卷扬机传动装置设计 -

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：卷扬机减速器设计

机械专业机制10-4班 设计者：笑嘻嘻 指导老师：笑嘻嘻 2013年7月9日

河南理工大学

目录

一、设计任务书 .................................................................................................................... 3 二、传动装置的总体设计（附总体方案见图） .................................................................... 3 （一）传动方案拟定 ...................................................................................................................... 3 （二）电动机的选择 ...................................................................................................................... 3 （三）传动装置的总传动比的计算和分配 ................................................................................... 5 三、传动零件的设计计算 ..................................................................................................... 8 （一）联轴器的设计计算................................................................................ 错误!未定义书签。 （二）高速级斜齿轮副的设计计算 ............................................................................................... 8 （三）低速级直齿轮的设计计算................................................................................................. 12 四、轴系零件的设计计算 ................................................................................................... 16 （一）、输入轴的设计计算........................................................................................................... 16 (二)、中间轴的设计计算........................................................................................................... 16 （三）、输出轴的设计计算......................................................................................................... 24 （四）滚动轴承的校核................................................................................................................. 28

1、高速轴上轴承的寿命计算 ............................................... 28 2、中间轴上轴承的寿命计算 ............................................... 29 3、低速轴上轴承的寿命计算 ............................................... 31 （五）联轴器和键联接的选用说明和计算 ................................................................................. 32 五、减速器的润滑设计 ....................................................................................................... 34 六、箱体、机架及附件的设计 ............................................................................................ 35 （一）、减速器箱体的结构设计................................................................................................... 35 （二）、减速器箱体的附件设计................................................................................................... 37 七、设计小结 ..................................................................................................................... 39

一、设计任务书

１、原始数据 钢绳拉力F（kN） 钢绳速度V（m/s） 滚筒直径D（mm） 4.4 1.2 490 ２、已知条件 1） 钢绳拉力F； 2）钢绳速度V； 3）滚筒直径D；

4）工作情况：两班制工作，连续单向运转，有轻微冲击，工作效率0.96； 使用年限10年，大修3年，每年工作250天。

5）制造条件及生产批量：专门工厂小批量生产。要求功率富裕量10%。 6）提升速度允许误差±5% 。 ３、参考传动方案

二、传动装置的总体设计

（一）传动方案拟定

1、由参考方案可知电动机经联轴器将动力直接传到高速轴上，然后通过二级圆柱齿轮减速器减速。

2、高速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮

斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，常用在高速轴和要求传动平稳的场合。 3、低速级选用直齿圆柱齿轮

考虑到功率较大，低速级受到转矩很大，所以采用直齿圆柱齿轮以减小轴向压力。 综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性

（二）电动机的选择

1、选择电动机类型

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 2、选择电动机的容量 电动机工作功率为pdPwFVkW, pwkW 总1000

因此 pdFV kW

1000总43由电动机至运输带的传动效率为总1234

式中：1、2、3、4、分别为滚动轴承、齿轮传动、联轴器、工作机的传动效率。 取10.99，20.97，30.99，40.96

所以pd。则

43 a0.990.970.990.960.82

FV44001.26.44kW

1000总10000.82

3、确定电动机转速

卷筒工作转速为n

'按指导书上表1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i28~40，则总传动'比合理范围为ia16~160，故电动机的转速范围为 ''ndian(16~160)46.77748.32~7483.2r/min

1000v10007246.77r/min=0.78r

sD490

符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000 r/min、1500 r/min和3000r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案 如表： 方案 电动机型额定电动机转速 传动装置的传动号 功率 r/min 比 pedk同步转满载转总传动减速器 速 速 比 W 1 2 3 2900 62.01 17.76 1440 30.79 8.80 970 20.74 5.93 综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速器的传动比，可见方案1比较适合，因此选定电动机型号为Y132S2-2，其主要性能见下表： 额定 型号 功率 满载时 启动转矩 最大转矩 kW 转速 电流 效率 功率因Y132S2-7.5 r/min (380V% 数 2 时)A 2990 31.4 0.82 0.81 2.0 2.3 Y132S2-2 7.5 Y132S2-4 7.5 Y132S2-6 7.5 3000 1500 1000

4、电动机主要外形和安装尺寸列于下表

中心高H 外形尺寸

132 底脚安装地脚螺栓寸孔直径 L(AC/2AD)HD 尺Ｋ AB 12 475347.5315 216140 轴伸尺寸 DE 3880 装键部位尺寸 FG 1033 （三）传动装置的总传动比的计算和分配

1、总传动比i总nm290062.15 n46.772、分配传动装置传动比i总i3i

式中i0、i分别为外齿轮和减速器的传动比。

为使外齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取i33.5，则减速器传动比为：

ii总62.1517.76 i33.53、分配减速器的各级传动比 展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图21页公式i1=1.3*i2，由i1*i2=i ,得i1=3.70，i2=4.80

