级二分流式减速器计算说明书---本科毕业设计.doc

机械设计基础课程设计

机械设计基础课程设计

二级分流式减速器计算说明书

题 目 运输带传动设计
指导教师 张旦闻
院 系 机电工程系
班 级 B100303
学 号 B10030322
姓 名 张阳羊

目录
目录 2
第一章 设计任务书 3
第二章 传动方案拟定 4
第三章 电动机的选择 5
3.1选择电动机类型 5
3.2选择电动机的容量计算 5
3.3电动机转速选择及型号确定 5
第四章 传动装置总体设计 7
4.1计算传动比及分配各级传动比总传动比 7
4.2计算传动装置的运动和动力参数 7
第五章 皮带轮设计 9
第六章 齿轮传动设计 11
6.1高速级齿轮传动设计 11
6.2 低速级齿轮传动设计 15
第七章 轴的设计 20
7.1中速轴(II)的设计 20
7.2高速轴(I)的设计 23
7.3低速轴(Ⅲ)设计 26
第八章 轴的校核 30
第九章 轴承的选择和校核计算 32
9.1高速轴Ⅰ上的轴承选择与计算 32
9.2中速轴Ⅱ上的轴承选择与计算 32
9.3低速轴Ⅲ上的轴承选择与计算 33
第十章 键连接的选择与校核计算 34
第十一章 减速器附件设计 36
第十二章 润滑方式及密封形式的选择 37
第十三章 箱体设计 38
第十四章 总结 39
第十五章 参考文献 40

第一章 设计任务书
项目
内容
结果
1.1工作条件
◆连续单向运转，载荷有轻微震动，户外工作有粉尘。
◆两班制工作，3年大修，使用期限10年(卷筒支撑及卷筒与运输带之间摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)。

1.2加工条件
生产20台，中等规模机械厂，可加工7~8级精度齿轮。

1.3设计工作量
◆减速器装配图1张（A0或A1）
◆零件图1—3张
◆设计说明书1份

1.4设计参数
◆运输带工作拉力F()：
◆运输带工作速V()：
◆卷筒直径D()：

第二章 传动方案拟定

卷筒由电动机驱动，电动机1通过V带2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。
传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器，结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动.传动方案见图1。

两级分流式圆柱斜齿轮减速器

第三章 电动机的选择
项目
内容
结果
3.1选择电动机类型
按已知工作条件和要求查[1]表12-1，选用Y系列一般用途的三相异步电动机
3.2选择电动机的容量计算
(1)求,
卷筒所需总功率

卷筒的转速

(2)求
电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：

式中，， ，分别为传动系统中带传动、每对轴承、圆柱齿轮传动及联轴器传动的效率，查[1]表1-7的
=0.96、=0.99、=0.98、=0.993

=0.96
=0.99
=0.98
=0.993

(3)求
所需电动机的功率：
查[1]表12-1取额定功率：

3.3电动机转速选择及型号确定
(1)求
该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅[2]表2-3传比为
查[1]表13-2得V带传动比
卷筒转速
电动机转速可选范围

(2)确定型号
可见同步转速为1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1500r/min ，3000r/min的两种电动机进行比较，如下表3-1
表3-1电动机技术数据比较
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速

质量/kg
同步转速
满载转速
1
Y132S1-2
5.5
3000
2900
2.3
64
2
Y132S-4
5.5
1500
1440
2.2
68
综合考虑电动机和传动转至尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选择Y132S-4型电动机。电动机的外形、安装尺寸见表2
表3-2电动机的外形、安装尺寸
型号
A
B
C
D
E
F
G
H
Y132S-4
216
178
89

80
10
33
132
K
AB
AC
AD
HD
BB
L

12
280
270
210
315
200
475

Y132S-4

第四章 传动装置总体设计
项目
内容
结果
4.1计算传动比及分配各级传动比总传动比
(1)总传动比

(2)分配传动比
查[1]表13-2取

由[2]得分流式减速器中取,这里取高速级传动比,则低速级传动比为

4.2计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速
电动机轴为轴,减速器高速级轴为轴Ⅰ,中速轴为轴Ⅱ,低速级轴为轴Ⅲ，滚筒轴为轴Ⅴ，则

卷筒转速在运输带允许误差之内，合适

(2)各轴功率

(3)各轴转矩

第五章 皮带轮设计
项目
内容
结果
1．求
查[3]表13-8得：

2．选V带型号
选用普通V带，由，
查[3]图13-15得此坐标位于A型区域内
A型
3．求大小带轮基准直径
查[3]表13-9得应不小于75mm，现取
由[3]式13-9得

