带式输送机减速器的设计

摘要

本次毕业设计是关于矿用带式输送机减速器的设计。首先对胶带输送机减速器作了简单的概述；接着分析了带式输送机减速器；然后根据原始数据按照给定参数要求进行传动装置的总体设计；接着对所选择的胶带输送机减速器各主要零部件进行了校核。普通型带式输送机由六个主要部件组成：传动装置，机尾和导回装置，中部机架，拉紧装置以及胶带。最后简单的说明了减速器的润滑。目前，胶带输送机正朝着长距离，高速度，低摩擦的方向发展，近年来出现的气垫式胶带输送机就是其中的一个。在胶带输送机的设计、制造以及应用方面,目前我国与国外先进水平相比仍有较大差距,国内在设计制造带式输送机过程中存在着很多不足。

本次带式输送机减速器设计代表了设计的一般过程, 对今后的选设计工作有一定的参考价值。

关键词：带式输送机；减速器，箱体，齿轮

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Abstract

his graduation design is about the mining belt conveyor speed reducer design. The

first gave a brief overview of belt conveyor reducer; Then analysis of the belt conveyor speed reducer; Then according to the original data according to the given parameter requirements for the overall design of a transmission device; Then on the choice of belt conveyor speed reducer's major components for checking. Ordinary belt conveyor consists of six main parts: transmission device, the tail and lead back to the device, the middle frame, tension device, and adhesive tape. The last simple illustrates the lubrication of gear reducer. At present, the belt conveyor towards long distance, high speed, low friction in the direction of development, in recent years, the air cushion belt conveyor is one of them. In design, manufacture and application of belt conveyor, at present our country compared with foreign advanced level, there is still a large gap in domestic design and manufacture of there are many deficiencies in the process of belt conveyor.

The belt conveyor speed reducer design represents the general process of design, choice of design in the future work has a certain reference value. Key words: belt conveyor; Reducer, housing, gear

目录

摘要 ........................................................................ 1 Abstract .................................................................... 1 1.绪论 ...................................................................... 1 2.带式输送机减速器概述 ...................................................... 2

2.1 减速器的主要类型及其特性 ............................................ 2

2.1.1圆柱齿轮减速器 ................................................. 2 2.1.2圆锥齿轮减速器 ................................................. 3 2.1.3蜗杆减速器 ..................................................... 3 2.1.4齿轮—蜗杆减速器 ............................................... 3 2.2减速器结构 ........................................................... 3

2.2.1传统型减速器结构 ............................................... 3 2.2.2新型减速器的结构特点 ........................................... 4 2.2.3减速器的润滑 ................................................... 4

3.传动装置的总体设计。 ...................................................... 5 3.1传动方案的确定 ...................................................... 5

3.2电动机的选择 ......................................................... 5

3.2.1选择电动机类型和结构型式 ....................................... 6 3.2.2确定电动机的功率 ............................................... 6 3.2.3确定电动机的转速 ............................................... 7 3.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 ............................. 8

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3.3.1总传动比： ..................................................... 9 3.3.2分配传动装置各级传动比： ....................................... 9 3.4计算传动装置的运动和动力参数 ......................................... 9

3.4.1各轴的转速r/min： ............................................ 9

3.4.2各轴的输入功率： .............................................. 10

3.4.3各轴转矩： .................................................... 10 3.4.4(1~3)轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。即： ....................................................... 11

4.传动零件的设计计算 ....................................................... 12

4.1减速箱外传动零件——带传动设计 ...................................... 12

4.1.1确定功率Pd并选定V带带型 ...................................... 12 4.1.2确定带轮的基准直径 ............................................ 12

4.1.3验证带速v ..................................................... 12 4.1.4确定V带的基准长度和传动中心距ao .............................. 13 4.1.5确定小带轮包角 .............................................. 13 4.1.6计算V带根数Z ................................................. 13 4.1.7单根V带的预紧力Fo ............................................ 14 4.1.8作用在轴上的力FQ .............................................. 14

4.1.9确定带轮的结构和尺寸、轮槽尺寸 ................................ 14 4.2减速器内传动零件——高速级齿轮设计 .................................. 14

4.2.1按齿面疲劳强度计算 ............................................ 14 4.2.2按齿根弯曲强度计算： .......................................... 16 4.2.3尺寸计算： .................................................... 18 4.2.4验算： ........................................................ 19 4.3减速器内传动零件——低速级齿轮设计 .................................. 19

4.3.1按齿面接触疲劳强度计算： ...................................... 19 4.3.2按齿根弯曲强度计算： .......................................... 21 4.3.3几何尺寸的计算： .............................................. 22 4.3.4验算： ........................................................ 23 4.4轴的设计——输入轴的设计 ............................................ 23

4.4.1选择轴的材料 .................................................. 23 4.4.2初步估算轴的最小直径 .......................................... 23 4.4.3轴的结构设计 .................................................. 23 4.4.3求轴上的载荷 .................................................. 25 4.5轴的设计——输出轴的设计 ............................................ 27

4.5.1选择轴的材料 .................................................. 27 4.5.2初步估算轴的最小直径 .......................................... 28 4.5.3轴的结构设计 .................................................. 28 4.5.4求轴上的载荷 .................................................. 30

5.部件的选择与设计 ......................................................... 32

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5.1轴承的选择 .......................................................... 32

5.1.1高速轴轴承校核 ................................................ 32 5.1.2中间轴轴承校核 ................................................ 33 5.1.3低速轴轴承校核 ................................................ 34 5.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 .................................. 35 5.3轴承端盖的设计与选择 ................................................ 37 5.4滚动轴承的润滑和密封 ................................................ 37

5.4.1脂润滑 ........................................................ 37 5.4.2油润滑 ........................................................ 38 5.5其它结构设计 ........................................................ 38 设计总结 ................................................................... 40 参考资料 ................................................................... 41 致 谢 ................................................................... 42

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1.绪论

随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置. 它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各

