慢动卷扬机传动装置设计论文课程设计毕设论文.doc

机械设计课程设计成果说明书

题 目： 慢动卷扬机传动装置设计

毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明

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导师签名： 日期： 年 月 日
目录
一、设计任务书 3
二、传动装置的总体设计 4
（一）传动方案的分析和拟定 4
（二）电动机的选择 4
（三）传动装置的总传动比的计算和分配： 5
（四）传动装置的运动和动力参数计算 5
三、传动零件的设计计算 7
（一）V型带及带轮的设计计算 7
（二）高速级齿轮的设计计算 12
（三）低速级齿轮的设计计算 16
四、轴系零件的设计计算 17
（一）轴的设计计算 17
1、输入轴的设计计算 17
2、中间轴的设计计算 22
3、输出轴的设计计算 28
（二）滚动轴承的校核 33
五、减速器的润滑设计 37
六、箱体、机架及附件的设计 37
（一）、减速器箱体的结构设计 38
（二）、减速器箱体的附件设计 39
设计小结 42
参考资料 42

一、设计任务书
１、原始数据
钢绳拉力F（kN）
20
钢绳速度V（m/min）
20
滚筒直径D（mm）
350

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： 单班制，间歇工作，经常正反转，启动和制动，载荷变动小；
5）工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C左右，三相交流电；
6）使用折旧期10年，3年大修一次；
7）制造条件及生产批量：专门机械厂制造，小批量生产。
8）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）传动方案的分析和拟定
1、将带传动布置于高速级
将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。
2、选用闭式斜齿圆柱齿轮
闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。
3、将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方
由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。
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kW, kW
因此 KW
由电动机至运输带的传动效率为
式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。
取，（滚子轴承），（齿轮精度为8级，不包括轴承效率），，则

所以
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为
按指导书上表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比，二级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机的转速范围为

符合这一范围的同步转速有750 和1500 。
根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案，
如表：
方案
电动机型号
额定功率
kW
电动机转速
r/min
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动比
减速器
1
Y132M-8
11
750
730
121.86
3.2
38.08
2
Y160M-6
11
1500
1460
125.65
3.5
35.90
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Y132M-8，其主要性能见下表：

型号
额定功率
kW

满载时

Y132M-8

11
转速
r/min
电流
(380V时)A
效率
%
功率因数
730
6.5
87
0.78
6.5
2
2
（三）传动装置的总传动比的计算和分配
1、总传动比
2、分配传动装置传动比
式中分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 （实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：
3、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12展开式曲线查得，则。
（四）传动装置的运动和动力参数计算
1、各轴转速
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
2、各轴输入功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
3、各轴输出功率
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
4、各轴输入转矩
电动机轴输出转矩
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
5、各轴输出转矩
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
卷筒轴
运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名
效率P
kW
转矩T

转速n
r/min
传动比
i
输入
输出
输入
输出
电动机轴

8.43

110.28
730
3

4.3
3.1
Ⅰ轴
8.09
7.93
317.61
311.26
243
Ⅱ轴
7.69
7.54
1298.28
1272.31
56.59
Ⅲ轴
7.31
7.16
3825.84
3749.32
18.25
卷筒轴
7.10
6.96
3637.59
3537.59
18.25

三、传动零件的设计计算
（一）V型带及带轮的设计计算
1、确定计算功率
由书本表8-7查得工作情况系数，故
2、选择V带的带型
根据,由书本图8-11选用A型带。
3、确定带轮的基准直径、实际传动比并验算带速V
1）初选小带轮的基准直径。由书本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径。
2)验算带速V

因为5m/s<V<30m/s,故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径
，圆整为。
4、确定V带的中心距和基准长度
1）由得，初定中心距。
2) 计算带所需的基准长度

由表8-2选带的基准长度。
3）计算实际中心距

中心距的变化范围为。
5、 验算小带轮上的包角

6、计算带的根数Z
1）由，查表8-4a得。
根据和A型带，查表8-4b得。
查表8-5得，表8-2得,于是

2）计算V带的根数Z
，取8根。
7、计算单根V带的初拉力的最小值
由表8-3得A型带的单位长度质量,所以

应使带的实际初拉力。
8、计算压轴力

9、带传动主要参数汇总表

带型
Ld
mm
Z
dd1
mm
dd2
mm
a
mm
F0
N
FP
N
A
2500
8
150
450
800
218
3424

（二）高速级齿轮的设计计算
1、选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理
由表10-1选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为280HBS；
大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。
2）精度等级选用8级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取，螺旋角
2、按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即

1）确定公式内的各计算数值
1>试选载荷系数。
2>计算小齿轮传递的转矩

3>由表10-7取。
4>由表10-6查得材料的弹性影响系数。
5>由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6>由式计算应力循环次数

