。并选取所需的联轴器型号

联轴器的计算转矩

3caA

TKT，查表可得，考虑到转矩变化小，故取1.3

A

K

31

3

1.317

caA

TKTNmmNmm

其公称转矩为62.810Nmm

。半联轴器的孔径

1

60dmm，长度142Lmm，

半联轴器与轴配合的毂孔长度

1

107Lmm

4、拟定轴上零件的装配草图方案(见下图)

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

①为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，

故Ⅱ-Ⅲ段的直径72d

Ⅱ-Ⅲ

mm。

②查手册99页，选用4LX型弹性柱销联轴器L

③初选滚动轴承7051AC，则其尺寸为mmm

故75.

IIIIVVIIVIII

ddmm



左边轴承安装处有挡油环，取其长度为20mm，

则40.

IIIIV

Lmm





④挡油环右侧用轴肩定位，故可取88

IVV

dmm





⑤取齿面与箱体内壁距离

18.5,amm

轴承座距箱体内壁距离为

8smm

。

用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮，VIVII段应略短于

轮毂宽度，故取86,

VIVII

Lmm



所以取53.

VIIVIII

Lmm





⑥齿轮左侧用轴肩定位，取

7,hmm

则104

VVI

dmm



，轴换宽度1.4bh，

取12

VVI

Lmm



。

⑦由装配关系可确定60.

IVV

Lmm





⑧计算得

1

145.5Lmm，

2

132.5Lmm，

3

67Lmm。

6、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普通平键

(A

型

)

连接。轴与齿轮

连接采用平键2514bhmmmm，L=70mm，齿轮轮毂与轴的配合为

7

6

H

n

。

同样半联轴器与轴连接，采用键1811100bhLmmmmmm。半联轴器

32

与轴的配合为

7

6

H

k

。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选

轴的直径尺寸公差为6m。

7、轴上齿轮所受切向力3944

te

FN，径向力1482

re

FN，轴向力1013

ae

FN

3

1038221TNmm

，4

263.274dmm

。

8、求两轴承所受的径向载荷

1r

F和

2r

F

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

图二

33

图三

4

1

263.274

146.81482146.81013

22

1740.605

146.854.8201.6

reae

rV

d

FF

FN







21

14821740.605258.605

rVrerv

FFF

1

146.8

2871.921

146.854.8rHte

FFN



21

39442871.9211072.079

rHterH

FFF

22

111

3029705.768247930.233358.219

rrVrH

FFFN

22

222

66876.5461149353.3821102.828

rrVrH

FFFN

9、求两轴承的计算轴向力

1a

F和

2a

F

对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力0.68

dr

FF

11

0.680.683358.2192283.589

dr

FFNN

22

0.680.681102.828749.923

dr

FFNN

1

2

1762.923,

aedd

FFF

故

12

5042.130

aaed

FFFN

11

2283.589

ad

FFN

21

520.666

adae

FFFN

10、求轴承的当量动载荷

1

P和

2

P

34

1

1

2283.589

0.68

3358.219

a

r

F

F



，2

2

520.666

0.47

1120.828

a

r

F

F



。查表可得径向载荷系数和轴

向载荷系数分别为：

对于轴承1

1

1X，

1

0Y

对于轴承2

2

1X，

2

0Y

因轴承运转载荷平稳，按表13-6，

1.01.2

p

f

，取

1

p

f

则11

111

()113358.2193358.219

pra

PfXFYFN

。



22222

111102.8281102.828

Pra

PfXFYFN

。

11、求该轴承应具有的额定载荷值

因为

12

PP则有

66

3

1

101046800

()()75700

606044.7883358.219h

c

Lh

nP





预期寿命'53001624000

h

Lh故合格

12、弯矩图的计算

水平面：

1

1072

NH

FN,

2

2852

NH

FN.

AB段：弯矩为0

BC段：

1

01072

NH

MFxMx(0132.5)x

CD段：

1

(132.5)

NHt

MFxFxMx(132.5199.5)x

35

10720132.5

2852568974(132.5199.5)

xx

M

xx

















铅垂面：

1

259

NV

FN

,2

1741

NV

FN

.

