机械设计课程设计--单级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

第一篇：机械设计课程设计--单级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

机械课程设计说明书

单级直齿圆柱齿轮减速器设计

设计题目 单级直齿圆柱齿轮减速器设计

学 院

___________________________ 专业班级 ___________________________ 设 计 人 ___________________________ 学 号

___________________________ 指导教师

_________________________ 完成日期

_________________________

目 录

一、前言…………….…………………………………………2

二、设计任务…………….……………………………………2

三、计算过程及计算说明…………………………………….3

（一）电动机选择…………………………………………….3

（二）计算总传动比及分配各级的传动比………………….4(三)运动参数及动力参数计算…………………………….4(四）传动零件的设计计算…………………………………...5

（五）轴的设计计算及轴承的选择计算……………………...9(六)键联接的选择及校核计算…………………………………….13

四、减速器的润滑与密封……………………………………………..14 五 减速器箱体及其附件………………………………………………..15

六、设计小结……………………………………………………17

七、参考资料……………………………………………………19

一、前言（一)设计目的：

通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析：

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。-

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动，传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

二、设计任务

设计一台用带式运输的直齿圆柱齿轮减速器运输机运送沙子单向连续运转载荷，有轻微冲击，环境有轻度粉尘，使用期限八年，两班制工作（每班8小时，每年按300天计算）。

原始数据：运输带工作拉力F=1800N；带速V=1m/s；滚筒直径D=200mm，带速允许误差＜5%。具体要求：

1、电动机类型确定

2、单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算

3、A1装配图一张

4、编写一份设计说明书

三、计算过程及计算说明

（一）电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择（1）传动装置的总功率：

η总=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000η总 =1800×1/1000×0.86 =2.09KW

3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1/π×200 =95.49r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=6～24。故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。

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，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，质量45kg

（二）计算总传动比及分配各级的传动比 总传动比：i总=n电动/n筒=940/95.49=10 i2=i/2.5=4(三)、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）V带高速轴 nI=n电机=940r/min 减速器高速轴nII=nI/iV带=940/2.5=376(r/min)减速器低速轴nIII=nII/ i减速器=376/4=94(r/min)

2、计算各轴的输入功率（KW）V带低速轴 PI=P工作=2.2KW 减速器高速轴 PII=PI×η带=2.2×0.96=2.11KW 减速器低速轴 PIII=PII×η轴承×η齿轮= 2.03KW

3、计算各轴扭矩（N•m）电动机输出轴 TI=9550×PI/nI =9550×202/940=22.35N•m 减速器高速轴 TII=9550×PII/nII =9550×2.11/376=53.59N•m 减速器低速轴 TIII=9550×PIII/nIII =9550×2.03/94=206.23N•m(四）传动零件的设计计算

1、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P74表6-5选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=4×24=96 齿数比：u=i0=4 由课本取φd=0.75(3)转矩T1 T1=22350N•mm(4)载荷系数k 由课本取k=1.2(5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由课本查得： σHlimZ1=710Mpa σHlimZ2=620Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa =653.2Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa =607.6Mpa 故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm =46.21mm 模数：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm 根据课本取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2×24mm=48mm d2=mZ2=2×96mm=192mm 齿宽：b=φdd1=0.75×48mm=36mm 取b=40mm b1=45mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF] 根据课本 式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF 由课本图 查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数YST=2 按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)计算齿轮的圆周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000 =2.36 m/s

（五）轴的设计计算及轴承的选择计算 输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用40Cr调质，硬度217~255HBS 根据课本，取c=110 d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选d=25mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=25mm 长度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm ∴d2=31mm 初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm, 宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直径d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=48mm ②求转矩：已知T2=52780N•mm ③求圆周力：Ft 根据课本 式得

Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N ④求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=1099.58×tan200=400.21N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm 取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度

初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=192mm ②求转矩：已知T3=20300N•mm ③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm(六)键联接的选择及校核计算 轴径d1=25mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm h=7mm 根据课本得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR]（2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=50mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册P51 选用A型平键 键16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

四、减速器的润滑与密封 齿轮传动的润滑

高速级齿轮圆周转速为2.0m/s 低速级齿轮圆周转速为0.69m/s 所以选择脂润滑的润滑方式，可用旋盖式、压注式油杯向轴承室加注润滑脂。润滑油牌号的确定及油量计算

减速器中传动件通常用浸油（油浴）润滑

选用牌号为L-AN32的全损耗系统用油，其主要用于一般机床齿轮减速箱、中小型机床导轨。油面高度为浸过高速级大齿轮一个全齿，油量计算： V=a×b×h=543×146×57=4.52×106mm3 轴承的润滑

选用牌号为ZGN69-2的滚动轴承脂，该润滑脂适用于各种机械设备的滚动轴承润滑，适用工作温度≤90°C 脂润滑结构简单、易于密封，但润滑效果不如油润滑，故常用于开式齿轮传动、开式蜗杆传动和低速滚动轴承的润滑。