（四）传动装置的运动和动力参数计算 1、各轴转速 1轴 n12轴 n2nm2900r/min 1n12900604.17r/min i14.80n2604.17163.29r/min i23.70n2163.2946.65r/min i23.53轴 n34轴 n32、各轴输入功率

1轴 p1pd36.440.996.38kW

2轴 p2p126.310.976.12kW

3轴 p3p226.130.975.89kW 4轴 p4p325.820.975.65kW 2、各轴输出功率 电动机 pdFV44001.26.44kW

1000总10000.821轴 p1pd136.440.990.996.31kW

2轴 p2p1126.380.990.976.06kW

3轴 p3p2125.890.990.975.82kW

4轴 p4p31245.820.990.970.965.37kW

4、各轴输入转矩

电动机轴输入转矩 Td9550pd6.44955021.21Nm nm29001轴 T19550p195506.38290021.01NM n12轴 T29550p2n295506.13604.1796.90Nm 3轴 T39550p35.899550344.48Nm n3163.29p495505.6546.651156.65Nm n44轴 T495505、各轴输出转矩

'1轴 T1T10.9921.010.9920.80Nm

'2轴 T2T20.9996.900.9995.93Nm

'3轴 T3T30.994623.010.99341.04Nm

'4轴 T4T40.990.961156.650.980.961099.28Nm

运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 效率P kW 输入 输出 电动机轴 6.44 1轴 6.38 6.31 2轴 6.13 6.06 3轴 5.89 5.82 4轴 5.65 5.37 转矩T Nm 输入 20.01 1430.37 4623.01 4485.25 输出 21.21 20.80 96.90 344.48 1156.65 转速n r/min 2900 346.43 95.93 341.04 1099.28 传动比 i 4.80 3.7 3.5

三、传动零件的设计计算

（一）高速级斜齿轮副的设计计算

1、选精度等级、材料及齿数 （1）材料及热处理

由课本表10-1选得小齿轮的材料均为40cr并经调质及表面淬火，齿面硬度为280HBS,而大齿轮的材料为45钢（调质），吃面硬度为240HBS，两者相差为40HBS；

（2）精度等级选用8级,选取小齿轮比为z120，则大齿轮z2z1i1204.8096,取z296，螺旋角14 2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即

d1t32ktTd1i11ZHZE2() i1H（1）确定公式内的各计算数值 1）试选载荷系数

kt1.6。

2）计算小齿轮传递的转矩 由前面计算可知， T195500003）由课本表10-7取d1。

4）由表10-6查得材料的弹性影响系数zE189.8MP。

12aP195500006.38290021010 N1小齿轮5）由图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限

大齿轮6）由式N60njLh计算应力循环次数

Hlim1Hlim2600MPA550MPa

N9 60jL602900128250106.9610hn116.961099N24.801.4510

7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN10.87，KHN20.89。

8）计算接触疲劳许用应力(失效概率1%,安全系数S=1)

1KHN1Hlim10.87600522MPa

S2KHN2Hlim20.89550489.5MPa

S9）许用接触应力

10）由图10-30选取区域系数zH2.433。 11）1由图10-26查得

HHH522+489.5MPa505.75MPa1222。

（2）计算

1）试计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得

1 0.73，20.88，则120.760.901.66。

d1t321.62.110411.664.8012.433189.82()mm34.43mm 4.8505.75

2）计算齿轮的圆周速度

vd1tn16010003.1434.4329005.22m

s6010003）计算齿宽b及模数

mnt

bdd1t134.43mm34.43mm

mntd1tcosz134.43cos14201.67mm

得模数取2

h2.25mnt2.251.673.76mm

b34.439.16

h3.764）计算纵向重合度



0.318dZ1tan0.3180.820tan141.27

5）计算载荷系数

已知使用系数

1，根据v5.22m，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数

sKv1.20由表10-3查得KHKF1.4,从表10-4中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承

KA非对称布置、8级精度、

KHH1.450。另由图10-13查得KF=1.32,故载荷系数

KKKKKAVH11.201.4501.322.297

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

dd11t3KK34.4332.297t1.638.84mm

7）计算模数

m1n

mnd1cos14Z38.84cos141.88mm

20取模数为2

3、按齿根弯曲强度设计

22KTY1cosYFaYSa由式mn3 2dZ1F（1）确定公式内的各计算数值 1）计算载荷系数

KKKKKAVHH11.201.4501.322.297

2）根据纵向重合度

1.271,从图10-28查得螺旋角影响系数Y0.88。

3）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限4）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 5）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4

