机械设计课程设计说明书
题目：带式输送机班级：学号：设计：指导：
目录
1. 题目及总体分析…………………………………………………3 2. 各主要部件选择…………………………………………………4 3. 电动机选择………………………………………………………4 4. 分配传动比………………………………………………………5 5. 传动系统的运动和动力参数计算………………………………6 6. 设计高速级齿轮…………………………………………………7 7. 设计低速级齿轮…………………………………………………12 8. 链传动的设计……………………………………………………16 9. 减速器轴及轴承装置、键的设计………………………………18 １轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计………………………18 ２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计………………………24 ３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计………………………29 10. 润滑与密封………………………………………………………34 11. 箱体结构尺寸……………………………………………………35 12. 设计总结…………………………………………………………36 13. 参考文献…………………………………………………………36
一. 题目及总体分析
题目：设计一个带式输送机的减速器
给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力F =7000N ，运输带速度v =0.5m /s ，运输机滚筒直径为
D =290mm 。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年300个工作日，每天工作16
小时，具有加工精度7级（齿轮）。
减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。
特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。
整体布置如下：
图示：5为电动机，4为联轴器，３为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。
辅助件有:观察孔盖, 油标和油尺, 放油螺塞, 通气孔, 吊环螺钉, 吊耳和吊钩, 定位销, 启盖螺钉, 轴承套, 密封圈等. 。
二. 各主要部件选择
三. 电动机的选择
四. 分配传动比
五. 传动系统的运动和动力参数计算
六. 设计高速级齿轮
1．选精度等级、材料及齿数，齿型
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱斜齿轮
2）材料选择．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 。 ３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝4.2×24=100.8,取Z 2=101。 5）选取螺旋角。初选螺旋角β=14 2．按齿面接触强度设计
按式（10－21）试算，即d 1t ≥3１）确定公式内的各计算数值 （１）试选K t =1. 6
（２）由图１０－３０，选取区域系数Z H =2. 433 （３）由图１０－２６查得εα1=0. 78
2k t T t u +1Z H Z E 2
⋅()
Φd εαu [σH ]
εα2=0.87
εα=εα1+εα2=1.65
595. ⨯5⨯10
（４）计算小齿轮传递的转矩
5
T 1=95. 5⨯10P /=1n 1
N 8⋅mm 2. 104. 244=/1440⨯4146
（５）由表１０－７选取齿宽系数Φd =1
（６）由表１０－６查得材料的弹性影响系数Z E =189. 8MPa 1/2
（７）由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
σH lim 1=600MPa ，大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim2=550MPa
（８）由式１０－１３计算应力循环次数
N 1=60njL h =60⨯1440⨯1⨯(16⨯300⨯8) =3.32⨯10 N 2=3.32⨯10/4.2=0.790⨯10
（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数K HN 1=0. 90K HN 2=0. 95 （１０）计算接触疲劳强度许用应力
9
9
9
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [σH 1]=
K HN 1σH lim 1
=0. 9⨯600MPa =540MPa
S K HN 2σH lim 2
=0. 95⨯550M P =a 522. 5M P a
