减速器设计过程

我刚刚设计完减速器，和你的这个题目很相似，具体的就不说了， 也数不清楚，刚开始我也是摸不着头脑， 顺着指导老师的方法， 然后跟这书上的步骤一步步去做就没问题了。

一般是这几个步骤：

第一：通过计算选择电动机，选择带和设计轮

第二：计算总传动比，分配各级传动比。

第三：设计从动齿轮、主动齿轮。

第四：设计从动轴、主动轴。选择联轴器，健、轴承。

第五：设计箱体，选择螺钉、螺栓、销

第六：绘制装配图，根据装配图更改错误设计和选择的配件。

在设计的时候仔细研究指导书上的各项要求，这样就不容易出错。

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％。

给你做个参考

一、前言

(一)

设计目的：

通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。

(二)

传动方案的分析

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

二、传动系统的参数设计

原始数据：运输带的工作拉力F=0.2 KN；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=400mm（滚筒效率为0.96）。

工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班工作制，载荷轻。

工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°。

动力来源：电力，三相交流380/220伏。

1

、电动机选择

（1）、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

（2）、电动机功率选择：

①传动装置的总效率：

=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96

②工作机所需的输入功率：

因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N

=FV/1000η

=1908×2/1000×0.96

=3.975KW

③电动机的输出功率：

=3.975/0.87=4.488KW

使电动机的额定功率P ＝（1～1.3）P ，由查表得电动机的额定功率P ＝ 5.5KW 。

⑶、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

=（60×v）/（2π×D/2）

=（60×2）/（2π×0.2）

=96r/min

由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4，则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =（6~24）×96=576~2304r/min

⑷、确定电动机型号

根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ，满载转速 1440r/min 。

其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量68kg。

2 、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）、总传动比：i =1440/96=15

（2）、分配各级传动比：

根据指导书，取齿轮i =5（单级减速器i=3~6合理）

=15/5=3

3 、运动参数及动力参数计算

⑴、计算各轴转速（r/min）

=960r/min

=1440/3=480(r/min)

=480/5=96(r/min)

⑵计算各轴的功率（KW）

电动机的额定功率Pm=5.5KW

所以

P =5.5×0.98×0.99=4.354KW

=4.354×0.99×0.96 =4.138KW

=4.138×0.99×0.99=4.056KW

⑶计算各轴扭矩（N•mm）

TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N•m

=9550×4.138/96 =411.645N•m

=9550×4.056/96 =403.486N•m

三、传动零件的设计计算

（一）齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢，调质，齿面硬度220HBS；根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm

（2）确定有关参数和系数如下：

传动比i

取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数：

=5×20=100 ，所以取Z

实际传动比

i =101/20=5.05

传动比误差：（i -i）/I=（5.05-5）/5=1%<2.5% 可用

齿数比： u=i

取模数：m=3 ；齿顶高系数h =1；径向间隙系数c =0.25；压力角 =20°；

则 h *m=3，h ）m=3.75

h=（2 h ）m=6.75，c= c

分度圆直径：d =×20mm=60mm

d =3×101mm=303mm

由指导书取 φ

齿宽： b=φ =0.9×60mm=54mm

=60mm ，

b

齿顶圆直径：d ）=66，

d

齿根圆直径：d ）=52.5，

d ）=295.5

基圆直径：

d cos =56.38，

d cos =284.73

(3)计算齿轮传动的中心矩a：

a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm

（二）轴的设计计算

1 、输入轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据指导书并查表，取c=110

所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm

d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm

∴选d=25mm

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d =25mm

， L =（1.5～3）d ，所以长度取L

∵h=2c

c=1.5mm

+2h=25+2×2×1.5=31mm

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L =（2+20+55）=77mm

III段直径：

初选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

=d=35mm，L =T=18.25mm，取L

Ⅳ段直径：

由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mm

此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：d =（35+3×2）=41mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm

+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L

Ⅴ段直径：d =50mm. ，长度L =60mm

取L

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm

Ⅵ段直径：d =41mm， L

Ⅶ段直径：d =35mm， L ＜L3，取L

2 、输出轴的设计计算

⑴、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=110

=110× (2.168/76.4) =38.57mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm

∴取d=42mm

⑵、轴的结构设计

①轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

②确定轴的各段直径和长度

初选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长42.755mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

则 d =42mm L = 50mm

L = 55mm

L = 60mm

L = 68mm

L =55mm

L

四、滚动轴承的选择

1 、计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm.