KFE1FE2620MPa

FN10.82

KFN20.88

F1KFN1FE1S

0.82620363.14MPa

1.4F2

6）计算当量齿数

KFN2FE2S0.88620389.71MPa

1.4zv1 zv2z12021.89

cos3cos314z296105.09

cos3cos314

7）查取齿形系数

由表10-5查得 YFa12.80 YFa22.18 8）查取应力校正系数

由表10-5查得 YSa11.55 YSa21.79

9）计算大小齿轮的

YFaYSaF并加以比较

YFa1YSa1F1F22.801.550.01195

363.142.181.790.01001

389.71YFa2YSa2经比较得小齿轮的数值大。

（2) 设计计算

22KTYYFaYSa22.297210100.88cos2141cos0.011951.13mmmn32•F32dZ11201.66

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数数相差不大，取

mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的模

mn1.5mm，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来计

d138.84mm算应有的齿数。于是由

Z1d1cosmn38.84cos1425.124，取Z126，

1.5则

Z2Z1i264.80124.8，取Z2125。

4、几何尺寸计算 （1）计算中心距

Zm251251.5Za115.94mm

12n2cos2cos14将中心距圆整后取a116mm。

（2）按圆整后的中心距修整螺旋角

arccosZZm12n2aarccos251251.514.11

2116

因值改变不大，所以参数、K、ZH等不必修正。 （3）计算大小齿轮的分度圆直径

d1Zm1ncos2251.538.67mm

cos14.11d1（4）计算齿轮宽度 bdZmcosn1251.5193.33mm

cos14.11d1138.6738.67mm

取齿宽 ：B2=40mm, B1=45mm

（三）低速级直齿轮的设计计算

1、精度等级、材料及齿数 （1）材料及热处理

由课本表10-1选得大、小齿轮的材料均为45钢并经调质及表面淬火，齿面硬度为280HBS （2）精度等级选用7级,选取小齿轮比为z125，则大齿轮z2z1i1253.7092.5,取z293。

2、按齿面接触强度设计 由设计公式进行试算，即



d1t2.323kTd2i21ZE2() i2H（1）确定公式内的各计算 数值 1）试选载荷系数

kt1.3。

2）计算小齿轮传递的转矩

4由前面计算可知，T296.9010Nmm

3）取d0.8。

4）由表10-6查得材料的弹性影响系数zE189.8MP。 5）由图由图10-21d按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限6）由式N60njLh计算应力循环次数

9 60jL602900128250106.9610hN1n112aHlim1Hlim2600MPa

6.9610991.4510 N24.80

7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数

KHN10.88，KHN20.90。

8）计算接触疲劳许用应力(失效概率1%,安全系数S=1)

H1H2KHN1Hlim1S0.88600528MPa

KHN2Hlim2S0.90600540MPa

（2）计算

1）试计算小齿轮的分度圆直径d1t，代入H中较小的值。

d1t2.3231.39.71040.83.71189.82()mm60.03mm 3.7528

2）计算齿轮的圆周速度

vd1tn16010003.1460.03604.171.90m

s601000

3）计算齿宽b

bdd1t0.860.03mm48.02mm

4）计算齿宽与齿高之比b

hmntd1tz160.03253.00mm

h2.25mnt2.253.006.75mm

b48.027.11 h6.755）计算载荷系数 已知使用系数直齿轮KH1，根据v6.25m，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv1.20

sKF1

KA从表10-4中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承非对称布置、6级精度、轮为7级精度，取

AVKH1.1,考虑到齿

KHH1.2。另由图10-13查得KF=1.289,故载荷系数

HKKKKK

11.21.21.2891.856

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

dd11t3KK48.0231.856t1.354.05mm

7）计算模数

dmZ由式

m

54.052.16mm 252KT2YFaYSa 2113、按齿根弯曲强度设计

m3dZ1F（1）确定公式内的各计算数值

1）计算载荷系数

KKKKKAVHH11.21.21.2891.856

2）由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限3)由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 4)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4

FE1FE2500MPa

KFN10.82

KFN20.88

F1KFN1FE1SF2KFN2FE2S0.82550322.14MPa

1.40.88550345.71MPa

1.45)查取齿形系数

由表10-5查得 YFa12.62 YFa22.20 6)查取应力校正系数

由表10-5查得 YSa11.59 YSa21.78 7)计算大小齿轮的

YFaYSaF并加以比较

YFa1YSa1F12.621.590.01293

322.142.201.780.01133

345.7YFa2YSa2F2经比较得小齿轮的数值大。

(2) 设计计算

m321.39.691040.82520.012931.87mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数模数，取

m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的

m2mm，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

d154.05mm来计算应有的齿数。于是由

Z1d1m54.0527.02，取Z127， 2

则

Z2Z1i273.799.99，取Z2100。

4、几何尺寸计算

(1)计算大小齿轮的分度圆直径 d1d2

(2)计算中心距

Zm27254mm Zm1002200mm

12d54200da127mm

1222(3)计算齿轮宽度

bdd10.85443.2mm

取齿宽 ：B2=50mm, B1=55mm 高、低速级齿轮参数 名称 中心距a(mm) 法面摸数螺旋角(mm) （°） *高速级 116 1.5 低速级 127 2 无 1 0.25 14.11 1 0.25 齿顶高系数ha 顶隙系数c 压力角 齿 数 20 25 125 20 27 100 54 200 55 50 7 大、小齿轮的材料均为45分度圆 直径 （mm） (mm) 37.5 187.5 齿 宽 （mm） （mm） 45 40 8 小齿轮的材料均为40cr，大齿轮等级精度 材料及热处理

