减速器箱体设计说明书

目 录

一、任务设计书…………………………………………………………… 2 二、电动机的选择计算…………………………………………………… 2 三、传动装置的运动及动力参数计算…………………………………… 3 四、传动零件的设计计算 ……………………………………………… 5 五、轴的设计计算………………………………………………………… 18

六、滚动轴承选择和寿命验算…………………………………………… 25 七、键联接的选择和验算………………………………………………… 25 八、联轴器的选择和验算………………………………………………… 26 九、减速器的润滑方式及密封形式的选择 …………………………… 26 十、润滑油牌号的选择及装油量的计算………………………………… 27 十一、验算齿轮与轴是否发生干涉现象………………………………… 27 十二、设计体会…………………………………………………………… 27 十三、参考资料目录……………………………………………………… 28

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一、设计任务 详见机械设计任务书。 二、电动机的选择计算 已知工作条件及要求： 运输带工作拉力： F=2300 N 运输带工作速度： V=0.95m/s 运输带的滚筒直径： D=400 mm 运输带的宽度： B=400 mm 根据工作条件，选择Y系列三相异步电动机 1.选择电动机功率 滚筒所需的有效功率： PI=F×V/1000=2300×0.95/1000=2.2KW 24传动装置的总效率：总带齿 卷筒承联 PI=2.2 KW 式中: 皮带传动效率 带=0.95 轮啮合效率 齿0.97（齿轮精度为8级） 滚动轴承效率 承0.99 联轴器效率 联0.99 滚筒效率 滚筒0.96 传动总效率 =0.824 P总=2.67kw nI=45.4r/min =0.95×0.972×0.994×0.99×0.96=0.824 所需电动机功率 /==2.2/0.824=2.67kw P总PI总 2.选取电动机的转速 滚筒转速 60600.95 ==45.4r/min nI=D3.140.40

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根据滚筒所需的功率和转速，可选择功率为3KW，同步转速分别为 1500r/min和1000r/min两种型号的电动机。 电动机数据及传动比 电机 额定同步转满载转总传 方案号 型号 功率 速 速 动比 1 Y100L2—4 3.0 1500 1420 31.28 2 Y132S—6 3.O 1000 960 21.15 选方案1：Y132S—6，额定功率P0=3kW，同步转速1500r/min，满载转速 1420r/min。由4.12-2查得电动机中心高H=100mm，外伸轴段D×E=28mm× 60mm 三、传动装置的运动及动力参数计算 1、分配传动比 总传动比 in0/nw1420/45.431.28 V带传动比为2—3，取i带3 则减速 i减i/i带=31.28/3=10.427 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要 注意 大锥齿轮不能碰着低速轴，试取 第一级传动比 i11.35i =3.752 第二级传动比 i2=i减/i1= 10.427/3.752=2.779

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0轴：即电机轴 P0=P电=2.67kw P0=2.67kw n0=1420r/min0=1420r/min n T0=9550×P0/n0=9550×2.67×1000/1420=17.96Nm T0=17.96 Nm Ⅰ轴：即减速器高速轴 P=2.54 P1= P0带2.67×0.95=2.54kw 1n1=473r/min T1=51.28n1= n0/i01 =1420/3 =473r/min Nm T1=9550×P1/n1=9550×2.54/473= 51.28Nm P2=2.44kw Ⅱ轴：即减速器中间轴 n2=126.1r/mP2= P1·齿承=2.54×0.97×0.99=2.44kw in T2=184.79n2=n1/i12=473/3.752=126.1r/min Nm T2=9550×P2/n2=9550×2.44×1000/126.1=184.79Nm Ⅲ轴：即减速器的低速轴 P3=2.16kw n3=33.4r/miP3= P2·齿承=2.44×0.97×0.99=2.34kw n T3=617.38Nn3= n2/i23=126.1/2.779=45.4r/min ·m T3=9550×P3/n3=9550×2.34×1000/45.4=492.22N·m Ⅳ轴：即传动滚筒轴 P4=2.29kw P4= P3·联=2.34×0.99×0.99=2.29 kw 滚n4=45.4r/min n4= n3=45.4r/min T4=481.71NT4=9550×P4/n4=9550×2.29/45.4=481.71 N·m ·m 各轴运动及动力参数 2、各轴功率、转速和转矩的计算