滚动轴承采用脂润滑时，润滑脂的填充量不应超过轴承空间的1/3~1/2。减速器的密封 选用毡圈密封方式。

其密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。其特点是结构简单、价廉，但磨损较快、寿命短。它主要用于轴承采用脂润滑，且密封处轴的表面圆周速度较小的场合，对粗、半粗及航空用毡圈其最大圆周速度分别为3m/s、5m/s、7m/s，工作温度t≤90°C

五、减速器箱体及其附件（1）窥视孔和视孔盖

窥视孔应设在箱盖顶部能看见齿轮啮合区的位置，大小以手能伸入箱体内检查操作为宜。

窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。（2）通气器

通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。

选择通气器类型的时候应考虑其对环境的适应性，其规格尺寸应与减速器大小相适应。（3）油面指示器

油面指示器应设置在便于观察且油面较稳定的部位，如低速轴附近。

常用的油面指示器有圆形油标、长形油标、管状油标，油标尺等形式。

油标尺的结构简单，在减速器中较常采用。油标尺上有表示最高及最低油面的刻线。装有隔离套的油尺可以减轻油搅动的影响。

油标尺安装位置不能太低，以避免油溢出油标尺座孔。（4）放油孔和螺塞

放油孔应设置在油池的最低处，平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时，座箱上装螺塞处应设置凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以避免排油不净。（5）起吊装置

吊环螺钉可按照起重量选择。为保证起吊安全，吊环螺钉应完全拧入螺孔。箱盖安装吊环螺钉处应设置凸台，以使吊环螺钉孔有足够深度。

箱盖吊耳、吊钩和箱座吊钩的结构尺寸在设计时可以进行适当修改。（6）定位销

常采用圆锥销作定位销。两定位销之间的距离越远越可靠，因此，通常将其设置在箱体联接凸缘的对角处，并应作非对称布置。定位销的长度应大于箱盖、箱座凸缘厚度之和。（7）起盖螺钉

起盖螺钉设置在箱盖联接凸缘上，其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘厚度。起盖螺钉直径可与箱盖凸缘螺钉直径相同，螺钉端部制成圆柱形并光滑导角或制成半球形。

六、设计小结

一个星期的课程设计结束了。这一个星期以来，我是感慨良多，有痛苦也有快乐，发过火，流过汗，学到的东西也很多。大家常挂在嘴边的一句话：哥画的不是图，画的是寂寞。但经过了那么多天的奋战，当我们平生最大的一幅图在我们自己的设计中成型时，我们才发现：我们画的不是寂寞，而是成功的历程。成就感在我们的心中荡漾……

首先,我要感谢顶着炎热的天气在教室里指导我们的陈老师,是他在我们几乎绝望的时候给了我们鼓励,给了我们信心,也是他在我们遇到困难的时候出现在我们的身边。

通过一个星期的学习与实践，我知道了在设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。机械设计应边计算，边绘图，边修改，设计计算与结构设计绘图交替进行，这与按计划完成设计任务并不矛盾，应从第一次设计开始就注意逐步掌握正确的设计方法。

安排课程设计的基本目的，在于通过理论与实际的结合、人与人的沟通，进一步提高思想觉悟。尤其是观察、分析和解决问题的实际工作能力，以便培养成为能够主动适应社会主义现代化建设需要的高素质的复合型人才。-

作为整个学习体系的有机组成部分，课程设计虽然安排在一周进行，但并不具有绝对独立的意义。它的一个重要功能，在于运用学习成果，检验学习成果。运用学习成果，把课堂上学到的系统化的理论知识，尝试性地应用于实际设计工作，并从理论的高度对设计工作的现代化提出一些有针对性的建议和设想。检验学习成果，看一看课堂学习与实际工作到底有多大距离，并通过综合分析，找出学习中存在的不足，以便为完善学习计划，改变学习内容与方法提供实践依据。

对我们非机械专业的本科生来说，实际能力的培养至关重要，而这种实际能力的培养单靠课堂教学是远远不够的，必须从课堂走向实践。这也是一次设计工作的预演和准备。通过课程设计，让我们找出自身状况与实际需要的差距，并在以后的学习期间及时补充相关知识，为求职与正式工作做好充分的知识、能力准备，从而缩短从校园走向社会的心理转型期。课程设计促进了我系人才培养计划的完善和课程设置的调整。课程设计达到了专业学习的预期目的。在一个星期的课程设计之后，我们普遍感到不仅实际动手能力有所提高，更重要的是通过对机械设计流程的了解，进一步激发了我们对专业知识的兴趣，并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习。

课程设计需要刻苦耐劳，努力钻研的精神,有时可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关, 虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！-

至于此次课程设计中的不足，我将在今后的学习的加以改进，不断的完善自己，认真学习自己的专业知识，希望在毕业的时候能成为一个合格的工科人才。

七、参考资料目录

机械设计（机械设计基础）课程设计 高等教育出版社 1995年12月版 机械设计基础 湖南大学出版社 2005年8月版

第二篇：机械设计课程设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器的轴的设计

7.1 输入轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得Pr/min,T125.48Nm 12.74kw,n110252.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d170mm

