2023年机制专业带式输送机二级同轴式减速器设计.doc

目录

一、设计任务书 1
二、传动方案确实定及阐明 1
三、电动机选择 3
四、计算传动装置总传动比和分派各级传动比 3
五、计算传动装置运动和动力参数 4
六、传动件设计计算 5
1. V带传动设计计算 5
2. 斜齿轮传动设计计算 7
七、轴设计计算 12
1. 高速轴设计 12
2. 中速轴设计 15
3. 低速轴设计 19
对的校核轴疲惫强度 22
八、滚动轴承选择及计算 26
1. 高速轴轴承 26
2. 中速轴轴承 27
3. 低速轴轴承 29
九、键联接选择及校核计算 31
十、联轴器选择 32
十一、减速器附件选择和箱体设计 32
十二、润滑和密封 33
十三、设计小结 34
十四、参照资料 35

设计计算及阐明
成果
一、 设计任务书
设计一用于带式运送机上同轴式二级圆柱齿轮减速器
1. 总体布署简图

2. 工作状况
工作平稳、单向运转
3. 原始数据
运送机卷筒扭矩（N•m）
运送带速度（m/s）
卷筒直径（mm）
带速许可偏差（%）
使用年限（年）
工作制度（班/日）
1100
0.85
420
5
8
2
4. 设计内容
(1) 电动机选择和参数计算
(2) 斜齿轮传动设计计算
(3) 轴设计
(4) 滚动轴承选择
(5) 键和联轴器选择和校核
(6) 装配图、零件图绘制
(7) 设计计算阐明书编写
5. 设计任务
(1) 减速器总装配图1张
(2) 零件图工作图2~3
(3) 设计计算阐明书一份

二、 传动方案确实定及阐明
如任务书上布署简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。

设计计算及阐明
成果
三、 电动机选择
1. 电动机类型选择
按工作规定和工作条件，选择一般见途Ｙ（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭构造。
2. 电动机容量
(1) 卷筒轴输出功率

(2) 电动机输出功率

传动装置总效率
式中，为从电动机至卷筒轴之间各传动机构和轴承效率。由《机械设计课程设计》（如下未作阐明皆为此书中查得）p86表12-8查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，滑动轴承效率则

故
(3) 电动机额定功率
由p193表19-1选择电动机额定功率。
3. 电动机转速
由p7表2-1查得V带传动常见传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为

设计计算及阐明
成果

可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min电动机均符合。
4. 电动机技术数据和外形、安装尺寸
由表20-1、表20-2查出Y132M-6型电动机关键技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。
型号
额定功率(kw)
同步转速
(r/min)
满载转速
(r/min)
堵转转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y132M-6
7.5
1000
970
2.0
2.0

四、 计算传动装置总传动比和分派各级传动比
1. 传动装置总传动比

2. 分派各级传动比
取V带传动传动比，则两级圆柱齿轮减速器传动比为

所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比常见范围。

设计计算及阐明
成果
五、 计算传动装置运动和动力参数
1. 各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为

2. 各轴输入功率
按电动机额定功率计算各轴输入功率，即

3. 各州转矩

电动机轴
高速轴Ⅰ
中速轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速（r/min）
970
323.33
111.8
38.71
功率（kW）
7.5
7.125
6.77
6.26
转矩（）
73.84
210.45
577.88
1544.38

设计计算及阐明
成果
六、 传动件设计计算
1. V带传动设计计算
（1） 确定计算功率
由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计》（V带设计部分未作阐明皆查此书）表8-7得， 工作状况系数

（2） 选择V带带型
由、 由图8-11选择A型
（3） 确定带轮基准直径并验算带速
①初选小带轮基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮基准直径

