一级圆柱齿轮减速器课程设计讲课讲稿.doc

一级圆柱齿轮减速器课程设计

精品资料
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………2
二、电动机的选择…………………………………………….3
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……5
四、传动装置的运动和动力设计…………………………….6
五、普通V带的设计…………………………………………9
六、齿轮传动的设计………………………………………….12
七、传动轴的设计………………………….…………………15
八、箱体的设计………..…………………….………………..22
九、键连接的设计…………………………………………….24
十、滚动轴承的设计………………………………………….25
十一、润滑和密封的设计…………………………………….26
十二、联轴器的设计………………………………………….27
十三、参考文献（资料）…………………………………….28
十四、设计小结……………………………………………….29
一、传动方案拟定
１、工作条件：使用年限５年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：滚筒圆周力F=2200N；
带速V=1.7m/s；
滚筒直径D=420mm；

方案拟定：
　　　 采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器 5.滚筒 6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。

2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw)
ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)
因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW)
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２×η３×η４×η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝0.97
则：　η总=0.96×0.98３×0.97×0.99×0.96 =0.83
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd = FV/1000η总
=(2200×1.7)/(1000×0.83)
=4.5 kw

3、确定电动机转速
卷筒工作转速为： n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×1.7)/（４2０·π）
　　　　　 =77.3 r/min
根据表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I1’=2～4 。则总传动比理论范围为：Ia’＝6～24
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×n卷筒
　　　　　 =(16～24)×77.3
=463.8～1855.2 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
方
案
电 动
机 型
号

额定
功率
电动机
(r/min)
电动机重量N
参
考
价
格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
650
1200
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
800
1500
12.42
2.8
4.44
3
Y160M2-8
5.5
750
720
1240
2100
9.31
2.5
3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y132M2-6。

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H
外形尺寸
L×(AC/2+AD×HD
底角安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸
D×E
装键部位尺寸 F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比
（由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n）
1、可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=12.42
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i （i0、i分别为带传动和减速器的传动比）

2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书表，取i0=2.8（普通V带 i=2～4）
因为　　　ia＝i0×i
所以　　　i＝ia／i0
＝12.42/2.8
＝4.44
四、传动装置的运动和动力设计
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......
以及i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率 （KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩 （N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩 （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
运动参数及动力参数的计算如下:

由指导书的表得到：η1=0.96 η2=0.98 η3=0.97 η4=0.99

1．各轴的转数：
Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）
　　Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1 =324.86/4.44=77.22 r/min
卷筒轴：nⅢ= nⅡ

2．各轴的功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=4.5×0.96
=4.32（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=4.32×0.98×0.97
　 =4.11（KW）
卷筒轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
=4.11×0.98×0.99
=4.07（KW）

３．各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm
=9550×4.5/960
=44.77 N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·i0·η01= Td·i0·η1
=44.77×2.8×0.96
=120.33 N·m
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η4
=120.33×4.44×0.98×0.99
=518.34 N·m
卷筒轴输入轴转矩：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4
=502.90 N·m
η为0.98~0.995，在本设计中取0.98

４．计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率，
故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.32×0.98=4.23 KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=4.23×0.98=4.02 KW

５．计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ×η轴承
=120.33×0.98
=117.92 N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承
=518.34×0.98
=507.97 N·m

综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P （KW）
转矩T （N·m）
转速n
r/min
传动比 i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

4.5

44.77
960
2.8
0.96
　Ⅰ轴
4.32
4.23
120.33
117.92
342.86
4.44
0.95
Ⅱ轴
4.11
4.02
518.34
507.97
77.22
1.00
0.97
卷筒轴
4.07
3.99
502.90
492.84
77.22

五、 V带的设计
1．选择普通V带型号 （由表查得KA=1.1）
由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW）
根据表得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定：