取，其误差小于，故允许

4.验算带速

带速在5~25m/s范围内，合适

5.求V带基准长度和中心距
初步选取中心距

取，符合
由[3]式13-2得带长

查[3]表13-2对A型带选用
再由[3]式13-16计算实际中心距

6.验算小带轮包角
由[3]式13-1得
合适
合适
7.求V带根数Z
由[3]式13-15得：
根据，查[3]表13-3得：，
查[3]表13-3得：传动比
查[3]表13-5得：
由查[3]表13-7和表13-2得

取5根

8.求作用在带轮轴上的压力
查[3]表13-1得：，由式13-17得：单根V带初拉力
作用在带轮轴上的压力为：

9.带轮结构尺寸
小带轮工作图，见图5-1
图5-1小带轮工作图

第六章 齿轮传动设计
项目
内容
结果
6.1高速级齿轮传动设计
(1)选择材料、精度及参数
按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）
查图表[3]表11-1，选择:
小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217~286HBS，

大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197~286HBS。

查[3]表11-5 取,.，齿轮弯曲疲劳许用应力

则=（+）/2
=（700+600）/2=650MPa
齿轮接触疲劳许用应力

小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS

(2)按齿面接触强度设计
依式计算

1)确定公式内各计算数值
a．载荷系数
初选载荷系数

b．小、大齿轮齿数、，齿数比
初选小齿轮齿数，
则大齿轮齿数,取
实际齿数比:

C．小齿轮传递的转矩

d．选、
查[3] (P171)选取节点区域系数
查[3]表11-4弹性系数

e．螺旋角及其系数
初选螺旋角：
螺旋角系数：

f．齿宽系数
由[3]表11-6知，软齿面、对称分布取：-

g计算小齿轮分度圆直径
按式①计算小齿轮分度圆直径

2)计算圆周速度
=3.14×47.71×654.54/（60×1000）m/s
=1.64m/s

3)计算齿宽b及模数

4)计算载荷系数
根据有轻微冲击,使用系数;
根据V=1.64 m/s，7级精度查[4]图9-23得动载系数;
查[4]表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数 的值与直齿轮相同得：;
查[4]图10-13得弯曲强度计算齿向载荷系数：;
查[4]表10-3得齿间载荷分布系数：
则载荷系数

5)按实际载荷系数校正所得分度圆直径
由式得:

(3)按齿根弯曲疲劳强度设计
按式计算

1)确定公式内各计算数值
a.载荷系数

b.计算当量齿数、

c.齿形系数
查[3]图11-8 ，

d.齿根修正系数
查[3]图11-9 ，

e.计算大小齿轮的并加以比较
=2.66×1.61/336=0.01275
=2.23×1.78/252=0.01575，
0.01275<0.01575
大齿轮值大
f.计算模数
由[3]表4-1取
按接触疲劳强度得的分度圆直径
计算应有的齿数：
取
由=26，则取

(4)几何尺寸计算
1)中心距

将中心距圆整为122mm

2)修正螺旋角
按圆整的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数 ， ，等不必修正

3)计算大小齿轮的分度圆直径、

圆整后取，

4)计算齿轮宽度、

圆整后取 ，

(5)验算齿面接触强度
将各参数代入[3]式(11-8)得
安全
安全
(6)齿轮的圆周速度

对照[3]表11-2选7级精度是适宜的
适宜
(7)结构设计
由小齿轮做成齿轮轴，
由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构

6.2 低速级齿轮传动设计
(1)选择材料、精度及参数
按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 查图表[3]表11-1，选择:
小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为217~286HBS，

大齿轮材料为45钢（调质），硬度为197~286HBS。

查[3]表11-5 取,.，齿轮弯曲疲劳许用应力

则=（+）/2
=（700+600）/2=650MPa
齿轮接触疲劳许用应力

小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为260HBS
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220 HBS

