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目 录
一、设计任务书 ............................................................... 4
1.1 初始数据 ............................................................. 4 1.2 设计步骤 ............................................................. 4 二、传动装置总体设计方案 ..................................................... 5
2.1 传动方案特点 ......................................................... 5 2.2 计算传动装置总效率 ................................................... 5 三、电动机的选择 ............................................................. 5
3.1 电动机的选择 ......................................................... 5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ................................... 6 四、计算传动装置的运动和动力参数 ............................................. 7 五、V带的设计 ............................................................... 8 六、 齿轮传动的设计 ......................................................... 10
6.1高速级齿轮传动的设计计算 ............................................ 10 6.2 低速级齿轮传动的设计计算 ........................................... 14 七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 .......................................... 18
7.1 高速轴的设计 ........................................................ 18 7.2 中速轴的设计 ........................................................ 19 7.3 低速轴的设计 ........................................................ 20 八、键联接的选择及校核计算 .................................................. 25
8.1 高速轴键选择与校核 .................................................. 25 8.2 低速轴键选择与校核 .................................................. 25 九、轴承的选择及校核计算 .................................................... 25
9.1 高速轴的轴承计算与校核 .............................................. 25 9.2 中速轴的轴承计算与校核 .............................................. 26 9.3 低速轴的轴承计算与校核 .............................................. 27 十、联轴器的选择 ............................................................ 28 十一、减速器的润滑和密封 .................................................... 28
11.1 减速器的润滑 ....................................................... 28 11.2 减速器的密封 ....................................................... 29
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十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸 .......................................... 29
12.1 附件的设计 ......................................................... 29 12.2 箱体主要结构尺寸 ................................................... 31 设计小结.................................................................... 32 参考文献.................................................................... 32
一、设计任务书
1.1 初始数据
设计带式运输机的传动装置，连续单向运转，工作中有轻微震动，空载启动，运输带允许误差为5%。工作年限：8年，每天工作班制：1班制，每年工作天数：300天，每天工作小时数：8小时。三相交流电源,电压380/220V。
运输带拉力F（N） 运输带工作速度V（m/s） 卷筒直径D（mm） 1750 0.75 300 1.2 设计步骤
1、传动装置总体设计方案 2、电动机的选择
3、计算传动装置的运动和动力参数 4、V带的设计 5、齿轮传动的设计
6、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7、键联接的选择及校核计算 8、轴承的选择及校核计算 9、联轴器的选择 10、减速器的润滑和密封
11、减速器附件及箱体主要结构尺寸
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二、传动装置总体设计方案
2.1 传动方案特点