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效率 /KW 号 /（r/min） / N·m 形式 比 0 2.67 1420 17.96 带传 3 0.95 动 51.28 Ⅰ 2.54 473 齿轮 3.752 0.96 传动 126.1 184.79 Ⅱ 2.44 齿轮 2.779 0.96 传动 45.4 492.22 Ⅲ 2.34 联轴 1.0 0.98 器 45.4 481.71 Ⅴ 2.29 四、传动零件的设计计算 1、带传动的设计计算 （1）确定设计功率PC 由表3—4查得KA=1.2 PC=3.20kw PC=KA×P=1.2×2.67=3.20 kw （2）选取V带的型号 根据PC和n0由图3-12确定，因工作点外于A型区，故选A型。 （3）确定带轮基准直径dd1、dd2 ①选择小带轮直径dd1 dd1=82mm 轴序功率 转速 转矩T 传动传动 由表3-5和表3-6确定dd1=82mm ②验算带速V V=6.1m/s 821420dd1n1V===6.10m/s 在5—25m/s之间，故合乎要求 601000601000 ③确定从动轮基准直径dd2 dd2=250mm dd2=i带dd1=3×82=246mm 查表的3-6取dd2=250mm

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④实际从动轮转速n2和实际传动比i 不计ε影响，若算得n2与预定转速相差5％为允许。 i=dd12503.049 =dd282（4）确定中心距a和带的基准长度Ld ①初定中心a0 本题目没有给定中心距，故按式3—25确定 0.7(dd2+dd1)≤a0≤2(dd2+dd1) 0.7（250+82）≤a0≤2(250+82) 232.4 mm≤a0≤664 mm 取a0=400mm。 ②确定带的计算基准长度Lc按式 i=3.049 a0=400mm Lc=1332㎜  =2×400+（250+82）+(25082)(25082)/4400 2 =1332㎜ Ld=1400㎜ ③取标准Ld按表3-3取Ld=1400㎜。 ④确定中心距a按式3-27 a=434㎜ LLd14001332 a=a0+c=400+=434㎜ 22 a调整范围 amax=476㎜ amax=a+0.03Ld=400+0.03×1400=476㎜ amin=413㎜ amin=a-0.015Ld=400-0.015×1400=413㎜ （5）验算包角α α=157.30 (ddd2) α≈180°-d1×60=180°-（250-82）/400×60°=157.3° a 0 ＞120符合要求

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(dd2dd1)2Lc≈2a0+(dd1+dd2)+ 24a0辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书 （论 文）

（6）确定带根数z按式（3-29） Z≥Pc P0由式（3-19）单根V带所能传递的功率 =ka(p0+p1+p2 ) p0由式（3-20）包角系数ka ka=1.25(15 ka=0.9437 0180)=1.25(15157.3180)=0.9437 由表（3-2）查得 C1=3.78×10-3 C2=9.81×10^-3 C3=9.6×10^-15 C4=4.65×10-5 L0=1700㎜ ω1=2n21420==148.70rad/s 6060c2-C3(dd11)2-C4lg(dd1ω1)〕 dd1-4P0=dd1ω1〔C1-9.81103=100×148.70×[3.78×10--9.6×10-15 (82148.70)2 100-4.65×10-5×lg(00×100.53)〕 =0.8161 2 p1=C4dd1ω1lgc211110(1)c4dd1s P0=0.8161k=4.65×10-5×82×148.70×lg2 39.811011110(1)4.65105823w p1=0.1660=0.1660 kw p2=c4dd1ω1lg1400Ld=4.65×10-5×82×148.70×lg1700 L0kw p2=-0.047=-0.8817kw =ka(p0+p1+p2)=0.9437×(0.8161+0.1660-0.0478) p0

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8kw 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书 （论 文）