行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。 本设计的目的及意义 目的：

1 通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、 深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。

2 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。

3 对所学技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。 4 学会利用多种手段(工具)解决问题，如：在本设计中可选择 CAD 等制图工具。 5 了解减速器内部齿轮间的传动关系。 意义：

通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理

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2.带式输送机减速器概述

2.1 减速器的主要类型及其特性

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速器的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。

减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型又可分为：齿轮、蜗杆、齿轮—蜗杆、蜗杆—齿轮等。

2.1.1圆柱齿轮减速器

当传动比在8一下时，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，则其外轮廓将很大。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，而且受载荷大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽分布情况显然比展开的好。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，其中较轻的齿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40000Kw，圆周速度也可从低至60m/s-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。这两种布置方式由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力情况和降低传动尺寸。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形两大类。除齿轮不同外，减速器结构基本相同。

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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%。

2.1.2圆锥齿轮减速器

它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥—圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮减速器是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面作为高速级：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。

2.1.3蜗杆减速器

主要用于传动比较大（j>10）的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对减速器的传动比简答的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用于在大功率传动的场合。

蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4m/s时最好采用蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4m/s时，为避免搅油太甚、发热过多，最好采用蜗杆在上式。

2.1.4齿轮—蜗杆减速器

它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。

2.2减速器结构

2.2.1传统型减速器结构

绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重性减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体时都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形状简单和表面

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平整。箱体应具有走狗的刚度，以免受载后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖容易，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并注意留出反手空间。在轴承附近的螺栓宜稍大些并且尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的准确性，在剖分面的凸缘上应设有2—3个圆锥定位销。在箱盖上备有为观察传动啮合情况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整

个减速器用的起重吊钩和为观察或测量右面高度用的右面指示器或测油孔在减速器中广泛采用滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采用滑动轴承。

2.2.2新型减速器的结构特点

这种减速的结构特点：

（1）在箱体上不沿着齿轮或涡轮轴线开设剖分面。为了便于转动零件的安装，在适合部位有较大的开孔。

（2）在输入轴和输出轴端不采用法兰式端盖，而改用机械密封圈；在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。

（3）在输出端的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。

2.2.3减速器的润滑

圆周速度u≤12m/s--15m/s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。 圆周速度u>12m/s的齿轮减速器不宜采用油池润滑。 蜗杆圆周速度在10m/s以下的蜗杆减速器可以采用油池润滑

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3.传动装置的总体设计。

3.1传动方案的确定

根据传动要求,传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且

要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置。宜在恶劣环境下长期工作。故选择采用V带传动和二级圆柱I 齿轮减速器传动。

1—V带传动；2—电动机；3—圆柱传动减速器；4—联轴器；5—输送带；6—滚筒

3.2电动机的选择

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

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3.2.1选择电动机类型和结构型式

电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。

3.2.2确定电动机的功率

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

本设计的输送机为长期连续运转、载荷平稳的机械，工作所需功率[4]：

PdPW/ 式(3.1)

PV/1000W 式(3.2) WF× 所以PdF×V/1000.W 式(3.3)

Pd——电动机的输出功率 Pw——工作机的输入功率

—电动机至工作机间的总效率

由电动机至工作机之间传动装置的总效率

]

1234n

1234n分别为传动装置中各传动副（齿轮、蜗杆、带或链、轴承、联轴器）

的效率，设计时可参考下表选取。

表3-1机械传动和轴承效率的概略值 类型 效率 圆柱齿轮传动

开式 0.94—0.96 闭式 0.96—0.99 6

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V带传动 滚动轴承（每对） 弹性联轴器 0.94—0.97 0.98—0.995 0.99—0.995 —— 因此: 0.960.9940.9720.990.960.759

最终可得所需电动机的功率为:

pdFV150000.5=9.88Kw 10001000因载荷平稳，电动机额定功率ped略大于pd即可。查机械设计基础课程设计第二版，由Y系列电动机技术数据，选定电动机的额定功率ped为11kW.

3.2.3确定电动机的转速

三相异步电动机常用的同步转速有2930r/min，1460r/min，730r/min，970r/min，常选用1460r/min的电动机。

设计时可由工作机的转速要求和传动结构的合理传动比范围，推算出电动机转速的可选范围，即

ndi1i2i3innw

nd——电动机可选转速范围

i1i2i3in——各级传动机构的合理传动比范围

由选定的电动机类型、结构、容量和转速查手册，查出电动机型号，并记录其型号、额定功率、满载转速、中心高、轴伸尺寸、键联接尺寸等。设计传动装置时，一般按电动机的实际输出功率Pd计算，转速则取满载转速nw。

滚筒轴工作转速：

nw=(60×1000×V)/πD [4] 式(3.4)

即nw6010000.5=19.1

500由手册查得，通常V带传动的传动比错误!未找到引用源。，二级圆柱齿轮减速器传动比错误!未找到引用源。，因此总传动比的范围为：

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i'i1'i2'16160

故电动机转速的可选范围为：

ndinw=（16～160）×19.1r/min=305.6～3056r/min

表3-2电动机型号和基本参数

额定功率 方案 1 2 3 4 电动机型号 Kw Y160M1-2 Y160L-6 Y160M-4 Y180L-8 11 11 11 11 同步转速 1000 1500 750 750 满载转速 2930 970 1460 730 电动机转速r/min

符合这一范围的同步转速有730，970，1460，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，采取Y160M-4型号较为合适。所选电动机的额定功率为P=11KW,满载转速1460r/min。