1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。 2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择Vdai传动和二级圆柱齿轮减速器。
2.2 计算传动装置总效率
3a12345
Vdai效率：10.96
球轴承（每对）：20.99（共四对，三对减速器轴承，一对卷筒轴承） 圆柱齿轮传动：30.98（精度7级） 弹性联轴器：40.99（1个） 传动卷筒效率：50.96
电动机至工作机间传动装置及工作机的总效率:
12432450.960.9940.9820.990.960.842
（存在问题）
三、电动机的选择
3.1 电动机的选择
工作机的功率pw:
Pw=
F×V
= 1750×0.75/1000=1.31KW 1000
电动机所需工作功率为:
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wPd= = 1.31/0.842=1.56KW ηw
p
工作机的转速为:
nw =
60×1000V
=60×1000×0.75/(π×300)=47.77 r/min
π×D
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i0=2～4，二级圆柱轮减速器传动比i=9～25，则总传动比合理范围为ia=18～100，电动机转速的可选范围为nd = ia×nw = (18～100)×47.77= 859.86～4777r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L1-4的三相异步电动机，额定功率为2.2,满载转速nm=1420r/min，同步转速1500。 电动机主要外形尺寸：
3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比
(一)确定传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为ia＝nm/nw＝1420/47.77＝29.73
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2，则减速器的传动比为：
iia=29.73/2=14.86 i0 （二）分配减速器的各级传动比
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由于减速箱是展开布置，所以i1(1.3~1.5)i2，取高速级传动比i11.4i2，由ii1i21.4i22得低速级传动比为i2i(14.86/1.4)1/2=3.26。 1.4从而高速级传动比为i11.4i21.4×3.26=4.56。
表4-1（传动比分配）
总传动比 电机满载转速 高速轴-中速轴 中速轴-低速轴 i14.86 卷筒转速 47.77r/min 1420r/min i12=4.56 i23=3.26 四、计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
高速轴：n1 = nm/i0 =1420/2 = 710r/min 中速轴：n2 = n1/i12 =710/4.56 = 155.7r/min 低速轴：n3 = n3/i23= 155.7/3.26= 47.76r/min 工作机轴：n4 = n3 = 47.76r/min （2)各轴高速功率:
高速轴：P1 = Pd中速轴：P2 = P1
低速轴：P3 = P1
工作机轴：P4 = P3
(3)各轴高速转矩:
高速轴：T1=9550×中速轴：T2=9550× 低速轴：T3=9550×
P1=9550×1.5/710=20.18N·m n1P2=9550×1.46/155.7=89.55N·m n2P3=9550×1.42/47.76=283.94N·m n3 = 1.56×0.96 = 1.5 KW
= 1.5×0.99×0.98 =1.46KW = 1.46×0.99×0.98 =1.42KW
= 1.42×0.99×0.99 =1.39KW
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工作机轴：T4=9550×
轴名称 高速轴 中速轴 低速轴 卷筒轴 P4=9550×1.39/47.76=277.94N·m n4功率(KW) 1.5 1.46 1.42 1.39
转速(r/min) 710 155.7 47.76 47.76 转矩(N·m) 20.18 89.55 283.94 277.94 五、V带的设计
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA = 1.1，故
Pca = KAPd = 1.1×1.56 kW =1.72kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用A型。 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径dd1。由表取小带轮的基准直径dd1 =100mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度
nd1mV= = ×100×1420/(60×1000)=7.43m/s 60×1000πd
因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径
dd2 = i0dd1 =2×100 = 200 mm
根据课本查表，取标准值为dd2 =200mm。
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4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）根据课本公式，初定中心距a0 = 400 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度
(d
-d)2d2d1
= 4a0
π
Ld0 ≈ 2a+(d+d)+
02d1d2
2×400+×（100+200）/2+(200-100)2/(4×400)≈ 1277.25 mm
由表选带的基准长度Ld =1430mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。
a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 400+ (1430 - 1277.25)/2 mm ≈476.38mm 按课本公式，中心距变化范围为454.93519.28 mm。 5.验算小带轮上的包角α1
α1≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a
= 180°-（200- 100)×57.3°/476.38≈ 167.97°> 120°
6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1 =100mm和nm =1420r/min，查表得P0 =0.67kW。