齿轮材料为45并经调质及表面淬火，小齿面硬度为280，大齿面硬度240HBS 并经调质及表面淬火，齿面硬度为280HBS 四、轴系零件的设计计算

（一）、输入轴的设计计算

1

、

输

入

轴

上

的

功

率

p1、转速

n1、转矩

T1

p16.38KW,n12900r/min,T121.01Nm,

2、求作用在齿轮1上的力 因已知齿轮分度圆直径

d =37.5mm

12T122.1104Ft1 = =37.5=1120N

d1Ft =Fr1tann1120tan20==420.33N

coscos14.11Fa1 = Fttg=1120tg14.53=281.53N

3、初步确定轴的最小直径

先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45Cr钢，调质处理。根据表15—3，取

A=110，于是得：

0dmin=Ao3Pn1=110316.38=14.31mm 2900高速轴的最小直径显然是装联轴器处的直径，即联轴器的轴孔直径，因为装联轴器的轴上有键槽，故将最小直径增加7%，dmin15.31mm，为了使轴与联轴器孔相适应，故需选联轴器的型号 。联轴器的计算转矩

Tca =KAT1 ，查表14-1，故选择KA =1.3

mm，按照转矩Tca 应小于联轴器的公称转矩条

Tca =KAT1 =1.3210102.73104N件，查标准表16-3或手册选用LT3型弹性套柱销，公称转矩31.5N mm，LT型弹性套柱

销联轴器的公称直径d=18mm，长度为L=42mm，与轴配合的轮毂孔长度为38mm。

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如下所示，

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）根据计算的最小直径取轴的直径

d12=18mm。为了满足联轴器轴向定位要求，1-2轴右

端需制出一轴肩，故2-3段得直径d2323mm。由联轴器的宽度而确定轴张

L1237mm。 2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求，并根据

d2323mm,由参考文献表14-7中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为32905，其尺寸

为dDT25mm42mm12mm,查得a=8.7mm.故

d34d7825mm，而

l7811mm

左边轴承采用套筒定位，右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由手册查得32905型轴承的定位高度h=2.5mm，因此取d6730mm，l6722.5mm。

3）取齿轮与轴承为一体，根据齿轮的轮毂宽度，取齿轮轴段5-6的长度

l5645mm。

4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离，L=10故取

l2330mm。

5）取齿轮距箱体内壁之间的距离a16mm,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s，取是s8mm。已知滚动轴承宽度T=12mm，则

l34Tsa1281636mm

为使1轴与2轴齿轮正确啮合，两轴承之间距离相等，致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

带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按

l4572.5mm。

d1218mm，由参考资料表12-1查得平键截面

bh6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm ，联轴器与轴的配合采用H7。

k6滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取左轴端与2处倒角为0.845，2，3处圆角R=1mm,其余圆角R=2mm。 （5）求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承32905,由手册中可查得a=23.0mm,作为简支梁的轴的支承跨距并做出弯矩图和扭矩图。如下：

l2l356131187mm。对轴进行计算

对水平面进行计算：

FNH1FNH2Ft11120NFNH2(l2l3)Ft1l2FNH1335.40N FNH2784.60NMHFNH1l218782.4Nmm

对垂直面进行计算：

FNV1FNV2Fr1FNV2(l2l3)Fr1l2  FNV1294.46N

FNV2125.87NMMMv1FNV1l216489.52Nmm FNV2l316488.97Nmm

v2求总的弯矩，即合成弯矩：

2MV22MV12(16489.52)2(16488.97)223319.31Nmm

将计算结果列于下表： 载荷 水平面H 支反FNH1335.40N,FNH2784.60N 力F 弯矩 M MH18782.4Nmm 垂直面V FNV1294.46N,FNV2125.87N M223319.31Nmm 总弯M29942.27Nmm 矩M 扭矩T42000Nmm T