②验算带速v。按式(8-13)验算带速度

,故带速合适。
③计算大带轮基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径

根据表8-8，圆整为
（4） 确定V带中心距a和基准长度
①根据式(8-20)，初定中心距。
②由式(8-22)计算带所需基准长度

由表8-2选带基准长度

A型

设计计算及阐明
成果
③按式(8-23)计算实际中心距a。

中心距变化范围为518.4～599.4mm。
（5） 验算小带轮上包角

（6） 确定带根数
① 计算单根V带额定功率
由和，查表8-4a得
根据，i=2.5和A型带，查表8-4b得

② 计算V带根数z。

取5根。
（7） 计算单根V带初拉力最小值
由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m，因此

应使带实际初拉力
（8） 计算压轴力

5根

设计计算及阐明
成果
2. 斜齿轮传动设计计算
按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。
（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
①选择斜齿圆柱齿轮
②运送机为一般工作机器，速度不高，选8级精度
③由《机械设计》（斜齿轮设计部分未作阐明皆查此书）p191表10-1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，两者硬度差为40HBS。
④选小齿轮齿数：大齿轮齿数
⑤初选择螺旋角
（2） 按齿面接触强度设计
P203按式(10-9）试算，即

①确定公式内各计算数值
a) 试选载荷系数
b) 由p217图10-30选择区域系数
c) 由图10-26查得，
d) 小齿轮传播传矩
e) 由p205表10-7选择齿宽系数
f) 由p201表10-6查得材料弹性影响系数
g) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限
h) 由式10-13计算应力循环次数：

斜齿圆柱齿轮
8级精度

设计计算及阐明
成果
i) 由图10-19查得接触疲惫寿命系数

j) 计算接触疲惫许用应力：
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得

k) 许用接触应力

②计算
a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得

b) 计算圆周速度

c) 齿宽b及模数mnt

d) 计算纵向重叠度

e) 计算载荷系数K
P193由表10-2查得使用系数 根据，8级精度，由p194图10-8查得动载系数；p198由表10-13查得值和直齿轮相似，故；p195表10-3查得；p198图10-13查得

设计计算及阐明
成果
故载荷系数：

f) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式(10-10a)得

g) 计算模数

根据国标Mn为3
（3） 按齿根弯曲强度设计
由式(10-17)

①确定计算参数
a) 计算载荷系数

b) 根据纵向重叠度，从p17图10-28查得螺旋角影响系数
c) 计算当量齿数

d) 查取齿形系数
P200由表10-5查得
e) 查取应力校正系数
P200由表10-15查得
f) 计算弯曲疲惫许用应力
由p208图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫强度极限

设计计算及阐明
成果
由p206图10-18查得弯曲疲惫寿命系数
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式(10-12)得

g) 计算大、小齿轮，并加以比较

大齿轮数值大
②设计计算

对比计算成果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数不小于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径来计算应有齿数。于是由

取，则
（4） 几何尺寸计算
①计算中心距

将中心距圆整为175mm
②按圆整后中心距修正螺旋角

设计计算及阐明
成果

因值变化不多，故参数等不必修正
③计算大、小齿轮分度圆直径

④计算齿轮宽度

圆整后取

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全同样，这样保证了中心距完全相等规定，且根据低速级传动计算得出齿轮接触疲惫强度和弯曲疲惫强度一定能满足高速级齿轮传动规定。

为了使中间轴上大小齿轮轴向力可以互相抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。

高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
传动比
2.89
模数(mm)
3
螺旋角

中心距(mm)
170
齿数
29
84
29
84
齿宽(mm)
90
85
90
85
直径(mm)
分度圆
89.8
260.2
89.8
260.2
齿根圆
82.3
252.7
82.3
252.7
齿顶圆
95.8
266.2
95.8
266.2
旋向
左旋
右旋
右旋
左旋

设计计算及阐明
成果
七、 轴设计计算
1. 高速轴设计
(1) 高速轴上功率、转速和转矩
转速（）
高速轴功率（）
转矩T（）
323.33
7.125
210.45
(2) 作用在轴上力
已知高速级齿轮分度圆直径为=89.8 ，根据《机械设计》（轴设计计算部分未作阐明皆查此书）式(10-14)，则