S
[σH 2]=
[σH ]=([σH 1]+[σH 2])/2=(540+522. 5) /2MPa =531. 25MPa
２）计算
（１）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式得
2. 433189. 8
d 1t ==37.10mm
（２）计算圆周速度 v =
πd 1t n 1
60⨯1000
=
π⨯37.10⨯1440
60⨯1000
=2.8m /s
（３）计算齿宽ｂ及模数m nt
b =Φd d 1t =1⨯37.10=37.10mm
m nt =
d 1t c o βs 37. ⨯10=Z 124
c o s 14
=1. 5mm 0
h =2. 2m nt 5=
2⨯. 25=1. mm 50
b /h =37. 10/=3. 37510. 99
（４）计算纵向重合度εβ
εβ=0. 318Φd Z 1tan β=0. 318⨯1⨯24⨯tan 14=1. 903 （５）计算载荷系数K 已知使用系数K A =1
根据v =1. 2m /s ，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数K V =1.11 由表１０－４查得
2-3
K H β=1.12+0.18(1+0.6Φ2d ) Φd +0.23⨯10b
=1.12+0.18(1+0.6⨯1) ⨯1+0.23⨯10⨯37.10=1.417
22-3
由图１０－１３查得K F β=1.34
假定
K A F t
故载荷系数K =K A K V K H αK H β=1⨯1.11⨯1.4⨯1.42=2.21 （６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
d 1=d 1==41.32mm
（７）计算模数m n m n =
d 1c o βs 41. ⨯32
=Z 124
c o s 14
=1. 6mm 7
3．按齿根弯曲强度设计 由式１０－１７ m n ≥１）确定计算参数
（１）计算载荷系数
K =K A K V K F αK F β=1⨯1.11⨯1.4⨯1.34=2.08
（２）根据纵向重合度εβ=1. 903，从图１０－２８查得螺旋角影响系数 Y β=0. 88 （３）计算当量齿数
2KT 1Y βcos 2βY F αY S α
⋅ 2
[σ]Φd Z 1εαF
Z V 1=
Z V 2
Z 124
==26.27cos 3βcos 314
Z 2101===110.56cos 3βcos 314
（４）查取齿形系数
由表１０－５查得Y Fa 1=2. 592 Y Fa 2=2.172 （５）查取应力校正系数
由表１０－５查得Y Sa 1=1. 596 Y Sa 2=1.798
（６）由图１０－２０ｃ查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=380MPa （７）由图１０－１８查得弯曲疲劳强度寿命系数 K FN 1=0. 85 K FN 2=0. 88
（８）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S ＝1.4，由式１０－１２得 [σF ]1=
K FN 1σFE 10. 85⨯500
==303. 57M P a S 1. 4K FN 2σFE 20. 88⨯380
==238. 86M P a
S 1. 4
[σF ]2=
Y Y
（９）计算大小齿轮的Fa Sa
[σF ]
Y Fa 1Y Sa 12.592⨯1.596
==0.01363[σF ]1303.57Y Fa 2Y Sa 22.172⨯1.798
==0.01635[σF ]2238.86
大齿轮的数据大
２）设计计算
m n ≥=1.186mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n ＝1.5mm ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=41.32mm 来计算应有的齿数。于是有
Z 1=
d 1cos β41.32⨯cos14
==26.7 m n 1.5
取Z 1=27，则Z 2=i 1Z 1=4.2⨯27=113.4≈114 4．几何尺寸计算 １）计算中心距a =
(Z 1+Z 2) m n (27+114) ⨯1.5
==108.99mm
2cos β2⨯cos14
将中心距圆整为109mm
２）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos
(Z 1+Z 2) m n (27+114) ⨯1.5
=arccos =14.03
2a 2⨯109
因β值改变不多，故参数
εα、K β、Z H 等不必修正。
３）计算大、小齿轮的分度圆直径
Z 1m n 27⨯1.5
==41.75mm cos βcos14.03
Z m 114⨯1.5d 2=22==176.25mm
cos βcos14.03d 1=
４）计算大、小齿轮的齿根圆直径
