QJR-D减速器设计说明书
减速器设计设计说明书
一．内容1. 设计选择验算2. 绘图3. 说明书二．总体布置以及运动学分析1．设计任务书2． 传动装置的总体布置已知条件：铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，改建速传动装置由一个两级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作期限7年。
设计此传动装置。
运输带主动鼓轮轴输入端转矩T W =700N •m 主动鼓轮直径D=450mm 运输带速度v w =0.94m •s -11） 选择电动机的同步转速 相同容量的同类异步电动机，其同步转速有3000r/min, 1500r/min, 1000r/min, 750r/min 四种。
电动机转速越高，则极数越少，尺寸和重量越小，价格也越低，但机械传动装置的总传动比增大，传动极数要增多，传动尺寸和成本都要增加。
综合以上因素，最终考虑选择1500r/min 的电动机。
即 n D =1500r/min 2） 初估总的传动比i ’由v w =0.94m/s 得 n w =min /915.394506094.060r Dv =⨯⨯=⨯ππi ’=580.37915.391500==wD n n3） 根据i’确定传动方案画出运动装置的水平布置简图3.选择电动机的型号1） 类型：鼠笼式Y 系列三相异步电动机 2） 型号（1） 工作机的输入功率 KW n T P w w w 926.29550915.397009550=⨯=∙=（2） 总效率n D =1500r/mini ’=37.58003.806.9092.907.909.905.90225225=⨯⨯⨯⨯==链联齿滚带总ηηηηηη（3） 电机的输出功率 KW P wo 644.3803.0926.2P ===η（4） 由P m ≥Po 确定型号所以选择电机型号为Y112M-4。
其中P m =4KW , n m =1440r/min ,电机轴的直径为28mm ，轴的中心线距底座的高度为112mm 4.计算总传动比并且分配各级传动比1) i=077.36915.391440==wm n n2) 分配传动比i（1）高速级齿轮传动比i 高和低速级齿轮传动比i 低i高×i 低=10i 高=1.2×i 低取i 高=3.464 i 低=2.887（2）带传动的传动比i V 取i V =1.9（3）链传动的传动比i 链取i 链=1.8895三．传动零件的设计计算1． V 带传动P O =3.644KW n Ⅰ=1440r/min n Ⅱ=757.895r/min 1）确定计算功率P c查课本表11.5 得工况系数K A =1.2KW P K P O A c 373.4644.32.1=⨯=⨯= 2）选取V 带型号插课本图11.15 根据P c =4.373KW , n Ⅰ=1440r/min 得选用A 型普通V 带 3）确定带轮基准直径（1）查课本表11.4小注 确定小带轮直径D 1=125mm（2）确定大带轮直径D 2考虑滑动率ε：取ε=0.015D 2=937.233125895.7571440)015.01()1(121=⨯-=-D n n εmm取D 2=234mm（3）验证从动论的转速误差率 n 2=231.7691440234125121=⨯=n D D r/min%5.1%100895.757895.757231.769=⨯-所以从动轮的转速误差率为1.5%，在允许范围内 4）验算带速v 42.9100060144012510006011=⨯⨯⨯=⨯=ππn D v m/s在允许速度范围5~25m/s 内5）确定带的基准长度Ld 和实际中心距a按结构设计要求查课本图11.4 初步确定中心距a o =500mmmma D D D D a L oo o 571.15695004)125234()234125(250024)()(22221221=⨯-+++⨯=-+++=ππ查表取得带的基准长度Ld=1600mm 则实际中心距mmL Ld a a oo 215.5152571.156916005002=-+=-+≈6）校验小带轮包角α1ooooooaD D 120"23'1816760215.51512523418060180121>=⨯--=⨯--=α7）计算V 带的根数z（1）查课本表11.8 根据D 1=125mm , n 1=1441r/min得Po=1.909（2）查课本表11.10根据i=872.1125234=，n Ⅰ=1440r/min得∆P o =0,17KW（3）查课本表11.7 得包角系数 k α=0.972 （4）查课本表11.12 得长度系数 k l =0.99189.299.0972.0)17.0909.1(373.4)(=⨯⨯+=∆+=lo o Ck k P P P z α所以取z=3 8）求初拉力F o查课本表11.4 得q=0.1kg/mNqv k vz P F c o 502.13042.91.0)1972.05.2(342.9373.4500)15.2(50022=⨯+-⨯⨯=+-⨯=α9）求带轮轴上的压力F Q N zF F oo Q 213.7782"23'18167sin502.130322sin21=⨯⨯⨯==α10)大带轮的结构示意图2． 齿轮传动1）高速级齿轮传动P Ⅱ=3.462KW n Ⅱ=757.895r/min T Ⅱ=43.624N ·m i=3.464（1） 选择齿轮材料查课本表12.7得小齿轮 40Cr 调质处理 平均硬度260HB 大齿轮 45#钢 调质处理 平均硬度 255HB （2）初步计算——按接触疲劳强度①转矩T=43.624 N ·m②选齿宽系数ψd ： 查课本表12.13 取ψd =1.0 ③初估β=12o ， 查课本表12.16 取A d =90 ④决定接触疲劳强度极限 查课本图12.17小齿轮 平均硬度 260HB MPa H 7101lim =σ 大齿轮 平均硬度 255HB MPa H 5802lim =σ[][]MPaMPa H H H H 5225809.09.06397109.09.02lim 21lim 1=⨯=⨯≈=⨯=⨯≈σσσσ⑤初步计算d 1 []mmuu T A d H d d t 181.53464.31464.35220.143624901323211=+⨯⨯⨯=+⨯∙≥σψ取d 1=64mm ，因为0.1=dψ，所以齿宽b=64mm（3）验算接触疲劳强度，确定主要尺寸 ①验算圆周速度 s m n d v /538.260000895.7576410006011=⨯⨯=⨯=ππ②确定齿轮精度等级 选择8级精度 ③选齿数 初取z 1=25, 56.2256411===z d m t mm查课本表12.3 取标准模数 m=m n =2.5mm"45251256.25.2arccosarccos'o tn m m ===βz 2=z 1×i=25×3.464=86.6 取z 2=87 ④载荷系数Ka)使用系数K A 查课本表12.9 得K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9 得K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K 查课本表12.11465.1641061.01)16.01(16.017.110)(322321=⨯⨯+⨯⨯++=⨯⨯++=-bC d b B A K H βd)齿间载荷分配系数αH K 查课本表12.10971.3465.1746.115.135.1746.1979.0675.1cos 979.0"28'2620cos 20cos "45'2512cos cos cos cos cos 282620452512cos 20tan arctancos tan arctan675.1"45'2512cos 8712512.388.1cos 112.388.1/100756.286425.136335.125.136********2222"'"'21111=⨯⨯⨯======∙=∙=====⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=<=⨯=∙=⨯==βααααβεααβββααβεH H V A bH ooot n b o oo n t otA K K K K K K z z mN bF K Nd T F⑤重合度系数εz 675.1=αε 754.15.2"45'2512sin 64sin =⨯⨯==ππβεβonm b11=∴>ββεε计算时取73.7075.611)11(375.614)1(34=+-∙-=+-∙-=∴αββαεεεεεz⑥弹性系数z E 查课本表12.12 得MPa z E 8.189= ⑦节点区域系数z H 查课本表12.16 得z H =2.45 ⑧螺旋角系数z β988.0"45'2512cos cos ===oz ββ⑨许用应力［σH ］a)接触疲劳极限MPa H 7101lim =σ MPa H 5802lim =σ b)安全系数按失效概率1%选取 查课本表12.14 得S H =1.0 c)接触寿命系数计算应力循环次数 h L nt N γ60=829110367.5365716792.21816010859.1365716895.757160⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=L L N N查课本表12.18 得96.01=N z 08.12=N z[][]MPaz S MPaz S N NH N N NH N 4.62608.10.15806.68196.00.17102lim21lim1=⨯===⨯==σσσσ⑩验算齿面接触疲劳强度[]22211479.463464.31464.3646443624971.32773.0988.045.28.18912H H E H MPa uu bd KT z z z z σσεβ<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⨯=⑪确定主要尺寸 a)中心距a 36.143"45'2512cos 2)8725(5.2cos 2)(21=+⨯=+=on z z m a β取a=143 "25'45111432)8725(5.2arctan2)(arctan21on az z m =⨯+⨯=+=βb)分度圆直径dmmz m d mmz m d o n on 161.222"45'2512cos 875.2cos 839.63"45'2512cos 255.2cos 2211=⨯===⨯==ββc)齿宽bmmb mm b mmd b d70,65839.63839.630.1121===⨯=∙=圆整取ψ（4） 校核齿根弯曲疲劳强度 ① 齿形系数αF Y2.2Y 1.212714.92"45'2512cos 87cos 6.2Y 1.212642.26"45'2512cos 25cos 2F 33221F 3311========a ov a ov z z z z 取查课本图取查课本图ββ② 应力修正系数αS Y查课本图12.22得8.159.121==sa sa Y Y③ 重合度系数εY694.0689.175.025.075.025.0689.1"45'2512cos 8712512.388.1cos 112.388.121=+=+==⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=avoavY z z εβεε④ 螺旋角系数βY902.0120"45'2512111201=⨯-=∙-=oooY βεββ⑤许用应力［σF ］a)弯曲疲劳极限σFlim查课本图12.23得][]MPaMPaF F 4506002lim 1lim ==σσb)安全系数S F 查课本表12.14 按失效概率1%取 S F =1 c)寿命系数Y N查课本图12.24取 Y N1=0.88, Y N2=0.96 d)尺寸系数Y x查课本图12.25得 Y X =1.0[][]MPaS Y Y MPaS Y Y FXN F F FXN F F 4320.10.196.04505280.10.188.06002lim 21lim 1=⨯⨯=∙∙==⨯⨯=∙∙=σσσσ⑥载荷系数Ka)使用系数K A 查课本表12.9得 K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9得 K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K()38.115.2)25.012(64264**=⨯+⨯=+=nam c hh b查课本图12.14 取 1.34K F =βd)齿间载荷分配系数αH K查课本表12.10 取 1.746K K H F ==αα3.6321.7461.341.151.35K K K K K H F V A =⨯⨯⨯==ββ ⑦校核弯曲应力[][]211221211111F17.7659.16.28.12.2083.80083.80902.0694.059.16.25.2646443624362.322KT F Sa Fa Sa Fa F F F S F nMPa Y Y Y Y MPa Y Y Y Y m bd σσσσσβεαα<=⨯⨯⨯=∙∙=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==2）低速级齿轮传动P Ⅲ=3.325KW n Ⅲ=218.792r/min T Ⅲ=145.132N ·m （1）选择齿轮材料查课本表12.7得小齿轮 40Cr 调质处理 平均硬度260HB 大齿轮 45#钢 调质处理 平均硬度 255HB （2）初步计算——按接触疲劳强度①转矩T=145.132 N ·m②选齿宽系数ψd ： 查课本表12.13 取ψd =1.0 ③初估β=13o ， 查课本表12.16 取A d =82 ④决定接触疲劳强度极限 查课本图12.17小齿轮 平均硬度 260HB MPa H 7101lim =σ 大齿轮 平均硬度 255HB MPa H 5802lim =σ[][]MPaMPa H H H H 5225809.09.06397109.09.02lim 21lim 1=⨯=⨯≈=⨯=⨯≈σσσσ⑤初步计算d 1 []mmuu T A d H d d t 397.73887.21887.25220.1145132821323211=+⨯⨯⨯=+⨯∙≥σψ取d 1=77mm ，因为0.1=dψ，所以齿宽b=77mm（3）验算接触疲劳强度，确定主要尺寸 ①验算圆周速度s m n d v /882.060000792.2187710006011=⨯⨯=⨯=ππ②确定齿轮精度等级 选择8级精度 ③选齿数 初取z 1=30, 567.2307711===z d m t mm查课本表12.3 取标准模数 m=m n =2.5mm"14513567.25.2arccosarccos'o tn m m ===βz 2=z 1×i=30×2.887=86.61 取z 2=87④载荷系数Ka)使用系数K A 查课本表12.9 得K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9 得K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K 查课本表12.11465.1641061.01)16.01(16.017.110)(322321=⨯⨯+⨯⨯++=⨯⨯++=-bC d b B A K H βd)齿间载荷分配系数αH K 查课本表12.10028.4465.1771.115.135.1771.1977.0691.1cos 977.0"22'2920cos 20cos "14'513cos cos cos cos cos 22292014513cos 20tan arctancos tan arctan691.1"14'513cos 8713012.388.1cos 112.388.1/100771.6877486.392235.1486.3922771451322222"'"'21111=⨯⨯⨯======∙=∙=====⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫⎝⎛+-=<=⨯=∙=⨯==βααααβεααβββααβεH H V A bH ooot n b o oon t otA K K K K K K z z mN b F K Nd T F⑤重合度系数εz691.1=αε 220.25.2"14'513sin 77sin =⨯⨯==ππβεβonm b11=∴>ββεε计算时取69.7091.611)11(391.614)1(34=+-∙-=+-∙-=∴αββαεεεεεz⑥弹性系数z E 查课本表12.12 得MPa z E 8.189= ⑦节点区域系数z H 查课本表12.16 得z H =2.42 ⑧螺旋角系数z β987.0"14'513cos cos ===oz ββ⑨许用应力［σH ］ a)接触疲劳极限MPa H 7101lim =σ MPa H 5802lim =σ b)安全系数按失效概率1%选取 查课本表12.14 得S H =1.0 c)接触寿命系数计算应力循环次数 h L nt N γ60=828110859.1365716785.7516010367.5365716792.218160⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=⨯=⨯⨯⨯⨯⨯=L L N N查课本表12.18 得96.01=N z 14.12=N z[][]MPaz S MPaz S N NH N N NH N 2.66114.10.15806.68196.00.17102lim21lim1=⨯===⨯==σσσσ⑩验算齿面接触疲劳强度[]22211357.647887.21887.27777145132028.42769.0987.042.28.18912H H E H MPa uu bd KT z z z z σσεβ<=+⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=+⨯=⑪确定主要尺寸 a)中心距amm z z m a on 15.150"14'513cos 2)8730(5.2cos 2)(21=+⨯=+=β取mm a 150= "18'50121502)8730(5.2arctan2)(arctan21on az z m =⨯+⨯=+=βb)分度圆直径dmmz m d mmz m d o n on 077.223"18'5012cos 875.2cos 923.76"18'5012cos 305.2cos 2211=⨯===⨯==ββc)齿宽bmmb mm b mm d b d 85,80923.76923.760.1121===⨯=∙=圆整取ψ（5） 校核齿根弯曲疲劳强度 ⑤ 齿形系数αF Y2.2Y 1.212865.93"18'5012cos 87cos 5.2Y 1.212367.32"18'5012cos 30cos 2F 33221F 3311========a ov a ov z z z z 取查课本图取查课本图ββ⑥ 应力修正系数αS Y查课本图12.22得8.163.121==sa sa Y Y⑦ 重合度系数εY688.0710.175.025.075.025.0710.1"18'5012cos 8713012.388.1cos 112.388.121=+=+==⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=avo avY z z εβεε ⑧ 螺旋角系数βY893.0120"18'5012111201=⨯-=∙-=oooY βεββ⑤许用应力［σF ］ a)弯曲疲劳极限σFlim查课本图12.23得][]MPaMPaF F 4506002lim 1lim ==σσb)安全系数S F 查课本表12.14 按失效概率1%取 S F =1 c)寿命系数Y N查课本图12.24取 Y N1=0.9, Y N2=0.95 d)尺寸系数Y x查课本图12.25得 Y X =1.0[][]MPaS Y Y MPaS Y Y FXN F F FX N F F 5.4270.10.195.04505400.10.19.06002lim 21lim 1=⨯⨯=∙∙==⨯⨯=∙∙=σσσσ⑥载荷系数Ka)使用系数K A 查课本表12.9得 K A =1.35 b)动载系数K V 查课本图12.9得 K V =1.15 c)齿向载荷分配系数βH K()689.135.2)25.012(77277**=⨯+⨯=+=nam c hh b查课本图12.14 取 1.36K F =βd)齿间载荷分配系数αH K查课本表12.10 取 1.771K K H F ==αα3.7391.7711.361.151.35K K K K K H F V A =⨯⨯⨯==ββ ⑦校核弯曲应力[][]211221211111F117863.15.28.12.2183183893.0688.063.15.25.27777145132739.322KTF Sa Fa Sa Fa F F F S F nMPa Y Y Y Y MPa Y Y Y Y m bd σσσσσβεαα<=⨯⨯⨯=∙∙=<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==3． 设计三根轴1）计算各项参数高速级齿轮m43.624N ,"25'4511,14365,70161.222,839.632121∙=======ⅡT mm a mmb mm b mmd mm d oβNF F F N F F F Nd T F F ot a a o ot t r r t t 443.284"25'4511tan 688.1366tan 093.508"25'4511cos 20tan 688.1366tan 688.1366839.6343624222121121=⨯=∙===⨯=∙===⨯===βα低速级齿轮mN 132.451,"18'5012,15080,85077.223,923.792121∙=======ⅢT mm a mmb mm b mmd mm d oβNF F F NF F F Nd T F F ot a a o ot t r r t t 936.859"18'5012tan 436.3773tan 631.1408"18'5012cos 20tan 436.3773tan 436.3773923.79145132224343143=⨯=∙===⨯=∙===⨯===βα大带轮宽度B=50mm 带轮轴向力 N F Q 213.778=L=X 1+X 2+X3=E+2D+2a+b 3+c+b 2=20+2×10+2×10+85+10+65=220mm 其中X 1=E/2+D+a+b 3/2=20/2+10+10+85/2=72.5mm X 2=b 4/2+c+b 2/2=40+10+65/2=82.5mmX 3=L-X 1-X 2=220-72.5-82.5=65mmL 1=M/2+K+G+F-D-E/2=25+20+6+54-10-10=95mm2）设计三根轴（1） 第一根轴一． 