3.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配

由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw可得传动装置的总传动比

inm/nw对于多级传动ii1i2i3in计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，

限制传动件的圆周速度以减少动载荷 ，分配各级传动比时应注意以下几点：

(1)、各级传动的传动比应在推荐的范围之内选取。 (2)、应使传动装置结构尺寸较小，重量较轻。

(3)、应使各传动件的尺寸协调，结构匀称合理，避免相互干涉碰撞。一般应使带的传动比小于齿轮传动的传动比。

一般对于展开式二级圆柱齿轮减速器，推荐高速级传动比

或

i11.3~1.4i。

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3.3.1总传动比：

nm146076.4 式（3.5） nw19.1 ia3.3.2分配传动装置各级传动比：

由手册取V带传动的传动比错误!未找到引用源。.7，则减速器的传动比为i错误!未找到引用源。为

iia76.420.65 式（3.6） i03.7由动比

=4.13。

则取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比=5, 则低速级的传

3.4计算传动装置的运动和动力参数

为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机 至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。

3.4.1各轴的转速r/min：

n1nm/i0

n2n1/i1nm/i0i1

n3n2/i2nm/i0i1i2

式中nm为电动机的满载速度 n1、n2、n3分别为1、2、3轴的转速

i0、i1、i2分别为电动机与1轴、1轴与2轴、2轴与3轴的传动比

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3.4.2各轴的输入功率：

P1Pd01

P2P112Pd0112 P3P223Pd011223

Pd为电动机的输出功率，

P1,P2,P3分别为 1 、2、 3轴的输入功率，

01,12,23分别为电动机轴与1轴、1轴与2轴、2轴与3轴间的传动效率。3.4.3各轴转矩：

T1Tdi001 T2T1i112

T3T2i223

T1,T2,T3分别为1、 2、 3 轴的输入转矩 Td为电动机轴的输出转矩 Td9550Pd/nm

0轴(电机轴)：

p0pd11kw

n0nw1460r/min

TP11095500n955071.95N.m

01460 1轴（高速轴）：

PⅠ＝pd×1＝11×0.96＝10.56kW

n＝nm/i0＝1460/3.7＝394.6r/min

TⅠ＝Td×i0×1 =71.95×3.7×0.96=255.57N·m

2轴（中间轴）：

PⅡ＝pⅠ×η2×3＝10.56×0.98×0.95＝9.83kW

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nⅡ＝nⅠ/i　＝394.6/5＝78.92r/min 1 TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=255.57×5×0.98×0.95=1189.68N·m 3轴（低速轴）：

PⅢ＝PⅡ×η2×3＝9.83×0.98×0.95＝9.15kW

nⅢ＝ ＝

nⅡ/ i2＝78.92/4.13=19.1r/min

`

TⅢTⅡ×i2×2×3=1189.68×4.13×0.98×0.95=4574.36N·m

4轴（滚筒轴）：

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=9.15×0.98×0.97＝8.7kW nⅣ=nⅢ=19.1 r/min

TⅣ=TⅢ×3×4=4574.36×0.95×0.97=4215.27 N·m

3.4.4(1~3)轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。即：

PⅠ＝＝＝＝＝

pdpⅠ×1＝11×0.96＝10.56kW ×η2×

PⅡPⅢ3＝10.56×0.98×0.95＝9.83kW 3＝9.83×0.98×0.95＝9.15kW

PⅡPⅢ×η2×

PⅣ×η2×η4=9.15×0.98×0.97＝8.7kW

TⅠTdi×0×1 =71.95×3.7×0.96=255.57N·m

TⅡ＝TⅠ×i1×1×2=255.57×5×0.98×0.95=1189.68N·m TⅢ＝TⅡ×i2×2×

3=1189.68×4.13×0.98×0.95=4574.36N·m

TⅣ=

TⅢ×

3×4=4574.36×0.95×0.97=4215.27 N·m

表3-3运动和动力参数的计算结果汇总如下： 功率P/kw 转矩T (N∙m) 传动比 转速 n/(r/min) 输入 输出 输入 输出 11 10.56 9.83 9.15 8.7 71.95 255.57 1189.68 4574.36 4215.27 1460 394.6 78.92 19.1 19.1 3.7 5 4.13 1

效率 0.96 0.96 0.96 0.98 11

轴名 电机轴 1轴 2轴 3轴 滚筒轴

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4.传动零件的设计计算

4.1减速箱外传动零件——带传动设计

带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协 调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴 径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还 应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。

4.1.1确定功率Pd并选定V带带型

两班制工作，空载起动，查机械设计基础课本P257表11-8得：工作情况系数KA1.2

c 故Pca=KaP=1.211=13.2

根据Pca和n1由P258图11-14选取A型普通V带。

4.1.2确定带轮的基准直径

根据图11-14查得主动轮的最小基准直径 则计算从动轮的基准直径：

dd180mm；

dd2dd1i1803240mm

根据P258表11-9，选取dd2=250mm

4.1.3验证带速v

ddn11 带速：v=

601000=(3.14x80x1460)/60000=6.11m/s

带的速度在5m/s~25m/s中，合适。

12

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4.1.4确定V带的基准长度和传动中心距ao

根据传动的结构需要初定中心距：

0.7（dd1+dd2）<=a0<=2(dd1+dd2) 即231mm所以初步确定中心距ao400mm 所需V带的基准长度Ld0：

Ldd1)2do2ao2(dd1dd2)(dd24ao

=2400+(80+250)+1702

24400=1336

从P256表11-15中取得基准长度Ld1400mm 由此可得实际轴间距：

a=aLdLd00+2=432mm

4.1.5确定小带轮包角

57.31180(dd2dd1)432157.4120（主动轴上包角合适）

4.1.6计算V带根数Z

ZPca(P)K；

0P0KlA型普通V带，

由dd1=80mm和n1=1460r/min， 查P253表11-3得 p00.68kw;

由i03,查课本表11-3得p00.17kw查课本表11-4得 k 0.95; 由L

d1400mm,查课本表11-5得Kl0.96

则有：

Z4.428

(0.680.17)0.950.965.7121

取Z=6根。

13

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4.1.7单根V带的预紧力Fo

课本查得q0.10kgm，有：

Fo500(500(P2.51)cqv2KZv2.54.4281)0.106.02882103.4974N0.9566.0288

4.1.8作用在轴上的力FQ

158.231FQ2FoZsin2103.506sin1219.66N

224.1.9确定带轮的结构和尺寸、轮槽尺寸

由课本表11-9，可查的：

带轮宽：B=(Z-1)e+2f=（6-1）15 + 210=95mm da1dd12ha=80+22.75=85.5mm da2dd22ha=240+22.75=245.5mm