Ft2T1225.4810005096Nd170

FrFttan5096Ntan20o1855N3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P115.54mm d1因为轴上应开键槽，所以轴径应增大5%得d16.317mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin25mm，查知带轮宽B75mm故此段轴长取73mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输入轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）第一段是与带轮连接的其d125mm l173mm

2）第二段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e21mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与第一段右端的距离为38mm。故取l260mm，因其右端面需制出一轴肩故取d230mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d230mm，查表初选6207号轴承，其尺寸为dDB35mm72mm17mm故d335mm，取l344mm。又右边采用轴肩定位取d448mm所以l475mm。

4）因为该轴是齿轮轴，故齿轮段轴径为d548mm，l550mm。齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，且继续选用6207轴承，则此处故取d635mm，l643mm。

（3）轴上零件的周向定位

带轮与轴之间的定位采用平键连接。按

d125由表查得平键截面bh87键槽用键槽铣刀加工长为63mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有

H7良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为

n6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.其他轴肩处圆倒角见图。7.2 中间轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面的计算得P22.60kw,n2266.23r/min,T293.25Nm 2.求作用在齿轮上的力

已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2174mm,d368mm

Ft12T21071.84Nmd2

Fr1Ft1tan1071.84Ntan200390.12Nm 同理可解得： Ft22T22742.65Nmd3

Fr2Ft2tan2742.65Nmtan200998.24Nm 3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理.据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P223.934mm T2 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5% 故dmin25.13mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6206号其尺寸为：dDB30mm62mm16mm故d130mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l144mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出中间轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）第二段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为45mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l240mm，d238mm。

2）第三段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l36mm，d350mm。

3）第四段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为73mm可取l470mm，d438mm。

4）第五段为轴承同样选用深沟球轴承6206号，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l544mm，d530mm。

（3）轴上零件的周向定位

两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d2由表查得平键bhL10832,按d4查得平键截面bhL10863其与轴的配合均为H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差n6为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆倒角见图。7.3 输出轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得P32.47kw，n395.42r/minT3247.32Nm 2.求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d4190mm

Ft2T32603.37Nmd4

FrFttan200947.55Nm3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理,据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P333.14mm T3同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKAT3查[2]表14-1取KA1.3。则TcaKAT31.3247.32Nm321.516Nm

按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P99表8-7可选用LT7型弹性柱销联轴器。其公称转矩为500Nm。半联轴器孔径d40mm，故取d140mm半联轴器长度L112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm。4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输出轴示意图

（2）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，第一段右端需制出一轴肩故第二段的直径d246mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为84mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故第一段长度应比L1略短一些，现取l182mm。

2）第二段是固定轴承的轴承端盖e21mm。据d246mm和方便拆装可取l275mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d246mm。查

表选6210型号其尺寸为dDB50mm90mm20mm，故l320mm由于右边是轴肩定位，d462mm，l464mm。

4）第五段轴肩定位，取d568mm，l512mm。

4）取安装齿轮段轴径为d660mm，已知齿轮宽为68mm取l664mm。齿轮右边为轴套定位，轴肩高h5mm则此处d750mm，取l751mm。（3）轴上零件的周向定位

齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d1由表查得平键截面bh128键槽用键槽铣刀加工长为70mm。选择半联轴器与轴之间的配合为H7，齿轮与轴的连接用平键bh1811键槽用键槽铣刀加工长为56mm。齿k6H7轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选

n6轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆倒角见图。

第三篇：双级圆柱齿轮减速器设计说明书

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

一、设计任务书 1.设计任务

设计带式输送机传送机构传动系统。要求传动系统中含有两级圆柱齿轮减速器。具体工作任务：

（1）绘制减速器装配图一张；（2）绘制零件工作图2张；

（3）编写设计计算说明书1份。2.传动系统方案

图中各部件为：

1.电动机；2.连轴器；3.减速器； 4.连轴器；5.滚筒； 6.输送带

3.原始数据

输送带有效拉力F=3000N；

输送带工作速度v=1.3m/s（允许误差±5%）； 输送机滚筒直径d=355mm； 减速器设计寿命5年。4.工作条件

两班制，常温下连续工作；空载启动，工作载荷有轻微振动；电压为380/220V三相交流电。

二、传动系统总体设计 1.电机的选择

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电机，卧式封闭结构，电压330V。1)电动机容量的选择

根据已知条件计算工作机所需有效功率

PwFv30001.310003.9kW

设：4w——输送机滚筒轴（4轴）至输送带之间的传送效率；

c——联轴器效率，c0.99(参考文献1附表B-10)；

g——闭式圆柱齿轮传动效率，g0.97(参考文献1附表B-10)；

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

由传动系统方案知：

i01i341

则两级圆柱齿轮传动比

ii12i3413.73

为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两对齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比