选轴材料45#钢 调质处理 查抗弯强度MPa B 650=σ 查课本表16.3得，许用弯曲应力[][]MPaMPa b b 5.1026001==-σσ二． 画空间受力图三． 画出垂直面内的受力简图并求支反力1ZB ZA ZZB ZA F F F :0F65F 155F 0t M =+=⨯=⨯=∑∑：轮得NF N F ZB ZA 894.962794.403==四． 画出水平面内受力简图并求支反力∑∑=--+==⨯-⨯+⨯=0:0022095:0111XB q r XA XXB a Q AF F F F FF r F F M得NF N F XB XA 291.735411.1005==五．分别求垂直，水平面内弯矩并作弯矩图 垂直面mm M ∙=⨯=⨯=62588.07N155403.794155F ZA 轮水平面mmN r Mmm M mmN F Ma Q A∙=⨯-=∙=⨯=⨯=∙=⨯=⨯=637.38714F M 47793.915N65735.29165F 235.7393095213.778951112XB 1轮轮轮六.做合成弯矩图 mmN M mm N M mm N M A∙=+=+=∙=+=+=∙=761.78749637.387147.062588M M 087..7359415.9477937.062588M M 2235.73930222222222121轮轮合轮轮轮合轮合七． 画出转矩图其中T=43624N ·mm 八． 做当量弯矩图[][]()()()()mmN T MM mm N T MMe AeAb b ∙=⨯+=+=∙=⨯+=+====-08.0779*******59.087.073594390.782824362459.0235.7393059.05.10260222211222201αασσα合轮轮)()mmmm N T M M e e ∙==∙=⨯+=+=N 6.125738T M 26.1828494362459.0761.78749222222αα带合轮轮九． 计算危险截面轴径判断危险截面：带轮处和齿轮处[][]mmd mmd mm d mmd be b e 190.25%5191.92391.92360.1026.182849.10M 60.017%5148.21648.21660.106.125738.10M 331331=+⨯≥∴=⨯=≥=+⨯≥∴=⨯=≥--（该处有键槽）（该处有键槽轮轮轮带带带σσ十．第一根轴的结构化（2） 第二根轴一． 选轴材料 45#钢 调质处理 查抗弯强度MPa B 650=σ查课本表16.3得，许用弯曲应力[][]MPaMPab b 5.1026001==-σσ二． 画空间受力图三． 画出垂直面内的受力简图并求支反力32ZB ZA ZZB 2t3F F F :0F202F 1555.27F 0t t t AF F M +=+=⨯=⨯+⨯=∑∑：得NF N F ZB ZA 413.2206711.2933==四． 画出水平面内受力简图并求支反力∑∑=-+-==⨯-⨯-⨯-⨯+⨯=0:002201505.72:023222333XB r r XA XXB r a a r AF F F F FF F r F r F F M 得 NF N F XB XA 190.400348.500==五．分别求垂直，水平面内弯矩并作弯矩图 垂直面mmMmm M ∙=⨯=⨯=∙=⨯=⨯=N 143416.84565413.220656F N 212694.04872.5711.29335.27F ZB 2ZA 3轮轮水平面mmN r MmmM mm N r M mm N F Ma a ∙=⨯-=∙=⨯=⨯=∙=⨯+=∙=⨯=⨯=721.5583F M 26012.35N 65400.19065F 658.69349F M 36275.2372.5500.34872.5221424XB 141331323XA 13轮轮轮轮轮轮六.做合成弯矩图 mmN MmmN M mmN M mmN M ∙=+=+=∙=+=+=∙=+=+=∙=+=+=501.143525721.5583845.143416M M 762.14575635.26012845.143416M M 401.223714658.69349048.212694M M 267.21576523.36275048.212694M M 222242424222142414222232323222132313轮轮合轮轮轮合轮轮轮合轮轮轮合轮七．画出转矩图其中T=145132N ·mm 八．做当量弯矩图[][]()()()()()()mmN T MM mmTMM mm N T MMmmN TMM e e e e b b ∙=⨯+=+=∙=+=+=∙=⨯+=+=∙=+=+====-805.1671274362459.0762.145756762.1457560762.145756786.23954114513259.067.2215765267.215765067.221576559.05.102602222242422221414222223232222131301αααασσα合轮轮合轮轮合轮轮合轮轮九．计算危险截面轴径判断危险截面：两个齿轮处[][]mmd mmd mm d mmd be b e 887.35%51178.34178.3460.10786.239541.10M 829..31%5113.33013.33060.1005.8167127.10M 333133233122=+⨯≥∴=⨯=≥=+⨯≥∴=⨯=≥--）（该处有键槽）（该处有键槽轮轮轮轮轮轮σσ十．第二根轴的结构化（3） 第三根轴一． 选轴材料45#钢 调质处理 查抗弯强度MPa B 650=σ 查课本表16.3得，许用弯曲应力[][]MPaMPa b b 5.1026001==-σσ二． 画空间受力图三． 画出垂直面内的受力简图并求支反力4ZB ZA ZZB ZA F F F :0F147.5F 5.27F 0t M =+=⨯=⨯=∑∑：轮得NF N F ZB ZA 519.1243917.2529==四． 画出水平面内受力简图并求支反力∑∑=+-==⨯-⨯-⨯=0:002205.72:04444XB r XA XXB a r AF F F FF r F F M得NF N F XB XA 226.28405.1380==五．分别求垂直，水平面内弯矩并作弯矩图垂直面mm M ∙=⨯=⨯=N 183418.98672.52529.9175.27F ZA 轮水平面mmN r M mm M a ∙=⨯-=∙=⨯=⨯=391.4163F M N 100079.36372.51380.40572.5F 4412XA 1轮轮轮六.做合成弯矩图mmN M mmN M ∙=+=+=∙=+=+=232.183466391.4163986.183418M M 934.208945363.100079986.183418M M 222222222121轮轮合轮轮轮合轮七． 画出转矩图其中T=402364N ·mm 八． 做当量弯矩图[][]()mmN T MMe b b ∙=+=+====-934.2089450934.20894559.05.1026022221101ασσα合轮轮)()mmN M mm N T M M e ∙=⨯==∙=⨯+=+=76.23739440236459.0T 883.30002640236459.0232.183466222222αα联轴器合轮轮九． 计算危险截面轴径判断危险截面：联轴器和齿轮处[][]mmd mmd mm d mmd be b e 79.735%5141.83641.83660.1083.8300026.10M 779.35%51075.34075.3460.1076.237394.10M 331331=+⨯≥∴=⨯=≥=+⨯≥∴=⨯=≥--）（该处有键槽）（该处有键槽轮轮轮联轴器联轴器联轴器 σσ十． 第三根轴的结构化。
减速器设计说明书
动载系数=1.024
齿宽b==0.3×125=37.5mm
取b=40mm
按=0.8,低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴承为非对称布置查教材书图5—7（a）得：=1。06
按8级精度查教材书表5-4得：=1。2
按教材书式5-4计算载荷系数:
=
计算重合度，
齿轮齿顶圆直径：=+2=49.180+2×1.0×2=53。462mm
大齿轮为45钢，正火处理,查教材书表5—1：齿面硬度为200HB
选齿轮精度等级为8级（GB10095—88)。
查教材书图5—16（b）：
小齿轮齿面硬度为240HB时，
大齿轮齿面硬度为200HB时，
（对于工业用齿轮,通常按MQ线取值）
计算应力循环次数：由式5—33得:
=60=60×124。6×1×（10×8×300）=2.24×108
α1≈180°-×60°=180°—×60°=158＞1200符合要求
6）确定带根数Z
按教材书式4-29：Z≥≤Zmax
按教材书式4—19，单根V带所能传递的功率
=(++ ）
按教材书式4—20得包角系数
=1.25(）=1。25×（）=0。95
由教材书表4-2查得:
C1=3.78×10-4C2=9。81×10-3C3=9.6×10—15
一、设计任务
见任务书原件
二、电动机的选择计算
按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构,Y系列。
1、选择电动机功率
滚筒所需的有效功率：
传动装置的总效率:
查表17-9确定个部分效率如下：
皮带传动效率：
齿轮啮合效率: (齿轮精度为8级）
机械设计报告---减速器设计说明书
减速器设计说明书目录第一节设计任务书................................................................................. 错误!未定义书签。
第二节传动装置总体设计方案............................................................. 错误!未定义书签。
第三节选择电动机................................................................................. 错误!未定义书签。
3.1电动机类型的选择....................................................................... 错误!未定义书签。
3.2确定传动装置的效率................................................................... 错误!未定义书签。
3.3选择电动机容量........................................................................... 错误!未定义书签。
3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比................................... 错误!未定义书签。
3.5动力学参数计算........................................................................... 错误!未定义书签。
第四节V带传动计算............................................................................. 错误!未定义书签。
QJR-D减速器设计说明书
QJ起重机减速机一、概述QJ系列减速机适用于起重机各种运行机构，也广泛用于运输、冶金、矿山、化工、轻工等各种机械设备的传动机构中。