（6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6则：

caM2T2W229942.2720.6420000.1253225.05MPa

前以选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，查表的故安全。

1＝70Mpa,因此ca1均小于1，

(二)、中间轴的设计计算

1、中间轴上的功率

p2、转速

n2及转矩

T

2

pF26.12KW,n2604.17r/min,T296.90Nm

=Ft11120N

2、求作用在齿轮上的力

t2FFr2 =Fr1420.33N =Fa1281.53N

a2因已知齿轮分度圆直径

d3 =27mm

4Ft3 = 2T2d329.6910==7177.78N

27Fr3 =Ft3tann=7177.78tan20=2612.50N

3、初步确定轴的最小直径

先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15—3，取

A=110，于是得：

0dmin=Ao3Pn2=110326.12=23.80mm

604.17中间轴的最小直径显然是轴承处直径d12,d56（图4）。为了使所选的轴直径d12,d56与轴承的孔径相适应，故需同时选取轴承型号。

查标准表16-3或手册选用LT3型弹性套柱销，选取型号为32905单列圆锥滚子轴承，0基本游隙组、标准精度级，

其尺寸为dDT25mm42mm12mm。查得a=8.7,所以d12d5625mm。 4、轴的结构设计

（1)拟定轴上零件的装配方案如下图

（2）根据轴向定位的要求确定轴各段的直径和长度

1） 取安装齿轮处的轴段2—3的直径d2334mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的长度为40mm，为了使套筒端面可靠地压紧大齿轮，此轴段应略短于轮毂长度，故取l23=38 mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h3mm，则轴环3—4处的直径d3440mm。取l3420mm。

2） 5处为非定位轴肩，则取d4534mm，由于小直齿轮的齿宽B55mm，所以除去轴向紧固空隙，l4553mm。

3）确定两端轴承处的轴段长度

取齿轮距箱体内壁之距离a16mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S，取S值为8mm。已知轴承宽度T=12mm ，则

L12Tsa(4038)12816238mm l56Tsa(5553)12168238mm

（3） 轴上零件的周向定位

齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面

d2334mm，查表查得平键截面

bh108mm，键长为32mm；按截面

d4553mm，查表查得平键截面

bh1610mm，键长为50mm。齿轮轮毂与轴的配合配合采用H7。滚动轴承与轴的

n6周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6. (4)确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为145mm，其余各处取圆角为R=2mm。

(5)求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承32905,由手册中可查得a=8.7mm,作为简支梁的轴的支承跨距

lll1235667.563.5187mm。

对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：

对水平面进行计算：

FNH1FNH2Ft2Ft30NFNH13221.97N  FNH1(l1l2l3)Ft2(l2l3)Ft3l30NFNH25075.81NMMH1FNH1l1180430.32Nmm FNH2l3322313.94Nmm

H2

对垂直面进行计算：

FNV1FNV2Fr2Fr3FNV1(l1l2l3)F(l2l3)Flr2r33o FNV1592.68N

FNV21599.49N

M'v1FNV1l133190.08Nmm

MMv2FNV2l3101567.62Nmm

求总的弯矩，即合成弯矩：

1MH12M2V1(180430.32)2(33190.08)2183452.64Nmm

2222MM(322313.94)(101567.62)337938.24Nmm H2V2M2将各计算结果列于下表： 载荷 水平面H 垂直面V 支反FNH13221.97N,FNH25075.81N FNV1592.68N,FNV21599.49N 力F 弯矩MH1180430.32NmmMV133190.08Nmm M 总弯矩M 扭矩T945833.75Nmm T 6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6则：

MH2322313.94NmmMV2101567.62NmmM1183457.64Nmm，M2337938.24Nmm ca1

M22T2W337938.2420.6945833.750.1253256.02MPa

前以选定轴的材料为40Cr，调质处理，查表的

1 ＝70Mpa,因此ca<1，故安全。

（三）、输出轴的设计计算

1、输入轴上的功率

p3、转速

n3及转矩

T

3

p35.89KW,n3163.29r/min,T3344480Nmm

2、作用在齿轮上的力 因已知齿轮分度圆直径

d4 =200mm

4Ft4 =Ft3 = 2T2d329.6910==7177.78N

27F取

r4 =Fr3 =Ft3tann=7177.78tan20=2612.50N

3、初步确定轴的最小直径

先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15—3，

A0110，于是得：

dmin=Ao3Pn3=110335.89=36.34mm

163.29输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴得直径

d12和联轴器的

孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表16-4,考虑到转矩变化很小,故取KA1.3,则联轴器的转矩计算，

TcaKAT31.3344480447824Nmm，按照计算转矩Tca应

小于联轴器公称转矩得条件，查手册。

选用LT7型弹性柱销齿式联轴器，其公称转矩为500000N·mm。联轴器的孔径故取

d142mm，

d1242mm，联轴器长度L＝112mm，联轴器与轴配合的毂孔长度L1＝65mm。

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案，如图所示

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

1）为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故2-3段的直径

d2348mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=48mm。联轴器与轴配合

的毂孔长度

L165mm。为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2

1段的长度应比

L略短一些，现取

l1264mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受到径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求，并根据

