带式输送机传动装置一级圆柱直齿轮减速器设计word精品文档26页

郑州大学
机械设计课程设计
计算说明书
题目：带式运输机传动系统一级直齿圆柱齿轮减速器
学生姓名：杨泽坤
学号： 200978030225
学校：郑州大学
专业：汽车制造与装配技术
指导教师：王成明李霞张响张军
目录
第1章概述 (3)
1.1 设计的目的 (3)
1.2 设计的内容和任务 (3)
1.2.1设计的内容 (4)
1.2.2 设计的任务 (4)
1.3 设计的步骤 (5)
第2章传动装置的总体设计 (5)
2.1 拟定传动方案 (5)
2.2选择原动机——电动机 (6)
2.2.1选择电动机类型和结构型式 (6)
2.2.2确定电动机的功率 (6)
2.2.3确定电动机的转速 .....................................................................错误！未定义书签。

2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 (8)
2.3.1计算总传动比 (9)
2.3.2合理分配各级传动比 (9)
2.4算传动装置的运动和动力参数 (9)
2.4.1 0轴（电机轴）输入功率转速转矩 (10)
2.4.2 1轴（高速轴）输入功率转速转矩 (10)
2.4.3 2轴（低速轴）输入功率转速转矩 (10)
2.4.4 3轴（滚筒轴）输入功率转速转矩.................................. 错误！未定义书签。

0第3章传动零件的设计计算 .. (12)
3.1 减速箱外传动零件——带传动设计................................................... 错误！未定义书签。

2
3.1.1带传动设计要求： ................................................................... 错误！未定义书签。

2
3.1.2 V带传动设计计算 ................................................................. 错误！未定义书签。

2 3.2减速器内传动零件—--齿轮设计....................................................... 错误！未定义书签。

5
3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数................................ 错误！未定义书签。

5
3.2.2 按齿面接触强度设计 .............................................................. 错误！未定义书签。

6
3.2.3 按齿根弯曲强度计算 (18)
3.2.4、齿轮几何尺寸计算 ................................................................ 错误！未定义书签。

0 3.3 轴的设计——输入轴的设计 .............................................................. 错误！未定义书签。

0
3.3.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径................................ 错误！未定义书签。

0
3.3.2初步设计输入轴的结构 ........................................................... 错误！未定义书签。

1 3.4轴的设计——输出轴的设计 (22)
3.4.1初步确定轴的最小直径 ........................................................... 错误！未定义书签。

2
3.4.2初步设计输出轴的结构 (23)
第4章部件的选择与设计 (25)
4.1轴承的选择 (25)
4.1.1输入轴轴承 (25)
4.1.2输出轴轴承 (25)
4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 (26)
4.3轴承端盖的设计与选择 (27)
4.3.1类型 (27)
4.4 滚动轴承的润滑和密封 (28)
4.5联轴器的选择 (29)
4.5.1、联轴器类型的选择 (29)
4.5.2、联轴器的型号选择 (29)
4.6其它结构设计 (29)
4.6.1通气器的设计 (29)
4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩 (30)
4.6.3启盖螺钉 (30)
4.6.4定位销 (31)
4.6.5油标 (31)
4.6.6放油孔及螺塞 (31)
4.7箱体 (32)
第5章结论 (33)
参考文献 (34)
第1章概述
1.1 设计的目的
设计目的在于培养机械设计能力。

设计是完成机械专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：
1. 通过设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。

2. 通过设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法和程序，培养独立设计能力。

3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。

1.2 设计的内容和任务
1.2.1设计的内容
本设计的题目为一级直齿圆柱齿轮减速器，设计的主要内容包括以下几方面：
（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；
（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；
（3）进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；
（4）绘制减速器装配图及典型零件图；
（5）编写设计计算说明书。

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1.2.2 设计的任务
（1）减速器装配图1张（0号图纸）
（2）输入轴输出轴零件图各1张
（3）齿轮零件图1张
（4）减速器箱体零件图1张
（5）设计说明书1份
1.3 设计的步骤
遵循机械设计过程的一般规律，大体上按以下步骤进行：
1. 设计准备认真研究设计任务书，明确设计要求和条件，认真阅读减速器参考图，熟悉设计对象。