2 、计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm

五、键联接的选择

1 、输出轴与带轮联接采用平键联接

键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

根据轴径d =42mm ，L =65mm

查手册得，选用C型平键，得： 卷扬机

装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56

则查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L ＝65，故取键长L=56

2 、输出轴与齿轮联接用平键联接

=60mm,L

查手册得，选用C型平键，得：

装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45

则查得：键宽b=18，键高h=11，因轴长L ＝53，故取键长L=45

3 、输入轴与带轮联接采用平键联接 =25mm L

查手册

选A型平键，得：

装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50

则查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L ＝62，故取键长L=50

4 、输出轴与齿轮联接用平键联接

=50mm

L

查手册

选A型平键，得：

装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49

则查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L ＝60，故取键长L=49

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：

七、轴承端盖

主要尺寸计算

轴承端盖：HT150 d3=8

n=6 b=10

八、减速器的

减速器的附件的设计

1

、挡圈 ：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58

2

、油标 ：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20，D

3

、角螺塞

M18

×

1.5 ：JB/ZQ4450-86

九、

设计参考资料目录

1、吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，1999.6

2、解兰昌等编著.紧密仪器仪表机构设计.杭州：浙江大学出版社，1997.11

把你自己的数据带进去算就是了，这是我们前段时间做的，有些步骤我进行了简化处理，还有根据你的题目，可能传动方案要选择另外一种，我没书现在，你自己查下《课程设计》书就知道了。

2.1电动机的选择计算

1）、选择电动机系列

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V Y系列

2）、选择电动机的功率

Pw=FV/1000=2300×1.5/1000KW =3.45KW

传动装置的总效率

η=η1 ×η22×η3×η4×η5×η6

按《课程设计》表2-1确定各个部分效率如下：

带的传动的效率：

η1=0.96

一对滚动轴承的效率：

η2=0.99

闭式齿轮的传动效率：

η2=0.97（暂且定为齿轮精度为8级）

弹性联轴器的效率：

η4=0.99

滚筒轴滑动轴承的效率：

η5=0.96

传动总效率：

η=η1*η2*η2*η3*η4*η5=0.86

所需电动机的功率：

Pr=Pw / η =3.45/0.86 =4.0 (KW)