(3) 初步确定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得

(4) 轴构造设计
1）拟订轴上零件装配方案（图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

设计计算及阐明
成果
2）根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度
①为了满足V带轮轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段直径dⅡ-Ⅲ=32mm。V带轮和轴配合长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴端面上，故Ⅰ-Ⅱ段长度应比L1略短部分，现取LⅠ-Ⅱ=75mm。
②初步选择滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dⅡ-Ⅲ=32mm，由轴承产品目录中初步选择0基础游隙组、原则精度级单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=35mm；而LⅢ-Ⅳ=21+21=42mm，LⅤ-Ⅵ=10mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，dⅤ-Ⅵ=44mm。
③取安装齿轮轴段Ⅳ-Ⅴ直径dⅣ-Ⅴ=40mm，取LⅣ-Ⅴ=103mm齿轮左端和左端轴承之间采用套筒定位。
④轴承端盖总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖构造设计而定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面和V带轮右端面间距离L=24mm，故取LⅡ-Ⅲ=60mm。
至此，已初步确定了轴各段直径和长度。
3）轴上零件轴向定位
V带轮和轴周向定位选择平键10mm×8mm×63mm，V带轮和轴配合为H7/r6；齿轮和轴周向定位选择平键12mm×8mm×70mm，为了保证齿轮和轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂和轴配合为H7/n6；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图
轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合阐明
Ⅰ-Ⅱ
75
30
和V带轮键联接配合
Ⅱ-Ⅲ
60
32
定位轴肩
Ⅲ-Ⅳ
42
35
和滚动轴承30307配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
103
40
和小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
10
44
定位轴环
Ⅵ-Ⅶ
23
35
和滚动轴承30307配合
总长度
313mm
（5） 求轴上载荷
首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴支撑跨距为
L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。
根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图和弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处MH、MV及M值列于下表。

设计计算及阐明
成果

设计计算及阐明
成果

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
，
，
C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6） 按弯扭合成应力校核轴强度
根据式(15-5)及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力

已选定轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。

2. 中速轴设计
(1) 中速轴上功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
153.6
6.64
422.36
(2) 作用在轴上力
已知高速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则

已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则

安全

设计计算及阐明
成果

(3) 初步确定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得

(4) 轴构造设计
1）拟订轴上零件装配方案（图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ

2）根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度
①初步选择滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=45mm，由轴承产品目录中初步选择原则精度级单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×27.25mm，故LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ=27+20=47mm。
两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为4.5mm。
②取安装大齿轮出轴段Ⅱ-Ⅲ直径dⅡ-Ⅲ=50mm；齿轮左端和左端轴承之间采用套筒定位。
③为了使大齿轮轴向定位，取dⅢ-Ⅳ=55mm，又由于考虑到和高、低速轴配合，取LⅢ-Ⅳ=100mm。
至此，已初步确定了轴各段直径和长度。

设计计算及阐明
成果
3）轴上零件轴向定位
大小齿轮和轴周向定位所有选择平键14mm×9mm×70mm，为了保证齿轮和轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂和轴配合为H7/n6；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合阐明
Ⅰ-Ⅱ
49
45
和滚动轴承30309配合，套筒定位
Ⅱ-Ⅲ
98
50
和大齿轮键联接配合
Ⅲ-Ⅳ
90
55
定位轴环
Ⅳ-Ⅴ
103
50
和小齿轮键联接配合
Ⅴ-Ⅵ
45
45
和滚动轴承30309配合
总长度
385mm

（5） 求轴上载荷
首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴支撑跨距为
L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。
根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图和弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处MH、MV及M值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

C截面弯矩M

总弯矩

扭矩

设计计算及阐明
成果

设计计算及阐明
成果
（6） 按弯扭合成应力校核轴强度
根据式(15-5)及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力

已选定轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
3. 低速轴设计
(1) 低速轴上功率、转速和转矩
转速（）
中速轴功率（）
转矩T（）
40.96
6.37
1370.92
(2) 作用在轴上力
已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则

(3) 初步确定轴最小直径
先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得
(4) 轴构造设计
1） 拟订轴上零件装配方案（图）
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ

安全

设计计算及阐明
成果
2） 根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度
①为了满足半联轴器轴向定位，Ⅵ-Ⅶ轴段左端需制出一轴肩，故取Ⅴ-Ⅵ段直径dⅤ-Ⅵ=64mm。半联轴器和轴配合毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故Ⅵ-Ⅶ段长度应比L1略短部分，现取LⅥ-Ⅶ=105mm。
②初步选择滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据dⅥ-Ⅶ=65mm，由轴承产品目录中初步选择原则精度级单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为d×D×T=70mm×150mm×38mm，故dⅠ-Ⅱ=dⅣ-Ⅴ=70mm；而LⅠ-Ⅱ=38mm，LⅣ-Ⅴ=38+20=58mm。
左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承定位高度h=6mm，因此，获得dⅡ-Ⅲ=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。
③取安装齿轮出轴段Ⅲ-Ⅳ直径dⅢ-Ⅳ=75mm；齿轮右端和右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lⅢ-Ⅳ=98mm。
④轴承端盖总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖构造设计而定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面和联轴器左端面间距离L=30mm，故取LⅤ-Ⅵ=60mm。
至此，已初步确定了轴各段直径和长度。
3） 轴上零件轴向定位
半联轴器和轴联接，选择平键为18mm×11mm×80mm，半联轴器和轴配合为H7/k6。齿轮和轴联接，选择平键为20mm×12mm×80mm，为了保证齿轮和轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂和轴配合为H7/n6。
4） 确定轴上圆角和倒角尺寸
参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图

轴段编号
长度（mm）
直径（mm）
配合阐明
Ⅰ-Ⅱ
38
70
和滚动轴承30314配合
Ⅱ-Ⅲ
10
82
轴环
Ⅲ-Ⅳ
98
75
和大齿轮以键联接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
58
70
和滚动轴承30314配合
Ⅴ-Ⅵ
60
68
和端盖配合，做联轴器轴向定位
Ⅵ-Ⅶ
105
63
和联轴器键联接配合
总长度
369mm

设计计算及阐明
成果

设计计算及阐明
成果
（5） 求轴上载荷
首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴支撑跨距为

根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图和弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴危险截面。先计算出截面B处MH、MV及M值列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

B截面弯矩M

总弯矩

扭矩

（6） 按弯扭合成应力校核轴强度
根据式(15-5)及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力

已选定轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。
（7） 对的校核轴疲惫强度
1） 鉴定危险截面
截面ⅤⅥⅦ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起应力集中将减弱轴疲惫强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕确定，因此截面ⅤⅥⅦ无需校核。
从应力集中对轴疲惫强度影响来看，截面Ⅲ和Ⅳ处过盈配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，截面B上应力最大。截面Ⅲ应力集中影响和截面Ⅳ相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起应力集中均在两端），而这里轴直径也大，故截面B不必校核。截面ⅠⅡ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合小，因此该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧。

安全

设计计算及阐明
成果
2） 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧弯矩为

截面Ⅳ上扭矩为
截面上弯曲应力
截面上扭转切应力
轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2

经插值后可查得
又由附图3-1可得轴材料敏性系数为

故有效应力集中系数为

由附图3-2得尺寸系数
由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为

设计计算及阐明
成果

又由§3-1和§3-2查得碳钢特性系数
, 取；
, 取；
于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得

故可知其安全。
3） 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ右侧弯矩为

截面Ⅳ上扭矩为
截面上弯曲应力
截面上扭转切应力
轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得

截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2

安全

设计计算及阐明
成果
经插值后可查得
又由附图3-1可得轴材料敏性系数为

故有效应力集中系数为

由附图3-2得尺寸系数
由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数值为

又由§3-1和§3-2查得碳钢特性系数
, 取；
, 取；
于是，计算安全系数值，按式(15-6)～(15-8)则得

故可知其安全。

安全
设计计算及阐明
成果
八、 滚动轴承选择及计算
轴承预期寿命
1. 高速轴轴承
选择30307型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到径向载荷和
由高速轴校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