d f 1=d 1-2.5m n =41.75-2.5⨯1.5=38mm d f 2=d 2-2.5m n =176.25-2.5⨯1.5=172.5mm
５）计算齿轮宽度
b =Φd d 1=1⨯41.75=41.75mm
圆整后取B 2=45mm ；B 1=50mm 5．验算
F t =
2T 12⨯28146
==1348.3N d 141.75
K A F t 1⨯1348.3==32.3N /mm
合适
七. 设计低速级齿轮
1．选精度等级、材料及齿数，齿型
1）确定齿轮类型．两齿轮均为标准圆柱直齿轮
2）材料选择．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 。 ３）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度
4）选小齿轮齿数Ｚ1＝２４，大齿轮齿数Ｚ2＝ｉ1·Ｚ1＝3.5×24=84。 2．按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式１０－９ａ进行试算，即
k t T 1u +1Z E 2
3d ≥2. 32⋅() 1t
Φd u [σH ]
１）确定公式各计算数值 （１） 试选载荷系数K t =1. 3 （２） 计算小齿轮传递的转矩
T 1=95.5⨯105P 2/n 2=95.5⨯105⨯4.034/342.86=11.239⨯10N ⋅mm
4
（３） 由表１０－７选取齿宽系数φd =1
（４） 由表１０－６查得材料的弹性影响系数Z E =198. 8MPa 1/2 （５） 由图１０－２１ｄ按齿面硬度查得
小齿轮的接触疲劳强度极限σH lim 1=600MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限σH lim2=550MPa
（６）由式１０－１３计算应力循环次数
N 1=60n 1jL h =60⨯342.86⨯1⨯(2⨯8⨯300⨯15) =1.481⨯109 N 2=1.481⨯10/3.5=0.423⨯10
（７）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数K HN 1=0. 96K HN 2=1. 05
9
9
（８）计算接触疲劳强度许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 [σH 1]=
K HN 1σH lim 1
=0. 96⨯600MPa =576MPa
S K HN 2σH lim 2
=1. 05⨯550MPa =577. 5MPa
S
[σH 2]=２）计算
（１） 试算小齿轮分度圆直径d 1t ，代入[σH ]中的较小值
d 1t ≥=63.39mm
（２） 计算圆周速度v v =
==1.14m /s 60⨯1000
πd 1t n 2
（３） 计算齿宽ｂ
b =Φd d 1t =1⨯63.39=63.39mm （４） 计算齿宽与齿高之比ｂ／ｈ
模数m nt =
d 1t 63.39==2.641mm Z 124
齿高
h =2.25m nt =2.25⨯2.641=5.94mm b /h =63.39/5.94=10.67
（５） 计算载荷系数K
根据v =1.14m /s ，７级精度，由图１０－８查得动载荷系数K V =1. 07 假设K A F t /b
K H α=K F α=1
由表１０－２查得使用系数K A =1
由表１０－４查得
2-3
K H β=1.12+0.18(1+0.6Φ2d ) Φd +0.23⨯10b
=1.12+0.18(1+0.6⨯1) ⨯1+0.23⨯10⨯63.39=1.422
22-3
由图１０－2３查得K F β=1. 35
故载荷系数K =K A K V K H αK H β=1⨯1.07⨯1⨯1.422=1.522
（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得
d 1=d 1==66.81mm
（７）计算模数ｍ
m =d 1/Z 1=66.81/24=2.78
3．按齿根弯曲强度设计
由式１０－５得弯曲强度的设计公式为
m n ≥Y Y ⋅F αS α 2[σF ]Φd Z 12KT 1
１）确定公式内的计算数值
（１） 由图１０－２０ｃ查得
小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 1=500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2=380MPa
（２） 由图１０－１８查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 1=0. 85 K FN 2=0. 88
（３） 计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为１％，安全系数为S=1.4，由式１０－１２得 [σF 1]=
K FN 1σFE 10.85⨯500
=MPa =303.57MPa S 1.4K σ0.88⨯380