根据nm =1420r/min，i0 =2和A型带，查表得P0 = 0.17 kW。 查表得K = 0.95，查表得KL = 0.99，于是
Pr = (P0+P0)KKL = (0.67+ 0.17)×0.95×0.99 kW =0.77kW
2）计算V带的根数z
z = Pca/Pr =1.72/0.77=2.22
取3根。
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7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以
(2.5-K
F0 = 500
K )Pαca
zvα
+ qv2
= 500×（2.5-0.95）×1.72/(0.95×3×7.43)+0.105×7.432=70.93N 8.计算压轴力FP
FP = 2zF0sin(α1/2) = 2×3×70.93×sin(167.97/2) =423.2N
9.主要设计结论
带型 小带轮基准直径dd1 V带中心距a 小带轮包角α1 单根V带初拉力F0 476.38mm 167.97° 70.93N A型 100mm 根数 大带轮基准直径dd2 带基准长度Ld 带速 压轴力Fp 1430mm 7.43m/s 423.2N 3根 200mm 六、齿轮传动的设计
6.1高速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用7级精度。
（3）选小齿轮齿数z1 = 22，大齿轮齿数z2 =103，则齿数比（即实际传动比）为uz2z1103/22=4.68与原要求仅(4.68-4.56)/4.56×100%=2.63%±≤5%故
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可以满足要求。 （4
= 20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
3
d
≥ 1t
2KTZZZHt1u±1HEε2
×× u [σ]ψdH
1）确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt = 1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩
T1 = 9550×
③选取齿宽系数φd =1.136。 ④由图查取区域系数ZH = 2.46。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑦计算接触疲劳许用应力[
H
p1=9550×1.5/710=20.18 N/m n1]
Hlim1
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为计算应力循环次数：
= 600MPa
Hlim2
= 550 MPa。
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×710×1×1×8×300×8 = 0.82×109 大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 0.82×109/4.68 = 1.8×108 查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
σ
HN1Hlim10.988×600
= =593MPa H]1 =
S1
K
σ
HN2Hlim20.997×550] = = =549MPa H2
S1
K
[
[
取[
H
]1和[
H
]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[
H
] = [
H
]2 =549MPa
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2）试算小齿轮分度圆直径
3
d
≥ 1t
2K
TZZZHt1u+1HEε2
×× = 39.29mm u [σ]ψdH
（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v
n1t1
v = =π×39.29×710/(60×1000) =1.46 m/s
60×1000
πd
②齿宽b
b = φd =1.136×44= 49.98取50 mm （存在问题）
d1
2）计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA = 1。 ②由图查得动载系数KV = 1.343。 ③齿轮的圆周力
Ft1 = 2T1/d1= 2×1000×20.18/44 = 917.27 N
查表得齿间载荷分配系数KH = 1。 查表得齿向载荷分配系数KH = 1.355。 则载荷系数为：
KH = KAKVKHKH = 1×1.343×1×1.355 =1.82
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
3
31.82H
= 39.29× =39.29×1.12=44mm 1.3KHtK
d1 = d
1t
及相应的齿轮模数
m = d1/z1 = 44/22 = 2 mm 模数取为标准值m = 2 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算大、小齿轮的分度圆直径
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d1 =z1×m=22×2=44 mm d2 = z2×m=103×2=206 mm （2）计算中心距
a =
(z1+z2)m
2
=（22×103）×2/2= 125mm
中心距圆整为a = 125 mm。 （3）计算齿轮宽度
b = φd = 50 mm
d1
取b1 = b2+(5~10)=56 mm、b2 = 50 mm。 齿轮 小齿轮 大齿轮
4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件
2KTYFYSYE[]F≤ [F = bmd1F
压力 角 模数 中心 距 齿数 比 齿数 分度圆 直径 44 齿宽 22 20° 2 125 4.69 103 56 206 50 ]
1）K、T、m、和d1同前 齿宽b=b2=50mm
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93
Flim1
= 500 MPa
Flim2
= 380 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86 取安全系数S=1.4，得
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[
σ
FN1Flim10.84×500
= = 300 MPa F]1 =
S1.4
K
σ
FN2Flim20.86×380] = = = 233.43 MPa F2
S1.4
