带式输送机传动系统设计说明书（单级圆柱齿轮减速器+链传动）






机械设计课程设计
设计说明书

带式输送机传动系统设计


起止日期： 年 12 月 29 日 年 1 月 10 日

学生姓名

班级
机设班
学号

成绩

指导教师(签字)


目录
第部分 概述 1
11设计目 1
12设计计算步骤 1
第二部分设计务书方案拟定 2
21机械设计课程设计务书 2
22传动系统方案拟定 3
第三部分 选择电动机 3
31电动机类型选择 3
32确定传动装置效率 3
33选择电动机容量 4
34确定传动装置总传动分配传动 5
35动力学参数计算 6
第四部分 减速器齿轮传动设计计算 7
第五部分 链传动设计计算 11
第六部分 传动轴传动轴承联轴器设计 13
61输入轴设计计算 13
52输出轴设计计算 18
第七部分 轴承选择校核计算 22
71输入轴轴承计算校核 22
72输出轴轴承计算校核 23
第八部分 键联接选择校核计算 24
81输入轴键选择校核 24
82输出轴键选择校核 25
第九部分 联轴器选择 25
第十部分 减速器润滑密封 25
101减速器润滑 25
102减速器密封 26
第十部分 减速器附件箱体结构尺寸 26
111减速器附件设计选取 26
112减速器箱体结构尺寸 31
第十二部分 设计结 33
第十三部分 参考文献 34

第部分 概述
11设计目
设计目培养机械设计力设计完成机械专业全部课程学次较全面重必少实践性教学环节目
1通设计培养综合运学全部专业专业基础课程理知识解决工程实际问题力通实际设计训练理知识巩固提高
2通设计实践掌握般机械设计基方法程序培养独立设计力
3进行机械设计工作基技训练包括训练计算绘图力计算机辅助设计力熟悉运设计资料(手册图册标准规范等)
12设计计算步骤
1确定传动装置传动方案
2选择合适电动机
3计算减速器总传动分配传动
4计算减速器动力学参数
5链传动设计
6齿轮传动设计
7传动轴设计校核
8滚动轴承设计校核
9键联接设计
10联轴器设计
11减速器润滑密封设计
12减速器箱体结构设计
13润滑密封形式选择润滑方法确定









第二部分设计务书方案拟定
21 机械设计课程设计务书
20192020学年第学期
机械工程 学院 机械设计 专业 机械设计1706 班
课程名称： 机械设计课程设计
设计题目： 带式输送机传动系统设计 (含单级圆柱齿轮减速器链传动）
完成期限： 2019年12月29日 2020年1月10日



容


务
设计技术参数：
级斜齿圆柱减速器链传动常温工作单运转起动载荷名义载荷125倍工作时中等击三班制（班工作8h）寿命：10a修期2a年工作天数：300天配备三相交流电源电压380220V
拉力F
1400N
速度v
14ms
直径D
360mm
二 设计容务：
机械系统总体传动方案分析拟定电机选择传动系统动力动力参数计算传动零件设计计算轴承组合部件设计计算箱体结构关附件设计装配图零件图设计绘制设计说明书撰写总结答辩

进
度
安
排
起止日期
工 作 容
20191229202011
传动系统总体设计
1215
传动零件设计计算
1618
减速器装配图零件工作图设计整理说明书
19110
整理印提交说明书图纸答辩
参
考
资
料
[1]银金光刘杨机械设计[M]北京清华学出版社2013
[2]银金光刘杨机械设计课程设计[M]北京：清华学出版社2013
[3]濮良贵纪名刚机械设计[M]北京：高等教育出版社2001
[4]金清肃机械设计课程设计[M]武汉：华中科技学出版社2007
指导老师（签字）： 2019年12月29日
系（教研室）（签字）： 年 月 日