2. 传动装置的总体设计根据设计要求拟定传动总体布置方案，选择原动机，计算传动装置的运动和动力参数。

3. 传动件设计计算设计装配图前，先计算各级传动件的参数确定其尺寸，并选好联轴器的类型和规格。

一般先计算外传动件、后计算内传动件。

4. 装配图绘制计算和选择支承零件，绘制装配草图，完成装配工作图。

5. 零件工作图绘制零件工作图应包括制造和检验零件所需的全部内容。

6. 编写设计说明书设计说明书包括所有的计算并附简图，并写出设计总结。

第2章传动装置的总体设计
传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。

2.1 拟定传动方案
机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。

传动装置将原动机
的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。

课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。

现考虑有以下两种传动方案如下图所示：
a) b)
图2-1 带式运输机传动方案比较
传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。

设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。

下面为图1中a、b两种方案的比较。

a方案结构简单，尺寸紧凑，成本低，操作维护方便；
b方案相比较,宽度尺寸较大，成本高。

根据传动要求，工作条件，故选择方案a，同时加上V型带传动。

即采用V 带传动和一级圆柱齿轮减速器传动。

2.2选择原动机——电动机
电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。

2.2.1选择电动机类型和结构型式
电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。

交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价
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格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。

2.2.2确定电动机的功率
电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。

1. 带式输送机所需的功率w P
由[1]中公式（2-1）得：kW FV P w 2.761000/.4148001000/=⨯== 设计题目给定：输送带拉力F （N ）=4800N
输送带速度V(m/s)=1.4m/s
2. 计算电动机的输出功率d P
根据文献[1]（《机械设计课程设计》唐增宝 常建娥 主编 华中科技大学出版）表2—2确定个部分效率如下：
弹性联轴器：99.01=η（一个）
滚动轴承（每对）：99.02=η（共三对，两对减速器轴承，一对滚筒轴承） 圆柱齿轮传动：98.03=η（精度7级）
传动滚筒效率：96.04=η V 带传动效率：95.0=带η
得
电动机至工作机间的总效率：8585
.095.06.9098.099.099.099.099.0432221=⨯⨯⨯⨯⨯⨯=∙∙∙∙∙∙=带总ηηηηηηηη电动机的输出功率：KW FV P d 3.878585
.01000.4148001000=⨯⨯==总η 2.2.3确定电动机的转速
同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，
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价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。

三相异步电动机常用的同步转速有min /3000r ，min /1500r ，min /1000r ，min /750r ，常选用min /1500r 或min /1000r 的电动机。

1. 计算滚筒的转速w n 由公式D
V n w π601000⨯=计算滚筒转速w n ： 工作机的转速：min /.553500.41601000601000r D V n w =⨯⨯=⨯=
ππ 设计题目给定：滚筒直径D=500mm
输送带速度V(m/s)=1.4m/s
2. 确定电动机的转速d n
由参考文献[2]（机械设计）中表18—1可知一级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为5~3=i ，由参考文献[1] V 带传动比范围为4~2=i ，所以总传动比合理范围为20~6=总i ，故电动机转速的可选范围是：
符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min
由参考文献[1]中表16—1查得：
方案
电动机型号 额定功率 （KW ） 电动机转速n/(r/min) 参考重量（kg ） 同步转速 满载转速 1
Y160M-4 11 1500 1460 99 2
Y160L-6 11 1000 970 142 3 Y180L-8 11 750 730 151
表16—1中，考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和总传动比，即选定3号方案，电动机型号为Y180L-8。

其主要参数如下：
表2-1电动机相关参数
表2-2带式输送机相关参数
2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
由选定电动机的满载转速m n 和工作机主动轴的转速w n 可得传动装置的总传动比w m n n i /=对于多级传动()n i i i i i ⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅⋅=321计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。

2.3.1计算总传动比
由电动机的满载转速min /730r n m =和工作机主动轴的转速53.5r/min ， 可得：
总传动比64.135
.53730/===w m n n i 2.3.2合理分配各级传动比
由参考文献[1]中表2—3，取带传动比3=带i ，i=13.64， 则 一级减速器传动比
表2-3传动比分配
总传动比
电机满载转速 电机-高速轴 高速轴-低速轴 滚筒转速 i=13.64 730r/min v i =3 12i =4.55
53.5 r/min 型号
额定功率 满载转速 计算输出功率 轴伸长 中心高 轴颈 键槽宽 Y180L-8 11kw 730 r/min 9.1kw 110mm 180mm 48mm 14mm
皮带速度
皮带拉力 滚筒直径 工作条件 每天时间 设计寿命 转速 功率 1.4m/s 4800N 500mm 平稳连续 8小时 10年 53.5r/min 6.7kw
2.4算传动装置的运动和动力参数
为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。