K
2KTYYYYcos2βF1FaSaεβ
F1 =
32φmzdn1
[
=2×2.028×20.18×1000×2.11×1.85/(1.136×23×222) = 72.63MPa ≤ [
F
]1
2KTYYYYcos2βF1FaSaεβ = F2
32φmzdn1
=2×2.028×20.18×1000×2.05×1.93/(1.136×23×222) =73.62MPa ≤ [
F
]2 (存在问题)
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
6.2 低速级齿轮传动的设计计算
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用7级精度。
（3）选小齿轮齿数z3= 26，大齿轮齿数z4=87，则齿数比（即实际传动比）为
uz4z387/26=3.35与原要求仅(3.35-3.26)/3.26×100%=2.76±≤5%故可以
满足要求。 （4
= 20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
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3
d
≥ 1t
2K
TZZZHt2u+1HEε2
×× u [σ]ψdH
1）确定公式中的各参数值。 ①试选载荷系数KHt = 1.3。 ②计算小齿轮传递的转矩
T2 = 9550×
p2=9550×1.46/155.7=89.55 N/m n2③选取齿宽系数φd =0.87。 ④由图查取区域系数ZH = 2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2。 ⑦计算接触疲劳许用应力[
H
]
Hlim1
= 600MPa
Hlim2
= 550 MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×155.7×1×1×8×300×8 =0.18×109 大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u =0.18×10/3.35= 0.53×10 查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.988、KHN2 = 0.997。 取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
σ
HN1Hlim10.988×600
= =593MPa H]1 =
S1
K
σ
HN2Hlim20.997×550] = = =549MPa H2
S1
K
9
8
[
[
取[
H
]1和[
H
]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[
H
] = [
H
]2 =549MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
3
d
≥ 1t
2K
TZZZHt2u+1HEε2
×× = 70.27mm u [σ]ψdH
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（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 ①圆周速度v
n1t2
v = =π×70.27×155.7/(60×1000) =0.57 m/s
60×1000
πd
②齿宽b
b = φd =0.87×78=68 mm
d1
2）计算实际载荷系数KH ①由表查得使用系数KA = 1。 ②由图查得动载系数KV = 1.344。 ③齿轮的圆周力
Ft2 = 2T2/d3= 2×1000×89.55/78 = 2296.15 N
查表得齿间载荷分配系数KH = 1。 查表得齿向载荷分配系数KH = 1.318。 则载荷系数为：
KH = KAKVKHKH = 1×1.344×1×1.318 =1.771
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
3
31.771H
= 70.27× =70.27×1.11=78mm 1.3KHtK
d3= d
1t
及相应的齿轮模数
m = d3/z3 = 78/26 = 3 mm 模数取为标准值m =3 mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算大、小齿轮的分度圆直径 d3 =z1×m=26×3= 78 mm d4 = z2×m=87×3= 261mm （2）计算中心距
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a =
(z1+z2)m
2
=（26+87）×3/2= 169.5 mm
中心距圆整为a = 169.5 mm。 （3）计算齿轮宽度
b = φd = 68mm
d1
取b3 = b4+(5~10)=76 mm、b4= 68 mm。 4.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件
2KTYFYSYE[]F≤ [F = bmd1F
]
2）K、T、m、和d1同前 齿宽b=b2=68mm
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
查表得： YFa1 = 2.11 YFa2 = 2.05 YSa1 = 1.85 YSa2 = 1.93
Flim1
= 500 MPa
Flim2
= 380 MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.84、KFN2 = 0.86 取安全系数S=1.4，得
σ
FN1Flim10.84×500
= = 300 MPa F]1 =
S1.4
K
σ
FN2Flim20.86×380] = = = 233.43 MPa F2
S1.4
K
2KTYYYYcos2βF2FaSaεβ
F1 =
32φmzdn1
=2×2.028×89.55×1000×2.11×1.85×0.68×0.795cos20/(0.87×23×262) = 289.78MPa ≤ [
F
[
[
]1
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2KTYYYYcos2βF2FaSaεβ
F2 =
32φmzdn1
=2×2.028×89.55×1000×2.05×1.93×0.68×0.795cos20/(0.87×23×262) = 224.18MPa ≤ [
F
]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7.1 高速轴的设计
(1)确定轴的最小直径
选取轴的材料为40Cr调质处理，按教材及轴的材质取A0=120，则得： dminA03p1n1120×(1.5/710)1/3=15.39mm