=0.8817 V带的根数Z =0.8817 p0 Z=3.6 （7）确定初拉力F0按式3-30 P2.5 F0=500c(-1)+q2 zKa 3.202.5 (1)0.16.102=111.86N =500×F0=111.86N 6.10　40.9437 式中q由表3-1查得q=0.1Kg/m。 （8）计算轴压力Q 按式3-31 a0157.3Q=2F0zsin=2×111.86×4×sin=877.38N 22Q=877.38N 2、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 由前面计算得知：二轴传递的功率P1=2.54kw，转速n1=473r/min，， P1=2.54kw 转矩T1=51.28Nm，传动比u=3.752，载荷有轻度冲击 n1=473r/mi 1）选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为235—250HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为8级（GB10095-88） 查图5—16得，Hmin1=580MPa,Hmin2=545MPa 计算应力循环次数N，由式5—33得 8 N1=60n2jLh=60×473×1×(16×300×5)=6.8×108N1=6.8×10 88 N2=N1/i=6.8×10/3.752=1.8×10N2=1.8×查图5—17得zn11.03,zn21.13 108 取zw=1.0,SHmin=1.0 由式5—28确定接触疲劳许用应力 3.20PcZ≥==3.6取4根 P00.8817 - 8 -

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5801.031.0=597.4MPa [H]1zN1zW= SHmin1.0 545Hlim21.131.0=615.9MPa [H]2zN2zW= SHmin1.0 因为[H]1[H]2，取[H][H]1597.4Mpa 2）按接触疲劳强度确定中心距a 2 KT2ZHZEZZa≥(u+1)3mm T1=51283 2auHN·mm p1式中T1=9550=51283N·mm n1Hlim1初取Ktzt1.0 2zcos0.99 暂取12, zcos0.99 由表5—5 得ZE=189.8MPa 由式5—41 计算ZH 端面压力角 t= 200 ，基圆螺旋角 b= =120 2cosb2cos12 ==2.47 ZH=cos20sin20 costsint a0.35 2 KT2ZHZEZZa ≥(u+1)3  2auH 1.2512832.47189.80.99=3.75213=114.92mm 20.353.752597.4=115mm 圆整取=115mm mn=(0.007～0.02)t= (0.007～0.02)×120=0.84～2.4 取标准值mn=2mm 两齿轮齿数和 Z=1mn=2mm 2acos2115cos12z==23.8 取 Z=24 =113 12(3.7521)mn(u1) - 9 -

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Z2= uZ1 =89 取Z124,Z294 实际传动比 i实z2Z1=24 i理i实100%1.2%＜5% 故在范围内 传动比误差： i i理 β=10.70 mzz22.59424修正螺旋角 β=arccosn1= arccos=10.47530 2a2120 与初选 接近，ZH，Z可不修正 d1=48.849m224mz=48.849mm d1=n1=m coscos10.7d2=181.15m289mz d2=n2=181.15mm m coscos10.7V=1.21m/s d1n148.849473圆周速度 V===1.21m/s 3360106010 3)验算齿面接触疲劳强度 2KTu1 ≤ H=ZHZEZZ[]H bd12u 有表5-3查得KA=1.25 Vz1/100=1.21×24/100=0.2904 m/s 按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.03 齿宽 b=aa=0.35×115=40.25mm z1=9424=3.708 Z2=89 K=1.06 b/d2=40.25/48.849=0.824 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，K=1.06 查表5-4 K=1.2 载荷系数K=KAKvKK=1.25×1.03×1.06×1.2=1.638 K=1.638 - 10 -

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由5-42 zcoscos12=0.99 计算重合度a，以计算z da1=d1+2ham=48.849+2×1.0×2=52.849mm da1=52.849mm da2=185.15mda2=d2+2ham=181.15+2×1.0×2=185.15mm m t=arctan(tann/cosβ)= arctan(tan200/cos10.70)=20.330 t=20.330 db1=d1cost=48.849×cos20.330=45.806mm db1=45.806mm db2=d2cost=181.15×cos20.330=169.866mm db2=169.86645.806dat1=arccosb1= arccos=29.920 mm da152.849at1=29.920 169.866dat2=arccosb2= arccos=23.440 at2=23.440 da2185.15 =1［z2(tanat1-tant)+z3(tanat2-tant)］ 21[24×(tan29.92tan20.33)+89×(tan23.44tan20.33)] 2 = =1.68 bsin40.25sin10.7===1.19 mn2=1.68 =1.19 由式5-43计算Z Z=0.77 1Z===0.77 1.68 a b= arctan(tancost) b=10.050 1= arctan(tan10.7°×cos20.330)=10.010 ZH= ZH=2.459 2cosb2cos10.5==2.459 cos20.33sin20.33cosatsinat由式5-38计算齿面接触应力H - 11 -