(2)按齿面接触强度设计
依式计算

1)确定公式内各计算数值
a.载荷系数
初选载荷系数

b.小、大齿轮齿数、，齿数比
初选小齿轮齿数，
则大齿轮齿数,取
实际齿数比:

c.小齿轮传递的转矩

d.选、
查[3] (P171)选取节点区域系数
查[3]表11-4弹性系数

f.齿宽系数
由[3]表11-6知，软齿面、对称分布取：-

g.计算小齿轮分度圆直径
计算小齿轮分度圆直径

2)计算圆周速度

3)计算齿宽b及模数

4)计算载荷系数
根据有轻微冲击,使用系数：;
根据V=0.83m/s，7级精度查[4]图9-23得动载系数：;
查[4]表10-4接触疲劳齿向载荷分布系数：
;
查[4]图（图10-13）弯曲强度计算齿向载荷系数得;
查[4]表（表10-3）得齿间载荷分布系数
则载荷系数

5)按实际载荷系数校正所得分度圆直径
由式得:

6)模数

(3)按齿根弯曲疲劳强度设计
按式计算

1)确定公式内各计算数值
a.载荷系数

b.齿形系数
查[3]图11-8 ，

c.齿根修正系数
查[3]图11-9 ，

d.计算大小齿轮的并加以比较
=2.6×1.63/336=0.01261
=2.25×1.77/252=0.01580，
0.01261<0.01580
大齿轮值大
e.计算模数

由以上计算结果对比，由齿面疲劳接触强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳接触强度计算的法面模数，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的分度圆直径来计算应有的齿数计算应有的齿数得：
取
由则，取

(4)几何尺寸计算
1)中心距

将中心距圆整为182mm

2)计算大小齿轮的分度圆直径、

圆整后取，

3)计算齿轮宽度、

圆整后取 ，

(5)验算轮齿弯曲强度
由[3]式11-5

安全
(6)齿轮的圆周速度

对照[3]表11-2选7级精度是适宜的
适宜
(7)结构设计
小齿轮（齿轮3）采用实心结构，大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构

各齿轮参数见表6-1
表6-1各齿轮参数

齿宽b
模数m
齿数Z
分度圆直径d
中心距a
高速级小齿轮
50
2
26
54
123
高速级大齿轮
45
92
192
低速级小齿轮
85
3.5
28
98
182
低速级大齿轮
80
76
266

第七章 轴的设计
7.1中速轴(II)的设计
已知
中速轴的传递功率，转速，转矩，齿轮2和分度圆直径，齿轮宽度，齿轮3分度圆直径，齿轮宽度

1．求作用在齿轮上的力

轴上力的方向如下图7-1所示

图7-1轴上力的方向

2．初步确定轴的最小直径
根据式初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查[3]图表14-2，取，得

该轴直径，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则
，
该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为

3．轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案如图7-2所示根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

图7-2中速轴上零件的装配方案

(1)轴承与轴段①及轴段⑥
由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，故初步选取0组游隙，0级公差6009轴承，其尺寸为d×D×B=45mm×75mm×16mm,内圈定位轴肩直径，外圈定位内径，故取轴段①和轴段⑥的直径

(2)齿轮2、2＇、轴段②和轴段⑤的设计
轴段②上安装齿轮2，轴段⑤上安装齿轮2＇，为了便于齿轮的安装，和应分别大于和，可取
齿轮2左端采用轴肩定位，右端采用套筒定位，套筒外径取60mm。宽度取b=10mm，齿轮2＇左端采用轴肩定位右端采用套筒定位

(3)齿轮3和轴段③
由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，由为了齿轮3便于安装取。取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段③的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取。

(4)轴段②和轴段⑤的长度
因为 ，

(5)轴段④
齿轮2＇左端采用轴肩定位，根据 则：
，
，取
，取

(6)箱体内壁之间距离 轴段①和⑥长度
齿轮2左端面与箱体内壁距离与齿轮2＇右端面与箱体内壁距离均取为则箱体内壁之间的距离为：

该减速器齿轮的圆周速度小于3m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距离箱体内壁的距离取为，中间轴上两个齿轮的固定均有挡油环完成，挡油环轴孔宽度初定为
轴段①的长度为：

轴段⑥的长度为：

7)轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接按:
，；
，；
，。
查[1]图表4-1取各键的尺寸为：
轴段②和⑤选键：b×h×L=14mm×9mm×40mm
轴段③选键：b×h×L=16mm×10mm×70mm
滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6

(8)确定轴上圆角和倒角尺寸
查[1]表1-27，取轴端倒角为1.5×，各轴肩处圆角半径为R1

7.2高速轴(I)的设计
项目
内容
结果
已知
高速轴传递功率，转速，转矩，每个齿轮传递转矩

齿轮1和分度圆直径齿宽

1. 求作用在齿轮上的力

圆周力、径向力及轴向力的方向如图7-3所示

图7-3 圆周力 ，径向力及轴向力的方向

2.定轴的最小直径
先按式
初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查[3]图表14-2，取，得