i12(1.3~1.5)i4.38

那么

i23ii3.13

12那么各传动比分配结果如下：

i011,i124.38,i233.13,i341

3.传动系统的运动和动力参数计算

传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 0轴（电机轴）

n0nm960r/min

P0Pr4.59kW

T04.5909550Pn955096045.66Nm

01轴（高速轴）

n1n0i960r/min 01P1Pr014.54kW

T4.5419550P1n9550196045.16Nm

2轴（中间轴）

n2n1i219.18r/min

12P2P1124.36kW

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

根据参考文献2图8-35查得寿命系数ZN10.92，ZN20.96 因为一对齿轮均为软齿面，故工作硬化系数ZW1 一般设计中取润滑系数ZL1

根据参考文献2表8-8，当失效概率小于1/100时，取接触强度最小安全系数SH'min1

将以上数值带入许用接触应力计算公式

[H1]ZN1H',lim1S0.92560515MPa

H'min1[ZN2H',lim20.96500H2]SH'min1480MPa

（3）按齿面接触强度条件计算中心距a 由参考文献2中式8-45

'a(u1)500KTZ'''231ZEHZZmm au[H]初设螺旋角'10（由最后几何条件确定）理论传动比i12'u'4.38 高速轴转矩T145.16Nm

齿宽系数a0.35（见参考文献1表4-3）初取载荷系数K'1.85

弹性系数Z189.8MPa（据参考书目2表8-7）初取节点区域系数Z'H2.475 初取重合度系数Z'E0.80 初取螺旋角系数Z'0.992 将以上数据带入中心距计算公式

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

齿轮精度取8级

按参考文献2图8-21，KV1.13

○3齿向载荷分布系数K 按参考文献2图8-24，软齿面，不对称布置，(u1)ad20.96，K1.14

○4齿间载荷分配系数K 端面重合度[1.883.2(1z11.68

1z)]cos2纵向重合度bsinm1.60

n由参考文献2式（8-38），重合度1.681.603.28K1.43

KKAKVKK11.131.141.431.84K'

原设计偏于安全，不再重新进行有关计算。（5）验算轮齿弯曲强度

1）根据参考文献2图8-32（c）查得

F',lim1240MPa

F',lim2200MPa

2）接触应力变化总次数

N160n1Lh609601240001.382109

N8260n2Lh60219.181240003.1610

根据参考文献2图8-45查得寿命系数YN10.88，YN20.93（2）根据参考文献2表8-8得SF'min1.25（3）齿形系数，根据参考文献2图8-28 YFa12.6，YFa22.2

（4）应力修正系数，根据参考文献2图8-29 YSa11.62，YSa21.83

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

大齿轮材料为45钢（正火），硬度HBS2=170~217（2）确定许用接触应力[HP3]和[HP4] 由文献2知接触应力计算公式为：

[H]H',limSH'minZNZWZLMPa

根据参考文献2图8-33（c）查得

H',lim3560MPa 500MPa H',lim4根据接触应力变化总次数

N360n2Lh60219.181240003.1610N460n3Lh6070.021240001.011088

根据参考文献2图8-35查得寿命系数ZN30.96，ZN41 因为一对齿轮均为软齿面，故工作硬化系数ZW1 一般设计中取润滑系数ZL1

根据参考文献2表8-8，当失效概率小于1/100时，取接触强度最小安全系数SH'min1

将以上数值带入许用接触应力计算公式

[H3]ZN3H',lim3SH'minZN4H',lim4SH'min0.96560115001537.6MPa

[H4]500MPa

（3）按齿面接触强度条件计算中心距a 由参考文献2中式8-45

'''500KT1ZEZHZZa(u1)3au[H]'mm 2理论传动比i23'u'3.13 转矩T2189.97Nm

齿宽系数a0.35（见参考文献1表4-3）

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

○1使用系数KA，按参考文献2表8-5，KA1 ○2动载系数KV 齿轮圆周速度vd3n23.1498219.1860000600001.12ms

齿轮精度取8级

按参考文献2图8-21，KV1.13

○3齿向载荷分布系数K 按参考文献2图8-24，软齿面，不对称布置

dbd0.71，K1.11

3○4齿间载荷分配系数K 端面重合度1[1.883.2(z11.79

1z)]2纵向重合度r1.79

由参考文献2式（8-38），重合度r1.791.793.58K1.44

KKAKVKK11.131.111.441.80K'

原设计偏于安全，不再重新进行有关计算。（5）验算轮齿弯曲强度

1）根据参考文献2图8-32（c）查得

F',lim3240MPa

F',lim4200MPa

2）接触应力变化总次数

N360n2Lh60219.181240003.16108

N460n3Lh6070.021240001.01108

根据参考文献2图8-45查得寿命系数YN30.92，YN40.96（6）根据参考文献2表8-8得SF'min1.25

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

四、减速器轴的设计 1.轴的布置

a1140mm，a2200mm

bh154mm，bh249mm，bl175mm，bl270mm

考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸s11mm

考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸k10mm 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c4mm 初取轴承宽度为n120mm，n222mm，n322mm 3根轴的支撑跨距分别为

l12(ck)bh1sbl1n12(410)54117520188mm l22(ck)bh1sbl1n22(410)54117522190mm l32(ck)bh1sbl1n32(410)54117522190mm