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H=ZHZEZZ2KT2u1 2bd2u21.638512833.7521N 23.75240.2548.849H=529.55MPa zv1=25.30 =2.459×189.8×0.771×0.99×=529.55MPa<[H]=597.4Mpa 4)校核齿根弯曲疲劳强度 由式5-44 F=2KT2YFaYsaY Y≤[F] bd2mnzv1=z1/cos3=24/cos310.7=25.30 zv2=93.81 zv2=z2/cos3=89/cos310.7=93.81 查图5-14得YFa1=2.67,YFa2=2.22 查图5-15得Ysa1=1.59,Ysa2=1.78 由式5-47计算Y 10.7Y=1-=1-1.19=0.895 120120由式5-48计算Y Y=0.25+Y=0.895 Y=0.681 0.75cos2ba0.75cos210.7=0.25+=0.681 1.68由式5-31计算弯曲疲劳许用应力 查图5-18b得Flim1220MPa,Flim2210MPa 查图5-19得YN1YN21.0 取 Yx=1.0 取 Yst2.0,SFmin1.4 314.F1F1Flim1YSTYN1YX=220211=314.29Mpa SFmin1.429Mpa - 12 -

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F2F2Flim2YSTYN1YX=210211=300Mpa SFmin300M1.4F1=2KT2YFa1Ysa1Y Y bd1mn=21.638512832.671.590.6810.894 40.2548.8492pa =110.42MPa<F1 安全 F1=110.42 F2=F1YFa2Ysa21.782.22=110.42 YFa1Ysa12.671.59 F2=102.78=102.78MPa<F2 安全 5)齿轮主要几何参数 z124,z289,u=3.752,m=2mm,β=10.7 d1=48.849mm,d2=181.15mm 0MPa z124, z289 df1=43.849mm df2=176.15mm a=1(d1+d2)=115mm 2u=3.752 m=2mm, β=10.70 d1=48.849m取b1=46mm, b2=40.25mm 3、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算 m, 由前面计算得知：二轴传递的功率P2=2.44kw，转速n2=126.1r/min， d2=181.15m转矩T2=184.79Nm，齿数比u=2.779，载荷有轻度冲击 1）选择齿轮材料，确定精度及许用应力 m df1=43.849m 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB m 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB df2=176.15齿轮精度为8级： mm 由式5—33得 a=115mm N1=60n2jLh=60×126.1×1×(16×300×5)=1.82×10N2=N1/i=1.82×10/2.779=6.55×1088 b1=46mm 7 b2=40.25mm - 13 -

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查图5—17得zn11.13,zn21.18 取zw=1.0,SHmin=1.0 查图5—16得Hmin1=580MPa,Hmin2=545MPa 由式5—28 [H]1 N1=1.82×Hlim1SHmin8 580101.131.0=655.4MPa zN1zW= 1.0N2=6.55×7 545101.181.0=643.1MPa [H]2zN2zW= SHmin 1.0 2）按接触疲劳强度确定中心距 2ZZZZKTHE2 a≥(u+1)3mm 2auH p2T2=9550=184789.8 N·mm n2 初选Ktz2t1.1，暂取12,a0.4 由式5—42 zcos0.99 由表5—5 得ZE=189.8MPa 由式5—41 计算ZH 端面压力角 t= 200 基圆螺旋角 b= =120 、2cosb2cos12==2.47 ZH=zcoscos20sin20costsintHlim2KT2ZHZEZZa ≥(u+1)32auH 20.99 1.0184789.82.47189.80.99=2.77913=137mm 20.42.779643.1t= 200 b= =120 圆整取=140mm