查《课程设计》表20-1，可选Y系列三相异步电动机Y160M1-8

型、额定功率Po=4.0 KW，或选Y系列三相异步电动机Y112M-4

型、额定功率Po=4.0 KW，或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6

型、额定功率Po=4.0 KW.均满足：

Po ＞Pr

3）、确定电动机的转速：

传动滚筒轴的工作转速：

nw= 60V / 兀D =60×1.5 / 兀×0.45 =63.77 r/min

现以同步转速为750 r/min、1500 r/min和1000r/min 三种方案

进行比较，由表2-18-1查得电动机数据，计算出总传动比列于表

中：

方案号 电动机型号 额定功率（KW） 同步转速(r / min) 满载转速(r / min) 电动机质量（ kg）

1 Y112M-4 4.0 1500 1440 43

2 Y132M1-6 4.0 1000 960 73

3 Y160M1-8 4.0 750 720 118

比较这三重方案可见，方案1选用的电动机虽然质量好价格

叫低，但总传动比较大，为是结构紧凑，不采用该方案。方案3

选用的电动机的质量大，总传动比较低，所以决定采用方案2，

电动机的型号为Y132M1-6,同步转速1000 r / min，由表20-1

查得主要性能技术数据和安装尺寸，如下表所示：

额定功率po(kw) 外伸轴直径 D/mm 满载转速 r/min 外伸轴长度E/mm 堵截扭矩/额定扭矩 中心高 H/mm

4.0 38 960 80 2.0 132

2.2传动装置的运动和动力参数的计算：

1）、 分配传动比

总传动比

i=no /nw =960/63.77 =15.05

根据表2-1 取i带=3，则减速器的传动比为

i减=i / i带=15.05 / 3=5.02

各轴功率、转速和转矩的计算

0轴： 0轴即电动机轴

Po= Pr =4 KW

no=960 r / min

T o=9550 Po / no =9550×4/960=39.79 N•M

1轴： 1轴即减速器高速轴，动力从0轴到此轴经历带传动和一

对滚动轴承传动，故发生二次功率损耗，计算效率时都要计入，

查表2-1，带传动的效率η1=0.96，一对滚动轴承的传动效率

η2 =0.99,则：

η12=η1 ×η2=0.96 × 0.99=0.96

P1= P0 ×η12=4 × 0.96 =3.84 kw

n1= no / n01 =960 / 3=320r / min

T 1=9550 P 1 / n 1 =9550×3.84/320 =114.6 N•M

2轴：2轴即减速器低速轴，动力从1轴到此轴经历一对滚动轴

承传动和一对齿轮啮合，故发生二次功率损耗，计算效率时都要

计入，查表2-1，一对滚动轴承的传动效率η2 =0.99,,闭式齿轮传动的效率

η3=0.97(暂且定为齿轮精度为8级)，则

η23=η2×η3=0.99 × 0.97=0.96

P2 = P1×η23=3.84 × 0.96 =3.69 kw

n2= n1/ n12=320 /5.02=63.72 r / min

T 2=9550 P 2/ n 2=9550×3.69/63.75 =552.78 N•M

3轴：3轴即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历弹性联轴器传，

其传动比为1，查表2-1，弹性联轴器的传动效率η4=0.99，故

发生一次功率损耗，计算效率时都要计入，则：

η4=0.99

P3= P2 ×η4=3.69× 0.99 =3.67 kw

n3= n2 / n23=63.72 / 1= 63.72 r / min

T 3= 9550 P 3 / n 3= 9550×3.67/63.72 =256.90 N•M

将以上计算结果汇总于如下表所示，以便设计计算时使用：

项目 电动机轴 高速轴 低速轴

转速 960 320 63.75

功率 4.0 3.84 3.69

转矩 39.79 114.6 552.78

传动比 3 5.02

效率 0.96 0.96

2.3传动零件的设计计算:

2.3.1、V带传动的设计机算:

1)、确定计算功率Pc:

由《机械设计》书表8-6查得 KA=1.1,则

Pca= KAP=1.1×4.0=4.4 KW

2)、选取普通V带型号

根据Pca=4.4 KW、n1= no = 960 r / min，查《机械设计》图

8-8 选用A型普通V带

3)、确定带轮基准直径 dd1. dd2

选取dd1=100mm，且dd1=100mm ＞ dmin= 75 mm

大带轮的直径为：

dd2= n1*dd1 / n2=960×100 / 320=300 mm

按表查8-7取标准值，dd2=315 mm，则实际转动比i、从动轮的

实际转速分别为

i= dd2 / dd1=315/100=3.15

n2= n1 / i=960/3.15=304.8 r / min

从动轮的转速的误差率为：

304.8—320/320×100%=-4.6%

在-5%到+5%以内，为允许值。

4)、验算带速V

V= 兀dd1 n1 /60×1000

=兀×100×960 /60×1000 m/s=5.024 m/s

带速在5 m/s到25 m/s的范围内。

5)、确定带的基准长度Ld和实际中心距a

按结构设计要求初定中心距ao=800

由式（8.15），得

L0=2ao+兀/2（dd1+ dd2）+( dd2—dd1)2 /4ao

=[2×800+兀/2（100+315）+(315—100)2 /4×800]mm

=2266 mm

由表8-2选取基准长度Ld=2240 mm

由式（8.16），得实际中心距a为：

a≈ao+（Ld—L0）/ 2

=800+（2240—2266）/ 2 mm

=787 mm

中心距的变动范围为：

a min= a—0.015Ld

=787—0.015×2240 mm =783.4 mm

amax = a+0.03Ld

=787+0.03×2240mm=854.2 mm

6）、校验小带轮的包角ɑ1

ɑ1=180º—(dd2—dd1）×57.3º/ a

=180º—(315—100) ×57.3º/787

=164.29º ＞120º

7）、确定V带的根数Z

Z ≥ Pc/ [(Po+ΔPo)KɑKL]

由表8.4查得带长度修正系数KL=1.06图8.11查得包角系数

Kɑ=0.96，通V带根数：

Z=4.4/（0.97+0.11) ×0.96 ×1.06] 根

=3.9036根

取整得 Z=4根

8)、求初拉力FO及带轮轴上的压力FQ由表8.6查得A型普通V

带的每米长质量

q=0.96kg/m,

根据式（8.19）得单根V带的初拉力为：

FO=[500 Pc(2.5-Kɑ）/KɑZV)]+Qv2

=[500×4.4×(2.5-0.96）)]/(0.98×4×5.024)+0.10×5.0242

=178.96 N

由式8.20可得，作用在轴上的压力FP为：

FP=2FOZsin(ɑ1/2)