由于轴上开了键槽，结合强度考虑此处轴颈加至少5%，取d1=19mm。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 d1段直径和长度设计：
为了满足大带轮的轴向定位要求，d1轴段右端需制出一轴肩，故取d2段的
直径d2 = 22mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 19mm。 大带轮宽度B = 40mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴端 面上，故I段的长度比大带轮宽度B短一些，现取L1 =38mm，孔径d1=19mm。 d2段直径和长度设计
轴承靠轴肩轴向定位，按要求h>0.07d，取 h=1.5mm则 d2=22mm。箱体设计 时的箱体壁距凸台外测的距离L=11.5mm，垫圈厚度1=2mm，端盖厚度
2=13mm，伸进长度为32mm。所以L2=45mm d3段直径和长度设计
d3与d7段的结构尺寸相同，是轴承位置d3=25mm，d3段口装有深沟球轴
承，由于该轴，只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用6305型号其尺寸为；D×P×d=62×17×25，轴段L3=23.5mm
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d4段直径和长度设计
由于该轴为齿轮轴设计，该段为过渡结构，则d4=32mm。L4 =83.5mm。 d5段直径和长度设计
小齿轮直径d5=48mm,L5=56mm d6段直径和长度设计
d6段的结构为过渡尺寸，没有实际意义，只是为了和轴承配合的面加工的时候分开，这段到时因为还需要套筒定位，因此我们这段的尺寸定为32mm，长度为4mm。 d7段直径和长度设计
d7段直径和长度设计同d3，d7=25mm,L7=26mm。 高速轴总长度为276mm。
轴段名称 长度(mm) 直径(mm) 1 38 19 2 45 22 3 23.5 25 4 83.5 32 5 56 48 6 4 32 7 26 25 7.2 中速轴的设计
(1)确定轴径最小尺寸
选取轴的材料为45钢调质，查教材以及结合轴的负荷取A0=118，则得 dminA03p2n2118×(1.46/155.7)1/3=30.14mm
由于轴上开了键槽，结合强度考虑此处轴颈加至少5%，dmin=35mm (2)根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度
初选滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承，取错误！未找到引用源。＝35mm， 则可选择深沟球轴承6307，其尺寸错误！未找到引用源。5。故
d1d535mm错误！未找到引用源。 ，左端轴承采用轴肩进
，可取
d340mm行轴向定位，故可取
d2d437mm。
齿轮2的齿宽为76mm，则错误！未找到引用源。，齿轮3的齿宽为50mm，
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则可取错误！未找到引用源。，齿轮之间的距离c=4mm.
轴承的宽度为B=25mm，取齿轮距箱体内壁的距离L810mm，取轴承与箱体内壁距离S8mm，则
L134mm错误！未找到引用源。，
L537mm。
轴段名称 长度(mm) 直径(mm) 1 34 35 2 76 37 3 4 40 4 50 37 5 37 35 7.3 低速轴的设计
(1)确定轴径最小尺寸
选取轴的材料为45钢调质，查教材以及结合轴的负荷取A0=120，则得 dminA03p3n3120×(1.42/47.76)1/3=37.18mm
考虑到轴要置装耻轴器．会有键槽存在，放将估算直径加大 3%～5% ，dmin=42mm (2)结构设计 d1段直径和长度设计
由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算转矩 Tca=KAT查书[1]表11则Tca=KAT=1.5×283.94=425.92N·m根据工作要求， 选用弹性柱销联轴器，型号为HL3半联轴器长度L=112mm（J型孔）与轴的 配合段长度L1=112mm为了保证轴端档圈固压半轴器，故轴长稍短一些，取 L1=84mm d2段直径和长度设计
由于联轴器左端需轴向定位，同时轴2段又是轴承位置，故h>0.07d1，取 h=2.5mm,则d2=45mm，L2=43mm。 d3段直径和长度设计
d3段口装有轴承，轴承位置d3=45mm，由于该轴只受到径向力，综合价格和
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安装尺寸的误差考虑。选用深沟球轴承6209，其尺寸为；D×P×d=85×19×45，轴段L3=26mm d4段直径和长度设计
d4段为齿轮定位的轴肩位置，齿轮处的轴颈为51mm，按要求h>0.07d，取 h=2mm,则d4=51mm。L4 =62mm d5段直径和长度设计 轴肩定位d5=59mm，L5 =5mm。 d6段直径和长度设计
d6段为齿轮安装处的轴段，其直径大小为齿轮的孔的大小，齿轮的孔为
Φ47，因此此段轴的大小d4=47，其长度为齿轮的宽度，有计算出来的数据 可以知道，齿轮的宽度为68mm 因此取L6=67mm d7段直径和长度设计
d7段为轴承位置，大小和轴3段一样，直径为45mm， 选用深沟球轴承6209， 由于有轴套，因此轴6段的长度L6=37mm
所以低速轴的总长度为: L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5 + L6=324mm
综上可得轴的结构设计如下：
图5-8（低速轴结构图）
轴段 1 2 3 4 5 6 7 文案大全
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长度(mm) 直径(mm) 84 42 43 45 26 45 62 51 5 59 67 47 37 45 表5-3低速轴尺寸图
（3）低速轴的受力分析及校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 轴的受力分析
低速级大齿轮所受的圆周力
Ft42T3=2×283.94×1000/261=2175.79N d4
低速级大齿轮所受的径向力
Fr4Ft4tgα2175.79×tg20°=791.92N
第一段轴的中点距左支点的距离L1= 94.5mm 齿宽中点距左支点距离L2= 117.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3= 60.5 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：
FNH1Ft4L3(2175.79×60.5)/(117.5+60.5)=739.52 N
L2L3