1.特点1)减速比范围宽，公称速比10～200；2)机械传动效率高，二级达96％，三级达94％；3)运转平稳，噪音低；4)由于采用了42CrMo、35CrMo经锻造调制处理，分别制作齿轮轴和齿轮，所以使用寿命长，承载能力高。
5)易于拆检，易于安装。
2.使用条件1)齿轮圆周速度不大于16m/s；2)高速轴转速不大于1000r/min；3)工作环境温度为－40～45℃；4)可正反两方向运转3. 型号及速比4.标记标记示例：起重机减速机三级传动，名义中心距a1=560mm，公称传动比50，装配型式第III种，输出轴端为齿轮轴端，卧式安装则标记为：减速机QJS560-50IIICW标记示例：起重机带底座的二级减速机，名义中心距a1=560mm，公称传动比i＝20，装配型式第IV 种，轴端型式为P型，则标记为：减速机QJR-D560-20-IVP二、装配型式及安装型式QJR、QJS、QJRS型安装型式：卧式W或立式L(V) 在偏转角±αº范围内为卧式安装，L范围内为立式安装。
注：α角的度数与传动比有关，当减速机倾斜α角时，应保证使中间级大齿轮沾油1～2个齿高深度。
QJR、QJS、QJRS型为三支点支承型式。
综上，本设计拟研究的减速器定为：QJR-D450-16-IP，即中心距为450mm，速比16，安装形式为第一种，轴端型式为P型。
四、QJR-D(QJB-D)减速机外型及安装尺寸QJR-D450-16-IP的安装尺寸为按照上述尺寸，在solidworks中建立的QJR-D450-16-IP减速器的安装模型如下：QJR-D减速器输出轴端型式及尺寸表高速轴轴端采用圆柱轴伸，平键联接，如图所示。
QJ型和QJ-D型减速器高速轴轴伸尺寸(mm)QJR、QJS、QJRS与QJR-D、QJS-D、QJRS-D型K值对比表QJR、QJR-D减速机的承载能力表工作级别M5连续工作型本设计的减速器的工作级别为M5，相关参数由表可知：QJR-D 减速器的设计计算过程一、 传动装置的总体设计4、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式122(1.3~1.4)i i i ==（2）、减速器传动比 减速器的传动比16i ∑=取减速器的高速传动比为1i =4.56=则低速轴的传动比为21163.5084.56i i i ∑=== 5、运动条件及运动参数分析计算 1轴：减速器的高速轴，也是输入轴。
减速器设计说明书
目录第一部分设计任务书第二部分传动装置总体设计第三部分 V带设计第四部分各齿轮的设计计算第五部分轴的设计第六部分校核第七部分主要尺寸及数据第一部分：设计任务书一.课程设计题目一级齿轮减速器的设计（简图如下）原始数据：F为带式输送机的圆周力，V为带式输送机的线速度，卷筒直径D=400mm，电动机的转速n=1500r/min工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，10年大修，中等冲击，小批量生产，单班制工作（8小时/天）。
运输速度允许误差为%。
5二，课程设计内容1）传动装置的总体设计。
2）传动件及支承的设计计算。
3）减速器装配图及零件工作图。
4）设计计算说明书编写。
每个学生应完成：1，部件装配图一张（A1）2，零件工作图二张（A3）3，设计说明书一份（6000~8000字）本组设计数据：带式输送机的圆周力F=2.0KN带式传送机的线速度V=1.2m/s已给方案：外传动机机构为V带传动减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器第二部分：传动装置总体设计一，传动方案（已给定）1，外传动为V带传动2，减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器3，简图如下：1——输送带2——滚筒3——联轴器4——减速器5——V带传动6——电动机二，该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
减速器部分一级展开式圆柱齿轮减速，齿轮相对于轴不对称，要求轴有较大的刚度。
高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。
原动机部分为Y系列三相交流异总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。
三，电动机的选择:圆柱齿轮传动为8级精度的一般齿轮传动，传动效率n1=0.97.V带传动效率n2=0.96 球轴承传动效率n3=0.99（一对）单级圆柱齿轮减速器传动效率n4=0.975弹性联轴器传动效率n5=0.993电动机的功率P w=FV÷1000n w，式中n w=n2=0.96, F=2KN,V=1.2m÷s，代入数据的P w=2.5KW,传动装置的总效率n=n1×n2×n3×n4×n5=0.893 因此所需的电动机的功率P d=P w÷n=2.5÷0.893=2.80KW，经机械设计手册（表12-1）选电动机为Y100L2-4，额定功率为3KW，满载转速为1400r/min，额定转矩为2.2KN/m，质量为38Kg。
QJ型起重机减速机主要技术参数
QJ型起重机减速机主要技术参数（JB/T89051-1999）
日期：2007-6-30 15:21:00 来源：减速机信息网【大中小】
1)中心距以输出级中心距为公称中心距，见下表。
减速器的中心
距 (mm)
2) 传动比
减速器的公称传动比与实际传动比(见下表)的极限偏差二级为±4%，三级为±5%。
QJ型、QJ-D型减速器公称与实际传动比
QJ型起重机减速机轴端型式、型号标记（JB/T89051-1999）
轴端型式高速轴端采用圆柱轴伸，平键联接，输出轴端有三种型式，见下图和下表。
①P(T)型：圆柱轴伸平键，单键联接；
②H(R)型：圆柱轴伸渐开线花键联接；
③C型：齿轮轴端(仅公称中心距为236～560的减速器有这种轴端型式)。
减速器的输出轴端尺寸参数 (mm)
型号
1）方法1
标记示例：
起重机二级减速器，装配型H，卧式安装公称中心距a
=900mm，公称传动比25，输出轴端为圆柱轴端，
1
则标记为：减速器QJBHW900×25—T
QJ型起重机减速机外形尺寸（JB/T89051-1999）
QJR(QJB)减速器的外形尺寸 (mm)
QJS(QJC)减速器的外形尺寸 (mm)
QJRS(QJD)型减速器的外形尺寸 (mm)。
减速器说明书最新
目录一：设计任务书·················································二：前言······················································三：传动装置的总传动比和分派各级传动比························1.传动装置的总传动比···················································2.分派各级的传动比·····················································3.各轴的转速、功率和转矩···············································五：齿轮传动件的设计···········································1．高速级······························································（1）选择齿轮材料······················································（2）按齿面接触强度计算················································（3）按齿根弯曲强度校核················································（4）结构设计··························································2．低速级······························································（1）选择齿轮材料······················································（2）按齿面接触强度计算················································（3）按齿根弯曲强度校核················································（4）结构设计··························································六：轴系设计··················································1．高速的主动轴························································2．高速的被动轴························································3．低速的被动轴························································七：箱体的设计················································八：润滑密封等设计·············································1．润滑································································2．密封································································九：设计小结················································十：参考资料················································一：设计任务书设计一个能够安装和拆卸天花板或者竖直墙壁的灯泡的机械装置。
QJ型起重机减速机参数
QJ 型起重机减速机类型、特点、应用范围和选用原则（JB/T89051-1999）详细介绍：发布时间：2007-6-30 15:15:15类型、特点、应用范围和选用原则 1 类型起重机减速器主要用于起重机的起升、运行、回转和变幅四大机构中。
我国目前常用的起重机减速器按齿面硬度分有软齿面、中硬齿面和硬齿面齿轮减速器，按安装方式分有卧式、立式、套装式、悬挂套装式等。
见下表。
起重机减速器注：*号为机械工业部宣布淘汰产品。
2 特点起重机减速器因为是间歇式、周期重复工作。
减速器发热相对连续型工作的要好些，但是经常起制动惯性载荷较大。
因此轮齿的弯曲强度的安全系数较高，特别是用于起升和变幅机构。
直接影响人身和设备安全更应如此。
另外起升机构的减速器输出端多数要求带齿盘接手或卷筒联轴器直接与卷筒相联，它不仅传递转矩，还要承受较大的径向载荷(相当于卷筒的一端支座)。
运行机构的“三合一”悬挂套装式减速器，要求体积小、重量轻、结构紧凑，输出端为内花鍵孔直接插在车轮轴上，输入端通过联轴器与制动电机用法兰相联。
减速器上端有安装孔通过销轴和缓冲装置固接在机架上。
回转机构常采用摆线针齿减速器或渐开线行星减速器，立式安装，带动开式小齿轮与大齿圈实现回转。
3 应用范围起重机减速器除了用于起重机各机构中外，也可用于矿山、冶金、化工、建材、轻工等各种机械的传动中。