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取标准值mn=2.2mm 2140cos122acos两齿轮齿数和 z1===36.23 2(2.7791)mn(u1) 取 z1 =37 zZ2=u1=37*2.779=99.812 取Z2=100 mn=(0.01～0.02)t= (0.01～0.02)×140=1.4～2.8 取Z137,Z2100 实际传动比 i实z2mn=2mm z1=10037=2.703 i理i实100%2.7%＜5% 故在范围内 传动比误差： ii理 Z1=37 Z2=100 修正螺旋角 β=arccosmnz1z2237100= arccos=11.880 2a2140与初选 接近，ZH，Z可不修正 d1=i实z2z1 237mnz1=2.703 ==75.62mm coscos11.88 2100mz d2=n2=204.38mm coscos11.88 β=11.880 d1n175.62126.1 圆周速度 V===0.499m/s 6010360103 3)验算齿面接触疲劳强度 d1=75.62mm 2KTu1≤[H] H=ZHZEZZ2d2=204.38mbd1u有表5-3查得KA=1.25 Vz1/100=0.499×37/100=0.166 按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.01 m V=0.499m/s - 15 -

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b/d2=56/75.62=0.741 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，K=1.06 查表5-4 K=1.2 载荷系数K=KAKvKK=1.25×1.01×1.06×1.2=1.606 b=56mm 由5-42 zcoscos12=0.99 计算重合度a，以计算z da1=d1+2ham=75.62+2×1.0×2=79.62mm da2=d2+2ham=204.38+2×1.0×2=208.38mm t=arctan(tann/cosβ)= arctan(tan200/cos11.880)=20.400 db1=d1cost=75.62×cos20.40=70.88mm 齿宽 b=aa=0.4×140=56mm db2=d2cost=204.38×cos20.40=191.56mm da1=79.62mm at1=arccosdd1= 27.100 da1dd2= 23.180 da2da2=208.38mm db1=70.88mm db2=191.56mat2=arccos=1［z2(tanat1-tant)+z3(tanat2-tant)］ 21[37×(tan27.10tan20.4)+100×(tan23.18tan20.4)] 2m at1= 27.100 at2=23.180 ==1.72 =bsin56sin11.88==1.83 mn2由式5-43计算Z =1.72 - 16 -

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1Z===0.76 =1.83 1.72a1b= arctan(tancost) = arctan(tan11.88°×cos20.40)=11.150 ZH=2cosb2cos11.15==2.45 cos20.4sin20.4cosatsinat 由式5-38计算齿面接触应力H b=11.150 ZH=2.45 H=ZHZEZZ2KT2u1 2bd2u21.606184789.8.2.7791N 2.7795675.622=2.45×189.8×0.768×0.99×=555.46MPa<[H]=643.1Mpa 4)校核齿根弯曲疲劳强度 由式5-44 F=2KT2YFaYsaY Y≤[F] bd2mnH=555.46MPa zv1=39.483 zv2=106.711 zv1=z1/cos3=37/cos311.88=39.483 zv2=z2/cos3=100/cos311.88=106.711 查图5-14得YFa1=2.44,YFa2=2.22 查图5-15得Ysa1=1.66,Ysa2=1.81 由式5-47计算Y Y=1-=0.818 120由式5-48计算Y Y=0.25+ 0.75cos2ba=0.670 Y=0.818 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力

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查图5-18b得Flim1225MPa,Flim2210MPa 查图5-19得YN1YN21.0 取 Yx=1.0 Y=0.670 取 Yst2.0,SFmin1.4 F1Flim1YSTYN1YX=225211=321.43Mpa SFmin1.4 F2Flim2YSTYN1YX=210211=300Mpa SFmin1.4 2KT2YFa1Ysa1Y Y F1=F1321.bd1mn43Mpa 21.606184789.8 2.441.660.8180.670 =5675.622.2F2300M=155.57MPa<F1=300Mpa 安全 pa YY2.221.81 F2=F1Fa2sa2=155.57YFa1Ysa12.441.66 =154.33MPa<F2=300MPa 安全 F1=155.575)齿轮主要几何参数 z137,z2204.38,u=2.779,m=2mm,β=11.88 d1=73.772mm,d2=216.228mm 0MPa F2=154.33da1=79.62,da2=208.38 df1=70.62,df2=199.38 a=1(d1+d2)=140mm 2取b1=61mm, b2=56mm 五、轴的设计计算

