山东大学机械设计基础课程设计减速机课设课程设计计算说明书

课程设计计算说明书
设计题目：单级斜齿轮减速器
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目录
一丶课程设计题目 (5)
二丶机械传动装置的总体设计 (6)
2.1确定传动方案 (6)
2.2选择电动机 (6)
2.3传动装置总传动比得计算及其分配 (7)
三、普通V带的设计 (9)
3.1确定计算功率 (9)
3.2选择普通V带的型号 (9)
3.3 确定带轮的基准直径dd1和dd2 (9)
3.4 验算带速 (10)
3.5确定中心距和带长 (10)
3.6验算小带轮包角 (10)
3.7确定V带的根数 (11)
3.8计算张紧力F0 (12)
3.9计算作用在轴上的压轴力 (12)
3.10大小带轮草图 (12)
四、齿轮传动设计 (13)
4.1接触疲劳强度计算 (14)
4.2 确定传动尺寸 (15)
4.3弯曲疲劳强度验算 (16)
4.4齿轮相关系数 (17)
5.1 轴2的设计 (19)
5.1.1 选用轴的材料，确定许用应力 (19)
5.1.2 轴长估算 (19)
5.1.3按弯扭合成强度计算 (20)
5.1.4轴的结构设计 (23)
5.2 轴3的设计和计算 (23)
5.2.1 选用轴的材料，确定许用应力 (23)
5.2.2 轴长估算 (24)
5.2.3按弯扭合成强度计算 (24)
5.2.4轴的结构设计 (26)
六、滚动轴承的设计 (27)
6.1轴2上的轴承1、2的选择计算 (27)
6.2轴3上的轴承3、4的选择计算 (28)
7键的设计计算 (30)
7.1轴与大带轮的键联接 (30)
7.2轴与小齿轮的键联接 (31)
7.3轴与大齿轮的键联接 (31)
7.4轴与联轴器的键联接 (31)
8联轴器的设计计算 (31)
9润滑 (32)
10密封 (32)
12参考文献 (33)
一丶课程设计题目
原料车间一运送冷料运输机，系由电动机经一减速传动装置带动，该减速传动装置由一个单级齿轮(斜齿)减速器和其它传动件组成。

该运输机每日两班制工作，工作期限5年，设计此传动装置。

*学号末尾为3，为第3题
二丶机械传动装置的总体设计2.1确定传动方案
取电机的同步转速n D为1500r min
⁄
n w=60×1000×Vw
π×D =
60×1000×1.8
π×400
=85.944r min
⁄
估算总传动比i′=n D
n w =1500
85.944
=17.453
本设计v带、闭式齿轮、链传动。

其中带实现过载保护，减速机实现较大传动比，连便于调整轴间距。

传动简图如下
2.2选择电动机
本设计选用Y系列三相异步电动机
由已知得P w=nw×Tw
9550=85.944×480
9550
kW=4.320kW
本设计采用圆柱齿轮传动7级精度（稀油润滑）效率η齿=0.98，v带传动效率
η带=0.95，链条取用闭式滚子链η
链
=0.96，四对轴承选用滚动球轴承η滚=0.99，联1
2
4
56
Y132S-4
P m=5.5kw
n m=1440r/min
T w=480N•m
v w=1.8m•s−1 z1=
z2=103
轴器选用弹性联轴器η联=0.99。