2.4.1 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩
2.4.2 1轴（高速轴）输入功率、转速、转矩
2.4.3 2轴（低速轴）输入功率、转速、转矩
2.4.4 3轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩
各项指标误差均介于+0.5%～-0.5%之间。

各轴运动和动力参数见表4：
表2-4各轴运动和动力参数
轴名功率P (/kw) 转矩T（N/ m）转速n (r/min) 传动比i
效率
0电机轴7.83 102.43 730
3 0.95
Ⅰ轴7.44 291.93 243.3
4.55 0.98
II轴7,29 1301.72 53.47
1 0.99
III滚筒轴7.145 1275.8 53.47
注：各轴输出都是依据该轴输入乘以该轴承效率得出，一对滚动球轴承效率取0.99.
第3章传动零件的设计计算
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3.1 减速箱外传动零件——带传动设计 参考[2]中P163例题
3.1.1带传动设计要求：
1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。

2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。

3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。

小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。

3.1.2 V 带传动设计计算
1、确定计算功率
由[2]中表8-7查得工作情况系数1.1=A K
由[2]中公式8-21：d A ca P K P =
2、选择V 带的带型
根据kW P ca 13.68=及m in /730r n m =,由[2]中图8-11选用B 型
3、确定带轮的基准直径d d 并验算带速v
①初选小带轮的基准直径1d d
由[2]中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径mm d d 1501=
②验算带速v
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按[2]中公式8-13验算带的速度 因为s m v s m /25/5<<,故带速合适。

③计算大带轮的基准直径。

根据[2]中公式8-15a 计算大带轮的基准直径2d d 由[2]中表8-8取mm d d 4502=
4、确定V 带的中心距0a 和基准长度d L
①根据[2]中公式8-20，()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+, 初定中心距mm a 5000=
②由[2]中公式8-22计算所需的基准长度 由[2]中表8-2选带的基准长度mm L d 2000= ③计算实际中心距a 由[2]中公式8-23计算 5、验算小带轮上的包角1α 根据[2]中公式8-25计算： 6、计算带的根数z
①计算单根V 带的额定功率r p
由mm d d 1501=和m in /730r n m =,查[2]中表8-4a 得kw P 93.10=
根据3min /970m in /730===i r n r n m 、、和B 型带查[2]中表8-4b 得
kw P 23.00=∆
查[2]中表8-5得914.0=αK ，查[2]中表8-2得98.0=L K , 于是由[2]中公式8-26： ②计算V 带的根数z
取5根
7、计算单根V 带的初拉力的最小值()min 0F 根据[2]中公式8-27：
其中q 由[2]中表8-3得B 型带m kg q /18.0= 应使带的实际初拉力()min 00F F 。

8、计算压轴力
压轴力的最小值由[1]中公式8-28得： 9、带轮结构设计
查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：mm B 995.112194=⨯+⨯= V 型带传动相关数据见表3-0V 。

表3-0 V 型带传动相关数据
计算功率
∂
c P （kw ）
传动比 i 带速 V (m/s) 带型 根数 单根初拉力（N ） 压轴力 （N ） 8.613 3 5.73 B 5
266.74
3063.39 小带轮直径 (mm) 大带轮直径(mm) 中心距 (mm) 基准长度 （mm ） 带轮宽度(mm)
小带轮包角 150
450
510
2000
99
146.290
3.2 减速器内传动零件——齿轮设计 [2]中P211题
3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下： 1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动
2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择7级精度
3. 材料 由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS
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小齿轮 40Cr 调质 硬度270HBS 大齿轮 45钢 调质 硬度230HBS 4. 试选择小齿轮齿数 251=z
大齿轮齿数 5.71132555.41122=⨯=∙=Z i z 取1142=z 齿数比55.4121==i u 3.2.2 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内各计算数值 ①试选载荷系数3.1=t k ②小齿轮转矩mm N n P T I ⋅⨯=⨯⨯=⨯
⨯=56161102.923
.2434.471055.91055.9 ③由文献[2]中表10-6查得材料弹性影响系数2
1
8.189MPa z E = ④齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数1=d φ
⑤由文献[2]中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： ⑥计算应力循环次数
⑦由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数 ⑧计算接触疲劳许应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由文献[2]中式10-12
⒉计算 由式32
1111][132.2⎪⎪⎭⎫
⎝⎛∙±∙∙≥H E t Z u u d KT d σφ ①试算小齿轮分度圆直径t d 1 ②计算圆周速度v s m n d v t /16.11000
603
.2433.8901000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯⋅⋅=
ππ
③计算齿宽b mm d b t d 3.8903.89011=⨯=⋅=φ
④计算齿宽与齿高比h b
模数 63.325
3.89011===
Z d m t t 齿高 17.863.325.225.2=⨯==t m h ⑤ 计算载荷系数
据s m v /16.1= 7级精度。