2.高速轴的设计

A.选择轴的材料及热处理

小齿轮采用齿轮轴结构。选用45号钢调质。

B.轴的受力分析 轴的受力简图如图：

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

Md1A0.RBylABFa12Fr1lAC0.得到

RBy=120.23N MB0.Fr1lBCFd1a12RAylAB0.得到

RAy=509.30N 合成支撑反力为：RA1334.48N,RB474.66N（3）计算弯矩 水平面内：

MAXMBX0.MCxRBxlBC62908Nmm

竖直面内：

MAyMBy0.MCyRAylAC25974Nmm MCyRBylBC16472Nmm

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

减速器高速轴的结构如下图：

3.中间轴的设计

A.选择轴的材料及热处理 选用45号钢调质。

B.轴的受力分析 轴的受力简图如图：

lABl3190mm

lbl1BCck2n3252mm

lAClABlBC138mm

（1）计算齿轮的啮合力

FT2189.87t22000d20002239.06N1589.31NFr2Ftannt2cos1589.31tan20cos1152'59''N591.13NFa2Ft2tan1589.31tan1152'59''334.44N

F2000T22000189.97t3d3983876.94NFr3Ft3tann3876.94tan201411.10N（2）求支撑反力 在水平面内，有

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

MRAylAC12752Nmm MFr3lBD(RByFr3)lBC40460Nmm

CyCyMDyRBylBD109813Nm

合成弯矩：

MAMB0

MM22CCxMCy17951NmmM22CMCxMCy42386.6Nmm MDM2DXM2DY219268Nmm

（4）合成扭矩T=Ft2·d2/2=189970N·mm

（5）轴的初步计算 根据参考文献2式16-6，d310M2(T)2[]mm

根据参考文献2表16-7，轴的材料为45号钢调质处理，b637MPa

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

lABl3190mm

ll1BCckb2n3262.5mm

lAClABlBC127.5mm

（1）计算齿轮的啮合力

F32000571.47t42000Td4302N3784.57N

Fr1Ft1tann3784.57tan20N1377.47N（2）求支撑反力 在水平面内，有

MB0.Ft4lBCRAxlAB0得到RAx=3784.57N MA0.RBxlABFt4lAC0得到RBy=2539.65N 在竖直面内，有

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

（4）合成扭矩TFt4d4/2571470Nmm

（5）轴的初步计算 根据参考文献2式16-6，d310M2(T)2[]mm

根据参考文献2表16-7，轴的材料为45号钢调质处理，b637MPa 根据参考文献2表16-3，插值得[1]58.7MPa 取折算系数0.6 代入得，d310M2(T)2[]38.87mm

（6）轴的结构设计

按经验公式，减速器输入端的轴端直径

dd(0.3~0.35)dm(0.3~0.35)20060~70mm

参考联轴器标准轴孔直径，取dd72mm

安装齿轮、联轴器处轴肩结构尺寸按参考文献1表5-1确定。减速器低速轴的结构如下图：

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

根据参考文献2表17-8，冲击载荷系数fp1.5。当量动载荷

Prfp(XFrYFa)1.5(0.563507.752.30334.44)N4100.33N

11ChnjsPrLP60Lr(106)22157.96Cr故所选轴承满足寿命要求。

6209轴承：D85mm,damin52mm,B19mm 3.低速轴滚动轴承的选择

Fr2702.64N,n70.02rmin，Lh2.51630012000h。

初选滚动轴承6013GB/T276，基本额定动载荷Cr32000N，基本额定静载荷C0r24800N。

根据参考文献2表17-8，冲击载荷系数fp1.5。当量动载荷

PrfpFr1.52702.644053.96N11

CjsPrLPr(60Lhn106)14976Cr故所选轴承满足寿命要求。

6013轴承：D100mm,damin72mm,B18mm

六、键和联轴器的选择 1.高速轴键和联轴器的选择

（1）高速轴的工作转矩T145.16Nm，工作转速为n1960r/min。

根据参考文献2表18-1，取工作情况系数K1.75。计算转矩TcKT79.03Nm

根据参考文献2附录c-16,选联轴器为 LX3联轴器YA3882YA3282GB/T50142003。

许用转矩[T]1250Nm，许用转速[T]4750r/min

两级圆柱齿轮减速器设计说明书

选A型普通平键。

d3171mm,L3170mm,L31705~10mm60~65mm '根据参考文献2表16-8选取201263GB1096：

b20mm,h12mm,L63mm

根据参考文献2表16-9查得许用挤压应力[p]110MPa

pFA4000Tdhl62.39MPa[p]