=2×178.96×4×sin(164.29/2)=1418.25 N

9)、设计结果

选用4根A-3550GB11544-89V带，中心距a=787 mm，带轮直径

dd1=100 mm，dd2=315 mm，轴上压力FP=1418.25 N

2.3.2、减速箱内的圆柱齿轮传动的设计计算

1)、选择齿轮的材料及精度等级

小齿轮选用40cr调质，硬度为280HBS；大齿轮选用45钢调质，

硬度为240HBS.因为是普通减速器，由表10.21选7级精度，要

求齿面粗糙度Ra ≤ 3.2～6.3μm

2)、按齿面接触疲劳强度设计

因为两齿轮均为钢质齿轮，

(1）、转矩T

T=9.55×P/n1=9.55×3.84/320=114600 N•MM

(2)、载荷系数K

K=1.3

(3)、齿数Z和齿宽系数ψd

小齿轮的齿数Z取为23，则大齿轮的齿数Z=116。

因为单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软

齿面，由表10.20 选取ψd=1。

(4）、许用接触应力[бH]

由表10.24查得

бHlim1=600Mpa, бHlim2=550Mpa

由表10.10查得SH=1

N1=60njLh=60×960×1×8×300*8=6.9×10^8

N2= N1/i=6.9×10^8/5.02=1.37×10^8

查图10.27得，KHN1=0.92 , KHN2=0.95

则可得：

[бH]1= KHN1бHlim1/SH =0.92×600/1Mpa = 552Mpa

[бH]2= KHN2бHlim2/SH =0.95×550/1Mpa = 522.5Mpa

故：

d1≥76.43 { KT(u+1)/ ψdu[бH]2 }1/3

=76.43 { 1.3*114600*6.2*189.8^2/1/5.02/522.5^2}^1/3

=62.613mm

m = d1/Z1=62.613/20mm=3.13 mm

由表10.3取标准模数m =3 mm.

3)、主要尺寸的计算

d1= mZ1=3×23 mm=69 mm

d2= mZ2=3×116 mm=348 mm

b=ψdd1=1×69 mm=69 mm 7

即： b2=70 mm

b1= b2+5=75 mm

a=m(Z1+ Z2)/2=3×(23+116)/2=208.5 mm

4)、按齿根弯曲疲劳强度校核

由式10.24得出бF ≤[бF],则校核合格

确定有关的系数与参数：

(1）、齿形系数YF

由表10.13得，YF1 =2.8， YF2=2.18

(2）、应力修正系数YS

由表10.14 得，YS1 =1.55， YS2=1.79

(3)、许用弯曲应力[бF]

由图10.25 得，бFlim1 =500 Mpa бFlim2 =380Mpa

由表10.10 得，SF=1.4

由图10.26 得，KFN1 =0.88,KFN2=0.9

由式10.14，可得

[бF]1=KFN1бFlim1/ SF=500*0.88/1.4 Mpa =314.29Mpa

[бF]2=KFN2бFlim2/ SF=380*0.90/1.4 Mpa =244.29Mpa

故:

бF1=2KT1YFYS/ bm2Z1

=2×1.3×2.8×1.55/70×3X2×23

=301.65 Mpa＜[бF]1= 314.29 Mpa

бF2=бF1 YF2YS2/ YF1YS1

=301.65×2.18×1.79/2.8×1.55 Mpa

=210.56 Mpa＜ [бF]2=244.29 Mpa

齿根弯曲强度校核合格。

5)、验算齿轮的圆周速度V

V=兀d1n1/60×1000

=兀×62.613×320/60×1000 m/s

=1.05m/s

由表10.22可知，选7级精度是合适的。

齿轮传动主要参数整理未下表：

名称 结果

模数 M=3

分度圆直径 D1=69mmD2=348mm

中心距 Ao=208.5mm

齿数 Z1=23 Z2=116

齿宽 B1=75mmB2=70mm

齿顶圆直径 Da1=75mm Da2=354mm

齿根圆直接 Df1=61.5 Df2=340.5mm

2.4轴的设计计算:

2.4.1、减速器高速轴的设计

1)、选择轴的材料

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊

要求，故：选用45钢并经调质处理。由表14.4查得强度极限

бB=650 Mpa，再由表14.2得，弯曲应力[б-1b]=60 Mpa.