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MPa d1=75.62mm, 辽 宁 工 业 大 学 课 程 设 计 说 明 书 （论 文）

1．减速器高速轴的设计计算 （1）选择轴的材料 轴的材料为45号钢，调质处理 （2）按扭矩初步估算轴端直径 按式（8-2）d1A03P1 n1d2=204.38mm da1=79.62mm da2=208.38mm 查表（8-2） A0=110， dA03P19.3mm ndf1=70.62mm mm 取d1=25m a=140mm （3）设计轴的结构 a．两轴承之间的跨距l2 l2187.61mm b1=61mm b．布置轴上零件，设计轴的结构 根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，如图所示 考虑轴端有一个键槽 df2=199.38b2=56mm （4）对轴进行分析，作当量弯矩图。 计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图（a） 圆周力Ft1=2T1/d1=2×51283/48.849=2100N 轴向力Fr1=Ft=2100×tan10.70=397N 径向力 Fr1=Ft/=2100×tan200/cos10.70=778N

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图（a） （5）将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图 265.218877.3824.42539759.5778R1H1045N 187.606 77.612877.3824.425397128.106778R2H946N 187.606M2HR·mm2H59.577.61294656287N·M2HOM2H39748.849/246590N·mm R1VFt459.5666N 187.606- 20 -

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R2VFt4128.1061434N 187.606M2VR2V59.585323N (6)．求轴的弯矩M，画弯矩图 M1=M1H=68095Nmm 22M2M2MH2V102216Nmm 22M2OM2HOM2V97214Nmm (7).画轴的扭矩图 T=51283Nmm - 21 -

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(8).求计算弯矩Mca，画计算弯矩图 取根据McaM2(T)2，0.6 Mcao(0.6T)230770N.mm Mca1680952(0.6*51283)275504Nmm Mca21022162(0.6*51283)2106746Nmm Mca20972142(0.6*51283)2101967Nmm 6）校核轴的静强度 根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的Ⅰ剖面和弯矩较大，轴径较细的Ⅱ剖面进行验算 。 根据主教材查得b1=59 MPa Ⅰ剖面的计算应力： σmaxMca2/W106746/0.148.84939.2MPaσb1 Ⅱ剖面的计算应力： σmaxMca1/W75504/0.140311.8MPaσb1 7）校核轴的疲劳强度

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分别选择Ⅲ剖面和Ⅳ剖面进行验算。Ⅲ剖面受较大弯矩和扭矩作用，轴肩圆角处有应力集中。Ⅳ剖面除受弯矩的扭矩外，附近还有过盈配、键槽和轴肩圆角三个应力集中源。 45钢调质的机械性能参数：B637MPa,1268MPa,1155MPa a．Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核 因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。 σmaxM/W68095/0.135315.9MPa σminσmaxM/W15.9MPa σaσmax15.9 MPa m0 maxT12.0MPa WTmin0 ammax26.0MPa 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 根据：Dd48.433.33r1.5r1.50.034 d43查得：k1.88,k1.57, 0.88,r0.81,0.95,0.25 S=1K=2681.8815.90.2560.880.95155=7.94 S=Km1=S=m=1.576.00.2560.810.95=11.28 SSSS2211.287.9411.287.9422=6.50 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求

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b．Ⅳ剖面疲劳强度安全系数校核 Ⅳ剖面附近有三个应力集中源，查表知过盈配合的应力集中系数最大，应按其进行强度校核。 σmaxM/W68095/0.125343.5MPa σminσmaxM/W43.5MPa σaσmax43.5 MPa m0 maxT32.8MPa WTmin0 ammax216.4MPa 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。 根据：Dd48433.33r1.5r1.50.034 d43查得：k1.88,k1.57, 0.88,r0.81,0.95,0.25 S=1K=2681.8843.50.2516.40.880.95155=2.63 S=Km1=S=m=1.5716.40.2516.40.810.95=4.13 SSSS222.634.132.634.1322=2.22 取[S]=1.5～1.8 S>[S], 满足要求 六、滚动轴承选择和寿命验算 5.1选择轴承 由于转速中等、有较小轴向力，故选用深沟球轴承 由《机械设计课程设计》查得6208轴承： - 24 -