方案1：取A型V带
①确定带轮的基准直径，并验算带速：
由表得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm
　　则取小带轮 d1=100mm
　　　　　　　　d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
　　　　　　 =2.8×100×(1-0.02)
=274.4mm
取d2=274mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
②带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×100·π/（1000×60）
=5.024 m/s　　　　　　　介于5~25m/s范围内，故合适
③确定带长Ｌ0和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274）
262.08 ≤a0≤748.8
初定中心距a0=500 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500)
=1602.32 mm
由表可推，选用Ld=1400 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm
④验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合适
⑤确定带的根数：
由机械设计书表查得：P0=0.95 △P0=0.11 Kα=0.95 KL=0.96
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（0.95+0.11）×0.96×0.95）
= 6.26
故要取7根A型V带
⑥计算轴上的压力：
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（7×5.02）+0.17×5.022
=144.74 N
作用在轴上的压力：
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×7×242.42×sin(155.01/2)
=1978.32 N

方案二：取B型V带
①确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮 d1=140mm
d2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)
=2.8×140×(1-0.02)
=384.16mm
由表得，取d2=384mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×140·π/（1000×60）
=7.03 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
②确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）
366.8≤a0≤1048
初定中心距a0=700 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
　=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700)
　 =2244.2 mm
　 由表知，选用Ld=2244 mm的实际中心距
　　a=a0+(Ld－L0)/2=700+(2244－2244.2)/2=697.9mm
③验算小带轮上的包角α1：
　α1=180-(d2-d1)×57.3/a
　　 =180-(384-140)×57.3/697.9
=160.0>120 　　合适
④确定带的根数：
由机械设计书查得：P0=2.08　△P0=0.30 　 Kα=0.95　　KL=1.00
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）
= 2.68　　　　　　 故取3根B型V带
⑤计算轴上的压力：
初拉力 F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z· c+q· v2
　　　 =500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×7.03）+0.17×7.032
　　 　=242.42 N
作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×3×242.42×sin(160.0/2)
　　　　　　　=1432.42 N

综合各项数据比较得出方案二更适合
六、齿轮传动的设计
1．选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级

2．初选主要参数
Z1=20 　u=4.5
Z2=Z1·u=20×4.5=90
取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675

3．按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
　　d1≥
确定各参数值
①载荷系数： 查课本取K=1.2
②小齿轮名义转矩：T1=9.55×106×P/n1
=9.55×106×4.23/342.86
=1.18×105 N·mm
③ 材料弹性影响系数：查课本取 ZE=189.8
④ 区域系数： ZH=2.5
⑤ 重合度系数：εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69
Zε=
⑥ 许用应力： 查课本有
　　　　　　按一般可靠要求取SH=1
　　　　　　　　则

取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是 d1≥
　　　 =
　　　 =52.82 mm

4．确定模数
m=d1/Z1≥52.82/20=2.641
取标准模数值 m=3

5． 按齿根弯曲疲劳强度校核计算

校核：①小轮分度圆直径d1=m·Z=3×20=60mm
②齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.0×60=60mm
③复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95
④重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
　=0.25+0.75/1.69=0.6938
⑤许用应力σFlim1=245MPa σFlim2=220Mpa
　　 查表，取SF=1.25
则

⑥计算大小齿轮的并进行比较：

<
取较大值代入公式进行计算 则有：

=71.86<［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求

6．几何尺寸计算
d1=m·Z=3×20=60 mm
d2=m·Z1=3×90=270 mm
a=m ·（Z1+Z2）=3×（20+90）/2=165 mm
b=60 mm b2=60
取小齿轮宽度 b1=65 mm

7．验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
　 =3.14×60×342.86/（60×1000）
=1.08 m/s
对照表可知选择8级精度合适。
七、轴的设计
１．齿轮轴的设计
(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒
6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9—带轮 10—键

(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=4.32 KW
转速为nⅠ=342.86 r/min　　　（查表取c=115）
d≥