该轴直径，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则
，圆整后取。输入轴的最小直径是安装大带轮处的直径。考虑到该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的直径d1=30mm。

3.轴结构设计
拟定轴上零件的装配方案如图所示7-4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

图7-4高速轴上零件的装配方案

(1) 带轮和轴段①
轴段①的直径d1=30mm，带轮轮彀的宽度为（1.5~2.0）d1=45~60mm，取带轮轮彀的宽度L带轮=58mm，轴段①的长度应略小于彀孔的宽度，取L1=55mm
L带轮
=58mm
L1=55mm
(2) 密封圈与轴段②
在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1)d1=(0.07~0.1) ×30=2.1~3mm。轴段②的轴径d2=d1+2×(2.1~3)=34.2~36mm，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查参考文献[1]中表7-12选毡圈 35，则d2=35mm
d2=35mm
(3)轴承与轴段③及轴段⑦
该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据，查GB/T276-1994初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为
d×D×B=40mm×68mm×15mm ，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径，故取轴段③的直径。轴承用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，齿轮2左端面与箱体内壁距离与齿轮2＇右端面与箱体内壁距离均取为，则
通常一根轴上的两个轴承应取相同相同的型号，则

(4)齿轮与轴段④和⑥
该段④、⑥上安装齿轮1和1＇，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，则由参考文献[1]中表4-1知该处键的截面尺寸为b×h=12mm×8mm,由于54＜2×42故该轴设计成齿轮轴，则有，

(5)轴段⑤
由、低速小齿轮齿宽，则：

该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则

(6)轴段②的长度
该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度有关及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为：，由参考文献[1]中表11—1知，下箱座壁厚：，取。由参考文献1中表15—1知：地脚螺钉直径
，取地脚螺栓为M18。，则取轴承旁螺栓直径为M14，查参考文献[1]中表11—2知，
则箱体轴承座宽度

取。，
则取机盖与机座连接螺栓直径为M10。
，则取轴承端盖直径为M8。，则取轴承端盖凸缘厚度，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm。为方便在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面距轴承端面表面距离，带轮采用腹板式，螺栓的装拆空间足够。则

(7)轴上力作用点的间距
轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=31.8mm，则由图7-4所示可得轴的支点及受力点间的距离为

4．轴上零件的周向定位
带轮与轴段①间采用C型普通平键连接，
按L1=55mm
查[1]图表4-1取各键的尺寸为：
轴段①选键：b×h×L=C10mm×8mm×45mm
滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6

5.确定轴上圆角和倒角尺寸
查[1]表1-27，取轴端倒角为1.5×，各轴肩处圆角半径为R1

7.3低速轴(Ⅲ)设计
项目
内容
结果
已知
已知低速轴的传递功率P3=4.64kW，转速n3=70.1r/min，转矩
齿轮4分度圆直径，齿轮宽度

1．求作用在齿轮上的力

2．初步确定轴的最小直径
根据式初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查[3]图表14-2，取，得

该轴直径，有一个键槽，轴颈增大5%～7%,安全起见，取轴颈增大5%则

3．轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案如图所示7-5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

图7-5低速轴上零件的装配方案

(1)联轴器和轴段⑧
该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。查[3] 图
表17-1，取=1.5 ，则

根据，查[1]表8-7标准GB/T5014-2003考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用LX4型弹性柱销联轴器, J型轴孔,选取轴孔直径d=50mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径，相应的轴端①的直径，取长度略小于毂空宽度取

(2) 密封圈与轴段⑦
在确定轴段⑦的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度
。轴段⑦的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查参考文献[1]中表7-12选毡圈 60，则d7=60mm

(3)轴承与轴段①和⑥
根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6013，其尺寸为d×D×B=65mm×100mm×18mm，内圈定位轴肩直径，外圈定位内径故
轴承采用脂润滑，需要用挡油环，挡油环宽度初定为B1=22mm，
故

(4)轴段⑦长度
轴段⑦的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓为M8×25，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，故联轴器轮毂端面的距离为。由轴承端盖凸缘厚度，取轴承端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm则有

(4)齿轮与轴段③
该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定，齿轮4轮彀的宽度范围为（1.2~1.5）d3=84~105mm，取其宽度为，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤的长度应比轮彀略短，故取