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已知：6208。基本额定动载荷Cr=19.8 KN， Fa=440 N 基本额定静载荷C0=13.5KN 由前面计算得知： R1H1045N R2H946N R1V666N R2V1434N 合成支反力： 22R1=R1HR1V=1239N 22R2=R2HR2V=1718N 轴的转速 n=473r/min 5.2 计算当量动载荷 轴的固定方式为全固式，故由轴向外载荷F全部由轴承1承受， 故A1=440N,A2=0N,Fa=440N 当量动载荷 A4400.033 故e=0.22 C013500A24400.256>e=0.22 R21718 x=0.56, y=1.99 fd=1.1 P1fd(X1R1Y1A1)=1.1×(0.56×1239+1.99×440)=1726N P2=2021N 比较两轴承当量动载荷，P2＞P1,故应按P2计算轴承寿命。 L10h106C3()=33134h>L,10h=24000h 60nP2 合乎要求 ，两年一检修 七、键联接的选择和验算 大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，V带与轴的配合直径为25mm，轮毂长为50mm,传递转矩T=51283Nmm 1.选择键联接的类型和尺寸。

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选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查表得两个键为:bh=10×8,L=32mm 2.键联接的强度计算 普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表3-1查得p=100MPa。 键的工作长度 l=L-b=32-10=22mm.由式3-1得： P= 4T1451283==46.6MPa dhl25822 工作安全 八、联轴器的选择和验算 在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接。由于工作机和减速器之间可能产生一定的径向位移和角位移。故选用弹性柱销联轴器。 由式11-2 Tc=KT3=1.25×481.71=610Nm d取45 L取112 由表4.7-1联轴器HL4型号 其公称转矩 Tn=1250Nm>617.6Nm 许用转矩[n]=4000r/min>n=45.4r/min 九、减速器的润滑方式及密封形式的选择 确定轴承的润滑方式与密封方式 齿轮圆周速度： Vd1n160100047348.8496010001.2m/s 由于V2m/s所以滚动轴承采用脂润滑 高速轴密封处的圆周速度V Vdn304730.74m/s 601000601000 - 26 -

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由于V5m/s，所以采用毡圈密封。 十、润滑油牌号的选择及装油量的计算 9.1润滑油牌号的选择 根据轻微冲击载荷和接触应力，选取320抗氧防锈工业润滑油 9.2装油量的计算 9.2.1油面的高度 油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出5~6mm即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于30~50mm，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需 的润滑油。通常单级减速器每传递1kw的功率， 需油量： V00.35~0.7dm3 多级减速器，按级数成比例增加。 减速器装油量Vlbh2.69dm3 二级传动，需油量：V020.35～0.7P01.596 dm3 V=2.69dm3 V0=1.596dm3 V>V0 可用。 十一、验算齿轮是否与轴发生干涉现象 2、3轴间距离：140mm， 2轴上大齿轮的齿顶圆半径：104.19mm 离2轴齿轮最近的3轴的半径是 104.19+30=134.19<145 即齿轮跟轴不会相碰 因此，齿轮传动设计合理。 十二、设计体会 经过二十几天的课程设计，我发现了和多以前没有暴露出来的问题， 所以感受颇多 实验是检验学习成果的一种有效途径，在本次课程设计中我深刻的体会到了这句话的含义。 虽然平时学的很扎实，但到了实践的时候就茫然不知所措。通过这次

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课程设计，我深深认识到了，单单只会做题，只会一些理论上的东西是远远不够的。我们还要将学到的知识应用到实践中去。才能真正做到学以致用，才能将所学的知识充分理解。 最后感谢黄老师的指导。 十三、参考资料目录 1、《机械设计》：主编 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉 2、《机械设计课程设计》：主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波 3、《机械设计习题解题分析》：主编 喻子建 张磊 邵伟平 - 28 -

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