查《机械设计课程设计》式2-4得：
η总=η
带
η
齿
η
链
η
联
2η
滚
4 =0.95×0.98×0.96×0.992×0.994=0.841
P0=P w
η
总=4.32
0.841
kW=5.137kW
同步转速n D为1500r min
⁄
查《机械设计课程设计》表2-3采用Y132S-4，结合表2-4得电机参数额定功率P m=5.5kw，电机轴直径D=38mm，满载转速n m=1440r/min，电机中心高度H=132mm
2.3传动装置总传动比得计算及其分配
查《机械设计课程设计》式2-6得：
传动装置的总传动比i
总=n m
n w
=1440
85.94
=16.755
取i
带=2.000 i
减
= 4.100 则i
链
=
i
总
i
带
i
减
=16.755
2.0×4.1
=2.043
①功率P的计算
P1=
P=5.137kW
P2=P1η
带
=5.137×0.95=4.880kW
P3=P2η
滚η
齿
=4.880×0.99×0.98=4.735kW
P4=P3η
滚η
联
=4.735×0.99×0.99=4.641kW
P5=P4η
滚η
链
=4.641×0.99×0.96=4.410kW
P6=P5η
滚η
联
=4.410×0.99×0.99=4.323kW
②转速n的计算
n1=n m=1440 r/min
n2=n1
i
带=1440
2.000
r min
⁄=720.000 r/min
n3=n2
i
减=720.000
4.100
r min
⁄=175.610r/min
n4=n3=175.610r/min
n5=n4
i
链=175.610
2.043
r min
⁄=85.957r/min
n6=n5=85.957r/min ③输入转矩T的计算
T1=9550P1
n1=9550×5.137
1440
N⋅m=34.068N⋅m
T2=9550P2
n2=9550×4.880
720.000
N⋅m=64.728N⋅m
T3=9550P3
n3=9550×4.735
175.610
N⋅m=257.498⋅m
T4=9550P4
n4=9550×4.641
175.610
N⋅m=252.386N⋅m
T5=9550P5
n5=9550×4.410
85.957
N⋅m=489.960N⋅m
T6=9550P6
n6=9550×4.323
85.957
N⋅m=480.294N⋅m
三、普通V带的设计
3.1确定计算功率
工作机为带式运输机,载荷变动小，电动机为I类普通笼型异步电动机，每天工作时间为两班制，每班8小时，共16小时
查《机械设计基础》表13-6（P228）得：
K A=1.2
p c=K A⋅P0=1.2×5.137=6.164kw
3.2选择普通V带的型号
根据计算功率P c=6.164kw，小带轮带速n0=1440r/min
查《机械设计基础》图13-12（P229）得：
选用普通V带的A型号
3.3 确定带轮的基准直径d d1和d d2
（1）选择小带轮基准直径d d1
取d d1=100mm符合表13－7规定的标准系列
由《机械设计基础》表13-4得：d d1≥d dmin满足要求
且符合图13－12规定的范围
（2）确定大带轮基准直径d d2
考虑滑动率ε的影响且取ε=0.02
d d2=(1−ε)n1
n2
d d1=
1440
720.000
×100(1−0.02)=196.000mm
取标准系列靠近值得：
d d2=200mm
3.4 验算带速
v=
πd d1n1
60×1000
=
π×100×1440
60×1000
=7.540m/s
因为带速在5-25m/s范围内，所以带速合适。

3.5确定中心距和带长
初步确定中心距a0,
即0.7(d d1+d d2)≤a0≤2(d d1+d d2)
0.7(100+200)≤a0≤2(100+200)
210mm≤a0≤600mm
取a0=380mm
由《机械设计基础》式13-18得初定的V带基准长度
L0=2a0+π
2(d d1+d d2)+(d d2−d d1)2
4a0
=2×380+π
2×(100+200)+(200−100)2
4×380
=1237.818mm
由《机械设计基础》表13-2（P220）选取相近的基准长度L d=1250mm K L=0.93
实际中心距由《机械设计基础》式13-19得：
a≈a0+L d−L0
2=380+1250−1237.818
2
=386.091mm
3.6验算小带轮包角
由《机械设计基础》式13-20得：
α1=180°−d d2−d d1
a
×57.3°
=180°−200−100386.091
×57.3° =165.159°≥120°
符合要求。

3.7确定V 带的根数
1）由d d1=100mm n =1440r/min 查表13-5得：
A 型V 带，当n=1460时，P 0=1.32kw （2）由式ΔP 0=K b n 1(1−1
K i
)
其中传动比041.2)
02.01(100200
)
1(1
2
2
1=-⨯=
-=
=
εd d n
n d d
i
由《机械设计基础》表13-9（P231）
取K i =1.12
由《机械设计基础》表13-8(P231)
取K b =1.03×10−3
则ΔP 0=K b n 1(1−1K i
)=[1.03×10−3×1440×(1−1
1.12)]kw =0.159kw
（3）小带轮包角α1=165.159° 由《机械设计基础》表13-10
取K α=0.96
由《机械设计基础》表13-2
取K L =0.93,
则V 带根数由《机械设计基础》式13-21（P230）得： z ≥P c
(P
0+ΔP 0)K αK L
= 6.164
(1.32+0.159)×0.96×0.93=4.668
取z=5根
3.8计算张紧力F0
由《机械设计基础》表13-1查得q=0.10kg/m
F0=500P c
zv (2.5
Kα
−1)+qv2
=500×6.164
5×7.540(2.5
0.96
−1)+0.1×7.542=136.826N
3.9计算作用在轴上的压轴力由《机械设计基础》式（13-24）得：
F Q≈2zF0sinα1
2=2×5×136.826×sin165.159°
2
=1356.801N
3.10大小带轮草图
对A型带，带轮的轮缘宽度B=(z−1)e+2f=(5−1)×15+2×10=80mm。