多数减速器除给出按起重机工作级别的功率表外，还给出连续型工作的功率表。
4 选用原则1) 起重机减速器在选择时首选应满足机械强度的要求，即工作机械所需的功率应小于等于通过折算的减速器输入轴的许用功率。
对用于起重机不同机构要适当乘以系数。
不同的工作级别要先折算成M5(或M6)工作级别的功率值，再查减速器的功率表选取。
因不同的减速器在不同时期设计开发的，其承载能力(即功率表)是用不同计算公式计算的，所以结果也不相同，在选择减速器也就不能采用同一模式，不同类型的减速器所给出的功率表也不能简单的类比。
减速器课程设计说明书
K = 2.69
弹性系数 Z E 由《机械设计》第四版 P221 表 12.12
节点区域系数 Z E = 189.8 MPa 由《机械设计》第四版 P22 表 12.14 接触最小安全系数 S H min =1.05 由表 12.14 总工作时间 t h
= 3.14 × 100 × 960 = 5.024 m s 60 × 1000
Fo = 500 = 500 ×
PC 2.5 − kα ( ) + qv 2 vz kα
9 2.5 − 0.95 ( ) + 0.10 × 5.024 2 = 246.09 N 5.024 × 6 0.95
Fo = 246.09 N
（ 《机械设计》第四版 P190 表 11.21） 由《机械设计》第四版 P179 表 11.4 查得 q＝0.10kg/m 轴向载荷：
FQ = 2 zFo sin
α1
2
= 2 × 6 × 246.09 × sin
162.3o = 2920.6 N 2
FQ = 2920.6 N
2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级的选择 因为减速器传递功率不大， 且小批量生产所以齿轮选用软齿面， 材料选择 40Cr， 调质处理， 硬度 241HB~286HB,平均取为 250HB， 大齿轮用 45 钢， 调质处理， 硬度 229HB~286HB,平均取为 240HB。 （ 《机械设计》第四版 P211 表 12.7） 根据《机械设计》第四版 P207 表 12.5 先选择 8 级精度，齿面 表糙度 Ra≤1.6~3.2μm。 （2）齿面接触疲劳强度设计 初步计算 由前面计算知，转矩：
减速器课程设计说明书
减速器课程设计说明书篇一：减速器设计说明书（课程设计）学校：河南职业技术学院系别：机械电子工程系姓名：000000000000000班级：000000000000000学号：000000000000000指导老师：00000000000日期：0年0月0日- 0 -课程设计（论文）任务书- 1 -- 2 -注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。
目录课程设计（论文）评阅表……………………………………Ⅰ课程设计（论文）任务书……………………………………Ⅱ 1、系统总体方案设计………………………………………1 1.1、电动机选择...................................................1 1.2、传动装置运动及动力参数计算...........................1 2、 V带传动的设计与计算....................................... 3 3、传动零件的设计计算..........................................4 3.1、高速级齿轮的设计..........................................4 3.2、低速级齿轮的设计..........................................8 4、轴的设计.........................................................12 4.1、高速轴的设计................................................12 4.2、中间轴的设计................................................14 4.3、低速轴的设计................................................17 5、键的设计与校核 (20)6、滚动轴承的选择与校核 (22)7、箱体及各部位附属零件的设计 (24)- 3 -设计总结与参考文献 (27)- 4 -篇二：一级圆柱齿轮机械设计基础课程设计说明书班级：木工113学号： 20XX020XX306姓名：高思思指导老师：完成日期： 20XX.6.17一级圆柱齿轮目录1. 摘要和关键词 (3)2. 设计任务书 (4)3. 传动方案的分析与拟定 (5)4. 电动机的选择计算 (5)5. 传动装置的运动及动力参数选择和计算 (6)6. 传动零件的设计计算 (7)7. 轴的设计计算 (10)8. 滚动轴承的选择和计算 (15)9. 键联接选择和计算......................................16 10.11.12.13.14.联轴器的选择........................................16 减速器的润滑方式和密封类型的选择....................17 箱体设计............................................17 设计小结............................................18 参考文献.. (18)带式输送机传动装置的设计摘要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20XX0r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。
机械原理课程设计—减速器设计说明书(word版)
机械设计课程设计计算说明书设计题目______________减速器设计_____________ _农业机械_院(系) _07级3 __ 班设计者______________ ________________指导老师____________________________________2009______年____06____月____29____日________ KMUST________目录第一部分设计任务书----------------------------------------------------------------3第二部分电传动方案的分析与拟定---------------------------------------------------5第三部分电动机的选择计算----------------------------------------------------------6第四部分各轴的转速、转矩计算------------------------------------------------------7第五部分联轴器的选择-------------------------------------------------------------9第六部分锥齿轮传动设计---------------------------------------------------------10第七部分链传动设计--------------------------------------------------------------12第八部分斜齿圆柱齿轮设计-------------------------------------------------------14第九部分轴的设计----------------------------------------------------------------17第十部分轴承的设计及校核-------------------------------------------------------20第十一部分高速轴的校核---------------------------------------------------------22第十二部分箱体设计---------------------------------------------------------------23第十三部分设计小结---------------------------------------------------------------24第一部分设计任务书1.1 机械设计课程的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非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教学环节。
减速器设计说明书
查教材书表4-1： q=0.1kg/m
按教材书式4-30：F0=500 ( -1)+q
=500×
=155N
8）计算轴压力Q
按教材书式4-31：Q=2F0Zsin =2×155×2×sin =608.6N
9）确定带轮结构
小带轮 ，采用实心结构
大带轮采用孔板式结构
d1=1.8d=1.8×26=46.8mm
=
=2.45×189.8×0.86×0.99
×
=537.9MPa<[ ]=565.6MPa 安全
4、校核齿根弯曲疲劳强度
取Zv1=25.8，Zv2=105.4，查教材书图5-14得： =2.65， =2.24
查教材书图5-15得： =1.58， =1.81
由教材书式5-47计算 ，因 =1.38>1.0
小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1：齿面硬度为240HB
大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1：齿面硬度为200HB
选齿轮精度等级为8级（GB10095-88）。
查教材书图5-16（b）：
小齿轮齿面硬度为240HB时，
大齿轮齿面硬度为200HB时，
（对于工业用齿轮，通常按MQ线取值）
计算应力循环次数：由式5—33得：
所需电动机功率： = = =2.469kw
查设计资料表27-1，可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4型，额定功率P0=3kw；或选Y系列三相异步电动机Y132S-6型，额定功率P0=3kw；均满足P0＞Pr。
2、选取电动机的转速
滚筒轴转速：
现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表1中。
机械课程设计减速器说明书全文