由图10-8查动载荷系数04.1=v K 直齿轮1==ααF H K K
由文献[2]中表10-2查得使用系数1=A K 由文献[2]中表10-4
用插入法查得7级精度、小齿轮相对非对称布置时
43.13.8901023.06.118.012.11023.0)6.01(18.012.1332
2=⨯⨯+⨯+=⨯⨯+⨯++=--b K d d H φφβ由
12.11=h
b
43.1=βH K 在文献[2]中查图10-13 得35.1=βF K 故载荷系数49.143.1104.11=⨯⨯⨯==βαH H v A K K K K K
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献[2]中式10-10a 得 ⑦ 计算模数m mm Z d m 8.7325
7
.49411===
3.2.3 按齿根弯曲强度计算
由文献[1]中10-5设计公式 1. 确定公式内各计算数值
① 由文献[2]中图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ 大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ
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② 由文献[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 85.01=FN K 88.02=FN K ③ 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数4.1=S 由[2]中式10-12 ④ 计算载荷系数K ⑤ 查取齿形系数
由[2]中表10-5查得 62.21=Fa Y 177.22=Fa Y
⑥ 查取应力校正系数
由[2]中表10-5查得 59.11=Sa Y 793.12=Sa Y
计算大小齿轮的 大齿轮的数值大 2. 设计计算
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积有关，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 2.92并根据就近圆整为标准值
3=m ，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径mm d 7.4941=，
算出小齿轮的齿数
大齿轮的齿数8.21433255.42=⨯=z 取1442=z 实际传动比：5.432
144
==
i 传动比误差：%5%1%10014
.414
.45.4≤=⨯-=
∆i 允许
3.2.4、齿轮几何尺寸计算
①分度圆直径 mm m z d 9633211=⨯=⋅= mm m z d 432314422=⨯=⋅=
② 中心距m a 2642
432
96=+=
③ 齿轮宽度mm d b d 961==φ 取 mm B 961= mm B 902= 圆周力：N d T F t 7.8608110963
.9291223
111=⨯⨯==
- 径向力：N F F t r .6221320tan 7.8608120tan 11=⨯=⋅=
表3-1 齿轮设计几何尺寸及参数
齿轮 压力
角
模数
中心 距 齿数 比
齿数 分度圆
直径 齿根圆 直径 齿顶圆
直径 齿宽
小齿轮
20° 3
264
4.5
32
96
90
102
96
大齿轮
144
432
426
438
90
3.3 轴的设计——输入轴的设计
3.3.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径
1、确定轴的材料
输入轴材料选定为40Cr ，锻件，调质。

2、求作用在齿轮上的力
根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力： 输入轴的功率 KW P I 4.47= 输入轴的转速 m in /3.2431r n = 输入轴的转矩 m N T ⋅=I 3.9291 圆周力：N d T F t 7.8608110
963
.9291223111=⨯⨯==
- 径向力：N F F t r .6221320tan 7.8608120tan 11=⨯=⋅=
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3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据[2]中表15—3，取1120=A 3.3.2初步设计输入轴的结构
根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度
①已知轴最小直径为mm d 18.35min =，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值mm d A 40=，为了与外连接件以轴肩定位，故取B 段直径为mm d B 50=。

②初选滚动轴承。

因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（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。

参照工作要求并根据mm d B 50=，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6211，其尺寸为2110055⨯⨯=⨯⨯B D d ，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩。

③由于轴承长度为21mm ，根据挡油板总宽度为18mm 故mm l l H C 39==，根据箱座壁厚，取12 且齿轮的右端面与箱内壁的距离12δ≥∆，则取mm 122=∆，由于挡油板内测与箱体内壁取3mm ，故mm l G 9312=-=。

④设计轴承端盖的总宽度为45mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm ，故mm l B 75=。

根据根据带轮宽度可确定
mm l A 118=
图3-1输入轴结构简图
3.4轴的设计——输出轴的设计
3.4.1初步确定轴的最小直径
1、确定轴的材料
输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。