d2348mm,

由参考资料表14-1中初步选取深沟球轴承，其型号为61911，其尺寸为

dDT55mm80mm13mm,故取d34d6755mm。

3）取安装齿轮处的轴段的直径

d5660mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已

知齿轮轮毂的宽度为50mm，为了使套筒端面可靠地压紧轮齿，此轴段应略短于轮毂宽度，故取

l5648mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=5mm，则取直径

d4570mm。

左端轴承用套筒定位。

4）轴承端盖的总宽度为20mm，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的右端面间的距离，

l20mm,故取l2340mm，

取齿轮距箱体内壁之距离a16mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S，取S值为8mm。已知轴承宽度T=10mm ，则

l34Tsa1016834mm

由于跟中间轴在同一水平面上右一对齿轮啮合，故取

l4564.5mm，l6738.5mm

致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

联轴器、齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按截面

d1242mm，查表查得平键截面

bh12mm8mm，键长为56mm；按截面

d5660mm，查表查得平键截面

bh18mm11mm，键长为45mm，齿轮轮毂与轴的配合配合采用H7。联轴器与轴的

n6

配合采用

Hk7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公

6差为m6.

(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为1.645mm，3处圆角半径R=2mm，其余圆角半径R=2.5mm。 (5)求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,作为简支梁的轴的支承跨距

ll23123.563.5187mm。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：

对水平面进行计算：

FNH1FNH2Ft4FNH1(l2l3)Ft4l3FNH12437.37N  FNH24740.41NMHFNH1l2301015.20Nmm

对垂直面进行计算：

FNV1FNV2Fr40FNV1887.13N  

FNV1(l2l3)Fr4l30F1725.65NNV2MFvNV1l2109560.56Nmm

求总的弯矩，即合成弯矩：

MMH2MV2(301015.20)2(109560.56)2113619.96Nmm

扭矩T301466.76Nmm 载水平面H 垂直面V 荷 支FNH12437.37N,FNH24740.41N FNV1887.13N,FNV21725.65N 反力F 弯MH301015.20Nmm MV109560.56Nmm 矩M 总M113619.96Nmm 弯矩M 扭T301466.76Nmm 矩T (6）按弯曲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的强度，由上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6则：

caM2T32W113619.9620.6301466.760.1423228.83MPa

前以选定轴的材料为40Cr，调质处理，查表的1 ＝70Mpa,因此ca<1，故安全。

（四）滚动轴承的校核 1、高速轴上轴承的寿命计算

轴承型号为32905，查表得基本额定动载荷C=21000N,查得温度系数（1）求轴承所受的径向载荷Fr

ft1.00。

Fr1H335.40N,Fr1V294.46NFr2H784.60N,Fr2V125.87N

F故

22335.40294.46446.32Nr122

Fr2784.60125.87794.63N（2） 求轴承的计算轴向力Fa

对于32905型圆锥滚子轴承，其派生轴向力

FdF2Yr

由手册查得32905型圆锥滚子轴承Y=1.9，e=0.32

Fd1Fd2又

FFr12Yr2446.32117.45N

21.9794.63209.11N

21.92YFaeae281.53N

FFd1281.53117.45398.98NFd2

故轴承1放松，轴承2被压紧。

Fa2FaeFd1281.53117.45398.98N

Fa1Fd1117.45N

（3）求比值

FFa1Fr1a2117.450.26e

446.32398.980.50e

798.98Fr2（4）计算当量载荷P

查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X11,Y10 对轴承2 X20.4,Y21.9 查表取fp=1.0-1.2，取fp=1.1，则

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.1(1446.320117.45)N490.96N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.1(0.4798.981.9398.98)N1185.42N

（5）验算轴承的寿命 计算得轴承预期寿命

L'h102502840000h

因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算。

106C1062100010Lh()()31585000h24000h

60nP602900490.961所以轴承满足寿命要求。

2、中间轴上轴承的寿命计算

轴承型号为32905，查表得基本额定动载荷C=21000N,查得温度系数（1）求轴承所受的径向载荷Fr

ft0.8。

Fr1H3221.97N,Fr1V592.68NFr2H5075.81N,Fr2V1599.49N

F故

r13221.972596.2823275.68N

Fr25075.8121599.4925321.85N（2）求轴承的计算轴向力Fa

对于30000型圆锥滚子轴承，其派生轴向力

FdF2Yr

由手册查得30312型圆锥滚子轴承Y=1.9，e=0.32

Fd1Fd2FaeFFr12Yr23275.68862.02N

21.95321.851400.49N

21.92YFd2281.531400.491682.02NFd1

故轴承2放松，轴承1被压紧。 因此Fa2Faed21400.49N

Fa1F(3) 求比值

Fd2281.531400.491682.02N

FFa1Fr1a21682.020.51e

3275.681400.490.26e

5321.85Fr2(4）计算当量载荷P

查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为

对轴承1 X10.4,Y11.9 对轴承2 X21,Y20 查表取fp=1.0-1.2，取fp=1.1，则

P1fp(X1Fr1Y1Fa1)1.1(0.43275.681.91682.02)N4956.72N P2fp(X2Fr2Y2Fa2)1.1(15321.850)N5854.04N