AB段弯矩为0

BC段:

1

0259

NV

MFxMx(0132.5)x

CD段：

1

(132.5)

NVra

MFxFxMMx(132.5199.5)x

2590132.5

1731345335(132.5199.5)V

xx

M

xx

















做弯矩图如下

36

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计

算出的截面C处的

H

M、

V

M及M的值列于下表

表5

37

载荷水平面H垂直面

V

支持力

F

1

2871.921

rH

FN

2

1072.079

rH

FN

1

1740.605

rV

FN

2

258.605

rV

FN

弯矩

142040

H

MNmm

1

34318

V

MNmm

2

99031

V

MNmm

总弯矩2222

11

142040(34318)161909

HV

MMMNmm

2222

22

14200

HV

MMMNmm

扭矩T

3

1038221TNmm

13、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的

强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环

变应力，取0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得

1

60

a

MP



，因此

22

22

23

1

3

()

184000(0.61038221)

649539

8.91

0.19072900ca

MT













，故

安全。

14、键的选择和校核

选键型为普通平键（A）根据90dmm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：

宽度b=25mm，高度14hmm。取键长70Lmm。键轴和毂的材料都是钢，

有表6-2查得许用挤压应力120150

pa

MP





，取平均值135

pa

MP





。

键的工作长度702545lLbmm，键与轮毂键槽的接触高度

0.50.5147khmm，

3321021038.22110

74

74590pap

T

MP

kld













故选取键A：251470mmmmmmGB/T1096-2003

38

7、确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角为

245

，各轴肩处圆角半径为2。

六.箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，

大端盖分机体采用

6

7

is

H

配合.

1.机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度

2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，

齿顶到油池底面的距离H为40mm

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其

表面粗糙度为3.6

3.机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

4.对附件设计

A视孔盖和窥视孔

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以

便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械

加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固

B油螺塞：

放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，

放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部

的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：

油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.

D通气孔：

39

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥

视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.

E盖螺钉：

启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.

F位销：

为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各

安装一圆锥定位销，以提高定位精度.

G吊钩：

在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

减速器机体结构尺寸如下：

名称符号计算公式结果

箱座壁厚



83025.0a10

箱盖壁厚

1

8302.0

1

a

9

箱盖凸缘厚度

1

b

11

5.1b

12

箱座凸缘厚度

b5.1b

15

箱座底凸缘厚度

2

b5.2

2

b

25

地脚螺钉直径

f

d12036.0ad

f

M24

地脚螺钉数目

n

查手册6

轴承旁联接螺栓

直径

1

d

f

dd72.0

1



M12

机盖与机座联接

螺栓直径

2

d

2

d=（0.5~0.6）

f

d

M10

轴承端盖螺钉直

径

3

d

3

d=（0.4~0.5）

f

d

10

视孔盖螺钉直径

4

d

4

d=（0.3~0.4）

f

d

8

定位销直径

d

d=（0.7~0.8）

2

d

8

f

d，

1

d

，

2

d

至外

机壁距离

1

C

查机械课程设计指导

书表4

34

22

18

40

f

d，

2

d至凸缘边

缘距离

2

C

查机械课程设计指导

书表4

28

16

外机壁至轴承座

端面距离

1

l

1

l=

1

C+

2

C+（8~12）

50

大齿轮顶圆与内

机壁距离

1



1

>1.2



15

齿轮端面与内机

壁距离

2



2

>



10

机盖，机座肋厚

mm,

1

85.0,85.0

11

mm

1

m9m8.5

轴承端盖外径

2

D

DD

2

+（5~5.5）

3

d

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

轴承旁联结螺栓

距离

S

2

DS

120（1轴）125（2轴）

150（3轴）

七.润滑密封设计

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以

其速度远远小于

5(1.5~2)10./minmmr

，所以采用脂润滑，箱体内选用

SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.

油的深度为H+

1

h

H=30

1

h=34

所以H+

1

h=30+34=64

其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。

密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接

凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为

密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太

大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。

41

八、课程设计心得体会

作为一名机械设计制造及自动化大三的学生，我觉得能做类似的课程设

计是十分有意义，而且是十分必要的。在已度过的大三的时间里我们大多数

接触的是专业基础课。我们在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如

何去锻炼我们的实践面？如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践

中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课

程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的

设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，

同时也是必不可少的。我们是在作设计，但我们不是艺术家。他们可以抛开

实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依.有

理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永远无法升级为设计。

作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于

本次大作业要求用autoCAD制图，因此要想更加有效率的制图，我们必须

熟练的掌握它。

虽然过去从未独立应用过它，但在学习的过程中带着问题去学我发现效

率好高，记得大一学CAD时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的

角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效

率，这是我作本次课程设计的第二大收获。但是由于水平有限，难免会有错

误，还望老师批评指正。

参考文献

〔1〕濮良贵,纪明刚.机械设计.7版.北京:高等教育出版社,2001

.

〔2〕张策,机械原理与机械设计[M].北京：机械工业出版社，2004.

42