2．求作用在齿轮上的力
根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：
输出轴的功率 KW P II 9.27= 输出轴的转速 m in /7.4532=n 输出轴的转矩 m N T ⋅=2.71301II ３.初步确定轴的最小直径 3.4.2初步设计输出轴的结构
１．输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径g d ，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩
1T K T A ca =查[2]表14-1，考虑到转矩变化很小故取5.1=A K ，则：m N m N T K T II A ca ∙=∙⨯==8.519522.713015.1
２．初选联轴器
按照计算ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查[1]表13-5,选用型号为LT10的Y 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为m N ∙2000。

半联轴器的孔径
mm d g 85=,故取mm d g 85=半联轴器长度mm L 172=。

3．根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度
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图3-4输出轴结构简图
４．轴的结构设计
（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度
①根据已确定的85=g d mm ，g 段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取f 段直径为mm d f 115=。

②初选滚动轴承。

因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。

参照工作要求并根据m d f 115=，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61924（参考文献[3]），其尺寸为22165120⨯⨯=⨯⨯B D d ，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，取轴肩长为8mm 。

③由于轴承长度为22mm ，挡油板总宽为18mm 故mm l e 40=。

④设计轴承端盖的总宽度为45mm （由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm ，故mm l f 75=。

第4章 部件的选择与设计
4.1轴承的选择
轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。

4.1.1输入轴轴承
1. 轴承类型的选择
由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。

轴承承受的径向载荷N P .62213=；轴承转速m in /3.2431r n =；轴承的预期寿命
h L h 24000103008=⨯⨯=
2.轴承型号的选择
求轴承应有的基本额定动载荷值
按照[3] 表22-1选择kN C 5.33=的6211轴承 4.1.2输出轴轴承
1.轴承类型的选择
由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。

轴承承受的径向载荷 N P 5.2193=； 轴承承受的转速 m in /.4533r n =
轴承的预期寿命 h L h 24000103008=⨯⨯= 2.轴承型号的选择
求轴承应有的基本额定动载荷值
按照[3] 表22-1选择kN C 8.40=的61924轴承
4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算
1、输入轴键连接
由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。

输入轴轴端选择A 型普通平键。

其尺寸依据轴颈mm d 40=，由[2]中表6-1选择810⨯=⨯h b 。

键长根据皮带轮宽度B=99，选取键的长度系列取键长L=90.
② 校核键连接的强度
键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力
[]MPa
p 120~100=σ取平均值[]MPa p 110=σ。

键的工作长度
mm b L l 801090=-=-=，键与轮毂键槽的接触高度mm h K 485.05.0=⨯==
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由[2]中式6-1得[]p p MPa d l K T σσ<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅=
.64540
804103.9291210233
Ⅰ，强度足够。

键9010⨯=⨯L b
2. 输出轴端与联轴器的键连接
据输出轴传递的扭矩II T 应小于联轴器公称转矩。

查[1]表13-5。

选用LT10型弹性联轴器。

其公称转矩为m N T n ⋅=2000。

半联轴器孔径mm d 851=。

① 选择键连接的类型及尺寸
据输出轴轴端直径mm d 85=，联轴器Y 型轴孔mm d 851=，轴孔长度
mm L 172=选取A 型普通平键1401425⨯⨯=⨯⨯L h b
② 校核键连接的强度
键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力
[]MPa
p 120~100=σ取平均值[]MPa p 110=σ。

键的工作长度
mm b L l 11525140=-=-=，键与轮毂键槽的接触高度mm h K 7145.05.0=⨯==。

由[2]中式6-1得[]p II p MPa d l K T σσ<=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⨯⋅=5.03885
1157102.7130121023
3，强
度足够。

键14025⨯=⨯L b
4.3轴承端盖的设计与选择
4.3.1类型
根据箱体设计和所使用的轴承，选用凸缘式轴承端盖。

各轴上的端盖；闷盖和透盖：
闷盖示意图 透盖示意图
4.4 滚动轴承的润滑和密封
当浸油齿轮圆周速度s m v /2<,轴承内径和转速乘积
min /1025r mm d n ⋅⨯≤时，宜采用脂润滑。

为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂
混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.
根据[1]表15-4知:轴承选用钠基润滑脂
4.5联轴器的选择
4.5.1、联轴器类型的选择
为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。

弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移
4.5.2、联轴器的型号选择
（１）计算转矩
由[2]中表14-1查得5.1=A K ，故由[2]中式（14-1）得计算转矩为 式中K 为工作情况系数，由工作情况系数表确定。