如图所示
四、齿轮传动设计
选用闭式斜齿圆柱齿轮
材料：小齿轮选用45钢，调质处理230HBS
大齿轮选用45钢，正火处理200HBS
精度：7级精度
工作环境：载荷平稳，齿轮在轴上作对称布置，工作有中等冲击，单向转动
P1=4.880kw，n1=720.000r/min μ=i
减
=4.100取小齿轮齿数为z1=25z2=μz1=4.1×25=103β=12°
4.1接触疲劳强度计算
(1）确定小齿轮转矩T1
T1=9.55×106P2
n2=9.55×106 4.880
720.000
=64727.778N⋅mm
（2）确定载荷系数K
由《机械设计基础》表11-4（P183），取K A=1.25
初设速度v<3m/s由《机械设计基础》表11-5，取K v=1
由《机械设计基础》表11-9（P193）取Kα=1.23
由《机械设计基础》表11-8取ψd=b/d1=1
则由《机械设计基础》图11-7，对称布置，取Kβ=1.1
则该斜齿圆柱齿轮传动的载荷系数K为
K=K A KαKβK v=1.25×1.23×1.1×1=1.691
(3）确定弹性系数Z E、节点区域系数Z H、重合度系数Zε和螺旋角系数Zβ
两齿轮均为45钢，查《机械设计基础》表11-6
取Z E=189.8√MPa，初设β=12°，
由《机械设计基础》图11-9取节点区域系数Z H=2.45，重合度系数Zε=√1
Xεt
中对斜齿轮可取X=0.9，由《机械设计基础》式11-25得：
εt =[1.88−3.2(1z 1+1
z 2
)]cos β
=[1.88−3.2(125+1
103)]cos 12°=1.683
则Z ε=√1Xεt
=√1
0.9×1.683=0.813，螺旋角系数由《机械设计基础》式（11-26）得
z β=√cos β=√cos 12∘=0.989 （4）计算许用接触应力[σH ]
因大齿轮由于材料硬度和强度较差。

接触疲劳强度只要按大齿轮计算即可。

大齿轮45钢正火200HBS,由《机械设计基础》图11-10，取 σHlim =500MPa ，
按《机械设计基础》表11-7定失效概率为1%，得S H =1 大齿轮许用接触应力[σH 2]=σHlim s H
=
5001
=500MPa
（5）计算小齿轮分度圆直径d 1
d 1≥√(
Z E Z H Z εZ β[σH2])22KT 1Ψd
μ+1
μ3
=
√(189.8×2.45×0.813×0.989500)2
×2×1.691××64727.7781×4.1+14.1
3
=53.399.mm
（6）验算带速v
v =πd 1n 1
60×1000=
π×53.399×72060×1000
=2.013m/s
与初设速度v<3m/s 相符合
4.2 确定传动尺寸
1）确定模数m n m n =
d 1cos βz 1
=
53.399×cos 12°
25
=2.089mm
由《机械设计基础》表4-1取m n =2mm (2）确定中心距a a =
m n (z 1+z 2)2cos β
=
2×(25+103)2cos 12°
=130.860mm
中心距应圆整为整数，取a =131mm (3）确定螺旋角β β=arccos
m n (z 1+z 2)
2a
=arccos
2×(25+103)2×131
=12°17′8′′
（4）确定齿轮分度圆直径d 1、d 2 d 1=m n z 1
cos β=2×25
cos 12°17′8′′
=51.172mm d 2=
m n z 2
cos β=2×103
cos 12°17′8′′
=210.828mm (5）确定齿宽b 1,b 2
b 2=ψd d 1=1×51.172=51.172mm 圆整取b 2=55mm b 1=b 2+5=60mm
4.3弯曲疲劳强度验算
（1）确定齿形系数Y Fa 、应力修正系数Y sa 、重合度系数Y ε、螺旋角系数Y β 小齿轮当量齿数z v1=z 1cos 3β=25
cos 312°17′8′′=26.799 大齿轮当量齿数z v2=z
2
cos 3β=103
cos 312°17′8′′=110.413 查图11-12，图11-13得：Y Fa1=2.60 Y sa1=1.65 Y Fa2=2.18 Y sa2=1.80 重合度系数因已知X =0.9 εt =1.683
由《机械设计基础》式（11-24）得Y ε=1Xεt
=1
0.9×1.683=0.660
由《机械设计基础》式（11-27）得
Y β=1−β140°=1−
12°17′8′′140°
=0.912
（2）计算许用弯曲应力[σF ]
小齿轮45钢调质230HBS ，查图11-14得：σF lim 1=430MPa 大齿轮45钢正火200HBS ，查图11-14得：σF lim 2=420MPa 因m n =2mm ，查《机械设计基础》图11-15
取尺寸系数Y X =1.0，
失效概率为1%。