4.2减速器内传动零件——高速级齿轮设计

齿轮类型：为使工作平稳，高速级选用直齿圆柱齿轮传动。 精度：运输机为一般工作机器，速度不高，选用 7级精度。

材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调 质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS

齿数：选小齿轮齿数Z1＝20，齿数Z2＝i1×Z1=5×20＝100

4.2.1按齿面疲劳强度计算

2ktTtu1ZHZE2()du[H]计算公式： d1t31)确定公式内的各计算数值

试选载荷系数Kt1.6选取区域系数ZH2.433

14

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由课本查得10.71 20.87 即121.58 计算小齿轮传递的转矩

T10.9995.5105P1/n10.9995.510510.56/394.6 25.3014104

Nmm 选取齿宽系数d1

查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 按齿面硬度查得：

小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa， 大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 计算应力循环次数：

N160njLh604801(2830010)1.3824109 N21.3824109/3.8103.628108 查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90 ， KHN20.95 计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为1％，安全系数为S=1，得：

[KHN1Hlim1

H1]S0.9600MPa540MPa

[KH2]HN2Hlim20.95550MPa522.5MPa

S

[H]([H1][H2])/2(540522.5)/2MPa531.25MPa

2）计算

试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d21.66.972710421t311.584.8103.8102.433189.854050.71mm 计算圆周速度

15

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vd1tn160100050.71394.66010001.047m/s

计算齿宽ｂ及模数m

bdd1t1.250.7160.8mm

m

50.712.535，取其标准值2.5 20

h2.25m2.2525.625mmb/h60.8/5.62510.81

计算载荷系数K

已知使用系数KA1

根据v0.826m/s，７级精度，查得动载荷系数KV1.05 由表10-4查得

23KH1.120.18(10.62d)d0.2310b1.120.18(10.61)10.231060.241.42223

由图10-13查得KF1.30

KAFt100N/mm，由表10-3查得KHKF1.4 假定d1 故载荷系数KKAKVKHKH11.051.41.422.0874按实际的载荷 系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得

d1d1t3K/Kt50.7132.0874/1.655.4101mm

计算模数m

md155.41012.77 ，查取标准模数值选择2.5. Z1204.2.2按齿根弯曲强度计算：

2KT1YdZ12YFYS [F]计算公式：mn31）确定计算参数 计算载荷系数

16

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计算当量齿数

KKAKVKFKF11.051.41.301.911 ZV120ZV2100

查取齿形系数，由表10-5查得YFa12.73，YFa22.21 查取应力校正系数，由表10-5查得YSa11.57，YSa21.775 由齿面硬度查得，

小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa

大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa

由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数：KFN10.91 ，KFN20.96 计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S＝1.4，则有：

[F]1KFN1FE10.91500325.71MPa S1.4KFN2FE20.96380260.57MPa S1.4

[F]2 计算大小齿轮的

YFaYSa并加以比较： [F]

YFa2YSa22.211.7750.01505260.57 [F]2 可见大齿轮的数据大。

2）设计计算

421.9116.9727100.88m30.015051.738921201.58

YFa1YSa12.731.570.01316[F]1325.71 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算模 数，取m＝1.7389并且取整为m＝2.5则可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳 强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=55.4101mm来计算应有的齿数。于是有：

17

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Z1d155

m.41012.522.164 n 取Z122，则Z2i1Z1522110，取Z2110

4.2.3尺寸计算：

1）计算中心距

a(Z1Z2)m(22110)2165mm

22 因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。

2)计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=mz=55mm d2=mz=275mm 3)计算大、小齿轮的齿根圆直径

df1d12.5m552.52.548.75mmdf2d22.5m2752.52.5268.75mm

4)计算大、小齿轮的齿顶圆直径

da1d12ha15522159mm da2d22ha2275221279mm

5)计算齿轮宽度

bdd11.25566mm

圆整后取B265mm；B170mm 6)总结尺寸：

分度圆直径：

d155mmd2275mm 齿根圆直径：

df148.75mmdf2268.75mm

齿顶圆直径：

da159mm160mmda2279mm500mm

所以，小齿轮做成实心式齿轮，大齿轮做成腹板式齿轮。 齿宽：

B170mmB265mm

18

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4.2.4验算：

2T126.9727104Ft2505.46N

d155.66

KAFt12505.4645.01N/mm100N/mm

55.66 b 故假设正确。

4.3减速器内传动零件——低速级齿轮设计

齿轮类型：低速级选用直齿圆柱齿轮传动。

精度：运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。

材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调

质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

齿数：选小齿轮齿数Z1＝25，大齿轮齿数Z2＝i2×Z1=25×4.13＝103.25取Z2=103

4.3.1按齿面接触疲劳强度计算：

ktT1u1ZE2() du[H] 计算公式：d1t2.3231)确定公式内的各计算数值

试选载荷系数Kt1.3

计算小齿轮传递的转矩

T10.9995.5105P2/n20.9995.51059.15/19.14529250Nmm

选取齿宽系数d1

查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 按齿面硬度查得：

小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa

19

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大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2550MPa 计算应力循环次数：

N160n1jLh60126.01(2830010)3.6288108

N23.6288108/2.7221.3331108 查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.95 ， KHN20.97 计算接触疲劳强度许用应力