FNH2Ft4FNH1=2175.79-269.16=1906.63 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1Fr4L3L2L3
=(791.92×60.5)/(117.5+60.5) =269.16N
FNV2FNV1-Fr4269.16-791.92=-522.76N
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3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面C处的水平弯矩：
MHFNH1L2739.52×117.5=86893.61 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1FNV1L2269.16×117.5=31626.3 Nmm MV2FNV2L3-522.76×60.5=-31627 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。 截面C处的合成弯矩：
M1MHMV1(86893.612+31626.32)1/2=86893.97 Nmm M2MHMV2(86893.612+-316272)1/2=92470.35 Nmm
2222 作合成弯矩图（图f）。 4）作转矩图（图g）。
5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公 式（14-4），取α= 0.6，则有：
McaWM12αT3W2
σca
=｛(86893.972+(0.6×283.94)2)｝1/2/(0.1×593) =σca39 MPa≤[σ-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽 的影响）。轴的弯扭受力图如下：
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八、键联接的选择及校核计算
8.1 高速轴键选择与校核
校核高速轴处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×70mm，接触长度:l' = 70-8 = 62 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[
F
] = 0.25×7×62×26×120/1000 = 338.5 Nm T≥T1，故键
满足强度要求。
8.2 低速轴键选择与校核
1）低速轴与大齿轮处键
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×40mm，接触长度: l' = 40-18 = 22 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[足强度要求。
2）低速轴与联轴器处键
该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接触长度: l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[
FF
] = 0.25×11×22×50×120/1000 = 435.6 Nm T≥T2，故键满
] = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 Nm T≥T2，故键
满足强度要求。
九、轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命：
Lh = 1×8×300×8= 19200h
9.1 高速轴的轴承计算与校核
1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×467.1+0×312 = 467.1 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
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εC = P
3）选择轴承型号:
60n1
L 6983 N h610
查课本表11-5，选择:6305轴承，Cr =22.2KN
表9-1（轴承参数）
轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 6305 25 62 17 22.2
由教材有：
6
10C10/35
Lh = = 2.37×10≥Lh P
60n1
所以轴承预期寿命足够。
9.2 中速轴的轴承计算与校核
1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×864.1+0×683.2 = 864.1 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
εC = P
3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6307轴承，Cr = 33.2KN
表9-2（轴承参数）
轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 60n1
L = 8947 N 6h10
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6307
35 80 21 33.2 6
10C10/35
Lh = = 2.37×10≥Lh P
60n1
所以轴承预期寿命足够。
9.3 低速轴的轴承计算与校核
1）初步计算当量动载荷P:
因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:
P = XFr+YFa = 1×829.8+0×656.1 = 829.8 N
2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:
εC = P
3）选择轴承型号:
查课本表11-5，选择:6209轴承，Cr = 31.5KN
表9-3（轴承参数）
轴承型号 内径(mm) 外径(mm) 宽度(mm) 基本额定动载荷(kN) 6209
6
10C10/35
Lh = = 2.37×10≥Lh P
60n1
60n
1
L = 6490 N h610
45 85 19 31.5 所以轴承预期寿命足够。
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十、联轴器的选择
1.载荷计算 公称转矩：
T = T2 = 89.55Nm
由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：
Tca = KAT2 = 1.3×89.55= 116.42 Nm
2.型号选择
选用L0型联轴器，联轴器许用转矩为T = 710 Nm，许用最大转速为n = 3000 r/min，轴孔直径为45 mm，轴孔长度为84 mm。