7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数，。
8>计算接触疲劳许用应力(失效概率1%,安全系数S=1)

9>许用接触应力。
10>由图10-30选取区域系数。
11>由图10-26查得，，则。
2）计算
1>试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得

2>计算齿轮的圆周速度

3>计算齿宽b及模数

4>计算纵向重合度

5>计算载荷系数
已知使用系数，根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-3查得,从表10-4查得,由图10-13查得=1.35,故载荷系数

6>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

7>计算模数

3、按齿根弯曲强度设计
由式
1）确定公式内的各计算数值
1>计算载荷系数

2>根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数。
3>由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大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

6>查取齿形系数
由表10-5查得
7>查取应力校正系数
由表10-5查得
8>计算大小齿轮的并加以比较

经比较得大齿轮的数值大。
9>计算当量齿数

2) 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，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算应有的齿数。于是由
，取，
则，取。
4、几何尺寸计算
1>计算中心距

将中心距圆整后取。
2>按圆整后的中心距修整螺旋角

因值改变不大，所以参数、、等不必修正。
3>计算大小齿轮的分度圆直径

4>计算齿轮宽度

取齿宽 ：=75mm, =80mm
（三）低速级齿轮的设计计算
1、选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理
由表10-1选得小齿轮的材料均为（调质），硬度为280HBS；
大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者的硬度差为40HBS。
2）精度等级选用8级,选取小齿轮比为，则大齿轮,取，螺旋角
2、按齿面接触强度设计
由设计公式进行试算，即

1）确定公式内的各计算 数值
1>试选载荷系数。
2>计算小齿轮传递的转矩

3>由表10-7取。
4>由表10-6查得材料的弹性影响系数。
5>由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6>由式计算应力循环次数

7>由图10-19查得接触疲劳寿命系数，。
8>计算接触疲劳许用应力(失效概率1%,安全系数S=1)

9>许用接触应力
10>由图10-30选取区域系数。
11>由图10-26查得，，则。
2）计算
1>试计算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得

2>计算齿轮的圆周速度

3>计算齿宽b及模数

4>计算纵向重合度

5>计算载荷系数
已知使用系数，根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-3查得,从表10-4查得,由图10-13查得=1.35,故载荷系数

6>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

7>计算模数

3、按齿根弯曲强度设计
由式
1）确定公式内的各计算数值
1>计算载荷系数

2>根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数。
3>由图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大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

6>查取齿形系数
由表10-5查得
7>查取应力校正系数
由表10-5查得
8>计算大小齿轮的并加以比较

经比较得大齿轮的数值大。
9>计算当量齿数

2) 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算得法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取，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算应有的齿数。于是由
，取，
则，取。
4、几何尺寸计算
1>计算中心距

将中心距圆整后取。
2>按圆整后的中心距修整螺旋角

因值改变不大，所以参数、、等不必修正。
3>计算大小齿轮的分度圆直径

4>计算齿轮宽度

取齿宽 ：=98mm, =103mm

高、低速级齿轮参数
名称
高速级
低速级
中心距a(mm)

200
法面摸数(mm)
4.5
5
螺旋角（°）

齿顶高系数
1
1
顶隙系数
0.25
0.25
压力角

齿
数

18
19

81
59
分度圆
直径
（mm）
74.2
97.9
(mm)
342
304
齿
宽
（mm）
80
   103
（mm）
75
     98
齿轮等级精度
       8
    8
材料及热处理
、45，并经调质及表面淬火，齿轮硬度分别为280HBS、240HBS
、45，并经调质及表面淬火，齿轮硬度分别为280HBS、240HBS

四、轴系零件的设计计算
1、输入轴的设计计算
1）输入轴上的功率、转速及转矩

2）求作用在齿轮1上的力
因已知齿轮分度圆直径

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45钢，调质处理。根据表15—3，取，于是得：

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根据计算的最小直径取轴的直径=39mm。为了满足带轮得轴向定位要求，1-2轴右端需制出一轴肩，故2-3段得直径由带轮宽度确定。
<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,由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为30209，其尺寸为,查得a=17,根据轴肩选；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取。
<3取4-5段的直径；取安装齿轮处的轴段5-6的直径，根据齿轮宽度80mm,取。
<4轴承端盖的总宽度为32mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与带轮右端面间的距离，L=26mm故取。
<5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，则。。
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采用平键连接，按截面=39mm，查表查得平键截面，键长为56mm，它们之间的配合采用。
4> 确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为mm，左段2、3、4处轴肩的倒角为mm,右端轴肩角半径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30209,由手册中可查得a=18.6mm,作为简支梁的轴的支承跨距 。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。

