带式输送机传动装置设计毕设论文.doc

机 械 课 程 设 计
说 明 书

课程设计题目：带式输送机传动装置

姓 名：
学 号：
专 业：机械设计制造及其自动化
完成日期：2015年6月6日

第 33 页
目录

第一章 减速器的慨述…………….……………………………1 第二章 传动方案拟定…………….………………………………...5
第三章 电动机的选择………………………………………………6
第四章 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比….………...8
第五章 传动装置的运动和动力设计………………………………9
第六章 普通V带的设计………………………………………… 10
第七章 齿轮传动的设计……………………………………….. ...15
第八章 传动轴的设计……………………….……………………18
第九章 输出轴的设计……..………………….…………………..22
第十章 箱体的设计………..………………….…………………..26
第十一章 键连接的设计……………………………………….…28
第十二章 滚动轴承的设计……………………………………….29
第十三章 润滑和密封的设计…………………………………….31
第十四章 联轴器的设计……………………………………….…31
第十五章 设计小结…………………………………………….....32
第十六章 参考文献……………………………………………...33

第一章 减速器概述

1.1减速器的主要型式及其特性．
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。
减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。
以下对几种减速器进行对比：
1）圆柱齿轮减速器
当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。
圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。
圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。
2）圆锥齿轮减速器
它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面崧，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。
3）蜗杆减速器
主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。
蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。
4）齿轮-蜗杆减速器
它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。　
通过比较，我们选定圆柱齿轮减速器。
1.2 减速器结构
近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。
1）传统型减速器结构
绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出扳手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有2—3个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为观察或测量油面高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可根据经验公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。
2）新型减速器结构
下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。
1）齿轮—蜗杆二级减速器；2）圆柱齿轮—圆锥齿轮—圆柱齿轮三级减速器。
这些减速器都具有以下结构特点：
——在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位
有较大的开孔。
——在输入轴和输出轴端不采用传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。
——输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。
和传统的减速器相比，新型减速器结构上的改进，既可简化结构，减少零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要注意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。
1.3减速器润滑
圆周速度u≤12m/s一15m／s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以1—2个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在0．7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0．5m／s一0．8m／s)也允许浸入深些，可达到1／6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1／3的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。如果发生低速级齿轮浸油太深的情况，则为了降低其探度可以采取下列措施：将高速级齿轮采用惰轮蘸油润滑；或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。
减速器油池的容积平均可按1kW约需0．35L一0．7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过90℃时，需采用循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于0．5L/kW。圆周速度u>12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑，因为：1)由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处；2)由于搅油会使减速器的温升增加；3)会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4)加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采用喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于迅速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀能力。速度u≤20心s的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应注意沿齿轮宽度均匀分布。喷油润滑也常用于速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和需要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑需要专门的管路装置、油的过滤和冷却装置以及油量调节装置等，所以费用较贵。此外，还应注意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油迅速排出。
蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠(柱)的中心，以免增加功率损失。但如满足了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在10m／s以上的减速器应采用喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0℃，则使用时需先将油加热到0℃以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。
第二章 传动方案拟定

设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。
1、工作条件：室内、尘土较大、环境最高温度35℃；
2、原始数据：
（1）输送拉力F=2.6KN；
（2）传送带工作速度V=1.45m/s；
（3）传动滚筒直径D=420mm；
（4）滚筒效率η=0.96；
（5）工作情况：两班制，连续单向运转，载荷轻，带式输送机工作平稳；
（6）预计使用寿命：8年（每年工作300天）
（7）动力来源：电力，三相交流电源，电压为380/220伏；

图1 带式输送机的传动装置简图
1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；
6、皮带运输机

表1 常用机械传动效率
机械传动类型
传动效率η
圆柱齿轮传动
闭式传动0.96—0.98（7-9级精度）
开式传动0.94—0.96
圆锥齿轮传动
闭式传动0.94—0.97（7-8级精度）
开式传动0.92—0.95
带传动
平型带传动
0.95—0.98
V型带传动
0.94—0.97
滚动轴承（一对）
0.98—0.995
联轴器
0.99-0.995
表2 常用机械传动比范围
传动类型