查《机械设计基础》表11-7
取安全系数S F =1 计算许用弯曲应力[σF1]=
σF lim 1S F
Y X =
4301
MPa ×1=430MPa
[σF2]=
σF lim 2S F Y X =420
1
MPa ×1=420MPa （3）验算弯曲疲劳强度 σF1=2KT 1
bd 1m n
Y Fa1Y sa1Y εY β
=
2×1.691×64727.77855×51.172×2
×2.60×1.65×0.660×0.912 =100.423MPa ≤430MPA
σF2=σF1Y Fa2Y
sa2Y Fa1Y sa1
=100.423×2.18×1.80
2.60×1.65=91.856MPa ≤420MPA
该对齿轮传动弯曲疲劳强度已足够。

4.4齿轮相关系数
（1）小齿轮
分度圆=51.172mm
齿顶圆d a1=d 1+2m n =51.172+2×2=55.172mm 齿根圆d f1=d 1−2.5m n =51.575−2.5×2=46.172mm
(2)大齿轮
1d
分度圆=210.828mm
齿顶圆d a2=d 2+2m n =210.828+2×2=214.828mm
齿根圆d f2=d 2−2.5m n =210.828−2.5×2=205.828mm 中心距a=131mm
2d
五、轴系零件设计计算
5.1 轴2的设计
5.1.1 选用轴的材料，确定许用应力
选用45钢调质处理，由《机械设计基础》表15-1查得硬度为217-255HBS.
抗拉强度σb=650MPa，查《机械设计基础》表15-3得其许用弯曲正应力
[σ
-1b ]=60MPa[σ
0b
]=102.5MPa
5.1.2 轴长估算
参照《机械设计课程设计》图5-1对轴长进行估算：
箱内齿轮端面至箱内壁的距离a=10~15mm，取12mm
齿轮宽度 ,b1=60mm b2=55mm
轴承端面到箱内壁距离D=10~15mm,取13mm
初估轴承宽度E=20mm
参照《机械设计课程设计》表6-1
得下箱座壁厚δ=0.025a+1=4.275
考虑铸造工艺，取壁厚为9mm
参照《机械设计课程设计》表6-1
得剖分面凸缘尺寸C1=20mm C2=16mm
箱体轴承座凸缘宽度F=δ+C1+C2+(5~8)=9+20+16+7=52mm 轴承端盖凸缘壁厚G=10mm
轴承端盖螺钉头高度H=6mm
大带轮端面至轴承端盖螺钉的距离K=20mm
大带轮轮毂宽M=38×0.8×1.75=53.2mm
两轴承中心相距L=E+2D+2a+b1=20+2×13+2×12+60=130mm 带轮中心到左轴承中心距离L1=F-D-E/2+G+H+K+M/2=52-13-20÷
2+10+6+20+53.2÷2=91.6mm
5.1.3按弯扭合成强度计算
输入功率P2=4.880kw;转速n2=720.000r/min;
输入转矩T2=63.190N⋅m；压轴力F Q=1356.801N;d1=51.172mm
(1）画轴的空间受力简图(a)
F t=2T2
d1
=
2×64.728×1000
51.172
=2529.821N
F r=F t tanαn
cosβ
=2529.821×
tan20°
cos12°17′8′′
=942.360N
F a=F t tanβ=2529.821×tan12°17′8′′=550.922N
(2）作水平面的弯矩
H
M图（b）
求支座反力：
F RHA=F r
2−F ad1
2L
-F Q L+L1
L
=942.360
2
-550.922×51.172
2×130
-1356.801×91.6+130
130
=-1950.074N
F RHB=F a d1
2L +F r
2
+F Q L1
L
=550.922×51.172
2×130
+942.360
2
+1356.801×91.6
130
=1537.633N
截面A弯矩为
M HA=F Q L1=1356.801×0.0916N∙m=124.283N∙m
截面C的左侧弯矩为
M HC
1
=F Q(L1+L÷2)+F RHA L2⁄=1356.8×(0.0916+0.13÷2)−1950.074×
0.13÷2=81.650 N ∙m
截面C 的右侧弯矩为
M HC 2=F RHB L/2=1537.633×0.13÷2=99.946 N ∙m
(3）作垂直面的弯矩V M 图
求支座反力
N F F t
RVB RVA 906.12642
2529.8212F ==== 截面C 处的弯矩为
M VC =−F RVA L 2=−1264.906×0.132
N ∙m =−82.219N ∙m （4）作合成弯矩图（d ）
截面A 处的合成弯矩为
M A =M HA =124.283N ∙m
截面C 左侧的合成弯矩为
M C 1=√M VC 2+M HC 12=√(−82.219)2+81.6502N ∙m =115.874N ∙m 截面C 右侧的合成弯矩为
M C 2=√M VC 2+M HC 22=√(−82.219)2+99.9462N ∙m =129.419N ∙m （5）作转矩T 图
T =T 2=64.728N ∙m
（6）作当量弯矩M e 图
因单向转动，可认为转矩为脉动循环变化，故校正系数
[][]585.05
.1026001-===b b σσα， 危险截面A 处的当量弯矩为
M eA =√M A 2+(aT )2=√124.2832+(0.585×64.728)2N ∙m =129.923N ∙m
危险截面C 处左侧的当量弯矩为
M eC 1=√M C 1
2+(aT)2=√115.8742+(0.585×64.728)2N ∙m =121.904N ∙m 危险截面C 处右侧的当量弯矩为
M eC 2=√M C 2
2+(aT)2=√129.4192+(0.585×64.728)2N ∙m =134.845N ∙m 危险截面D 处的当量弯矩为
M eD =aT =0.585×64.728N ∙m =37.866N ∙m
（7）计算危险截面处的轴径
由《机械设计基础》式15-4
截面A 处的轴径
d ≥√1000M eA 0.1[σ−1b ]3
=√1000×129.9230.1×603mm =27.873mm 截面C 处的轴径
d ≥√1000M eC 20.1[σ−1b ]3
=√1000×134.8450.1×603mm =28.220mm 因C 处有键槽，将直径放大5%，即28.220mm ×1.05=29.631mm 。