[σF 2]=FN 2FE 2=MPa =238.86MPa
S 1.4
（４） 计算载荷系数
K =K A K V K F αK F β=1⨯1.07⨯1⨯1.35=1.4445
（５）查取齿形系数
由表１０－５查得Y Fa 1=2. 65 Y Fa 2=2.212
（６）查取应力校正系数
由表１０－５查得Y Sa 1=1. 58 Y Sa 2=1.774
Y Y
（７）计算大小齿轮的Fa Sa ，并比较
[σF ]
Y Fa 1Y Sa 12.65⨯1.58
==0.01379[σF ]1303.57Y Fa 2Y Sa 22.212⨯1.774
==0.01643[σF ]2238.86
大齿轮的数据大
２）设计计算
m ≥2.11mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数ｍ大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数2.11，并就近圆整为标准值ｍ＝2.2ｍｍ。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=66.81mm 来计算应有的齿数。于是有Z 1=d 1/m =66.81/2.2=30.4取Z 1=31 大齿轮齿数Z 2=i 2Z 1=3.5⨯31=108.5 取Z 2=109 4．几何尺寸计算 １）计算分度圆直径
d 1=Z 1m =31⨯2.2=68.2mm d 2=Z 2m =109⨯2.2=239.8mm
２）计算齿根圆直径
d f 1=m (Z 1-2.5) =2.2⨯(31-2.5) =62.7mm d f 2=m (Z 2-2.5) =2.2⨯(109-2.5) =234.3mm
３）计算中心距
a =(d 1+d 2) /2=(68.2+239.8) /2=154mm
４）计算齿宽
b =φd d 1=1⨯68.2=68.2mm
取B 2=70mm B 1=75mm 5．验算
F t =
2T 12⨯112390
==3295.9N d 168.2
K A F t 1⨯3295.9==48.33N /mm
合适
八．链传动的设计
1． 选择链轮齿数和材料
取小齿轮齿数Z 1=19，大齿轮的齿数为Z 2=i ⨯Z 1=3⨯19=57 材料选择40钢，热处理：淬火、回火 2． 确定计算功率
由表9－6查得K A =1.0，由图9－13查得K z =1.35，单排链，则计算功率为：
P ca =K A K Z P =1.0⨯1.35⨯3.834=5.18kW
3． 选择链条型号和节距
根据P 可选24A-1。查表9－1，链条ca =5.18kW 及n =n 3=97.96r /min 查图9－11，节距为p =38.1mm 。 4． 计算链节数和中心距
初选中心距a 0=(30~50) p =(30~50) ⨯38.1=1143~1905mm 。取a 0=1200mm 。相应得链长节数为L P 0=2
a 0Z 1+Z 2Z 2-Z 12P
取链长节数++) ≈102. ，15
P 22πa 0
L P =102节。查表9－8得到中心距计算系数f 1=0.24521，则链传动的最大中心中心
距为：a =f 1P [2L P -(Z 1+Z 2) ]≈1196mm 5． 计算链速v ，确定润滑方式
n 1Z 1P 97.96⨯19⨯38.1
==1.18m /s
60⨯100060⨯1000
由v =1.18m /s 和链号24A －1，查图9－14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
v =6． 计算压轴力
有效圆周力为：F P =1000
P 3.834=1000⨯≈3249N v 1.18
链轮水平布置时的压轴力系数K Fp =1.15, ，则压轴力为
F P ≈K Fp F e =1.15⨯3249≈3736N
九. 减速器轴及轴承装置、键的设计
1．１轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计
１．输入轴上的功率P 1=4.244kw , 转速n 1=1440r /min
转矩T 1=2.8146⨯104N ⋅mm ２．求作用在齿轮上的力
2T 12⨯2. 81⨯46410
F t ===1348. N 3
d 141. 75
F r =F t
t a n a n t a n 20
=1348. ⨯=50N 5. 8c o s βc o s 14. 03
F a =F t t a n β=134⨯8. 3t a n 1=4. 03N 337. 0
３．初定轴的最小直径
选轴的材料为４５钢，调质处理。根据表１５－３，取A =112
（以下轴均取此值），于是由式１５－２初步估算轴的最小直
径
1m d m i n =
==1440m 6. 0511输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 1-2. 为了使所选的轴直径d 1-2 与联轴器的孔径相适应, 故需同时选取联轴器型号.