选用指标
平型带
三角带
齿轮传动
功率（KW）
小（20）
中（≤100）
大（最大可达50000）
单级传动比
（常用值）

2--4

2--4
圆柱
圆锥
3--6
2--3
最大值
6
15
10
6--10

第三章 电动机选择
1、 电动机类型的选择：
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，适合于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、 电动机功率的选择：
①传动装置的总效率：
由表1查的：取皮带传动效率0.96，轴承传动效率0.99，齿轮传动效率0.97，联轴器效率0.99。
=0.96*0.993*0.97*0.99=0.8945
②工作机所需的输入功率ＰＷ：
ＰＷ＝FV/1000 (KW)
式中，F=2.6KN=2600N,V=1.45m/s，η=0.96，代入上式得
ＰＷ＝（2600×1.45）/（1000×0.96）= 3.93KW
③电动机的输出功率Pd：
= Pw /=3.93/0.8945=4.39KW
根据选取电动机的额定功率，一般电动机额定功率
≥（1.1～1.5）＝4.829～6.585kw
＝5.5kw
3、 确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
nw=60*1000V/（πD）=60×1000×1.45/（π×420）=66r/min
由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动单级减速器传动比范围i1=3~6。取V带传动比i2=2~4，则电机转速可选范围为 ：

4、 确定电机型号：
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
电动机转速
(r/min)
电动机重量
N
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
18.6
3.5
5.32
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
800
12.42
2.8
4.44
3
Y160M2-8
5.5
750
720
1240
9.31
2.5
3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和传动、减速器传动比可见第2方案比较适合。
5、 电机的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

第四章 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比
1、 可得传动装置总传动比为：

2、 分配各级传动比：
取V带传动的传动比初步取＝2.8，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为

所得i2值符合一般齿轮传动和圆柱单级齿轮减速器传动比的常用范围
第五章 传动装置的运动和动力设计
1、各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为：

2、 计算各轴的功率：
电动机的输出功率Pd=4.39KW
Ⅰ轴 PI=Pd×η1=4.39×0.96=4.2144KW
Ⅱ轴 PⅡ= PⅠ×η1×η2=4.2144×0.99×0.97=4.047KW
（η1为轴承传动效率，η2为齿轮传动效率，η3联轴器传动效率）
滚筒轴 PⅢ= PⅡ×η1×η3=4.047×0.99×0.99=3.97KW
3、 计算各轴输入的扭矩：
电机轴的输出扭矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×4.39/960=43.67N·m
Ⅰ轴 TI=9550×PI/nI=9550×4.2144/342.86=117.39N·m
Ⅱ轴 TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×4.047/66=585.59N·m
滚筒轴T Ⅲ=9550×PⅢ/nw=9550×3.97/66=574.45N·m
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：
P′Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.2144×0.99=4.17 KW
P′Ⅱ= PⅡ×η轴承=4.047×0.99=4 KW
5、 计算各轴的输出扭矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
T′Ⅰ= TⅠ×η轴承=117.39×0.99=116.22 N·m
T′ Ⅱ= TⅡ×η轴承=585.59×0.99=694.79 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

4.39

43.67
960
2.8
0.96
Ⅰ轴
4.2144
4.17
117.39
116.22
342.86
5.2
0.99
Ⅱ轴
4.047
4
585.59
694.79
66
1.00
0.99
卷筒轴
3.97
3.93
574.45
568.71
66
第六章 V带的设计
1、 选择V带型号
由PC=KA·P=1.1×5.5=6.05（ KW） （查表的KA=1.1 ）