截面D 处的轴径
d ≥√1000M eD 0.1[σ−1b ]3
=√1000×37.8660.1×603mm =18.480mm 因D 处有键槽，故将直径放大5%，即18.480mm ×1.05=19.404mm 。

5.1.4轴的结构设计
（1)确定轴上零件位置及固定方式
因为是单级齿轮减速器，故齿轮位置在箱体内壁中央，轴承对称布置在齿轮两边，轴外伸端安装带轮。

对称靠轴环和封油环实现轴向定位和轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴两端通过轴承盖实现轴向定位。

带轮靠轴肩，平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位
5.2 轴3的设计和计算
5.2.1 选用轴的材料，确定许用应力
选用45钢调质处理，由《机械设计基础》表15-1查得硬度为217-255HBS.
抗拉强度σb=650MPa，查《机械设计基础》表15-3得其许用弯曲正应力
[σ
-1b ]=60MPa[σ
0b
]=102.5MPa
5.2.2 轴长估算
初估轴承宽度20mm
两轴承中心相距L==130mm
5.2.3按弯扭合成强度计算
输入功率P 3=4.735kw;转速n 3=175.610r/min;
输入转矩T 3=257.498N ⋅m;d 2=210.828mm
画轴的空间受力简图(a)
F t =2T 3d 2=2×257.498×1000210.828
=2442.731N F r =F t tan αn cos β=2442.731×tan 20°cos 12°17′8′′
=909.919N F a =F t tan β=599.446×tan 12°17′8′′=531.956N
作水平面的弯矩H M 图（b ）
求支座反力：
F RHA =F r 2−F ad 22L =
909.9192
-531.956×210.8282×130=23.609N F RHB =F a d 22L +F r 2=909.9192+531.956×210.8282×130
=886.310N 截面C 的左侧弯矩为
M HC 1=F RHA L 2⁄=23.609×0.13÷2=1.534 N ∙m
截面C 的右侧弯矩为
M HC 2=F RHB L/2=886.310×0.13÷2=57.610 N ∙m
(3）作垂直面的弯矩V M 图
求支座反力
N F F t
RVB RVA 366.12212
2442.7312F ==== 截面C 处的弯矩为
M VC =−F RVA L 2=−1221.366×0.132
N ∙m =−79.389N ∙m （4）作合成弯矩图（d ）
截面C 左侧的合成弯矩为
M C 1=√M VC 2+M HC 12=√(−79.389)2+1.5342N ∙m =79.404N ∙m 截面C 右侧的合成弯矩为
M C 2=√M VC 2+M HC 22=√(−79.389)2+57.6102N ∙m =98.089N ∙m （7）作转矩T 图
T =T 3=257.498N ∙m
（8）作当量弯矩M e 图
因单向转动，可认为转矩为脉动循环变化，故校正系数
[][]585.05
.1026001-===
b b σσα，
危险截面C 处右侧的当量弯矩为
M eC 2=√M C 22+(aT)2=√98.0892+(0.585×257.498)2N ∙m =179.757N ∙m 危险截面B 、D 处的当量弯矩为
M eB =M eD =aT =0.585×257.498N ∙m =150.636N ∙m
（7）计算危险截面处的轴径
由《机械设计基础》式15-4
截面C 处的轴径
d ≥√1000M eC 20.1[σ−1b ]3