(5)验算轴承的寿命 计算得轴承预期寿命

L'h40000h

因为P1P2，所以按轴承1的受力大小验算。

106C1062100010Lh()()39734000h40000h

60nP60604.175854.041所以轴承满足寿命要求。

3、低速轴上轴承的寿命计算

深沟球轴承轴承型号为61911，查表得基本额定动载荷C=15900N,查得温度系数（1）求轴承所受的径向载荷Fr

ft0.8。

F故

r1H2437.37N,Fr1V4740.41NFr2H887.13N,Fr2V1725.65N

224740.412437.375329.78NFr1

Fr2887.131725.651939.69N（2） 求轴承的计算轴向力Fa

22

由于低速轴上采用的是直齿轮，因此受纯径向力左右。 轴向力为零。

（3）计算当量载荷P

查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X11,Y10 对轴承2 X21,Y20 查表取fp=1.0-1.2，取fp=1.1，则

P1fp•X1Fr11.115329.785862.76N P2fp•X2Fr21.111939.692133.66N

（4）验算轴承的寿命 计算得轴承预期寿命

L'h40000h

因为P2P1，所以按轴承2的受力大小验算。

106C106159003Lh()()203590h40000h

60nP60163.295862.761所以轴承满足寿命要求。

（五）联轴器和键联接的选用说明和计算

1、低速轴上联轴器的计算

1） 类型选择 选用弹性柱销齿式联轴器 2） 载荷计算

公称转矩 T500000Nmm

查得

KA1.3

查得HL7弹性套柱销联轴器的许用转矩为500000Nmm，许用转速为3600r/min， 计算转矩TcaKAT1.3344480447820Nmm500000Nmm

n163.29rmin3300rmin

故联轴器满足使用要求。

2、键联接的计算

(1) 低速轴键的计算

应选用普通平头平键连接。

dd1242mm,bh128mm,L156mm60mm,bh1811mm,L245mm

键、轴和轮毂的材料都是40Cr，由表查得许用挤压应力[P]120Mpa,键的工作长度

ll1L156mm L245mm

2键与轮毂键槽的接触高度

k10.5h10.5126mm,k20.5h20.5115.5mm

P12T244782063.47MPa[P] k1l1d1656422T244782060.31MPa[P] k2l2d25.54560P2 (2)中间轴键的计算

选用普通平头平键连接。

dd1234mm,bh10mm8mm,L132mm53mm,bh16mm10mm,L250mm

校核键连接的强度

键、轴和轮毂的材料都是40Cr，由表查得许用挤压应力[P]120Mpa,键的工作长度

ll1L132mm L250mm

2

键与轮毂键槽的接触高度

kk120.5h0.584mm

P12T29690054MPa[P]合适 k1l1d1432342T29690014.63MPa[P] 合适 k2l2d255053P2(3)高速轴键的计算

选用普通平头平键连接。

d18mm,bh66mm,L32mm

校核键连接的强度

键、轴和轮毂的材料都是40Cr，由表查得许用挤压应力[P]120Mpa,键的工作长度

lL32mm

键与轮毂键槽的接触高度

k0.5h0.563mm

P

2T22101034.32MPa[P]合适 k1l1d133218五、减速器的润滑设计

润滑的目的是为了减少摩擦及摩损，延长疲劳寿命，排出摩擦热、冷却，也有防止生锈、腐蚀的效果。 齿轮的润滑：

减速器内的传动零件的润滑，通常有油池浸油润滑和喷油润滑。而浸入油中的圆周速度小于12m/s，才适合浸油润滑，此减速器的大齿轮的圆周速度小于12m/s，所以，选用浸油润滑是比较合理的。浸油高度取为35mm。

根据齿轮的运转速度、载荷大小、工作环境和润滑装置等各种主要要素，选用N150中负荷工业齿轮用油，它的运动黏度135～165㎡/s（40°），75.9～91.2㎡/s（50°）；闪点170℃；凝点-8℃。 滚动轴承的润滑

因为浸油齿轮的圆周速度在1.5～7m/s以上，靠近机体旁的4个轴承，可以采用飞溅润滑。靠近机体内油的飞溅直接润滑轴承或经机体剖分面上的油沟，然后流进轴承进行润滑。 3） 减速器的密封

密封的目的：

为了防止减速器内的润滑剂泄出，防止灰尘、切削微粒及其他杂物和水分侵入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的工作寿命。而同轴式二级减速器的密封部位主要在轴伸端处和箱体接合面处。 密封方法： 轴伸端处的密封

在输入或输出轴的外伸处，为了防止灰尘、水汽及其他杂质渗入，引起轴承急剧磨损和腐蚀，以及润滑油外漏，都要求在端盖轴孔内装密封件。

在输入轴的外伸端处，采用毛毡密封；在输出轴的外伸端出，轴径比较大，故利用安装沟槽使密封圈受到压缩而密封，在介质压力的作用下产生自紧作用而增强密封效果。 箱体接合面的密封