2)、按转矩初步估算轴伸直径：

根据表14.1得，Ao=120，又由式14.2 得

D≥Ao(P/n)1/3=(120)*(3.84/320)^1/3

=27.47mm

考虑到轴的最小直径处要安装V带传动装置，会

有键槽存在，故将估算直径加大5%～7%，取为28.85mm，

取整直径为：

d3=30 mm

3)、设计轴的结构，初选滚动轴承：

由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布置在箱体内

部的中央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外伸端安装V带

传动装置。

(1）、确定轴上零件的位置和固定方式

要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定

方式，确定轴承从轴的左端装入，采用齿轮轴结构，轴承对称地

安装于齿轮的两侧，其周向采用过盈配合固定。

(2）、确定各轴端的直径

如上图所示，轴段（外伸端）直径最小， d1=30 mm考虑到要对安装在轴段上

的V带传动装置进行定位，轴段上应有轴肩，同时，为能很顺利

地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径标准，故取轴段③

的直径d3=45mm（轴承选6209）根据齿轮结构及定位要求，确

定轴段②、④的直径d2=40 mm、d4=69 mm ；为了便于拆卸轴承，

⑤为轴承段，同样取d5=45 mm.

(3）、确定各轴段的长度

小齿轮在轴段④的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为75 mm，为

保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有

一定的间距，取该间距为15 mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座

孔中（轴承宽度为19 mm），并且考虑轴承的润滑，取轴承端面距

箱体内壁的距离为5 mm，所以轴段③⑤的长度取为40 mm，轴承

支点距离L=133 mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的

距离的要求，取L1=34mm；查阅有关联轴器手册取L11=34 mm，在

轴段①、加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂度小约5～10 mm ，键槽的宽度按轴段直

径查手册得到。

(4)、求小齿轮上的作用力

小齿轮上的圆周力:

Ft1=2T1/d3 =2×114.6/0.069 N = 3321.7 N

小齿轮上的径向力:

Fr1= Ft1×tanɑ=3321.7×0.36 N=1195.8 N

2.4.2、减速器低速轴的设计

1)、选择轴的材料

由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，

故：选用45钢并经调质处理。由表14.4查得，强度极限бB=650

Mpa，再由表14.2得，弯曲应力[б-1b]=60 Mpa.

2)、按转矩初步估算轴伸直径：

根据表14.1得，Ao=120，又由式14.2 得

D≥Ao(P/n)1/3=(120) (3.69/63.75)1/3

=46.41mm

考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直

径加大5%～7%，取为48.73 mm，由设计手册取整为：

d4=50 mm

3)、选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承：

由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布置在箱体内部的中

央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外伸端安装V带传动装置。

(1）、确定轴上零件的位置和固定方式

要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方

式，确定轴承从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用挡

油盘定位，这样齿轮在轴上的轴向的位置被完全确定。

齿轮的周向固定固定采用平键连接，轴承对称地安装于齿轮的两侧

，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。

(2）、确定各轴端的直径

如上图所示，轴段①（外伸端）直径最小， d1=50 mm考虑到要对

安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能

很顺利地在轴段③上安装轴承，轴段③必须满足轴承内径的标准，

故取轴段③的直径d3=65 mm用相同的方法确定轴段②、④的直径

d2=60 mm、d4=80 mm ；⑤段轴肩为了定位需要，我们设计为d5=

110mm为了便于拆卸左轴承，可以查出6213型滚动轴承相关尺寸，

取d6=65 mm.