联轴器的计算转矩Tca=KA T 1, 查表14-1, 考虑到转矩的变化很小, 故取K A =1.3,则，
T ca =K A T 1=1.3⨯2.8146⨯104=36589.8N ⋅mm
查《机械设计手册》，选用HL １型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N ·ｍｍ。
半联轴器的孔径d 1=18mm ，故取d 1=18mm 半联轴器长度L ＝42ｍｍ，半联轴器 与轴配合的毂孔长度L =30mm 。
４．轴的结构设计
１）拟定轴上零件的装配方案（见下图）
２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（１）为满足半联轴器的轴向定位要求，１轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度
'
h =0. 07~0. 1d , 故取２段的直径d 2=20mm l 2=21mm 。半联轴器与轴配合
的毂孔长度L 1=30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故l 1的长度应该比L 1略短一点，现取l 1=28mm
（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据d 2=20mm ，初选型号6205轴承，其尺
寸为d ⨯D ⨯B =25⨯52⨯15，基本额定动载荷C r =14.0KN 基本额定静载荷
C r =7.88KN ，d a =31mm D a =46mm ，故d 3=d 8=25mm , 轴段7的长
度与轴承宽度相同, 故取l 3=l 8=15mm
(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l 4=94mm 。为减小应力集中, 并考虑右轴承的拆卸, 轴段4的直径应根据６００５的深沟球轴承的定位轴肩直径d a 确定d 4=d a =31mm
（4）轴段5上安装齿轮, 为便于齿轮的安装, d 5应略大与d 4, 可取d 5=35mm . 齿轮左
端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮左端面上, 即靠紧, 轴段5的长度l 5应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b =50mm , 故取l 5=48mm 。齿轮右端用肩固定, 由此可确定轴段6的直径, 轴肩高度h =0. 07~0. 1d , 取
d 6=40mm , l 6=1.4h , 故取l 6=5mm
为减小应力集中, 并考虑右轴承的拆卸, 轴段7的直径应根据６００５的深沟球轴
承的定位轴肩直径d a 确定, 即d 7=d a =31mm ，l 7=12mm
（5）取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得L 1=55.5mm , L 2=125.5mm ，L 3=48.5mm (6)参考表15－2，取轴端为1⨯45，各轴肩处的圆角半径见CAD 图。
输入轴的结构布置
5．受力分析、弯距的计算
（１）计算支承反力
在水平面上
F AX =F t ⨯L 3 =375.8N F B X =F t -F A X =972. 5N L 2+L 3
F AY =F a =337.0N
（２）在垂直面上
∑M B =0, F AZ =F r L 3+F a d 1L 2+L 3=215.3N
故F BZ =F r -F AZ =505.8-215.3=290.5N
总支承反力
F A ===
548.8N
F B ===1015.0N
２）计算弯矩并作弯矩图
（１）水平面弯矩图
M AX =F AX ⨯L 2=375.8⨯125.5=47162.9N . mm
M BX =M AX =47162.9N . mm
（２）垂直面弯矩图
M AZ =F AZ ⨯L 2=215.3⨯1252.5=27020.2N ⋅mm
M BZ =F BZ ⨯L 3=290.5⨯48.5=14089.3N ⋅mm
（３）合成弯矩图
M A =
M B ===54354.6N ⋅mm ==49184.2N ⋅mm
3）计算转矩并作转矩图
T =T 28. 14N 6⋅ m 1=
6．作受力、弯距和扭距图
7．选用键校核
键连接：联轴器：选单圆头平键（C 型）b ⨯h =6mm ⨯6mm L =25mm
齿轮：选普通平键 （A 型）b ⨯h =8mm ⨯7mm L =45mm
联轴器:由式６－１，σp =4T 14⨯28.146==47.4MPa d 1hl 18⨯6⨯(25-3) ⨯10-9
查表６－２，得[σp ]=100~120MPa
齿轮: σp
p 查表6－2，得[σ]=100~120MPa σp
8．按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，C 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c 截面为危险截面。根据式１５－５，并取α=0. 6，轴的计算应力