(3)确定轴各段直径和长度
①从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，
又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f
=（3-1）×18+2×8=52 mm
则第一段长度L1=60mm
②右起第二段直径取D2=Φ38mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm
④右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm
⑤右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm
⑥右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径取D6=Φ48mm，长度取L6= 10mm
⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm

(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=60mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18×105 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×1.18×105/60=1966.67N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1966.67×tan200=628.20N

（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N

（6）弯矩
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=PA×62=60.97 Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm
合成弯矩：

（7）转矩： T= Ft×d1/2=59.0 Nm

（8）当量弯矩
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由课本有［σ-1］=60Mpa
则：σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
受力图如下：
２．输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ=4.11 KW
转速为nⅡ=77.22 r/min
查表取c=115
d≥

(3)确定轴各段直径和长度
①从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,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左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
④右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
⑤右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=10mm
⑥右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm

(4)求齿轮上作用力的大小、方向
①大齿轮分度圆直径：d1=270mm
②作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08×105N·mm
③圆周力Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N
④求径向力Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N

（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N

（6）弯矩
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=RA×62= 116.65 Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm
合成弯矩：

（7）转矩： T= Ft×d2/2=508.0 Nm

（8）当量弯矩
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
①右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm ,有:
［σ-1］=60Mpa
则：σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=307.56×1000/(0.1×603)
=14.24 Nm<［σ-1］
②右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］=60Mpa
所以确定的尺寸是安全的
八、箱体结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b 1
12
机座底凸缘厚度
b 2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
8
df，d1, d2至外机壁距离
C1
26, 22, 18
df， d2至凸缘边缘距离
C2
24, 16
轴承旁凸台半径
R1
24, 16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1 ,m2
7， 7
轴承端盖外径
D2
90， 105
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2

九、键联接设计
（1）．输入此段轴径d1=30mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，
有：A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·m ； h=7mm
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×44.77×1000/（30×7×42）
　　　　　　 =20.30Mpa < [σR] (110Mpa)
（2）．输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33N·m
查手册 选A型平键 GB1096-79
B键12×8 GB1096-79
l=L2-b=62-12=50mm h=8mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×120.33×1000/（44×8×50）
= 27.34Mpa < [σp] (110Mpa)
（3）．输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=60mm L3=58mm TⅡ=518.34Nm
查手册得，选用A型平键：键18×11 GB1096-79
l=L3-b=60-18=42mm h=11mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）=4×518.34×1000/（60×11×42）
=74.80Mpa < [σp] (110Mpa)
十、滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命：Lh5×365×8=14600小时

1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查表选择6208轴承 Cr=29.5KN，有：

预期寿命足够，此轴承合格

2．输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查表选择6211轴承 Cr=43.2KN，有：

预期寿命足够，此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
1．密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

2．润滑
（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
（2）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十二、联轴器的设计
１．类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。

２．载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm，
其中KA为工况系数，由表得KA=1.3

３．型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、参考文献（资料）
[1] 刘俊尧 主编.机械设计基础.北京：化学工业出版社，2008.6
[2] 黄劲枝 主编.机械设计基础.北京:机械工业出版社,2001.7
[3] 林晓新 主编.工程制图.北京:机械工业出版社,2001.7
[4] 任金泉 主编.机械设计课程设计.西安:西安交通大学出版社,2002.12
[5] 吴宗泽 主编.机械设计实用手册.北京:高等教育出版社,2003.11
[6] 纪名刚，濮良贵 主编.机械设计.8版.北京：高等教育出版社,2008.
[7] 吴宗泽，罗圣国 主编.机械设计课程设计手册.3版.北京：高等教育出版社，1999.
[8] 杨黎明，杨志勤 主编.机械零部件选用与设计.北京：国防工业出版社,2007
[9] 王 昆，何小柏等主编. 机械设计、机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，1996
十四、设计小结
　机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
　　通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　　学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
　　进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
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