机械课程设计减速器说明书全文目录一、电机的选择 (1)1.1 选择电机的类型和结构形式： (1)1.2 电机容量的选择 (2)1.3 电机转速确定 (2)二、传动装置的运动和动力参数计算 (2)2.1 分配传动比及计算各轴转速 (2)2.2 传动装置的运动和动力参数计算 (2)三、V带传动设计 (3)3.1 确定计算功率 (3)3.2 选择普通V带型号 (3)3.3 确定带轮基准直径并验算带速 (3)3.4 确定V带中心距和基础长度 (4)3.5 验算小带轮包角 (4)3.6 计算V带根数Z (4)3.7 计算压轴力 (4)四、设计减速器内传动零件（直齿圆柱齿轮） (4)4.1 高速级齿轮传动设计计算 (4)4.2 低速级齿轮传动设计计算 (8)4.3 传动齿轮的主要参数 (12)五、轴的结构设计计算 (13)5.1 高速轴的计算（1轴） (13)5.2 中间轴的计算（2轴） (14)5.3 低速轴的计算（3轴） (16)六、轴的强度校核 (18)6.1 高速轴校核 (18)6.2 中间轴校核 (19)6.3 低速轴校核 (20)七、校核轴承寿命 (22)6.1 高速轴 (22)6.2 中间轴 (22)6.3 低速轴 (22)八、键连接的选择和计算 (23)九、箱体的设计 (23)一、电机的选择1.1 选择电机的类型和结构形式：依工作条件的要求，选择三相异步电机：封闭式结构U=380 V Y 型1.2 电机容量的选择工作机所需的功率P W =Fv /1000= 3.36 kW V 带效率η1： 0.96滚动轴承效率（一对）η2： 0.99闭式齿轮传动效率（一对）η3: 0.97 联轴器效率η4： 0.99工作机（滚筒）效率η5(ηw )： 0.96 传输总效率η= 0.825则，电动机所需的输出功率P d =P W /η= 4.1 kW1.3 电机转速确定卷筒轴的工作转速W 601000πvn D⨯== 38.2 r/min V 带传动比的合理范围为2~4，两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为8~40，则总传动比的合理范围为'i =16~160，故电动机转速的可选范围为：d W 'n i n =⋅= 611.2 ~ 6112 r/min在此范围的电机的同步转速有：750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依课程设计指导书表18-1：Y 系列三相异步电机技术参数（JB/T9616-1999）选择电动机型 号： Y112M-4 额定功率P ed ： 4kW 同步转速n ： 1500r/min 满载转速n m ： 144r/min二、传动装置的运动和动力参数计算总传动比：mWn i n == 37.7 2.1 分配传动比及计算各轴转速取V 带传动的传动比i 0= 3 则减速器传动比i =i /i 0= 12.57取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比1i == 4.2 则低速级传动比21i i == 32.2 传动装置的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）0d P P == 4.1 kW0m n n == 1440 r/min0009550PT n == 27.2 N ⋅m1轴（高速轴） 101P P η=⋅= 4 kW 010nn i == 480 r/min1119550PT n == 79.6 N ⋅m2轴（中间轴） 2123P P ηη=⋅⋅= 3.84 kW121n n i == 144.29 r/min 2229550PT n == 320.87 N ⋅m3轴（低速轴） 3223P P ηη=⋅⋅= 3.69 kW 232nn i == 38.5 r/min3339550PT n == 924.92 N ⋅m4轴（滚筒轴） 4324P P ηη=⋅⋅= 3.62 kW43W n n n === 38.5 r/min4449550PT n == 905 N ⋅m以上功率和转矩为各轴的输入值，1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。
QJ型起重机减速机全参数
QJ型起重机减速机类型、特点、应用范围和选用原则（JB/T89051-1999）详细介绍：发布时间：2007-6-30 15:15:15类型、特点、应用范围和选用原则1 类型起重机减速器主要用于起重机的起升、运行、回转和变幅四大机构中。
我国目前常用的起重机减速器按齿面硬度分有软齿面、中硬齿面和硬齿面齿轮减速器，按安装方式分有卧式、立式、套装式、悬挂套装式等。
见下表。
起重机减速器齿面型号安装方式级数速比范围备注软齿面ZQ* 卧式 2 8～50ZHQ* 卧式 2 8～50 圆弧齿轮ZQD 卧式 3 65～317 包括ZQ大速比减速器ZSC* 立式 3 14～160ZSCA* 立式套装 3 14～160中硬齿面QJR 三支点 2 10～31.5QJS 三支点 3 40～200QJRS 三支点 3 40～200QJR-D 卧式 2 10～31.5QJS-D 卧式 3 40～200QJRS-D 卧式 3 40～200QJ-L 立式 3 16～100QJ-T 立式套装 3 16～100ZQA 卧式 2 8～50PJ 卧式 2 8～50 小齿轮硬齿面大齿轮软齿面硬齿面QS 悬挂套装 3 14～100注：*号为机械工业部宣布淘汰产品。
2 特点起重机减速器因为是间歇式、周期重复工作。
减速器发热相对连续型工作的要好些，但是经常起制动惯性载荷较大。
因此轮齿的弯曲强度的安全系数较高，特别是用于起升和变幅机构。
直接影响人身和设备安全更应如此。
另外起升机构的减速器输出端多数要求带齿盘接手或卷筒联轴器直接与卷筒相联，它不仅传递转矩，还要承受较大的径向载荷(相当于卷筒的一端支座)。
运行机构的“三合一”悬挂套装式减速器，要求体积小、重量轻、结构紧凑，输出端为内花鍵孔直接插在车轮轴上，输入端通过联轴器与制动电机用法兰相联。
减速器上端有安装孔通过销轴和缓冲装置固接在机架上。
回转机构常采用摆线针齿减速器或渐开线行星减速器，立式安装，带动开式小齿轮与大齿圈实现回转。
减速器课程设计说明书
设计任务书需要明确课程设计的内容， 如减速器的结构、原理、设计方法和 制造工艺等。
设计任务书需要明确课程设计的方法， 如理论教学、实验教学、项目教学和 实践教学等。
设计任务书需要明确课程设计的预期 成果，如减速器的设计图纸、制造工 艺文件和实验报告等。
减速器结构设计
减速器类型：行星齿轮减 速器、蜗轮减速器等
减速器装配工艺
装配前的准备：检查零件、工具和设备 装配顺序：按照图纸和说明书进行装配 装配方法：采用螺栓、螺母、垫圈等紧固件进行装配 装配质量控制：检查装配精度和紧固力矩，确保装配质量
05
减速器课程设计步骤
设计准备阶段
确定减速器类型： 如齿轮减速器、 蜗轮减速器等
收集相关数据： 如减速器尺寸、 重量、转速等
考虑环保要求
选用环保材料： 如可回收材料、
环保涂料等
减少能源消耗： 音
减少废弃物产 生：优化设计， 减少废弃物产
生
07
减速器课程设计评价标准
设计方案的合理性
减速器设计是否符合课程要求
设计方案是否考虑了实际应用情 况
添加标题
添加标题
设计方案是否具有创新性
设计总结阶段
回顾设计过程，总结设计经验 分析设计成果，评估设计效果 提出改进建议，优化设计方案 准备设计报告，总结设计成果
06
减速器课程设计注意事项
遵守设计规范
遵循国家标准和 行业规范
确保设计符合安 全要求
考虑生产工艺和 成本控制
注重环保和可持 续发展
注意安全问题
操作过程中要遵守安全操作规程，确保人身安全 设备使用前要进行安全检查，确保设备安全可靠 实验过程中要遵守实验操作规程，防止意外事故发生 实验结束后要及时清理现场，确保实验室安全整洁
减速器课程设计说明书（5篇可选）
减速器课程设计说明书（5篇可选）第一篇：减速器课程设计说明书减速器课程设计一、零件建模1、箱体零件建模过程1、新建零件命名为箱体，确定进入草绘环境。
2、草绘箱体轮廓，完成后确定，拉伸1603、选择抽壳工具，选择平面放置，输入厚度为124、选择上平面草绘，提取外边绘制长方形，到提取的边左右为32.25，上下为25。
单击确定完成草绘。
5、选择相反方向拉伸。
6、选择箱体左边平面草绘，提取下边，绘制三个圆，直径分别为84、61、61.大圆到左边距离为152，两小圆到右边距离分别为112.5、188.57、删除多余线段，点击完成，拉伸25.8、单击草绘使用先前平面进行草绘，绘制三个同心圆。
直径分别为100、71、71。
单击确定，拉伸25.9、使用先前平面草绘三个同心圆直径分别为84、61、61.确定拉伸去除材料。
10、选择上三步拉伸镜像。
选择筋工具绘制两个加强筋，镜像，完成箱体建模。
底座建模方式相同。
箱体建模主要采用拉伸、旋转、镜像，基准面、基准轴的建立等。
11、二、装配1、输入轴装配新建组建命名为输入轴装配，点击确定进入组件装配界面。
插入轴3选择缺省，点击完成，再插入轴承，点击放置选择对齐，选择轴3中心轴和轴承中心轴完成部分约束。
新建约束，选择对齐，选择轴承面与轴面，完成完全约束。
同上完成另一轴承与齿轮的装配。
2、中间轴的装配新建组建命名为中间轴装配，点确定进入装配环境。
插入轴2选择缺省点击完成，再插入轴承1点击放置选择对齐进行约束，选择两零件的中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承面与轴端面完成完全约束，重复插入轴承与轴另一端面完成约束。
插入齿轮，点击放置选择两零件中心轴完成部分约束，新建约束，选择轴承端面与轴的面完成完全约束。
3、输出轴装配新建组建不使用缺省模板命名为输入轴装配，进入组件装配环境，插入轴1选择缺省点击完成，再插入轴承点击放置选择对齐，选择两零件中心轴完成部分约束，新建约束，选择对齐，再选择轴承面与轴端面完成完全约束。
机械设计课程设计(减速器设计)说明书
目录摘要------------------------------------------------------2 第一部分传动方案的拟定----------------------------------3 第二部分电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算------3 第三部分传动零件的设计计算------------------------------5 第四部分主要尺寸及数据----------------------------------12第五部分润滑油及润滑方式的选择--------------------------13 第六部分轴的设计及校核----------------------------------13 结论------------------------------------------------------29 参考文献--------------------------------------------------29摘要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。
是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。
其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。
本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。
根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：①决定传动装置的总体设计方案，②选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，③传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算，④机体结构及其附件的设计和参数的确定，⑤绘制装配图及零件图，编写计算说明书。
关键词：减速器机械设计带式运输机。
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QJ起重机减速机一、概述QJ系列减速机适用于起重机各种运行机构，也广泛用于运输、冶金、矿山、化工、轻工等各种机械设备的传动机构中。
1.特点1)减速比范围宽，公称速比10～200；2)机械传动效率高，二级达96％，三级达94％；3)运转平稳，噪音低；4)由于采用了42CrMo、35CrMo经锻造调制处理，分别制作齿轮轴和齿轮，所以使用寿命长，承载能力高。