对水平面进行计算：

对垂直面进行计算：

求总的弯矩，即合成弯矩：

扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩M

扭矩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：

前以选定轴的材料为45钢，调质处理，查表的＝60Mpa,因此<，故安全。
7）精确校核轴的疲劳强度
1>判断危险截面
从受载情况来看，截面c上的应力最大，截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右两侧即可。
2>截面5左侧
抗弯截面系数：
抗弯截面系数：
截面左侧的弯矩M为：
截面上的扭矩T为：T=317000N.mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
材料45钢，调质处理，查表15-1得，，。
截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数：
因 查得，
由附图3-1得轴材料的敏性系数：，
应力集中系数为：

由附图3-2查得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数：
轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：

碳钢的特性系数：，取=0.1
，取
计算安全系数，则得：

故可知其安全。
3>截面5右侧
抗弯截面系数：
抗弯截面系数：
截面左侧的弯矩M为：
截面上的扭矩T为：T=317000N.mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
过盈配合处的值，由附表3-8求出，并取

轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数：

计算安全系数，则得：

故可知其截面右侧强度也是足够的。
2、中间轴的设计计算
1）中间轴上的功率、转速及转矩

2）求作用在齿轮3上的力
因已知齿轮分度圆直径

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45钢，调质处理。根据表15—3，取，于是得：

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根据计算的最小直径显然是安装轴承的直径，取轴的直径。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，由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为30209，其尺寸为,查得a=18.6,而，因此。5-6轴段左端需制出一轴肩，故取，因齿轮的宽度为75mm，故取。轴肩高度h>0.07d，取h=6mm，直径。
<2为了满足轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，齿轮3的宽度为130mm，故取。
<3取齿轮距箱体内壁之距离为15mm，考虑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，，。两齿轮的距离c=20mm，故取。
致此已初步确定了轴的各段直径和长度。
5> 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，查表查得平键截面，键长为90mm；按截面，查表查得平键截面，键长为63mm它们之间的配合采用。
6> 确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，轴段2、6处轴肩的倒角为mm,轴段3、4、5的倒角为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30211,由手册中可查得a=18.6mm,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。

对水平面进行计算：

对垂直面进行计算：

求总的弯矩，即合成弯矩：

扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩M

扭矩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：

前以选定轴的材料为45钢，调质处理，查表的＝60Mpa,因此<，故安全。7）精确校核轴的疲劳强度
1>判断危险截面
从受载情况来看，截面c上的应力最大，截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右两侧即可。
2>截面5左侧
抗弯截面系数：
抗弯截面系数：
截面左侧的弯矩M为：
截面上的扭矩T为：T=1298000.mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
材料45钢，调质处理，查表15-1得，，。
截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数：
因 查得，
由附图3-1得轴材料的敏性系数：，
应力集中系数为：

由附图3-2查得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数：
轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：

碳钢的特性系数：，取=0.1
，取
计算安全系数，则得：

故可知其安全。
3>截面5右侧
抗弯截面系数：
抗弯截面系数：
截面左侧的弯矩M为：
截面上的扭矩T为：T=1298000N.mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
过盈配合处的值，由附表3-8求出，并取

轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数：

计算安全系数，则得：

故可知其截面右侧强度也是足够的。
3、输出轴的设计计算
1）输入轴上的功率、转速及转矩

2）作用在齿轮1上的力
因已知齿轮分度圆直径

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45钢，调质处理。根据表15—3，取，于是得：

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和联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3,则联轴器的转矩计算，，按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩得条件，查手册。
选用HL 7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为6300000N·mm。联轴器的孔径，故取，半连轴器长度L＝172mm，半连轴器与轴配合的毂孔长度＝132mm。
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为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，故6-7段得直径。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=95mm。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7-8段的长度应比略短一些，现取。
<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=90mm,由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承，其型号为30219，其尺寸为,查得a=34.5,根据轴肩选；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，因此，取。
<3取安装齿轮处的轴段2-3的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为98mm，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。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=8mm，则轴环处的直径。轴环宽度b>1.4h，取。

<4轴承端盖的总宽度为32mm，根据轴承端盖的装拆，及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与乐趣、联轴器的端面间的距离，l=30mm故取，。
致此已初步确定了轴的各段直径和长度。
7> 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，查表查得平键截面，键长为90mm；按截面，查表查得平键截面，键长为110mm，它们之间的配合采用。
8> 确定轴上的圆角和倒角尺寸
参考表15-2，取轴端倒角为，轴肩圆角半径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,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承30218,由手册中可查得a=34m,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。