取失效概率为1％，安全系数为S=1得：

[KHN1H1]Hlim10.95600MPa570MPa

S[]KHN2H2Hlim20.97550MPa533.5MPa

S 2)计算

试算小齿轮分度圆直径d

1t，代入[H]中的较小值

d1.3452925013.722189.82 1t2.3232.722(533.5)100.65mm

计算圆周速度v

vd1tn1100.6519 601000.16010000.1m/s

计算齿宽ｂ

bdd1t1100.65100.65mm

计算齿宽与齿高之比b/h

md1t100.654.026mm

Z125h2.25m2.254.0269.059mm/h100.65/9.05911.11

b 计算载荷系数K

根据v0.1m/s，７级精度，查得动载荷系数KV1.02 假设KAFt/b100N/mm，由表10-3查得KHKF1.2 查得使用系数KA1 由表10-4查得

20

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K0.18(10.6223H1.12d)d0.2310b1.120.18(10.612)120.2310389.491.4286

 由图10-13查得KF1.35

故载荷系数KKAKVKHKH11.021.21.42861.7486 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 d1d31t3K/Kt89.491.7486/1.3111.1mm

计算模数ｍ

md1/Z1111.1/254.44415，这里按标准取模数值为4.54.3.2按齿根弯曲强度计算： 计算公式：m2KTn31YFYSdZ12[ F]1)确定公式内的计算数值 由图10-20ｃ查得：

小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa 查得弯曲疲劳寿命系数KFN10.90，KFN20.94

计算弯曲疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数为S=1.4，于是有：

[KFE10.90500

F1]FN1S1.4MPa321.43MPa

[]KFN2FE20.94380F2S1.4MPa255.143MPa

计算载荷系数

KKAKVKFKF11.021.21.351.6524

由表10-5查得查取齿形系数YFa12.65，YFa22.25 由表10-5查得应力校正系数YSa11.58，YSa21.74 计算大小齿轮的

YFaYSa[，并比较： F] 21

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YFa1YSa12.65[1.58321.430.01303F]1Y Fa2YSa22.251.74 [F]2255.1430.01534 可见大齿轮的数据大。

2)计算

按接触强度算得的分度圆直径d1100.65mm，由此有： 小齿轮齿数Z1d1/m100.65/4.522.3，取Z122

大齿轮齿数Z2i2Z14.132290.86，取Z291

4.3.3几何尺寸的计算：

1)计算分度圆直径

d1Z1m224.599mm d2Z2m914.5409.5mm

2)计算齿顶圆直径

da1m(Z12)4.5(222)108mm da2m(Z

22)4.5(912)418.5mm3)计算齿根圆直径 df1m(Z12.5)4.5(222.5)87.75mmd

f2m(Z22.5)4.5(912.5)398.25mm5)计算中心距

a(d1d2)/2(99409.5)/2508.5mm 6)计算齿宽

bdd119999mm

取B290mm B180mm

7)尺寸总结： 分度圆直径：

d199mmd2409.5mm

齿顶圆直径：

da1108mm160mmda2418.5mm500mm，

22

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所以，小直齿轮做成实心式齿轮，大直齿轮做成腹板式齿轮。 齿根圆直径：

df187.75mm

df2398.25mm 中心距a508.5mm 齿宽

B190mmB280mm

4.3.4验算：

2T122.5512105Ft5669.3N

d165.0KAFt15669.362.99N/mm100N/mm b65.0故假设正确。

4.4轴的设计——输入轴的设计

4.4.1选择轴的材料

由工作条件，初步选择45钢，调质处理，取A0116。

4.4.2初步估算轴的最小直径

由《机械设计》P355《轴的常用材料及其主要力学性能》查得，B640MPa，则

dA03P3.54Kw116322.58mm， n480r/min取dmin26mm。

4.4.3轴的结构设计

1)拟定轴上零件的装配方案:

如图（轴1），从左到右依次为轴承、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。

23

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2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: (1)轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 配合，因此

dⅠ，联轴器与轴的联接采用两个键来

＝40mm，为了保证轴端 dⅠ＝（10％～15％）dmin38.5~40.25mm，取dⅠ 挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ段的长度应比带轮的宽度略短一

＝82mm。 些，因L＝84mm，现取lⅠ 联轴器的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h2.5mm，则轴肩处的直 dⅡ45mm。

轴承端盖的总宽度为20mm；为了使轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂，取端 盖的外端面到联轴器的距离为30mm，lⅡ＝50mm。

(2)初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力， 故选用深沟球滚轴承。由于轴的

dⅢdⅧ45mm，故轴承的型号为6209，尺寸系

列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为d45mm，D85mm，B19mm，

rsmin1.1mmdamin52mmrasmax1mmll19mmdⅢdⅧ45mm，，。故ⅢⅧ，。 左轴承的右端采用轴肩定位，故dⅥdⅤ52mm。

轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取lⅣ＝lⅨ＝9mm。

(3)取安装齿轮处的轴段Ⅷ的直径

dⅧ50mm，齿轮1与轴的配合处采用两个键来

连接，齿轮1左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h4mm，则轴环处的直 径

dⅥ＝58mml＝6mm。轴环宽度b1.4h，取b6mm，则Ⅵ；齿轮右端采用套筒定

位。

(4)因为低速轴和中间轴、高速轴的长度要统一，因此，齿轮4的中心线到左边轴 承左端面的距离为154mm，齿轮1的中心线到右边轴承右端面的距离为84mm，故 lⅤ＝82.5mm。

24

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(5)齿轮1的右端采用套筒定位，dⅧdⅨdⅩ45mm。

已知齿轮轮毂的宽度B75mm，为了使轴向定位可靠， lⅦ应略短于轮毂的 宽度，并且零件外端面至箱体内壁的距离d10～15mm，故取lⅦ＝72mm，

18.5mm。 lⅧ＝ 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。 3）轴上零件的周向定位：

齿轮1与轴的周向定位采用两个平键连接，按照dⅧ＝40mm，查《普通平键和普通 楔键的主要尺寸》得：平键键面bh128，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同 时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。

＝30mm，查《普通平键和普通楔 带轮与轴的周向定位采用两个平键连接，按照dⅠ键的主要尺寸》得：平键键面bh108，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时 为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮轮毂与轴的配合为H7/n6。