22传动系统方案拟定
带式输送机电动机驱动电动机1通联轴器2动力传入3单机圆柱齿轮减速器通链传动4动力传输送机1滚筒5带动输送带6工作传动系统简图：

带式输送机传动系统简图
1 电动机 2联轴器 3单机圆柱齿轮减速器 4链传动 5滚筒 6输送带
第三部分 选择电动机
31电动机类型选择
电动机标准化系列化产品设计中应根工作机工作情况运动动力参数根选择传动方案合理选择电动机类型结构型式容量转速提出具体电动机型号
电动机交直流分般工厂采三相交流电选交流电动机交流电动机分异步步电动机异步电动机分笼型绕线型两种中普通笼型异步电动机应目前应较300广Y系列白扇冷式笼型三相异步电动机电压 380V结构简单起动性工作价格低廉维护方便适易燃易爆腐蚀性气体特殊求场合运输机机床农机风机轻工机械等
工作求工况条件选三相笼型异步电动机电压380VY型
32确定传动装置效率
查表：
联轴器效率：η1099
滚动轴承效率：η2099
闭式圆柱齿轮效率：η3098
链传动效率：ηc093
滚筒效率：ηw096
ηaη1 η23 η3 ηc ηw099×0993×098×093×096084
33选择电动机容量
工作机需功率
PwF V10001400×141000196kW
电动机需名义功率
P0Pwηa1960842333kW
电动机需额定功率
Pd125×23332916kW
工作机轴转速：
nw60×1000 Vπ D60×1000×14π×36074272r╱min
查课程设计手册表选取推荐合理传动范围级圆柱齿轮传动范围：3～5链传动范围：2～4合理总传动范围：6～20电动机转速选择范围额定功率Pen3kW 转速ndia×nw(6～20)×74272446～1485rmin
方案
电机型号
额定功率(kW)
满载转速(rmin)
步转速(rmin)
1
YE3Y132M8
3
750
710
2
Y132S6
3
1000
960
3
Y100L24
3
1500
1430
4
Y100L2
3
3000
2870
综合考虑电动机传动装置尺寸价格重量减速器链传动传动等素选定电机型号：Y132S6三相异步电动机额定功率Pen3kW满载转速nm960rmin步转速nt1000rmin
图31电机尺寸
中心高
外形尺寸
脚安装尺寸
脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
475×315
216×140
12
38×80
10×33

34确定传动装置总传动分配传动
（1）总传动计算
选定电动机满载转速nm工作机动轴转速nw计算出传动装置总传动：
ianmnw9607427212925
（2）分配传动装置传动
取链传动：ic3
减速器传动
i1iaic4308


35动力学参数计算
（1）轴转速：
输入轴：n1nm960r╱min
输出轴：n2n1i19604308222841r╱min
工作机轴：n3n2ic22284137428r╱min
（2）轴输入功率：
输入轴：P1Pd η12916×0992887kW
输出轴：P2P＇1 η32858×0982801kW
工作机轴：P3P＇2 ηc ηw2773×093×096248kW
轴输出功率：
输入轴：P＇1P1 η22887×0992858kW
输出轴：P＇2P2 η22801×0992773kW
工作机轴：P＇3P3 η2 ηw248×099×096236kW
（3）轴输入转矩：
电机轴：Td9550×Pdnm9550×291696029008N▪m
输入轴：T19550×P1n19550×28879602872N▪m
输出轴：T29550×P2n29550×2801222841120039N▪m
工作机轴：T39550×P3n39550×2487428318848N▪m
轴输出转矩：
输入轴：T＇19550×P＇1n19550×285896028431N▪m
输出轴：T＇29550×P＇2n29550×2773222841118839N▪m
工作机轴：T＇39550×P＇3n39550×2367428303419N▪m
轴转速功率转矩列表
轴名称
转速n(rmin)
功率PkW
转矩T(N•m)
电机轴
960
2916
29008
输入轴
960
2887
2872
输出轴
222841
2801
120039
工作机轴
7428
248
318848

第四部分 减速器齿轮传动设计计算
1选择材料确定许接触应力
根工作条件般途减速器采闭式软齿面传动查表71
齿轮40Cr调质齿面硬度取HBS1270
齿轮45调质齿面硬度取HBS2230
两齿轮齿面硬度差40HBS符合软齿面传动设计求
查表718两齿轮材料接触疲劳强度极限分
σHlim1615+14×HBS1200615+14×270200713MPa
σHlim2480+093×HBS2135480+093×2301355684MPa
查表78（度99）接触疲劳强度安全系数SHlim1
两齿轮材料许接触应力分
σH1σHlim1SH7131713MPa
σH2σHlim2SH568415684MPa
2根设计原轮齿齿面接触疲劳强度初步确定齿轮分度圆直径
齿轮转矩
T9550×Pn9550×28879602872N•m
原动机电动机中等击表72查载荷系数K15
减速器属闭式软齿面传动称布置取ψd1
表75材料弹性系数ZE1898√MPa
采闭式软齿面传动图714查取区域系数ZH2462
根推荐值z120～40范围初选z122齿轮齿数z2z1×u22×4308948圆整（四舍五入）取z295
校验齿数误差（通常应超±5）实际齿数uz2z195224318相误差(43184308)43080232<5合适
根z1z2查取端面重合度εα10765εα20886