(3）、确定各轴段的长度

齿轮轮毂宽度为70 mm，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应略

短于齿轮轮毂宽度，取为68 mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相

碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15 mm

；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 23 mm），并且

考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5 mm，所以轴

段③的长度取为20 mm，轴承支点距离L=118 mm；根据箱体结构及

联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求，取L1=110 mm；查阅有关

联轴器手册取L11=110 mm，在轴段①、④上分别加工出键槽，使两

键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂度小约

5～10 mm ，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。

(4）、选择联轴器：

T 2为联轴器所传递的标准扭矩：

T 2=9550 P 2/ n 2=9550×3.69/63.75

=552.78 N•M

根据传动装置的工作条件拟用弹性柱销联轴器，计算转矩

TC= TAT=1.3×552.78N•M=718.614N•M

TA为工作情况系数，通过查表可得，TA=1.3,从表2-14-1，查得

TL8号联轴器不仅可以满足转矩要求（Tn=630 N•M＞TC）,而且其

轴孔直径d=50 mm,也能满足联轴器轴径的要求，因此，我选用

TL8号联轴器。

2.5润滑和密封

1)、减速器齿轮传动润滑的选择

由于该减速器的圆周速度不大，齿轮搅油不算剧烈，因此，我们采

用脂润滑。

2)、减速器轴承润滑剂的选择

对于一般的闭式传动装置，我们通常采用滚动轴承脂，代号：ZGN

-69-2.名称：SY1514-82*。

3)、减速器密封装置的选择、通气器类型的选择

对于减速器的密封装置，我们通常选择组合式密封由于工作条件

不算复杂，我选择无过滤装置的通气器，型号为M27X1.5。

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有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） 传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1） 取i带=3

（2） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（适用）

（5） 确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6)计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k : 取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60x121.67=998953h>48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60x473.33=53713h>48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625取z=8

(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15)Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

1）电动机类型和结构的选择：

因为本传动的工作状况是：平稳、清洁、小批量生产。所以选用三相异步电动机，封闭式结构电压

380v.Y系列的电动机。

2)

选择电动机功率：

滚筒所需有效功率：P

w

=FV/1000=3.36kw.

传动装置总效率：η=η

齿

2

η

承

4

η

联

2

η

滚

按表4.2-9取：

齿轮啮合效率：η

齿

=0.97（齿轮精度8级）

滚动轴承效率：η

承

=0.99

连轴器效率：η

联

=0.99

滚筒效率：η

滚

=0.96

则传动效率：η=0.97

2

x0.94

4

x0.99

2

x0.96=0.85.

所需电动机功率：P

r

=P

w

/η=3.95kw查表4.12-1可选Y系列三相异步电动机Y112M-4额定功率为P

o

=4kw或是选Y系列三相异步电动机Y132M-6额定功率P

o

=4kw.

3）确定电动机转数

滚筒转速：N

w

=60v/πD=60x1.6/πx0.28=109.13r/min。

现以同步转速为1500

r/min、1000

r/min。二种方案进行比较、由表4.12-1查得电动机数据，计算出总的传动比，列下表：

方案号

电动机型号

额定功率/kw

同步转速/(

r/min)

满载转速/(r/min)

总传动比

1

Y112M-4

4

1500

1440

13.195

2

Y132M-6

4

1000

960

8.797

比较以上方案，选择方案1，电动机型号为Y112M-4，额定功率为4

kw，同步转速为1500

r/min，满载转速1440r/min。

减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置.传统的减速器设计一般通过反复的试凑、校核确定设计方案,虽然也能获得满足给定条件的设计方案,但一般不是最佳的.论文通过设计变量的选取、目标函数和约束条件的确定,建立了单级圆柱齿轮减速器的优化设计的数学模型,最后借助MATLAB 的优化工具箱进行了优化计算,给出了优化设计程序,得到了优化参数.通过对结果进行比较,该方案的设计减速器的体积比原来的设计方案下降了25%.

已知：滚筒直径d=260mm，切向力Ft=3000N，滚筒线速v=1.35m/s。

所以滚筒转速n=99.2r/m,取为100r/m，工作转矩T=Ft*d/2000=390N.m，

所需功率P=T*n/9549=4kW，

如果安全系数定为1.2-1.5的话，则电机和减速机输入功率可以选为5.5kW，

一般4级电机性价比较高，所以电机选用Y132S-4，转速为1440r/m，

所以减速机速比为i=1440/260=5.538，

以ZDY型单级圆柱齿轮减速器为例，可以选用ZDY80-5.6的，

该减速器具体参数：公称速比5.6实际5.5，输入转速约为1500r/m时的公称输入功率为10kW，能够满足需要。

如果要选用6级电机的话，电机选用Y132M2-6，转速为960r/m，

所以减速机速比为i=960/260=3.692，可以选用ZDY80-3.55或ZDY-4，实际速比分别为3.471和3.905。

先设计转速

再选减速比

按照减速比选好齿轮（直齿，斜齿等）

然后从动力分析得出轴的弯扭矩

选好轴的材料，后得出轴各个部位的最小直径。

然后就是一些边边角角的问题，课程设计的书上会有具体说明的。

借一本机械设计手册是必须的。