4)确定轴上圆角和倒角的尺寸：

参考《零件倒角C与圆角半径R的推荐值》，取轴端倒角为1.2450，各轴肩处的圆 角半径见图：轴1。

4.4.3求轴上的载荷

根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6207深沟球滚轴承的a8.5mm，简 支梁的轴的支承跨距:

LL1L2L378.5145.575.5299.5mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图。

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1)计算作用在轴上的力:

对于带轮，作用在轴上的轴压力Fp1220N

对于小齿轮1，d56mm，有 切向力Ft12Td270.43N•m56mm2515N 径向力Fr1Ft1tan2515Ntan200915N 法向力F0n1Ft1/cos2515Ncos202676N 2)计算支反力：

以坐标方向为力的正方向。

先求垂直面支反力：

绕支点A的力矩和MAZ0，得： 65.5Fr1221RDZ，RDZ271N 同理RAZ644N

校核：FZFr1RAZRDZ9156442710 计算无误。

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再求水平面支反力：

绕支点A的力矩和MAY0，得：

294.5Fp221RDY65.5Ft1，RDY880N

同理RAY2175N

校核：FYFt1FpRAYRDY0 计算无误。

3)计算弯矩：

垂直平面内的弯矩图，如图b

N•mm C处弯矩：MCZ65.5RAZ42182 水平面弯矩，图c

.5N•mm C处弯矩：MCY65.5RAY142462N•mm D处弯矩：MDY73.5Fp89670 合成弯矩，图d

C处弯矩：

22MCYMCZMCY421822142462.52148576N•mm

289670289670N•mm D处弯矩：MDYMDY 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。 取折合系数0.6，轴的计算应力

caM2(T)2W2148576(0.670430)2472833MPa

前面已经选定轴的材料为45钢调质，由《机械设计》P355《轴 的常用材料及其主要力学性能》查得，160MPa。因此， ca1， 故该轴是安全的。

4.5轴的设计——输出轴的设计

4.5.1选择轴的材料

由工作条件，初步选择45钢，调质处理，取A0116。

27

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4.5.2初步估算轴的最小直径

由《机械设计》P355《轴的常用材料及其主要力学性能》查得，B640MPa， 则

dA03P3.37Kw116333mm， n46.29r/min取dmin35mm。

为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的 计算转矩TcaKAT，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA1.3，则

TcaKAT1.3659856.7N•mm

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985,选用HL4型 弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N·mm。半联轴器的长度L=112mm,直径为40mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。

4.5.3轴的结构设计

1)拟定轴上零件的装配方案:

如图（轴3），从左到右依次为轴承、轴套、小齿轮4、轴承、半联轴器。

2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度:

（1）轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径个键来配合，因此

dⅠ，联轴器与轴的联接采用两

＝40mmdⅠ＝（10％～15％）dmin38.5~40.25mm，取dⅠ，为

了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ段的长度应比带轮

＝82mm。 的宽度略短一些，因L＝84mm，现取lⅠ 联轴器的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h2.5mm，则轴肩

处的直径dⅡ45mm。

轴承端盖的总宽度为20mm；为了使轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑

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脂，取端盖的外端面到联轴器的距离为30mm，lⅡ＝50mm。

（2）初步选用深沟球滚轴承，因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力，故选用深沟球滚轴承。由于轴的

dⅢdⅧ45mm，故轴承的型号为

6209，尺寸系列为02，正常结构，0级公差，0组游隙，其尺寸为d45mm，

D85mm，B19mm，rsmin1.1mm，damin52mm，rasmax1mm。故

lⅢlⅧ19mm，dⅢdⅧ45mm。

左轴承的右端采用轴肩定位，故dⅥdⅤ52mm。

轴承端面至箱体内壁的距离，初步选择用润滑脂润滑轴承，取lⅣ＝lⅨ＝9mm。

（3）取安装齿轮处的轴段Ⅷ的直径

dⅧ50mm，齿轮1与轴的配合处采用两

个键来连接，齿轮1左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h4mm，则轴环处的直径

dⅥ＝58mml＝6mm。轴环宽度b1.4h，取b6mm，则Ⅵ；齿轮

右端采用套筒定位。

（4）因为低速轴和中间轴、高速轴的长度要统一，因此，齿轮4的中心线到左边轴承左端面的距离为154mm，齿轮1的中心线到右边轴承右端面的距离为84mm，故lⅤ＝82.5mm。

（5）齿轮1的右端采用套筒定位，dⅧdⅨdⅩ45mm。

已知齿轮轮毂的宽度B75mm，为了使轴向定位可靠， lⅦ应略短于轮毂的 宽度，并且零件外端面至箱体内壁的距离d10～15mm，故取lⅦ＝72mm，

18.5mm。 lⅧ＝ 至此，已初步确定轴的各段直径和长度。

3)轴上零件的周向定位

齿轮4与轴的周向定位采用两个平键连接，按照dⅧ50mm，查《普通平键和普通楔

键的主要尺寸》得：平键键面bh149，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 4)确定轴上圆角和倒角的尺寸

参考《零件倒角C与圆角半径R的推荐值》，取轴端倒角为1.2450，各轴肩处的圆角

半径见图：轴1。

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4.5.4求轴上的载荷

根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6207深沟球滚轴承的a8.5mm，简 支梁的轴的支承跨距

LL1L2L378.5145.575.5299.5mm。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，如图:

1)求作用在齿轮上的力:

对于大齿轮4，d246mm，有

切向力Ft12Td2662N•m246mm5382N 径向力Fr1Ft1tan5382Ntan2001959N 法向力Fn1Ft1/cos5382Ncos2005727N 2)计算支反力：