σca =W =14.7MPa
由表１５－１查得[σ-1]=60MPa ，σca
9．校核轴承和计算寿命
（１） 校核轴承A 和计算寿命
径向载荷F Ar ===433.1N
轴向载荷F Aa =F a =337N
由F Aa /F Ar =0.778>e ，在表１３－５取X ＝0.56。相对轴向载荷为
F a 337.0在表中介于0.040－0.070之间，对应的e 值为0.24－0.27==0.0427，C 07880
之间，对应Y 值为1.8－1.6，于是，用插值法求得
Y =1.6+(1.8-1.6) ⨯(0.07-0.0427) =1.782，故X =0.56, Y =1.782。 0.07-0.04
由表１３－６取f p =1.2 则，A 轴承的当量动载荷
P A =f p (XF Ar +YF Aa ) =1011.7N
（２） 校核轴承B 和计算寿命
径向载荷F Br ===1015.0N
当量动载荷P B =f p F Br =1.2⨯1015.0=1218.0N
2．２轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计
1. 中间轴上的功率P 2=4.034kw , 转速n 2=342.86r /min
转矩T 2=11.239⨯104N ⋅mm
２．求作用在齿轮上的力
高速大齿轮:
2T 22⨯11.239⨯104
F t 1===1275.4N d 2176.25
F r 1=F t 1tan a n tan 20=1275.4⨯=478.5N cos βcos14.03
F a 1=F t 1tan β=1275.4⨯
tan14.03=318.7N
低速小齿轮:
2T 22⨯11.239⨯104
F t 2===3295.9N d 168.2
F r 2=F t 2tan a n =3295.9⨯tan 20=1199.6N
３．初定轴的最小直径 选轴的材料为４５钢，调质处理。
根据表１５－３，取A =112，于是由式１５－２初步估算轴的最小直径
d min =A ==25.5mm
这是安装轴承处轴的最小直径d 1
4．根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（ 1 ）初选型号6206的深沟球轴承 参数如下
d ⨯D ⨯B =30⨯62⨯16 d a =36mm D a =56mm 基本额定动载荷C r =19.5KN 基本额定静载荷C r =11.5KN 故d 1=d 7=30mm 。轴段1和7的长度与轴承宽度相同, 故取l 1=l 7=16mm ，d 2=d 6=d a =36mm ，l 2=l 6=20mm
( 2 )轴段3上安装低速级小齿轮, 为便于齿轮的安装, d 3应略大与d 2, 可取d 3=40mm 。齿轮左端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮左端面上, 即靠紧, 轴段3的长度l 3应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b 1=75mm ，取l 3=70mm 。小齿轮右端用轴肩固定, 由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h =0. 07~0. 1d , 取d 4=44mm , l 4=1. 4h , 故取l 4=6mm
( 3)轴段5上安装高速级大齿轮, 为便于齿轮的安装, d 5应略大与d 6, 可取d 5=40mm 。
齿轮右端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧, 轴段5的长度l 5应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b =45mm ，取l 5=41mm 。大齿轮左端用轴肩固定, 由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h =0. 07~0. 1d , 取d 4=44mm , l 4=1. 4h , 故取l 4=6mm 。
取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得L 1=63mm , L 2=62mm ，L 3=51mm
（4）参考表15－2，取轴端为1.2⨯45，各轴肩处的圆角半径见CAD 图。
中间轴的结构布置
5. 轴的受力分析、弯距的计算
1）计算支承反力：
在水平面上 F AX =F t 1⨯L 3+F t 2⨯(L +2L ) 3=2514.3N L 1+L 2+L 3
F AY =F a 1=318.7N
F BX =F t 1+F t 2-F AX =2057.0N
在垂直面上：
∑M B =0, F AZ =F r 1L 3+F a 1+F r 2⨯(L 2+L 3) =1080.7N L 1+L 2+L 3d 2