(5)轴段④
齿轮4右端采用轴肩定位
，取
轴段④的轴径，取

(6)轴段②和⑤
轴段①轴承采用套筒定位，取，

轴段⑥轴承用轴肩定位，于是取

(7)轴上力作用点的间距
由图7-5所示可知轴的支点及受力点间的距离为

(8)轴上零件的周向定位
齿轮的周向定位都采用普通平键型键连接

查[1]图表4-1取各键的尺寸为：
轴段③选键：b×h×L=20mm×12mm×70mm
轴段⑧选键：C b×h×L=16mm×10mm×70mm
滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6

(9).确定轴上圆角和倒角尺寸
查[1]表1-27，取轴端倒角为1.5×，各轴肩处圆角半径为R1

第八章 轴的校核
项目
内容
结果

已知

(1)求支承反力
垂直面支承反力
水平面支承反力
F力在支点产生的反力

(2)求弯矩
垂直面弯矩

水平面弯矩

F力在支点产生弯矩图

F在a-a截面力产生的弯矩为：

a-a截面总弯矩

支点2总弯矩

(3)求轴传递的转矩

(4)弯矩和扭矩图
弯矩和扭矩见图8-1

(5)按弯扭合成应力校核轴的强度
由图8-1g可见a-a截面最危险，其当量弯矩
对危险截面进行校核，认为轴扭转切应力是脉动循环变应
力，取折合系数α=0.6，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，
查[3]表14-3得因此，故轴安全。
安全

图8-1弯矩和扭矩图

另外两个轴的校核方法类似，经校核安全

第九章 轴承的选择和校核计算
9.1高速轴Ⅰ上的轴承选择与计算
项目
内容
结果

由轴I的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力，=0，ε=3 ，转速n=654.54r/min

(1) )查表
查[1]表6-1滚动轴承样本知深沟球轴承6008的基本额定动载荷，基本额定静载荷

(2)求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，
则

(3)验算轴承寿命
因工作情况平稳，查[3]表16-8取查[3]表16-9，取=1.2
故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008
满足要求
9.2中速轴Ⅱ上的轴承选择与计算
项目
内容
结果

由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6013，由于受力对称，只需要计算一个，其受力

=0，ε=3 ，转速

(1) )查表
查[1]表6-1知深沟球轴承6009的基本额定动载荷，基本额定静载荷

(2)求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，，则

(3)验算轴承寿命
验算轴承寿命因工作情况平稳，查[3]表16-8取
查[3]表16-9，取=1.2

故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6009
满足要求
9.3低速轴Ⅲ上的轴承选择与计算

由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6013，由于受力对称，只需要计算一个，其受力，=0，ε=3 ，转速n=70.1/min

(1)查表
查[1]表6-1知深沟球轴承6013的基本额定动载荷
，基本额定静载荷

(2)求轴承当量动载荷P
因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0
则

(3)验算轴承寿命
查[3]表16-8取查[3]表16-9，取=1.2

故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6013
满足要求

第十章 键连接的选择与校核计算
项目
内容
结果
1．带轮与高速轴I的键连接
(1) 已知
由高速轴I的设计知初步选用c型键：

(2)校核键连接的强度
键和轴材料都是钢，轮毂的材料是铸铁，查[3]表10-10得许用应力：=50~60MPa，取=55MPa。
键的工作长度
由式可得

可见连接的强度足够，选用
满足要求
2．齿轮2、与中速轴II的键连接
(1) 已知
由中速轴II的设计知初步选用A型键：，

(2)校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力：=100-120MPa，取。
键的工作长度：。
由式可得
可见连接的强度足够，选用键
满足要求
3．齿轮3与中速轴II的键连接
(1) 已知
由中速轴II的设计知初步选用A型键:

(2)校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力：
=100-120MPa，取。
键的工作长度：。
由式可得
可见连接的强度足够，选用键
满足要求
4．齿轮4与低速轴III的键连接
(1)已知
由低速轴III的设计知初步选用A键：

(2)校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力=100-120MPa，取。
键的工作长度：。
由式可得：
可见连接的强度足够，选用键
满足要求
5．联轴器与低速轴III的键连接
(1)已知
由低速轴III的设计知初步选用C型键：

(2)校核键连接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢，查[3]表10-10得许用应力=100-120MPa，取。
键的工作长度：。
由式可得