以坐标方向为力的正方向。 先求垂直面支反力：

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绕支点B的力矩和MBZ0，得：

74.5Fr219RCZ，RCZ666N

同理RBZ1293N

校核：FZFr1RCZRBZ195966612930 计算无误。

再求水平面支反力：

绕支点B的力矩和MBY0，得：

74.5Ft219RCY，RCY1831N

同理RBY3551N

校核：FYFtRBYRcY0

计算无误。

3)计算弯矩、绘弯矩图： 垂直平面内的弯矩图，如图b

D处弯矩：MDZ74.5RBZ96328.5N•mm 水平面弯矩，图c

D处弯矩：MDY74.5RBY264549.5N•mm 合成弯矩，图d D处弯矩：

22MDYMDZMDY264549.5296328.52281542N•mm

5)绘制扭矩图：如图e, T662Nm 6)按弯扭合成应力校核轴的强度：

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D）的强度。取折合系数0.6，轴的计算应力

caM2(T)2W2281542(0.6662000)2966350MPa

前面已经选定轴的材料为45钢调质，由《机械设计》P355《轴的常用材料及其主要力学性能》查得，160MPa。因此，ca1，故该轴是安全的。

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5.部件的选择与设计

5.1轴承的选择

5.1.1高速轴轴承校核

照以上轴的结构设计，初步选用型号深沟球轴承60000型 60轴承。 1）轴承的径向载荷

2 轴承D RDR2DHR2DV21756442

＝2268N

轴承B RBR2BHR2BV88022712

＝920N

2）轴承的轴向载荷

轴承的派生轴向力 SF

0.8ctg 由手册查得30206型的轴承15

SDRD2268＝ ＝758.5N 0.8ctg0.8ctg15RB920 ＝＝307.7N

0.8ctg0.8ctg15

SB 外部轴向力Fa＝915N

因为SD+Fa＝758.5+915＝1673.5N>SB，轴承B被压紧，所以两轴承的轴向力为 AD＝SD＝758.5N AB＝SD+Fa＝1673.5N 3）计算径向当量动载荷

从手册中查得e1.5tan1.5tan150.4，取载荷fp＝1.2 轴承A AD/RD=758.5/2268=0.33432

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PrD＝fp（XRD＋YAD）＝1.2×2268＝2721.6N 轴承B AB/RB=1673.5/920=1.82>e 故取X＝0.4，查手册得

Y0.4ctg0.4ctg151.49。 则PrB＝fp（XRB＋YAB）

＝1.2×（0.4×920＋1.49×1673.5） ＝3433.8N 4）计算轴承寿命

因为PDftC1666716667133.4103LhnP4802721.6

=68596h

轴承的预期计算寿命

103

10×300×2×8=48000h Lh L h>L hˊ，所选轴承合适。

5.1.2中间轴轴承校核

按照以上轴的结构设计，初步选用型号深沟球轴承60000型 45轴承

1）轴承的径向载荷

轴承A RA＝R2AHR2AV＝8215N 轴承B RB＝R2BHR2BV＝7423N 2）轴承的轴向载荷

轴承的派生轴向力 SF

0.8ctg 由手册查得30307型的轴承190 SA＝

RA8215＝ ＝3540.9N 00.8ctg0.8ctg1933

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RB7423 ＝＝3199.6N

0.8ctg0.8ctg19 SB＝

外部轴向力Fa＝886N

因为SA+Fa＝3540.9+886>SB=3199.6，轴承B被压紧，所以两轴承的轴向力为 AA＝SA＝3540.9N AB＝SA+Fa＝4426.9N 3）计算径向当量动载荷

从手册中查得e1.5tan1.5tan1900.52，课本表13－6取载荷fp＝1.2 轴承A AA/RA=3540.9/8215=0.431PrA＝fp（XRA＋YAA）＝1.2×8215＝985 轴承B AB/RB=4426.9/7423=0.60>e

故取X＝0.4，查手册得

Y0.4ctg0.4ctg191.16 则PrB＝fp（XRB＋YAB）

＝1.2×（0.4×7423＋1.16×4426.9） ＝9925.28N 4）计算轴承寿命

因为PAftC1666716667172.7103LhnP86.59925

=146303h 轴承的预期计算寿命

103

10×300×2×8=48000h Lh L h>L hˊ，所选轴承合适。

5.1.3低速轴轴承校核

选用深沟球轴承61909

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1)轴承的径向力

轴承1 Fr1＝R2NH1R2NV1＝7325N 轴承2 Fr2＝R2NH2R2NV2＝4801N 因为Fr1Fr2，以轴承1为校核对象 则Pr=Fr1=7325N

fTCr1666716667134103LhnfFPr121.81.37325



3 =49563h 轴承的预期计算寿命

10×300×2×8=48000h Lh L h>L hˊ，所选轴承合适。

5.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算

高速轴上键的选择和校核 中间轴上键的选择带轮处键位于轴端，选择 键 C863 GB1096－79 查表得公称尺寸b×h=8×7 ，长度L=63mm 键材料用45钢，查课本得许用应力[σP]＝100～120Mpa 键的工作长度： l＝L-b/2＝63-4＝59mm k＝0.5h＝0.5×7＝3.5mm。 2T103222.3103P8.64MPadKl253.559110MPa P小齿轮与轴做成一体，故不需要用键联结。 键材料用45钢，查得许用应力 [σP]＝100～120Mpa。 两齿轮均选键如下： 键1，直齿小齿轮与轴：键 1456 GB1096－79 键2，大齿轮与轴：键 B1425 GB1096－79