故F BZ =F r 1+F r 2-F AZ =597.4N
总支承反力：
F A ==
2755.2N
F B ===2142.0N
2) 计算弯矩
在水平面上：
M 1BX =F BX ⨯L 3=2057.0⨯51=104907N . mm
M 2AX =F AX ⨯L 1=2514.3⨯63=158372.9N . mm
M 1X =M 1BX =104907N . mm
M 2X =M 2AX =158372.9N . mm
在垂直面上：
M 1BZ =F BZ ⨯L 3=30467.4N . mm
M '
1BZ =F BZ ⨯L 3+F a 1⨯d 2=58552.8N . mm
M 2AZ =F AZ ⨯L 1=1080.7⨯63=66922.1N . mm
M 1z =M 1BZ =30467.4N ⋅mm
M '
1z =M '
1BZ =58552.8N ⋅mm
M 2Z =M 2AZ =66922.1N ⋅mm
故
M 1==109340.0N ⋅
mm
M '
1===120196.7N ⋅mm
M 2===22. 11N 6⋅7mm 35 3. 4
3) 计算转矩并作转矩图
T =T 2=112390N ⋅mm
6．作受力、弯距和扭距图
7．选用校核键
１）低速级小齿轮的键
由表６－１选用圆头平键（A 型）b ⨯h =12⨯8 L =56mm
k =0. 5h =4mm l =L -b =44mm 由式６－１，σp =2T 2=32.0MPa kdl
查表６－２，得[σp ]=100~120MPa σp
2）高速级大齿轮的键
由表６－１选用圆头平键（A 型） b ⨯h =12⨯8 L =36mm
k =0. 5h =4mm l =L -b =24mm 由式６－１，σp =2T 2=58.5MPa kdl
查表６－２，得[σp ]=100~120MPa σp
8．按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，2处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面 根据式１５－５，并取α=0. 6
σ2a =W =28.2MPa
由表１５－１查得[σ-1]=60MPa ，σ2a
9．校核轴承和计算寿命
１）校核轴承A 和计算寿命
径向载荷F Ar ==2736.7N
轴向载荷F Aa =F AY =318.7N
F A a , 查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6, f p =1. 0~1. 2, 取f p =1.0, 故/F A =r 0.
P A =f p (XF Ar +YF Aa ) =2736.7N
因为P
106C r 3该轴承寿命该轴承寿命L Ah =() =17715h 60n 2P A
２）校核轴承B 和计算寿命
径向载荷F Br ==2142.0N
当量动载荷P B =f p F Br =2142N
查表13-3得预期计算寿命L h =12000
'
3. ３轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计
１． 输入功率P 3=3.834KW 转速n 3=97.96r /min
转矩T 3=373.869N ⋅m
2． 第三轴上齿轮受力
F t =2T 32⨯373869==3118.2N d 2239.8
F r =F t tan a n =3118.2⨯tan 20。＝1135.0N
3．初定轴的直径
轴的材料同上。由式１５－２，初步估算轴的最小直径
d min =A =38.1mm 这是安装链轮处轴的最小直径d k ，取d 1=d k =40mm ，查机械手册可得到安装在链轮孔的轴的长度：
l 1=4⨯(d k +0.01d z 1+9.5mm ) =74.0mm ，为保证链轮与箱体的距离，取l 1=80mm 6
4．轴的结构设计
１）拟定轴的结构和尺寸（见下图）
２）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
（1）轴段2和轴段7用来安装轴承，根据d 1=40mm ，初选型号6309的深沟球轴承，
参数基本：d ⨯D ⨯B =45⨯100⨯25 d a =54mm D a =91mm 基本额定动载荷C r =52.8KN 基本额定静载荷C r =31.8KN 。由此可以确定：
d 2=d 7=45mm l 2=l 7=25mm
（2）为减小应力集中, 并考虑左右轴承的拆卸, 轴段3和6的直径应根据6309的深沟球轴
承的定位轴肩直径d a 确定, 即d 3=d 6=d a =54mm ，取l 6=18mm
( 3) 轴段5上安装低速级大齿轮, 为便于齿轮的安装, d 5应略大与d 6, 可取d 5=58mm 。齿轮左端用套筒固定, 为使套筒端面顶在齿轮右端面上, 即靠紧, 轴段5的长度l 5应比齿轮毂长略短, 若毂长与齿宽相同, 已知齿宽b =70mm ，取l 5=65mm 。大齿轮右端用轴肩固定, 由此可确定轴段4的直径, 轴肩高度h =0. 07~0. 1d , 取d 4=68mm , l 4=1. 4h , 故取l 4=7mm 。