满足要求。

（2）根据参考文献2表18-1，取工作情况系数K1.75。计算转矩TcKT1069.28Nm

根据参考文献2附录c-16,选联轴器为 LX4联轴器YA55112YA48112GB/T4323。

许用转矩[T]2500Nm，许用转速[n]3870r/min 均符合要求。

（10）选A型普通平键。

d3255mm,L11112mm,L111125~10mm102~107mm '根据参考文献2表16-8选取1610100GB1096：

b16mm,h10mm,L100mm,l84mm

根据参考文献2表16-9查得许用挤压应力[p]110MPa

pFA4000Tdbl4000571.4755108449.48MPa[p]

满足要求。

七、减速器润滑方式润滑剂及密封装置的选择

（一）润滑：

由参考文献1建议，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度v12m/s时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。轴承润滑采用脂润滑，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的13~12，采

（二）密封：

防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。参阅参考文献1，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。

第四篇：兰州工业学院一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。动力来源：电力，三相交流380/220伏。1、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）、电动机功率选择： ①传动装置的总效率： =0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96 ②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N =FV/1000η =1908×2/1000×0.96 =3.975KW ③电动机的输出功率： =3.975/0.87=4.488KW 使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW。⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速： =（60×v）/（2π×D/2）=（60×2）/（2π×0.2）=96r/min 由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min ⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4，满载转速 1440r/min。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。2 ,计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15（2）、分配各级传动比： 根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）=15/5=3 3、运动参数及动力参数计算 ⑴、计算各轴转速（r/min）=960r/min =1440/3=480(r/min)=480/5=96(r/min)⑵计算各轴的功率（KW）电动机的额定功率Pm=5.5KW 所以 P =5.5×0.98×0.99=4.354KW =4.354×0.99×0.96 =4.138KW =4.138×0.99×0.99=4.056KW ⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m =9550×4.138/96 =411.645N•m =9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i 取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数： =5×20=100，所以取Z 实际传动比 i =101/20=5.05 传动比误差：（i-i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用 齿数比： u=i 取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°； 则 h *m=3，h）m=3.75

h=（2 h）m=6.75，c= c 分度圆直径：d =×20mm=60mm d =3×101mm=303mm 指导书取 φ 齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm =60mm，b 齿顶圆直径：d）=66，d 齿根圆直径：d）=52.5，d）=295.5 基圆直径： d cos =56.38，d cos =284.73(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z)=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算 1、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217~255HBS 根据指导书并查表，取c=110 所以 d≥110(4.354/480)1/3mm=22.941mm d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm ∴选d=25mm ⑵、轴的结构设计 ①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 ②确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d =25mm，L =（1.5～3）d，所以长度取L ∵h=2c c=1.5mm +2h=25+2×2×1.5=31mm 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L =（2+20+55）=77mm III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.=d=35mm，L =T=18.25mm，取L Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm 此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm 1 长度与右面的套筒相同，即L Ⅴ段直径：d =50mm.，长度L =60mm 取L 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm Ⅵ段直径：d =41mm，L Ⅶ段直径：d =35mm，L ＜L3，取L 2、输出轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110 =110×(2.168/76.4)=38.57mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm ∴取d=42mm ⑵、轴的结构设计 ①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则 d =42mm

L = 50mm

L = 55mm L = 60mm L = 68mm L =55mm L

四、滚动轴承的选择 1、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.2、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。根据轴径d =42mm，L =65mm 查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56 则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56 2、输出轴与齿轮联接用平键联接 =60mm,L 查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45 则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45 3、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50 则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50 4、输出轴与齿轮联接用平键联接 =50mm L 查手册 选A型平键，得： 装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49 则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖 主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计 1、挡圈 ：GB886-86 查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58 2、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D 3、角螺塞 M18 × 1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11 目录

一、设计说明书目录………………………………………1

二、机械零件课程设计任务书……………………………2

三、机械传动装置设计……………………………………3

1、确定传动方案………………………………………3

2、选择电动机…………………………………………4

3、计算传动装置总传动比并分配各级的传动比……5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数……………6

四、传动零件的设计计算…………………………………7

1、皮带轮传动的设计计算……………………………7

2、减速器齿轮传动设计计算…………………………9

3、轴的设计计算………………………………………11

五、传动装置零件图及装配图……………………………13

1、总体设计简图………………………………………13

2、一级齿轮减速器装配图……………………………14

3、齿轮减速器零件图…………………………………16

二、机械零件课程设计任务书

1、时间：2009年6月8日至2009年6月19日

2、设计题目：带式输送机传动装置设计及电动机选择

3、工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空 载起动；使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%；输送带效率η=0.94-0.96;工作环境为室内，环境温度30°左右；小批量制 造。