可见连接的强度足够，选用键
满足要求

第十一章 减速器附件设计
项目
内容
结果
1．视孔盖
查[1]表11-4选用的视孔盖。

2．通气器
查[1]表11-5选用通气罩M18×1.5
M18×1.5
3．油面指示器
查[1]表7-10选用杆式油标M16
M16
4．油塞
查[1]表7-11选用M18×1.5型油塞和垫片
M18×1.5
5．起吊装置
查[1]3-18箱盖选用A型吊耳环M20 GB/T 825-1988
M20
6．定位销
查[1]表4-4选用圆柱销GB/T119.1 8 m6×30
M6×30
7．起盖螺钉
查[1]表3-16选用螺钉M8×18 GB/T68-2000
M8×18

第十二章 润滑方式及密封形式的选择
项目
内容
结果
1．齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于高速级大齿轮浸油深度不小于10mm，取为油深h=50mm。查[1]表7-1，选用全损耗系统用油(GB/T 443-1989)L-AN22。
L-AN22
2．滚动轴承的润滑
由于轴承值所以采用通用锂基润滑脂(GB 7321-1994)润滑，选用ZL-2润滑脂。
ZL-2润滑脂
3．密封方法的选取
由于凸缘式轴承端盖易于调整轴向游隙，轴Ⅰ、轴Ⅱ及轴Ⅲ的轴承两端均采用凸缘式端盖。由于采用脂润滑，轴端采用间隙密封，用毡圈密封。
毡圈密封

第十三章 箱体设计
根据[1]表11-1得箱体有关参数见表13-1

表13-1箱体有关参数
名称
符号
设计依据
设计结果
箱座壁厚

9
箱盖壁厚

8
箱座凸缘厚度

13.5
箱盖凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

22.5
地脚螺钉直径

M18
地脚螺钉数目

4
轴承旁联结螺栓直径

14
盖与座联接螺栓直径

10
轴承端盖螺钉直径和数目
,

8，4
窥视孔盖螺钉直径

6
定位销直径

8
、、至外箱壁距离

表11-2
20
至凸缘边缘距离

表11-2
18
轴承旁凸台半径

18
凸台高度

由轴承座外径确定
50
外箱壁至轴承座端面距离

45
大齿轮顶圆距内壁距离
∆1

15
齿轮端面与内壁距离
∆2

12
箱盖、箱座肋厚
、

10

第十四章 总结
通过这次课程设计，我真是收获颇丰,不仅温习、巩固了课本上学所学知识，而且让我们在实际操 作中体会到了多动脑带来的快乐，团体合作的力量以及相互讨论的好处。
机械设计课程设计的过程是艰辛而又充满乐趣的，期间我们不仅对机械的设计的基本过程有了一个初步的认识和了解，即初步接触到了一个真机器的计算和结构的设计，也通过查阅大量的书籍，对有关于机械设计的各种标准有了一定的认识，也加强了对课本的学习和认识。在老师的指导下锻炼了自己综合运用工程图学的理论，结合实际机件绘制标准机械图样的能力，并使所学知识得到进一步的巩固和深化。自己可以将所学理论和生产实践更好地结合起来，牢固地掌握制图知识,提高绘制机械图样的基本技能，与此同时在CAD训练与Pro/E训练方面有显著的提高，懂得公差的标注与整体装配图的组装。
在课程设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能，真正做到了学以致用。并且当我们投入到设计当中去后，我们学会了怎样通过我们学过的知识去解决我们所遇到的问题。综合运用机械设计课程的理论知识，分析和解决与本课程有关的实际问题，使所学知识进一步巩固和加深。

第十五章 参考文献
[1] 吴宗泽，罗圣国主编. 机械设计课程设计手册[M].第3版. 北京：高等教育出版社，2006.5
[2] 孙宝钧主编. 机械设计课程设计[M]. 北京：高等教育出版社，1994
[3] 杨柯桢，程光蕴，李仲生主编. 机械设计基础[M].第5版. 北京：高等教育出版社，2006.5
[4] 龙振宇主编. 机械设计[M]. 北京：机械工业出版社，2002.7
[5] 胡家秀主编. 简明机械零件设计实用手册[M]. 北京：机械工业出版社，1999.10
[6] 王伯平主编. 互换性与测量技术基础[M]. 北京：机械工业出版社，2008.12
[7] 何铭新，钱可强，徐祖茂主编. 机械制图[M].第六版 北京：高等教育出版社，2010.7