εαεα1+εα20765+08861651
σH1+σH22713+568426407MPa
123 σH2123×5684699132MPa
较述结果[σH]取两者中较值[σH]641MPa
根齿面接触疲劳强度设计公式计算齿轮分度圆直径
d1t≥32 KHt Tφd u+1u ZH ZE Zε ZβσH232×13×287201 9522+19522 2462×1898×0778×0987641230663mm
(1)确定齿轮模数
md1 cos βz130663×cos 1322176mm
转换标准模数取第系列标准模数m2mm
(2)确定两齿轮实际螺旋角
az1+z2×mn2×cos β22+95×22×cos 1312008mm
圆整a120mm
βacosz1+z2×mn2 aacos22+95×22×120128386°
β12°50＇18
(3)两齿轮尺寸
两齿轮分度圆直径分
d1mn z1cos β2×22cos 1283864513mm
d2mn z2cos β2×95cos 12838619487mm
两齿轮齿顶圆直径分
da1d1+2 ha* mn4513+2×1×24913mm
da2d2+2 ha* mn19487+2×1×219887mm
全齿高 h2 han*+cn*×m2×1+025×245mm
bψd d11×451345 mm
取b245mmb1b2+(5～10)mm取b150mm
3验算两斜齿齿轮轮齿齿根弯曲疲劳强度
查表计算两齿轮材料弯曲疲劳强度极限分
σFlim1240+04×HBS1200240+04×270200268MPa
σFlim2190+02×HBS2135190+02×230135209MPa
查表78（度99）接触疲劳强度安全系数SFlim125
两齿轮材料许弯曲应力分
σF1σFlim1SF2681252144MPa
σF2σFlim2SF2091251672MPa
两齿轮量齿数分
zv1z1cos3β22cos313°23782
zv2z2cos3β95cos313°102696
根两齿轮量齿数查表716717两齿轮齿形系数应力校正系数分
YF12659YF22178YS11579YS21792
斜齿轮传动轴面重合度
εβ0318 φd z1 tan β0318×1×22 tan 128386°1594>1
根εββ图725查斜齿轮螺旋角影响系数Yβ0829
述参数代入公式两斜齿轮齿根弯曲疲劳应力分
σF12 K T YF1 YS1 Yβb d1 mn εa2×13×28720×2661×1579×082945×4513×2×16513879 MPa<σF1
σF22 K T YF2 YS2 Yβb d1 mn εa2×13×28720×2178×1792×082945×4513×2×16513603 MPa<σF2
两齿轮齿根弯曲疲劳强度足够
4选择齿轮精度等级
vπ d1 n60×1000π×4513×96060×1000227m╱s
查表77选齿轮精度等级7级
设计结
齿数z122z295模数m2mm压力角α20°螺旋角β128386°12°50＇18中心距a120mm齿宽B150mmB245
(1)计算齿轮传动尺寸
（1）计算齿顶高齿根高全齿高
ham han*2mm
hfmhan*+cn*25mm
hha+hfm2han*+cn*45mm
（2）计算齿轮齿顶圆直径
da1d1+2 ha4513+2×24913mm
da2d2+2 ha19487+2×219887mm
（3）计算齿轮齿根圆直径
df1d12 hf45132×254013mm
df2d22 hf194872×2518987mm
注：han*10cn*025