由于
因此

（3） 求轴承担量动载荷和

设计计算及阐明
成果

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
由于，因此按轴承1受力大小验算

故所选轴承满足寿命规定。

2. 中速轴轴承
选择30309型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到径向载荷和
由中速轴校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承计算轴向力和

满足寿命规定
设计计算及阐明
成果
由《机械设计》表13-7得

由于
因此

（3） 求轴承担量动载荷和

由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
由于，因此按轴承1受力大小验算

故所选轴承满足寿命规定。

满足寿命规定
设计计算及阐明
成果
3. 低速轴轴承
选择30314型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7，得 ，

（1） 求两轴承所受到径向载荷和
由低速轴校核过程中可知：
，
，

（2） 求两轴承计算轴向力和
由《机械设计》表13-7得

由于
因此

（3） 求轴承担量动载荷和

设计计算及阐明
成果
由《机械设计》表13-6，取载荷系数

（4） 验算轴承寿命
由于，因此按轴承2受力大小验算

故所选轴承满足寿命规定。

满足寿命规定
设计计算及阐明
成果
九、 键联接选择及校核计算
由《机械设计》式(6-1）得
键、轴和轮毂材料所有是钢，由《机械设计》表6-2，取
（1） V带轮处键
取一般平键10×63GB1096-79
键工作长度
键和轮毂键槽接触高度

（2） 高速轴上小齿轮处键
取一般平键12×70GB1096-79
键工作长度
键和轮毂键槽接触高度

（3） 中速轴上大齿轮处键
取一般平键14×70GB1096-79
键工作长度
键和轮毂键槽接触高度

（4） 中速轴上小齿轮处键
取一般平键14×70GB1096-79
键工作长度
键和轮毂键槽接触高度

（5） 低速轴上大齿轮处键
取一般平键20×80GB1096-79
键工作长度
键和轮毂键槽接触高度

该键满足强度规定

该键满足强度规定

该键满足强度规定

该键满足强度规定

该键满足强度规定
设计计算及阐明
成果
（6） 联轴器周向定位键
取一般平键18×80GB1096-79
键工作长度
键和轮毂键槽接触高度

联接挤压强度不够，并且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布署。
则该双键工作长度为

十、 联轴器选择
根据输出轴转矩，查《课程设计》表17-4
选择HL5联轴器60×142GB5014-85，其公称扭矩为符合规定。

十一、 减速器附件选择和箱体设计
1. 窥视孔和视孔盖
查《课程设计》（减速器附件选择部分未作阐明皆查此书）表9-18，选择板构造视孔盖， 。
2. 通气器
查表9-7，选择经一次过滤装置通气冒。
3. 油面指示器
查表9-14，选择油标尺。
4. 放油孔和螺塞
查表9-16，选择外六角油塞及封油垫。
5. 起吊装置
查表9-20，选择箱盖吊耳，，，
箱座吊耳，，，，
6. 定位销
查表14-3，选择圆锥销GB 117-86 A1240
7. 起盖螺钉
查表13-7，选择GB5782-86 M835

该键满足
强度规定
设计计算及阐明
成果
8. 箱体设计
名称
符号
尺寸
箱座壁厚
δ
9
箱盖壁厚
δ1
9
箱体凸缘厚度
b、b1、b2
b=14;b1=12;b2=23
加强筋厚
m、m1
m=9;m1=8
地脚螺钉直径
df
32
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
24
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2
16

十二、 润滑和密封
由于中速速轴上大齿轮齿顶线速度不小于2m/s，因此轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。

设计计算及阐明
成果
十三、 设计小结

设计计算及阐明
成果
十四、 参照资料
1．《机械设计（第八版）》 高等教育出版社
西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著
濮良贵 纪名刚 主编

2．《机械原理（第六版）》 高等教育出版社
西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著
孙 桓 陈作模 主编

3．《课程设计》 高等教育出版社
华中理工大学 王 昆
重 庆 大 学 何小柏
同 济 大 学 汪信远 主编

4.《机械制图》 同济大学出版社 许连元
李强德 徐祖茂 主编

5. 《机械设计手册(软件版)R2.0》