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和校核 （1） 对键1，公称尺寸为b×h=14×9，长度L=56mm 键的工作长度l＝L-b＝56-14＝42mm k＝0.5h＝0.5×9＝4.5mm。 2T1032342.3103P75.5MPadKl484.542110MPa P（2） 对键2，公称尺寸为b×h=14×9，长度L=25mm 键的工作长度l＝L＝25mm 低速轴上键的选择和校核 低速轴与半联轴器 k＝0.5h＝0.5×9＝4.5mm。 2T1032342.3103P103MPadKl464.525110MPa P键材料用45钢，查得许用应力[σP]＝100～120Mpa。 大直齿轮与低速轴的连接，选A型键： 选 键 18×63 GB1096－79 公称尺寸为b×h=18×11，长度L=63mm 键的工作长度 l＝L-b＝63-18＝45mm k＝0.5h＝0.5×11＝5.5mm。 P2T10321305.5103105MPadKl645.545110MPa P键材料用45钢，查得许用应力[σP]＝100～120Mpa。 键位于轴端，选择 键 C1470 GB1096－79，查表得 公称尺寸b×h=14×9 长度L=70mm 键的工作长度 l＝L-b/2＝70-14/2＝63mm k＝0.5h＝0.5×9＝4.5mm。 2T10321305.5103P108MPaP110MPa dKl504.563联轴器的选择与因为联轴器的传动功率小，转速低，轻微震动，转矩较大，工作温度不高，兼顾经济性，故先选择弹性套柱销HL5联轴器。材料为锻钢35。 由表查得工作情况系数K=1.5，则计算转矩：TC=KT=2958.25 N·m 按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册(软件版)R2.0，选用HL6型

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校核 弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150 N·m，符合条件。 联轴器的孔径d1＝60mm，半联轴器长度L＝142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度取L1＝107mm 5.3轴承端盖的设计与选择

轴承端盖是用来固定轴承的位置、调整轴承间隙并承受轴向力的，轴承端盖的结构形式有凸缘式和嵌入式两种，轴承盖的结构如下表所示：

d0r5~10D2D0d1D4Db1e1m1:20e2bmaBd3Hsb1H8D3h9D3Dd1 螺钉联接外装式轴承盖

嵌入式轴承端盖 5.4滚动轴承的润滑和密封

5.4.1脂润滑

当浸油齿轮圆周速度v2m/s,轴承内径和转速乘积dn2105mmr/min时，宜采用 脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧 装挡油环，如图所示。润滑脂的装油量不应超过轴承空间的13~12。

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5.4.2油润滑

当浸油齿轮的圆周速度v2m/s,轴承内径和转速乘积dn2105mmr/min时，宜采 用油润滑。传动件的转动带起润滑油直接溅入轴承内，或先溅到箱壁上，顺着内壁流 入箱体的油槽中，再沿油槽流入轴承内。此时端盖端部必须开槽，并将端盖端部的直 径取小些，以免油路堵塞。

5.5其它结构设计

1、观察孔盖

由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下

检查孔尺寸(mm) 检查孔盖尺寸(mm) B L b1 L1 b2 L2 R 孔径d4 孔数n 68 120 100 150 84 135 5 6.5 4

2、通气器：设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。

查表确定尺寸如下： D D D1 S L l a d1 M20×1.5 30 25.4 22 28 15 4 6

3、游标：选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下： d d1 d2 d3 h a b c D D1 M12 4 12 6 28 10 6 4 20 16

4、油塞 d D0 L h b D S e d1 H M1825 27 15 3 28 21 24.2 15.8 2 ×1.5

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5、吊环螺钉： d d1 D d2 h1 l h r1 r 1 a1 6 d3 a 13 4 b D2 h2 d1 M16 14 34 34 12 28 31 6 16 22 4.5 62

6、定位销：为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.7～0.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度于分箱面凸缘总厚度。

7、起盖螺钉：为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高

出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。

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设计总结

1. 设计本应该是全过程都必须严肃认真、刻苦钻研、一丝不苟、精益求精的，马虎不

得。这是以后正式搞设计的演练，一有闪失所设计出来的分分钟可能是废品，责任重大。可惜在这份设计的后面部分我没有坚持到这一点，无论是型号选择还是数据计算都开始马虎起来了。课程设计真是一件十分考验耐性而且要求十分细心的工作，这是我的最深体会。

2. 通过设计，我基本上熟悉了手册和国家标准的使用，并体会到充分利用标准来搞设

计的重要性。对于一些数据的计算其实不知其所以然，就是按着书本公式以及参照以前师兄的设计照样画葫芦。不过尽管如此，我起码了解到了一整套设计流程，知道应该做哪些方面的工作，先做什么后做什么，在哪里找资料等等。我想这是我最大的收获。

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参考资料

1.吴宗泽﹑ 罗圣田主编 机械设计手册 高等教育出版社，1993年 2陈晓南﹑杨培林主编.机械设计基础 科学处版社，2011年

3.卢颂峰﹑ 王大康主编 机械设计课程设计 北京工业大学出版。1993年 4.陈立德 主编 机械设计基础课程设计 高等教育出版社2010年 5．陈晓南﹑杨培林主编 机械设计基础，科学出版社 ，2001年

6.中国机械工程学会、中国机械设计大典编委会﹑中国机械设计大典 江西科学技术出版社，2001年﹑

7．天津大学机械零件教研室编 机械零件手册人民教育出版社，976年 8. 毛谦德、李振清主编 袖珍机械设计师手册 机械工业出版社，1994年 9．机械设计手册(软件版) R2.0版 机械工业出版社

10.荣耀，付铁，杨梦辰．机械设计基础第二版[M]．北京理工大学出版社，2006年． 11.DTⅡ(A)型带式输送机机械设计手册[M].冶金工业出版社.2003年． 12.陈立德．机械设计基础课程设计[M]．.高等教育出版社，2006年．

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致 谢

本文是在赵美卿老师的指导下完成的，在论文期间，赵老师在论文设计中给予悉心指导，在学习生活上给予大力支持和帮助；尤其是在赵老师严谨的科学研究精神，惜字如金的工作态度深深的影响着我，使我受益匪浅。在此由衷感谢，并致以崇高的敬意。

同时也感谢所有支持、关心和帮助过我的各个老师、亲人、朋友和同学，由于本人水平有限、时间的仓促，论文难免有不足和错误之处，恳请各位教师点评、指正，在此表示感谢。

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