5)易于拆检，易于安装。
2.使用条件1)齿轮圆周速度不大于16m/s；2)高速轴转速不大于1000r/min；3)工作环境温度为－40～45℃；4)可正反两方向运转3. 型号及速比4.标记标记示例：起重机减速机三级传动，名义中心距a1=560mm，公称传动比50，装配型式第III种，输出轴端为齿轮轴端，卧式安装则标记为：减速机QJS560-50IIICW标记示例：起重机带底座的二级减速机，名义中心距a1=560mm，公称传动比i＝20，装配型式第IV 种，轴端型式为P型，则标记为：减速机QJR-D560-20-IVP二、装配型式及安装型式QJR、QJS、QJRS型安装型式：卧式W或立式L(V) 在偏转角±αº范围内为卧式安装，L范围内为立式安装。
注：α角的度数与传动比有关，当减速机倾斜α角时，应保证使中间级大齿轮沾油1～2个齿高深度。
QJR、QJS、QJRS型为三支点支承型式。
综上，本设计拟研究的减速器定为：QJR-D450-16-IP，即中心距为450mm，速比16，安装形式为第一种，轴端型式为P型。
四、QJR-D(QJB-D)减速机外型及安装尺寸QJR-D450-16-IP的安装尺寸为按照上述尺寸，在solidworks中建立的QJR-D450-16-IP减速器的安装模型如下：QJR-D减速器输出轴端型式及尺寸表高速轴轴端采用圆柱轴伸，平键联接，如图所示。
QJ型和QJ-D型减速器高速轴轴伸尺寸(mm)QJR、QJS、QJRS与QJR-D、QJS-D、QJRS-D型K值对比表QJR、QJR-D减速机的承载能力表工作级别M5连续工作型本设计的减速器的工作级别为M5，相关参数由表可知：QJR-D 减速器的设计计算过程一、 传动装置的总体设计4、传动比分配（1）、两级齿轮传动比公式122(1.3~1.4)i i i ==（2）、减速器传动比 减速器的传动比16i ∑=取减速器的高速传动比为1i =4.56=则低速轴的传动比为21163.5084.56i i i ∑=== 5、运动条件及运动参数分析计算 1轴：减速器的高速轴，也是输入轴。
功率1110p kw =，转速1600/min n r = 则转矩为1119.551750.8P T N m n =⨯=⋅ 2轴：减速器的中间轴功率211,21100.97106.7p p kw η==⨯= 转速211/600/4.56131.58/min n n i r === 则转矩为22295507744.2P T N m n =⨯=⋅ 3轴：减速器的低速轴功率322,3106.70.97103.5p p kw η==⨯= 转速322/131.58/3.50837.51/min n n i r ===则转矩为333955026351P T N m n =⨯=⋅ 查表可知，低速轴的许用输出转矩为30000N m ⋅，故符合条件。
运动和动力参数结果如下表（二）、高速轴齿轮的设计与校核1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr ，调质处理 2601=HB选大齿轮：45钢，调质处理 2402=HB2、初步计算（1）、转矩为1119.551750.8P T N m n =⨯=⋅ （2）、尺宽系数0.4d φ=（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17cMPaMPa Hlin Hlin 580σ710σ21==MPaMPa H H H H 5225809.09.0≈]σ[6396409.09.0≈]σ[2lim 21lim 1=×==×=由表可知，高速级的中心距2315a mm =1(1)2d i a +=代入数据计算可得1113.3d mm =由文献【1】由表12.16，取90=d A 190105.5d A mm === 所以符合条件3、确定大小齿轮齿数2114.56Z i Z == 取130Z =，则21130 4.56136.8Z Z i =∙=⨯= 取2137Z =，则'21137 4.56730Z i Z === 'Δ100%0.7%1%i i i i-=⨯=<合适 （1）、核算 12122315113.175.5671a d mm Z Z ⨯===+11113.17 3.1130t d m z === 由文献【1】表12.3取3=n m ；'"3βarccos1458133.11n t m m === 之间，合适介于15~8 1212110;420cos βcos βn n m z m zd mm d mm ==== 取1103b mm = mm b 932= 4、接触强度校核 （1）、圆周速度V 11ππ1106002.84/601000601000d n v m s ⨯⨯===⨯⨯（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度（3）、使用系数A K 由表12.9知：35.1=A K （4）、动载系数v K 由图12.9知：v K =1.12（5）、齿间载荷分配系数αH K 由表12.10知，先求：11221750.84094110t T F N d ⨯===m N m N b F K t A /100/07.6093409435.1<=×= 91.0102620cos 20cos 135814cos αcos αcos βcos βcos 102620135814cos 20tan arctan βcos αtan arctanα822.3114.2708.1εεε;114.2βtan ππβsin ε708.1βcos )]1311301(2.388.1[βcos )]11(2.388.1[ε"'"'"'"'βα1β21∂=======+=+=====+×=+=t n b n t r d n z m b Z Z由上所得：06.291.0708.1βcos ε22ααα====b F H K K （6）、齿向载荷分布系数βH K 由文献【1】表12、1148273.1931061.0]6.01[16.017.110)(])(6.01[332121β=+++=+++=bC d bd b B A K H(7)、载荷系数K 989.348273.178.112.135.1βα=×××==H H V A K K K K K （8）、弹性系数E Z 由文献【1】表12、12 MPa Z E 8.189= （9）、节点区域系数H Z 由文献【1】图12、16 45.2=H Z （10）、重合度系数εZ765.0708.11ε1εεεβ13α341ε1ε3112ααβεββ===+==>）（，故，取，因、由式Z （11）、螺旋角系数βZ 988.0135814cos βcos "'β===Z（12）、接触最小安全系数min H S 10.11412min =H S ，取、由表（13）、总工作时间h t h t h 29200836510=⨯⨯= （14）、应力循环次数L N92911023.0,1002.1292005841601212(601×==×=×××==iN N t r N l L h n L ）、式（15）、接触寿命系数N Z 由文献【1】图12、18 15.1;99.021==N N Z Z （16）、许用接触应力][H σ及验算]σ[≤542375.4375.593190350989.3265.045.28.189μ1μ2σ60610.115.1580σ]σ[63910.199.0710σ]σ[2222111321εminlim min lim H a i H E H aH N H H aH N H H Mp bd KY Z Z Z Mp S Z Mp S Z =××××××=+==×===×==计算结果表明，接触疲劳强度足够5、弯曲疲劳强度验算121233333013733;145cos βcos βcos βcos βV V Z Z Z Z ====== （1）、齿数系数Fa Y 18.253.22112121==A A F F Y Y ；知：、】图由文献【 （2）、应力修正系数Sa Y70.1βcos )]1451331(2.388.1[βcos )]11(2.388.1[ε82.163.122122121α=+×=+===V V v S S Z Z Y Y a a ；；，、由图（3）、重合度系数εY 69.070.175.025.0ε75.025.0αε=+=+=v Y （4）、螺旋角系数βYm i nββββββm i n β897.01204.1211120βε11ε1≥ε(75.0125.01ε25.01Y Y Y >=×====×==计算）时，按当（5）齿间载荷分配系数αF K78.1242.378.1242.3686.0708.1799.3εε31012αεαα=<==×=F F r K K Y 故；前已求得知：注、由表 （6）、齿向载荷分布系数βF K 38.1;8.13325.293;1412β==×=F K h b 、由图 （7）、载荷系数K 71.338.178.112.135.1βα=×××==F F V A K K K K K（8）、弯曲疲劳极限min F σ 由图12、13c 得MpaMpa F F 460σ,510σ2lim 1lim ==（9）、弯曲最小安全系数min F S 25.11412min =F S 知：、由表 （10）、应力循环系数L N 991023.0;1002.160121×==×==iN N t r N L L h n L（11）、弯曲寿命系数N Y ;95.0,90.0;241221==N N Y Y 、由图（12）、尺寸系数X Y 0.12512=X X Y Y ，、由图（13）、许用弯曲应力][F σMpaS Y Y MpaS Y Y F XN F F F XN F F 35025.1195.0460σ]σ[36725.1190.0510σ]σ[minlim min lim 222111=××===××==（14）、验算作静强度校核传动无严重过载，故不]σ[14962.153.282.118.2154σσ]σ[154686.063.153.23939319035071.322σ21122121111ε11F S F S F F F F S F F a a a a a a Y Y Y Y Y Y Y m bd kT <=××==<=×××××××==6、几何尺寸计算11211023116mm a n d d m =+=+⨯= a22d 242023426n d m mm =+=+⨯=112()1107.5102.5f n a d d m h c mm =-+=-= 222()4207.5412.5f n a d d m h c mm =-+=-= mm h h h f a 75.6=+= 1110s d d mm ==（三）、中间轴齿轮的设计与校核1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr ，调质处理 2601=HB选大齿轮：45钢，调质处理 2402=HB2、初步计算（1）、转矩2T 22295507744.2P T N m n =⨯=⋅ （2）、尺宽系数d ϕ 由文献【1】表12.13，取0.4d φ= （3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17cMPaMPa Hlin Hlin 580σ710σ21==MPaMPa H H H H 5225809.09.0≈]σ[6397109.09.0≈]σ[2lim 21lim 1=×==×=由文献【1】由表12.16，取90=d Amm u u T A d rb d d 28.133241.31241.35221802770901]σ[ψ≥323211=+×××=+ （4）、确定中心距 mm i d