（3）选择联轴器型号
根据[1]表13-5中查得LT10型弹性柱销联轴器的许用转矩为 m N ∙2000,许用最大转速为2300r/min ，轴径为mm 95~63之间，故合用。

则联轴器的标记：
10
LT联轴器172
85
4.6其它结构设计
4.6.1通气器的设计
通气器多装在箱盖顶部或窥视孔盖上，其作用是将工作时箱内热涨气体及时排出。

其结构基本如下：
4.6.2吊环螺钉、吊耳及吊钩
为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。

4.6.3启盖螺钉
启盖螺钉的直径一般等于凸缘联接螺栓的直径，螺纹有效长度大于凸缘厚度。

螺杆端部要做成圆柱形或大倒角、半圆形，以免启盖时顶坏螺纹。

4.6.4定位销
定位销有圆柱形和圆锥形两种结构，一般取圆锥销。

4.6.5油标
油标用来指示油面高度，常见的有油尺、圆形油标、长形油标等。

一般采用带有螺纹部分的油尺。

油尺安装位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出，不能太高以免与吊耳相干涉，箱座油尺座孔的倾斜位置应便于加工和使用。

油标尺
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4.6.6放油孔及螺塞
在油池最低位置设置放油孔，螺塞及封油垫圈的结构尺寸按照国标型号选择。

出油塞
4.7箱体
采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。

箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。

箱体主要结构尺寸如下:
名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚 δ
mm 12=δ
箱盖壁厚 1δ mm 121=δ
箱座凸缘厚度 b
mm b 125.11==δ
箱盖凸缘厚度 1b
mm b 125.111==δ 箱底座凸缘厚度 2b
mm b 305.12==δ
箱座箱盖肋厚 m 、1
m
箱座mm m 1185.01==δ 箱盖mm m 1185.0==δ
地脚螺钉直径 f d 7.2312036.0=+a 取24M
地脚螺钉数目 n
4=n
轴承旁联接螺栓直径 1d
775.1775.0=f d 取20M 箱盖、箱座联接螺栓直径 2d f d )6.0~5.0(取16M
轴承盖螺钉直径和数目 3d 、n 6163==n d
观察孔盖螺钉直径
4d f d d )4.0~3.0(4=取10M
f d 、１d 、2d 至箱壁外距离 1C 统一取34mm f d 、１d 、2d 至凸缘边缘的
距离
2C
统一取28mm
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轴承旁凸台高度半径 1R mm C R 2821==
外箱壁至轴承座端面的距离 1l mm C C l 70)8~5(211=++=
齿轮顶圆至箱体内壁的距离 1∆
≥1.2δ≈15mm 齿轮端面至箱体内壁的距离 2∆ ≥δ≈12mm
轴承端面至箱体内壁的距离
3∆
轴承用脂润滑取15mm
第5章 结 论
终于到尾声了，经过了两个周的设计，我深深的体会到作为一个设计人员的不易，为了能巩固以前学过的知识并且学到更多未涉及到的知识，我在本次设计中尽可能的以真正的设计人员的标准要求自己，所以在两个周里，我不断的查找各类书籍，以便完善我的设计。

从选电动机开始，我便开始认真的比较各类电动机，并且试着去了解更多电动机，外形尺寸、功率等等一些列系列的计算我都认真独立完成，让我最感到困难的是齿轮和轴的计算，因为我此前几乎没这么系统的计算过齿轮和轴，所以大量的计算有些让我不知所措，不过我很快静下心来，一步一步计算，这期间总会遇到这样那样的专业名词、公式，有些公式甚至让人一头雾水，于是我便查阅一些资料了解公式的“来历”。

现在我终于了解了一个机器的诞生是需要花费大量的心血的，每个零件都有关联，而且要从头算起，就像这次设计，我们要从电动机算起，然后是带的传动、齿轮传动、轴的载荷等，并且还要计算键、轴承，包括箱内的油量也是学要考虑的，接下来就是箱体的设计，要考虑到大带轮直径不可以大过箱体的高度、螺栓螺钉周围要留出扳手的空间……
其他的零部件我也是斟酌比较之后选择的，所以整体我认为工艺性还比较理想。

本来要设计油沟的，但因为齿轮转速极低，所以齿轮利用浸油润滑，而轴承利用脂润滑，这些是我看了许多资料之后才懂得，所以说本次设计对我的帮助十分大。