=√1000×179.5750.1×603mm =31.048mm 因C 处有键槽，将直径放大5%，即31.048mm ×1.05=32.600mm 。

截面B 、D 处的轴径
d ≥√1000M eD 0.1[σ−1b ]3
=√1000×150.6360.1×603mm =29.281mm 因D 处有键槽，故将直径放大5%，即29.281mm ×1.05=30.746mm 。

5.2.4轴的结构设计
确定轴上零件位置及固定方式
因为是单级齿轮减速器，故齿轮位置在箱体内壁中央，轴承对称布置在
齿轮两边。

对称靠轴环和封油环实现轴向定位和轴向固定，靠平键和过盈配合实现
周向固定，两端轴承靠挡油环实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴两端通过轴承盖实现轴向定位。

带轮靠轴肩，平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。

六、滚动轴承的设计
6.1轴2上的轴承1、2的选择计算
轴承参数表
轴承型号 内径d(mm) 外径D(mm) 宽度B(mm) 基本额定动载
荷(kN)
7207AC 35 72 17 29
高速轴轴承示意图
根据前面的计算，选用7207AC 角接触球轴承，内径d=35mm ，外径D=72mm ，宽度B=17mm
轴承基本额定动载荷C r =29kN ，额定静载荷C 0r =19.2kN ，轴承采用正装。

要求寿命为L h =48000h 。

当F a /F r ≤0.68时，P r =F r 当F a /F_r>0.68，P r =1F r +0.87F a
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
F N1=√F NH12+F NV12=√1572.412+3014.722=3400.15N
F N2=√F NH22+F NV22=√1572.412+2266.062=2758.17N
F d1=0.68F N1=0.68×3400.15=2312.1N
F d2=0.68F N2=0.68×2758.17=1875.56N
由前面计算可知轴向力F ae =749.26N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

F a1=F ae +F d2=749.26+1875.56=2624.82N
F a2=F d2=1875.56N
F a1F N1=2624.823400.15
=0.77>0.68 F a2F N2=1875.562758.17
=0.68≤0.68 查表得X 1=0.41，Y 1=0.87，X 2=1，Y 2=0
查表可知f t =1，f p =1
P r1=X 1 F N1+Y 1 F a1=0.41×3400.15+0.87×2624.82=3677.65N
P r2=X 2 F N2+Y 2 F a2=1×2758.17+0×1875.56=2758.17N
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
L h =10660n (f t C r f p P r
)3
=48021.28h >48000h 由此可知该轴承的工作寿命足够。

6.2轴3上的轴承3、4的选择计算
轴承参数表
轴承型号 内径d(mm) 外径D(mm) 宽度B(mm) 基本额定动载
荷(kN)
7211AC 55 100 21 50.5
低速轴轴承示意图
根据前面的计算，选用7211AC 角接触球轴承，内径d=55mm ，外径D=100mm ，宽度B=21mm
轴承基本额定动载荷C r =50.5kN ，额定静载荷C 0r =38.5kN ，轴承采用正装。