(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取l 3=58mm
（5）取齿轮齿宽中间为力作用点, 则可得L 1=63mm , L 2=110mm ，L 3=55.5mm
（6）参考表15－2，取轴端为1.2⨯45，各轴肩处的圆角半径见CAD 图。
输出轴的结构布置
5. 轴的受力分析、弯距的计算
（１）计算支承反力 在水平面上
∑M AX =0 F BX =
F t ⨯L 1+F P ⨯(L 1+L 2+L 3)
=5426.8N
L 1+L 2
F AX =F t -F BX =940.4N
在垂直面上
∑M BZ =0, F AZ =
F r L 2
=721.7N
L 1+L 2
故F BZ =F r -F AZ =1135-721.7=413.3N
（2）计算弯矩
１）水平面弯矩
在C 处，M CX =F AX L 1=940.4⨯63=59425.2N ⋅mm
在B 处，M BX =-F P L 3=-3249⨯55.5=-180319.5N ⋅mm ２）垂直面弯矩
在C 处 M CZ =F AZ L 1=721.7⨯63=45467.1N ⋅mm （３）合成弯矩图 在C 处
M C =
在B
处，M B =
==74823.9N ⋅mm
=180319.5N ⋅mm
（4）计算转矩，并作转矩图
T =T 3=373.869N ⋅m (CD段)
6．作受力、弯距和扭距图
7．选用校核键
１）低速级大齿轮的键
由表６－１选用圆头平键（A 型）b ⨯h =16⨯10 L =56mm
k =0.5h =5mm l =L -b =40mm
由式６－１，σp =
2T 3
=64.5MPa kdl
查表６－２，得[σp ]=100~120MPa σp
2）高速级链轮的键
由表６－１选用圆头平键（A 型） b ⨯h =12⨯8 L =63mm
k =0. 5h =4mm l =L -b =51mm
由式６－１，σp =
2T 3
=91.6MPa kdl
查表６－２，得[σp ]=100~120MPa σp
8．按弯扭合成应力校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，B 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面 根据式１５－５，并取α=0. 6
σBa =
W =45.6MPa
由表１５－１查得[σ-1]=60MPa ，σ2a
１）校核轴承A 和计算寿命
径向载荷F Ar =
=1185.4N
当量动载荷P A =f p F Ar =1184.5N
因为P
r
106C r 3
该轴承寿命该轴承寿命L Ah =() =150⨯106h
60n 3P A
２）校核轴承B 和计算寿命
径向载荷F Br =
=5442.5N
当量动载荷P B =f p F Br =5442.5N
106C r 3
该轴承寿命该轴承寿命L Bh =() =155305h
60n 3P B
十. 润滑与密封 1．润滑方式的选择
因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度v
所以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。 2．密封方式的选择
由于I ，II ，III 轴与轴承接触处的线速度v
因为该减速器属于一般减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200（SH0357-92）。
十一. 箱体结构尺寸
十二. 设计总结
之前我对《机械设计基础》这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。
我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD 的画图水平有所提高，Word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。
通过这次的课程设计, 极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。
十三. 参考文献
1．《机械设计课程》第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社2007年 2．《机械设计课程设计》 周元康 林昌华 张海兵 编著 重庆大学出版社2004年
3．《机械设计师袖珍手册》 毛谦德 李振清 主编 机械工业出版社1994年 4．《实用机械设计手册上》中国农业机械化科学研究院编 中国农业机械出版1985年 5．《机械原理》第七版 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社年2007