箱座与箱盖的密封常在箱盖与箱座接合面上涂上密封胶或水玻璃的方法实现。为了提高接合面的密封性，可在箱座接合面上开油槽使渗入接合面之间的润滑油重新流回箱体内部。

六、箱体、机架及附件的设计

（一）、减速器箱体的结构设计

减速器箱体结构尺寸(由手册上查得近似值)

减速器机体结构尺寸如下：

机体结构尺寸，主要依据地脚螺栓的尺寸，再通过底版固定，而地脚螺栓的尺寸又根据两齿轮的中心矩a=269mm来确定的。 名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚 机盖凸缘厚 代号 δ 二级 二级 减速器箱体荐用尺寸 齿轮减速器 0.025a+3≥8 0.02a+3≥8 b=1.5δ b1=1.5δ1 具体数值（mm） 10 9 15 13.5 1 b b1

机座凸缘厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓的数目 轴承旁直径 机座与机盖联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承盖螺栓直径 窥视孔盖螺栓直径 定位销直径 b2 b2=2.5δ 25 M24 6 M20 M12 180 M10 M10 M8 40 26 26 16 16 16 16 50 50 15 15 8 8 输入 160 190 220 10 输入 中间 160 220 df n d1 d2 l d3 d4 d C1 df =0.036a+12 a250时，n=6 d1=0.75df d2=（0.5~0.6）df l=150~200 d3=（0.4~0.5）df d4=（0.3~0.4）df d=（0.7~0.8）d2 df至外机壁距离查表 d1至外机壁距离查表 d2至外机壁距离查表 螺栓至机壁距离 C1 C1 C2 df至凸缘边缘距离查表 d2至凸缘边缘距离查表 R1=C2 R1=C2 根据低速级轴承座外径确定 螺栓至凸缘距离 C2 轴承旁凸台半径 凸台高度 R1 R1 h a250外壁至轴承座端面距离 大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖筋厚 机座筋厚 l1 △1 △1 m1 m l1=C1+C2+（5~10） >1.2δ >δ m1≈0.85 1 m≈0.85δ 轴承端盖外径 D2 轴承孔直径+（5~5.5）d3 中间 输出 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 t S t=（1~1.2）d3 S≈D2

d M36 d1 M64×2 d2 20 d3 8 d4 30 D 80 h 70 a 28 b 13 c 28 h1 32 R 120 D1 53．1 S 50 k 10 e f 2 2 输出 240 （二）、减速器箱体的附件设计

1)通气器

通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油沿箱体接合面、轴伸及其他缝隙渗漏出来。

因为此减速器工作环境灰尘较大，应选用网式通气器 2)油塞

为了排除油污，更换减速器箱体内的油污，在箱体底部油池的最低处设置有排油孔。排油孔设置在箱体底部油池的最低处，箱体内底面常做成1°～1.5°外斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽。排油孔平时用放油螺塞堵住。

放油螺栓和密封圈的结构尺寸（JB1000—1977）

S d d1 D e 基本尺寸 M24×2 3)油杯

同轴式二级减速器中间支座上的轴承采用脂润滑，而润滑脂只能做间歇供应润滑脂，螺旋式油杯中装满油脂后，旋动上盖即可将润滑脂挤入轴承中。

螺旋式油杯的结构尺寸（GB/T 1154-1989）

21 34 31.2 27 极限偏差 0 -0.28 32 16 4 4 1.5 L h b b1 C 最小容量/cm 200 3S d l H h h1 d1 D Lmax 基本尺寸 极限偏差 — M20×1.5 15 27 42 16 6 30 28 22 4)地脚螺栓

将机座固定在地基上，专门用地脚螺栓，它的直径已确定为M24

地脚螺栓的结构尺寸（GB/T 799-1988）

螺纹规格d M24 5)油标

b 60 D 30 h 139 l1 610 x 7.5 l 500 油标用来指示箱内油面高度，它应设置在便于及油面稳定之处，如低速级传动零件附近。而在这里选用杆式油标。

杆式油标的结构尺寸

d d1 d2 d3 h a b c D D1 M20 6 20 8 42 15 10 6 32 26

七、设计小结

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.

1、机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

1、 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有

关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

2、 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学

实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

3、 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助. 4、 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培

养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

参考书目及文献

[1] 杨现卿主编，《机械设计课程设计》，中国电力出版社，2012 [2] 濮良贵、纪名刚主编，《机械设计》（第八版），高等教育出版社，2006 [3] 孙恒、陈作模主编，《机械原理》 （第七版），高等教育出版社，2006 [4] 刘鸿文等主编，《材料力学》， 高等教育出版社 第五版，2010 [5]《机械设计手册》软件版