根据查表初步待定A、B型：
方案一：取A型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
查表推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm，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 ，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，故合适确定带长和中心距a：
0.7·（D1+D2）≤a0≤2·（D1+D2）
0.7×（100+274）≤a0≤2×（100+274）
262 ≤a0≤748
初定中心距初定中心距a0=500 ，则带长为
L0=2·a0+π·（D1+D2）/2+（D2-D1）2/(4·a0)
=2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500)
=1602.32mm
查表选用Ld=1400 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm
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
确定带的根数：（由机械设计书查的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
计算轴上的压力：
由书的初拉力公式有
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
由书得作用在轴上的压力:
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
确定带轮的基准直径，并验算带速：
由书推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm，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
由表取d2=384mm，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
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）
=2244.2mm
由查书选用Ld=2244 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(384-140)×57.3/697.9=160.0>120 合适
确定带的根数：由机械设计书查得P0=2.08，△P0=0.30 ，KL=1.00
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα
=6.05/（（2.08+0.30）×1.00×0.95）
= 2.68
故取3跟B型V带
计算轴上的压力：
由书初拉力公式有：
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
有书得作用在轴上的压力：
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。
带轮示意图如下：
d0
d
H
L

S1
斜度1:25
S
S2
dr
dk
dh
d
da
L
B
S2

第七章 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，小齿轮的材料为45号钢调质，齿年硬度为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、 初选只要参数：
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：
载荷系数 查表，取K=1.2
小齿轮名义扭矩：
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.17/342.86
=1.16×105 N·mm
材料弹性影响系数：
ZE=189.8
区域系数 ZH=2.5
重合度系数
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69
Zε=
许用应力

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

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、 验算出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
由书查得可选择8级精度合适
第八章 传动轴的设计

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PⅠ=4.17 KW
转速为为nⅠ=342.86 r/min
根据书上公式，并查表，取C=115
d≥
(3) 确定轴各段直径和长度
根据前面带轮计算中得Z=3，其余的数据手册得到：D1=Φ30mm，L1=60mm，D2=Φ38mm，L2=70mm，D3=Φ40mm，L3=20mm，
D4=Φ48mm，L4=10mm，D4=Φ48mm，L4=10mm，D5=Φ66mm，L5=65mm，D6=Φ48mm，L6= 10mm，D7=Φ40mm，L7=18mm
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
右起第二段直径取D2=Φ38mm
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，而根轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm。
据轴承端盖的装拆以及对轴承加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面及带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm
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选择Y径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm
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。
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
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
Ft，Fr的方向如下图所示
（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
垂直面的支方力：由于选择深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N
(6) 画弯矩图
右起第四段刨面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=PA×62=60.97Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2=59.0 Nm
（8）画当量弯矩图：
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 ,
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：
第九章输出轴的设计计算
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）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖
7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器
(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=4.047 KW
转速为nⅡ=66 r/min
根据书上公式，并查表，取取A0=115
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算扭矩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11=84mm，轴段长L1=82mm。
右起第二段，考虑联轴器的轴向点位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加润滑脂的要求，取端盖的外端盖与联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟轴承，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。
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接，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，为了保证定位的可能性，取轴段长度为L4=58mm。
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。
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴颈为D6=Φ55mm，长度L6=21mm。
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
齿轮分度圆直径：d1=270mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08×105N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×5.08×105/270=3762.96N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N
Ft，Fr的方向如下图
（5） 轴长支反力：
根据轴承支反力的作用点以及轴承的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） 画弯矩图
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）画转矩图：T= Ft×d2/2=508.0 Nm
（8）画当量弯矩图：
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=307.56Nm ,由书表有: σ-1］=60Mpa则：
σe= MeC2/W= MeC2/（0.1·D43）
=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 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)
=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
以上计算所需的图如下
绘制轴的工艺图（见图纸）
第十章 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）放油螺塞减速箱底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。（3）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）通气器减速箱运转时，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，达到机体内外气压相等，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玻璃胶和密封胶，联结后结合较紧，不易分开。以便于取盖，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。在轴承端面上可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需要轴向调整的套环，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连接后，在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。有的垫片还要其调整传动轴承向位置的作用。
（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行机体内，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

第十一章 键联接设计
1、 输入轴与大带轮联截采用平键联接
此段轴径d1=30mm,L1=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mm
T=44.77N·m h=7mm
根据书上公式得：
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×44.77×1000/（30×7×42）
=20.30 Mpa < [σR]（110 Mpa）
2、 输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴颈d2=44mm L2=63mm TⅠ=120.33N·m