Tca =116.42 Nm ≤ T = 710 N.m n2 = 155.7r/min ≤ n = 3000 r/min
联轴器满足要求，故合用。
十一、减速器的润滑和密封
11.1 减速器的润滑
1）齿轮的润滑
通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v ≤ 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。
齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 4.5 mm ≤ 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为 H = 30+10 = 40 mm
根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。
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2）轴承的润滑
轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。
由于大齿轮圆周速度v = 1.63 m/s ≤ 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。
11.2 减速器的密封
为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、高速轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。高速轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，低速轴与轴承盖间v ＜ 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。
十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸
12.1 附件的设计
（1）油面指示器
用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。
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（2）通气器
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 （3）油孔及放油螺塞
为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。
（4）窥视孔和视孔盖
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在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。 （5）定位销
采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。 （6）盖螺钉
由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。 （7）螺栓及螺钉 用作安装连接用。
12.2 箱体主要结构尺寸
名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 文案大全
符号 δ δ1 b1 b b2 df n d1 d2 l d3 d4 d 公式与计算 0.025a+3=0.025×140+3=6.5 0.02a+3=0.02×140+3=5.8 1.5δ1=1.5×8=12 1.5δ=1.5×8=12 2.5δ=2.5×8=20 0.036a+12=0.036×140+12=17 a≤250时，取n=4 0.75df=0.75×18=13.5 (0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8 150-200 (0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9 (0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2 结果取值 取8mm 取8mm 取12mm 取12mm 取20mm 取M18 取4 取M14 取M10 取150 取M8 取M6 取8mm (0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8 实用标准
df、d1、d2至外箱壁距离 df、d1、d2至凸缘边缘距离 C1 C2 R1 h L1 Δ1 Δ m1、m 根据螺栓直径查表 根据螺栓直径查表 =18 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 取24、20、16 取22、18、14 轴承旁凸台半径 凸台高度 外箱壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚 取18 取43 取12 取16 取7 C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10) ＞1.2δ=1.2×8=9.6 ＞δ=8 ≈0.85δ=0.85×8=6.8
设计小结
减速器设计的设计是我们对《机械设计教程》课程学习成果的检验。
设计过程中，碰到了很多的问题：如数据的选用，以及数据的计算与检验等。前者需要对所学知识掌握熟练，而后者则需要冷静的计算以及细心的审核。选用数据的过程中，我们对于课本知识的不熟练以及实际经验的贫乏使得我们的设计出现了较多的困难，但是通过向同学请教，以及对课本所学知识的复习和老师的耐心说明下，我们的理论知识水平有所提高。在老师的精心指导下，我们不断的改正错误，填补知识空缺，增长自行设计水平和实践检验能力。在不断的摸索爬行中，解决一个个疑团，尝试不同的方案，在老师指导和组员的共同协作下，让设计得以基本完成。
由于时间仓促，加之本人水平有限，错误在所难免，望老师再提出宝贵意见，并予以指正！再次感谢老师的精心指导和热情帮助！
参考文献
【1】.濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.05. 【2】.机械设计基础. 主编 范顺成. 机械工业出版社. 【3】.机械制图(第二版).主编 李 澄. 高等教育出版社. 【4】.零部件测绘实训教程.主编 钱可强. 高等教育出版社.
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实用标准
【5】. 纪名刚，机械设计（第七版）.高等教育出版社 【6】.钱可强，赵洪庆，零部件测绘实际教程，高等教育出版社 【7】.王茂元.机械制造技术.北京：机械工业出版社
【8】孙 波.机械专业毕业设计宝典.西安：西安电子科技大学出版社
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