对水平面进行计算：

对垂直面进行计算：

求总的弯矩，即合成弯矩：

扭矩
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩M

扭矩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：

前以选定轴的材料为45钢，调质处理，查表的＝60Mpa,因此<，故安全。
7）精确校核轴的疲劳强度
1>判断危险截面
从受载情况来看，截面c上的应力最大，截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面c也不必校核。因而只需校核截面5左右两侧即可。
2>截面4左侧
抗弯截面系数：
抗弯截面系数：
截面左侧的弯矩M为：
截面上的扭矩T为：T=N.mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
材料45钢，调质处理，查表15-1得，，。
截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数：
因 查得，
由附图3-1得轴材料的敏性系数：，
应力集中系数为：

由附图3-2查得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。
轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数：
轴未进行表面强化处理，即，则得综合影响系数：

碳钢的特性系数：，取=0.1
，取
计算安全系数，则得：

故可知其安全。
3>截面5右侧
抗弯截面系数：
抗弯截面系数：
截面左侧的弯矩M为：
截面上的扭矩T为：T=3847720N.mm
截面上的弯曲应力：
截面上的扭转应力：
过盈配合处的值，由附表3-8求出，并取

轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数：

计算安全系数，则得：

故可知其截面右侧强度也是足够的。
致此，轴的设计计算即告结束。

（二）滚动轴承的校核
高速轴上轴承的寿命计算
轴承型号为30209，查表得基本额定动载荷C=67800N,查得温度系数。
1） 求轴承所受的径向载荷Fr

故
2） 求轴承的计算轴向力

对于圆锥滚子轴承，其派生轴向力

3） 求比值
查表的e=0.44

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
查表取=1.2-1.8，取=1.5，则

4） 验算轴承的寿命
计算得轴承预期寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算。

所以轴承满足寿命要求。
中间轴上轴承的寿命计算
高速轴上轴承的寿命计算
轴承型号为30219，查表得基本额定动载荷C=228000N,查得温度系数。
5） 求轴承所受的径向载荷Fr

故
6） 求轴承的计算轴向力

对于圆锥滚子轴承，其派生轴向力

故轴承2放松，轴承1被压紧。
因此

7） 求比值
查表的e=0.42

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
对轴承2
查表取=1.2-1.8，取=1.5，则

8） 验算轴承的寿命
计算得轴承预期寿命
因为，所以按轴承1的受力大小验算。

所以轴承满足寿命要求。

五、减速器的润滑设计
1)齿轮和轴承润滑的目的：
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1.5～2m/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。
1） 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)
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=208mm来确定的。
名称
代号
减速器箱体荐用尺寸
齿轮减速器
具体数值（mm）
机座壁厚
δ
二级
0.025a+3≥8
9
机盖壁厚
δ1
二级
0.02a+3≥8
8
机座凸缘厚
b
b=1.5δ
13.5
机盖凸缘厚
b1
b1=1.5δ1
12
机座凸缘厚
b2
b2=2.5δ
25
地脚螺栓直径
df
df=0.036a+12
M24
地脚螺栓的数目
n
a>200mm时，n=5
5
轴承旁直径
d1
d1=0.75df
M20
机座与机盖联接螺栓直径
d2
d2=（0.5~0.6）df
M12
联接螺栓d2的间距
l
l=150~200
180
轴承盖螺栓直径
d3
d3=（0.4~0.5）df
M10
窥视孔盖螺栓直径
d4
d4=（0.3~0.4）df
M10
定位销直径
d
d=（0.7~0.8）d2
M8
螺栓至机壁距离
C1
至外机壁距离查表
40
C1
至外机壁距离查表
26
C1
至外机壁距离查表
26
螺栓至凸缘距离
C2
至凸缘边缘距离查表
16
C2
至凸缘边缘距离查表
16
轴承旁凸台半径
R1
R1=C2
16
R1
R1=C2
16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定
50
外壁至轴承座端面距离

=C1+C2+（5~10）
50

大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离
△1
>1.2δ
15
齿轮端面与内机壁距离
△1
>δ
15
机盖筋厚
m1
m1≈0.85δ1
7
机座筋厚
m
m≈0.85δ
8
轴承端盖外径
D2
轴承孔直径+（5~5.5）d3
输入
120
输出
150
中间
210
轴承端盖凸缘厚度
t
t=（1~1.2）d3
10
轴承旁联接螺栓距离
S
S≈D2
输入
140
输出
140
中间
240
（二）、减速器箱体的附件设计
1)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）

d
d1
D
e
S
L
h
b
b1
C
基本尺寸
极限偏差
M24×2
21
34
31.2
27
0
-0.28
32
16
4
4
1.5
2)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）

最小容量/
d

H
h
h1
d1
D
Lmax
S
基本尺寸
极限偏差
200
M20×1.5
15
27
42
16
6
30
28
22
—
3)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