4、输送机应达到的要求： 输送带的拉力F=3000N 输送带速度V=2.8m/s 输送带滚筒直径D=380mm

5、完成设计任务工作量： ①设计说明书一份 ②带式输送机传动方案简图 1张 ③齿轮减速器总装图1张 ④齿轮减速器零件图2-3张

三、机械传动装置设计

1、确定传动方案

（1）工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限

10年，小批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差±5％。

（2）原始数据：工作拉力F=3000N；带速V=2.8m/s；滚筒直径D=380mm。

2、选择电动机

（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率选择： ① 传动装置的总效率：η总

=η带×η轴承2×η齿轮×η联器

= 0.95×0.992×0.97×0.99= 0.89 ② 电机所需的工作功率：P0 = FV/1000η总= 3000×2.8/（1000×0.89）=8.8KW 选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1~1.3）P0=8.8（1~1.3）=8.8~11.44查表2-1取Pm=11。③ 确定电动机滚筒转速：n筒 = 60×1000V/πD

= 60×1000×2.8/（3.14×380）= 140r/min

按指导书P10表2－3推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减

速器传动比范围 I a’ =3~5。取V带传动比I1’ =2~4，则总传动比理时范围为I a’ =6~20。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~20）×140=840~2800r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/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

三种传动比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min ④

确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机

型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：P=11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。

3、计算机械传动装置总传动比并分配各级的传动比

（1）总传动比： i总=n电动/n筒=1460/140=10.4（2）分配各级传动比 ①据指导书，取齿轮传动比：

i带=3 ② ∵i总=i齿轮×I带

∴i齿轮=i总/i带=10.4/3=3.5

4、计算传动装置的运动参数及动力参数（1）计算各轴转速（r/min）：

n1（输入轴）= n电机=1460r/min n2（输出轴）= n1/i带=1460/3=487(r/min)n3（滚筒轴）= n2/i齿轮=487/3.5=139(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）：

P1（输入轴）

= P0η带＝8.8×0.95=8.36 KW

P2（输出轴）= P1×η带=8.36×0.95=7.9KW

P3（滚筒轴）= P2×η轴承×η齿轮=7.9×0.99×0.97=7.6KW（3）计算轴扭矩（N·mm）：

T0（电机轴）= 9.55×106P0/n电动 = 9.55×106×8.8/1460 = 57562N·mm T1（输入轴）

= T0i带η带 = 57562×2.08×0.95

= 113743N·mm T2（输出轴）= T1i齿轮η轴承×η齿轮

=113743×5×0.99×0.97=546137N·mm

T3（滚筒轴）= T2×η轴承η联轴器 = 546137×0.99×0.99

=535269N·mm

四、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算 ①选择普通V带截型

由课本表得：kA = 1.2 理论传递功率 P=11KW

Pc= KAP =1.2×11=13.2KW

由课本得：选用B型V带

②确定带轮基准直径，并验算带速

由机械基础课本得，推荐的小带轮基准直径为125~280mm，则取

dd1=160mm dd2=n1/n2·dd1=（1460/487）×160=480mm

查机械基础课本P228表9-8，取dd2=500mm

实际从动轮转速：n2’= n1dd1/dd2=1460×160/500

=467r/min

转速误差为：（n2-n2’）/n2 =（487－467）/487

= 0.04<0.05(允许)

带速V：

V = πdd1n1/60×1000 = π×160×1460/60×100 = 12.2m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。③确定带长和中心矩

1）根据机械基础课本P228(9-11)公式得，0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(160+500)≤a0≤2×(160+500)

∴得460mm≤a0≤1320mm

2）由机械基础课本P228课本得：

L0 =2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×1000+1.57×(160+500)+(500-160)2/（4×1000）=3065mm

根据机械基础课本P226表9-6取，Ld = 3150mm ∴ a ≈ a0+（Ld-L0/2）=1000+（3150-3065）/2

= 1043mm ④验算小带轮包角： α1 = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（dd2-dd1）/a = 1800-57.30×（500-160）/1043 = 161.30>1200（适用）

⑤确定带的根数：

根据机械基础课本P224图 9-3，得 P1=3.64KW

根据机械基础课本P224图 9-4，得 △P1=0.46KW

根据机械基础课本P225图 9-5，得

Kα=0.95

根据机械基础课本P226图 9-6，得

K1=1.07

根据机械基础课本P230图中公式：

Z = Pc/[P1]= Pc /[(P1+△P1)KαK1] = 11/[(3.64+0.46)×0.95×1.07] ≈2.64

∴取Z=3 ⑥计算轴上压力

由机械基础课本P219图 9-1，查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0 = 500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV= [500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N

= 160N

则作用在轴承的压力FQ，FQ = 2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2= 1250N

2、减速器齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料和热处理方法

采用软齿面闭式齿轮减速器

小齿轮 45号钢 调质 HBS=220

大齿轮 45号钢 正火 HBS=190 硬度由《机械基础》课本P181表 6-3查得。

（2）齿轮的许用接触应力 ① 由《机械基础》课本P181表 6-3查得

σH lim1=550Mpa，σH lim2=530Mpa ② 软齿面齿的接触安全系数SH=1.0：1.1，取SH=1.05 ③ [σH]1=σH lim1/S[σH=550/1.05=523.8Mpa H]2=σH lim2/SH=530/1.05=504.7 Mpa 用其中的小值作为[σH]2=504.7 Mpa（3）齿轮系数