要求寿命为L h =48000h 。

当F a /F r ≤0.68时，P r =F r 当F a /F_r>0.68，P r =1F r +0.87F a
由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
F N1=√F NH12+F NV12=√1529.432+1719.572=2301.32N
F N2=√F NH22+F NV22=√1529.432+575.082=1633.97N
F d1=0.68F N1=0.68×2301.32=1564.9N
F d2=0.68F N2=0.68×1633.97=1111.1N
由前面计算可知轴向力F ae =728.77N
由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

F a1=F ae +F d2=728.77+1111.1=1839.87N
F a2=F d2=1111.1N
F a1 F N1=
1839.87
2301.32
=0.8>0.68
F a2 F N2=
1111.1
1633.97
=0.68≤0.68
查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0
查表可知f t=1，f p=1
P r1=X1 F N1+Y1 F a1=0.41×2301.32+0.87×1839.87=2544.23N P r2=X2 F N2+Y2 F a2=1×1633.97+0×1111.1=1633.97N
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
L h=106
60n
(
f t C r
f p P r
)
3
=1517085h>48000h
由此可知该轴承的工作寿命足够。

7键的设计计算
7.1轴与大带轮的键联接
选用A型普通键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。

键的工作长度l=L-b=37mm
大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4 T
h l d
=39MPa<[σ]p=60MPa
7.2轴与小齿轮的键联接
选用A型普通键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长70mm。

键的工作长度l=L-b=60mm
小齿轮材料为45钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4 T
h l d
=26MPa<[σ]p=120MPa
7.3轴与大齿轮的键联接
选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长63mm。

键的工作长度l=L-b=47mm
大齿轮材料为45钢，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4 T
h l d
=74MPa<[σ]p=120MPa
7.4轴与联轴器的键联接
选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T1096-2003）,键长100mm。

键的工作长度l=L-b=86mm
8联轴器的设计计算
因为弹性柱销联轴器具有结构简单，制造容易，寿命较长，传递转矩较大等优
点，所以选择弹性柱销联轴器。

对于转矩变化小的运输机，原动机为电动机，查《机械设计基础》表18-1取工
作情况系数K A=1.5
查《机械设计基础》式18-1得T c=K A T3=1.5×257.498=386.234N⋅m
按GB4323-84，根据转矩和轴径选定LX2联轴器JA35×60
ZA32×82
9润滑
齿轮传动采用油池润滑，查《机械设计课程设计手册》表7-1，选用工业闭式
齿轮，代号为L-CKC100（GB 5903—1995)。

滚动轴承中采用脂润滑，选用全损
耗系统用油，代号为L-AN22（GB 443—1989）。

10密封
轴承伸出端采用毡圈密封形式
轴承靠箱体内侧用挡油环密封
箱盖与箱座接合面上涂密封胶或水玻璃
轴承端盖与箱体接触面处采用一组调整垫片进行密封，检查孔盖处采用垫片进行
密封，放油螺塞处采用垫圈进行密封。

11. 箱体结构尺寸计算
箱座壁厚δ0.025a+1=0.025×202+1≥88mm
箱盖壁厚δ10.02a+1=0.02×202+1≥88mm 箱盖凸缘厚度b1 1.5δ112mm
箱座凸缘厚度b 1.5δ12mm 箱座底凸缘厚度b2 2.5δ20mm 地脚螺栓的直径df0.047a+8=0.047×202+8M20地脚螺栓的数目n4轴承旁连接螺栓直径d10.75df M16盖与座连接螺栓直径d2(0.5～0.6)df M12轴承端盖螺钉直径d3(0.4～0.5)df M8视孔盖螺钉直径d4(0.3～0.4)df M6定位销直径d(0.7～0.8)d210mm df、d1、d2至外箱壁距离C1查表26mm、
22mm、
18mm
df、d1、d2至凸缘边缘距
离C2查表24mm、
20mm、
16mm
轴承旁凸台半径R1C220mm 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
51mm
外箱壁至轴承座端面距离l1C1+C2+(5～10)47mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离△1>1.2δ12mm 齿轮端面与内箱壁距离△3>δ10mm 箱盖、箱座肋厚m1、m m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ8mm、8mm 高速轴承端盖外径D1D+(5～5.5)d3；D--轴承外径112mm 低速轴承端盖外径D2D+(5～5.5)d3；D--轴承外径140mm 12参考文献
[1]。