a 2912)1241.3(1372)1(1=+=+= 3、配凑中心距取%1%2.0%100Δ;233.33097;97241.330;30'12'21<=×=====×==ii ii Z Z i Z Z 合适（1）、核算 598787306.4;9636192.137233.429121211121===×=+=z d m mm Z Z a d t 由文献【1】表12.3取5.4=n m "'505311arccosβ ==tnm m 之间，合适介于15~8 mm zm d mm z m d n n 445βcos ;137βcos 2211====（2）、验算 mm d d a 29158221)(2121=×=+= mm d b d 137ψ1==所以取mm b 1471=取 mm b 1372=（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17cMPaMPa Hlin Hlin 580σ710σ21==MPaMPa H H H H 5225809.09.0≈]σ[6396409.09.0≈]σ[2lim 21lim 1=×==×=由表可知，低速级的中心距2450a mm =222(1)2d i a +=，2 3.508i =代入数据计算可得2199.65d mm =由文献【1】由表12.16，取90=d A190189.7dd A mm ≥== 所以符合条件3、确定大小齿轮齿数4233.508Z i Z == 取330Z =，则21130 3.508105.24Z Z i =∙=⨯= 取4105Z =，则'21105 3.0830Z i Z === 'Δ100%0.8%1%i i i i-=⨯=<合适 （1）、核算 1121122450200; 4.5987873064.51t d a d m m m Z z Z ⨯=====+由文献【1】表12.3取4n m = "'505311arccosβ ==tnm m 之间，合适介于15~8 1212137;495cos βcos βn n m z m zd mm d mm ==== （2）、验算 1211()63231622a d d mm =+=⨯= mm d b d 137ψ1==所以取154.8b mm =取 2198b mm =4、接触强度校核 （1）、圆周速度V s m n d v /954.0100060133137π100060π11=×××=×=（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度（3）、使用系数A K 由表12.9知：35.1=A K（4）、动载系数v K 由图12.9知：v K =1.10（5）、齿间载荷分配系数αH K 由表12.10知，先求：N d T F t 117191378027702211=×==m N m N b F K t A /100/48.1151371171935.1>=×= 99.0αcos αcos βcos βcos 122420βcos αtan arctanα703.326.275.1εεε;00.2βtan ππβsin ε703.1βcos )]971301(2.388.1[βcos )]11(2.388.1[ε4.1∴"'βα1β21∂αα=====+=+=====+×=+===t nb nt r d n F H z m b Z Z K K（6）、齿向载荷分布系数βH K 由文献【1】表12、1151.11371061.0]6.01[16.017.110)(])(6.01[332121β=+++=+++=bC d bd b B A K H(7)、载荷系数K 14.351.14.11.135.1βα=×××==H H V A K K K K K（8）、弹性系数E Z 由文献【1】表12、12 MPa Z E 8.189= （9）、节点区域系数H Z 由文献【1】图12、16 46.2=H Z （10）、重合度系数εZ766.0703.11ε1εεεβ13α341ε1ε3112ααβεββ===+==>）（，故，取，因、由式Z （11）、螺旋角系数βZ 989.0βcos β==Z（12）、接触最小安全系数min H S 10.11412min =H S ，取、由表（13）、总工作时间h t h t h 29200836510=⨯⨯= （14）、应力循环次数L N92911007.0,1023.0292001331601212(601×==×=×××==iN N t r N l L h n L ）、式（15）、接触寿命系数N Z 由文献【1】图12、18 15.1;99.021==N N Z Z （16）、许用接触应力][H σ及验算]σ[≤573241.3241.413780277014.32766.046.28.189μ1μ2σ60610.115.1580σ]σ[63910.199.0710σ]σ[2222111321εminlim min lim H a i H E H aH N H H aH N H H Mp bd KY Z Z Z Mp S Z Mp S Z =××××××=+==×===×==计算结果表明，接触疲劳强度足够5、弯曲疲劳强度验算104βcos 97βcos ;32βcos 30βcos 33233121======Z Z Z Z V V （1）、齿数系数Fa Y 18.253.22112121==A A F F Y Y ；知：、】图由文献【 （2）、应力修正系数Sa Y69.1βcos )]971301(2.388.1[βcos )]11(2.388.1[ε82.163.122122121α=+×=+===V V v S S Z Z Y Y a a ；；，、由图（3）、重合度系数εY 694.069.175.025.0ε75.025.0αε=+=+=v Y （4）、螺旋角系数βY75.09.0120βε11ε1≥ε(75.0125.01ε25.01min ββββββmin β=>====×==Y Y Y计算）时，按当（5）齿间载荷分配系数αF K4.1113.34.1133.3694.0703.1703.3εε31012αεαα=<==×=F F r K K Y 故；前已求得知：注、由表 （6）、齿向载荷分布系数βF K 37.1;53.135.425.2137;1412β==×=F K h b 、由图（7）、载荷系数K 14.351.14.11.135.1βα=×××==F F V A K K K K K（8）、弯曲疲劳极限min F σ 由图12、13c 得MpaMpa F F 460σ,510σ2lim 1lim ==（9）、弯曲最小安全系数min F S 25.11412min =F S 知：、由表（10）、应力循环系数L N 991007.0;1023.060121×==×==iN N t r N L L h n L（11）、弯曲寿命系数N Y ;95.0,96.0;241221==N N Y Y 、由图（12）、尺寸系数X Y 0.12512=X X Y Y ，、由图（13）、许用弯曲应力][F σMpaS Y Y MpaS Y Y F XN F F F XN F F 35025.1195.0460σ]σ[36725.1196.0510σ]σ[minlim min lim 222111=××===××==（14）、验算作静强度校核传动无严重过载，故不]σ[16563.153.282.118.2171σσ]σ[171694.063.153.25.413713780277014.322σ21122121111ε11F S F S F F F F S F F a a a a a a Y Y Y Y Y Y Y m bd kT <=××==<=×××××××==6、几何尺寸计算11213724145mm a n d d m =+=+⨯= a22d 249524503n d m mm =+=+⨯=112()13710127f n a d d m h c mm =-+=-= 222()49510485f n a d d m h c mm =-+=-= mm h h h f a 9=+=（四）、高速轴的设计与校核1、选 材MP 360σMP 650σ;255217HB 40S B ＝，＝由手册：～＝钢，调质Cr C=1022、初估直径 mm n P C d 66.2758464.11102≥3311=×= 轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以≥d 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圆整取d=30㎜ 3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：m ml m m l m m l m m l m m l m m l m m l m md m m d m md m m d m m d m m d m m d 18,15103,172,18,72,10140,4752,47,40,35,3076543217654321==============（轴承）4、强度校核 （1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后） （2）、齿轮上作用力mm N n p T 19035058464.111055.91055.961161===N D T F t 409493190350221=×==N F F N F F nt r t a 1542βcos ∂tan ,1095βtan ====（3）、水平支反力 从上到下第二幅图N F N F F M R t R R 3094;10007523275;0212∑==+×==（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图N F F F F r a Q R 266130775-46.6439'1=×××=N F F F F Q r R R 1562'1'2=+=（5）、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：mm NM R 232000'=（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为： R M 291020N ·㎜168177N ·㎜，117150N ·㎜（7）、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为：＝合M 295772N ·㎜，259900N ·㎜ 286544N ·㎜ （8）、绘扭矩图 第七幅图 mm NT 190350=（9）、求当量弯矩''1'圆角、、M M M A mmNM mm NM MPT M M A A 307767,28317259.0∂650σ3.16,)∂('2'1B 212'===∴=+=得由表mm NT M D 112307)59.0(21'==（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I ，危险截面II合强度要求弯矩法校核所得结果符由此得出结论，用当量符合要求符合要求∴47≤2.37601.0283127]σ[1.0≥∴47≤8.36601.02283127316376]σ[1.0≥∴40≤5.37601.0316376]σ[1.0≥331'23331'2331'11m mM d m m m m M d m m m m M d bbEb=×==××+==×=（五）、高速轴轴承校核1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。