ψ=中心距/齿宽=a/b，由《机械基础》课本P183表 6-6取ψa=0.4（4）载荷系数K 由《机械基础》课本P183表 6-5，取K=1.2（5）小齿轮轴上传递的扭矩T1 P小=P电×η带=11×0.95=10.45KW n1=1460r/i带=1460/3=487r/min ∴ T1 = 9.550×106 P1/n1=9.550×106×（7.9/487）N.mm=154918N.mm a≥(u+1)[（334/[σH]2）2×（KT1/ψau）]1/3 a≥193mm

齿轮尺寸的强度计算以中心距校核

（6）确定齿轮的主要参数

①确定小齿轮齿数

因为是闭式软齿轮而齿轮其失效形式为点蚀，所以取齿数不能太小，故在（20-40）范围内，取Z1=30,.式中Z2=Z1×i齿=30×3.5=105 ②确定模数

amin=（d1+d2）/2=m（Z1+Z2）/2 m=2amin/（Z1+Z2）=2×193/（30+105）=2.8mm ∴

取模数 m=3 ③齿轮的几何尺寸

齿距：

P=πm=3.14×3=9.42mm

齿厚：

S =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿宽：

e =mπ/2=3×3.14/2=4.71mm 齿顶高： ha =ha*m=1×3=3 mm 齿根高： hf =(ha*+c*)m=（1+0.25）×3=3.75mm 全齿高： h =ha+hf=3+3.75=6.75 mm 分度圆直径： d1 =mz1=3×30=90 mm d2 =mz2=3×105=315 mm 齿顶圆直径： da1 =d1+2ha=90+2×3=96 mm da2 =d2+2ha=315+2×3=321 mm 齿根直径：

df1 =d1-2hf=90-2×3.75=82.5 mm

df2 =d2-2hf=315-2×3.75=307.5 mm 中心距：

a =（m/2）×（Z1+Z2）

=（3/2）×（30+105）=202.5mm ④齿轮宽度

查《机械基础》课本P183表 6-6，得ψd=1.2由b=ψd1.2×60=72mm 取b2=72mm得 b1=b2+5=72+5=77mm

3、轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径

① 材质：选用45#调质，硬度217~255HBS ② 根据课本并查表，取材料系数c=115 ③ 大带轮轴的最小直径d≥3√9.55*106P/(0.2tn)=28mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d1=28×(1+5%)mm=29.4mm ∴

取d=30mm（2）轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。

②确定轴各段直径和长度

1）工段：d1=30mm 长度取L1=20mm

∵h=2c，c=1mm，II段:d2=d1+2h=30+2×2×1=34mm ∴d2=34mm

初选用7307c型角接触球轴承，其内径为35mm, 宽度为21mm.2）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长

L2 =（2+20+21+55）=98mm 3）同理 H = 2c，c=1mm，d3 = d2+2h=34+2*2*1=38mm 得

L3 = L1-L=20-2=18mm 4）又 h=2c=2×1=2mm，c = 1mm，d4 = d3+2h=38+2×2=42mm

∵长度与右面的套筒相同

即

L4=20mm 5）但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应

按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得总长：L总= L2＋L3＋L4＋L5=98＋18＋20＋19= 155mm 5

第五篇：带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书

带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计说明书 2008年12月23日 星期二 01:26 P.M.一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N 输送带工作速度：1.5m/s 滚筒直径：400mm 每日工作时数：24h 传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 二． 工作情况： 载荷平稳、单向旋转 三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四． 设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写 五． 设计任务

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． 设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 传动方案的拟定及说明 由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择 1）工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝ ＝0.904 Pd＝3.76kW 3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 转速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N•m）39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；

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。2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 按式（10—21）试算，即 dt≥

1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85（2）计算圆周速度 v= = =0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1= = mm=73.6mm（7）计算模数mn mn = mm=3.74 3．按齿根弯曲强度设计 由式(10—17 mn≥ 1）确定计算参数（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7）计算大、小齿轮的 并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。2）设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．几何尺寸计算 1）计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋 II轴：

1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4． 求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（[2]P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（[2]P37附图3-1）故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 b)碳钢系数的确定 碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算 轴的疲劳安全系数为 故轴的选用安全。I轴：

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确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

d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm 4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算 I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 II轴：

6、轴承30307的校核 1）径向力 2）派生力，3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 III轴：

7、轴承32214的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力 由于，所以轴向力为，4）当量载荷 由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩

（N•m）极限应力（MPa）

高速轴 8×7×60（单头）25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（单头）40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70（单头）40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80（单头）75 60 6 925.2 68.5 18×11×110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径，轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下： 材料HT200 公称转矩 轴孔直径 轴孔长，装配尺寸 半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳 放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封

一、齿轮的润滑 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。