5齿轮参数尺寸总结
代号名称
计算公式
齿轮
齿轮
模数m

2
2
螺旋角β

左旋12°50＇18
右旋12°50＇18
齿顶高系数ha*

10
10
顶隙系数c*

025
025
齿数z

22
95
齿宽B

50
45
齿顶高ha
m×ha*
2
2
齿根高hf
m×(ha*+c*)
25
25
分度圆直径d

4513
19487
齿顶圆直径da
d+2×ha
4913
19887
齿根圆直径df
d2×hf
4013
18987
中心距
a
120
120


第五部分 链传动设计计算
1确定链轮齿数
传动3表66初取链轮齿数Z120链轮齿数奇数链轮齿数Z2i×Z160取Z261
实际传动iz2z1305
2确定链条型号节距
查表67工况系数KA13
查表68链轮齿数系数：
Kz122
取单排链计算功率
PcaKA Kz P13×122 32801kW4442kW
选择链条型号节距：
根Pca4442kWn1222841rmin查图612选择链号16A1节距p254mm
3计算链长
初选中心距
a040 p40×2541016mm
链长
Lp2×a0p+z1+z22+pa0 z1z22 π22×1016254+20+612+2541016 20612 π2121565节
取Lp122节
采线性插值计算中心距计算系数f1024661链传动中心距：
amaxf1 p2Lpz1+z2024661×2542×12220+611015565mm
计算链速v确定润滑方式
vz1 n p60×100020×222841×25460×10001887m╱s
合适
v1887ms链号16A查图选滴油润滑
4作轴力
效圆周力
Fε1000×Pcav1000×444218872354N
作轴力
Fq≈115 Fε115×23542707N
（1）链轮结构尺寸
滚子直径dr1588
分度圆直径
d1psin180°z1254sin180°2016237mm
齿顶圆直径
damin1d1+p116z1dr16237+254×116201588169858mm
damax1d1+125 pdr16237+125×254158817824mm
齿根圆直径
df1d1dr16237158814649mm
d16237mm查表常数K95
轮毂厚度 hK+dK6+001d95+286+001×162371579mm
轮毂长度 l33h33×157952mm
轮毂直径 dbdK+2h28+2×157960mm
（2）链轮结构尺寸
滚子直径dr1588
分度圆直径
d2psin180°z2254sin180°6149341mm
齿顶圆直径
damin2d2+p116z2dr49341+254×116611588502264mm
damax2d2+125 pdr49341+125×254158850928mm
齿根圆直径
df2d2dr49341158847753mm
d49341mm查表常数K95
轮毂厚度 hK+dK6+001d95+286+001×4934119101mm
轮毂长度 l33h33×1910163mm
轮毂直径 dbdK+2h28+2×1910166mm
第六部分 传动轴传动轴承联轴器设计
61输入轴设计计算
(1)输入轴功率P1转速n1转矩T1
P12887kWn1960rminT12872N•m
(2)初步确定轴直径：
先初步估算轴直径选取轴材料40Cr（调质）硬度270HBS根表取A0112
d≥A0 3Pn112×328879601617mm
输入轴直径安装联轴器轴径安装键轴径增5
dmin1+005×16171698mm
输入轴直径安装联轴器处轴直径d12选轴直径d12联轴器孔径相适应需时选取联轴器型号
联轴器计算转矩TcaKA×T1查表考虑中等击取KA13
TcaKA T3734N•m
计算转矩Tca应联轴器公称转矩条件时兼顾电机轴直径38mm查标准手册选LX3型联轴器半联轴器孔径25mm取d1225mm半联轴器轴配合毂孔长度82mm
(3)轴结构设计图

图61高速轴示意图
①满足半联轴器轴定位求ⅠⅡ轴段右端需制出轴肩取ⅡⅢ段直径d2330mm左端轴端挡圈定位轴端直径取挡圈直径D35mm半联轴器轴配合轮毂长度L82mm保证轴端挡圈压联轴器压轴端面ⅠⅡ段长度应L略短现取l1280mm
(4)初步选择滚动轴承轴承时受径力轴力作选角接触轴承参工作求根d2330mm轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC尺寸d×D×B35×72×17mmd34d7835mml34l78B17mm
手册查7207AC型轴承定位轴肩高度h35mm取d45d6742mm
(5)齿轮直径较保证齿轮轮体强度应齿轮轴做成体成齿轮轴l5650mmd564913mm
(6)根轴承端盖便装拆保证轴承端盖外端面外接传动部件定距离取l2365mm
(7)取齿轮距箱体壁距离Δ10mm考虑箱体铸造误差确定滚动轴承位置时应距箱体壁段距离s取s5mm
l45l67Δ+s10+515 mm
已初步确定轴段直径长度数表示

轴段
1
2
3
4
5
6
7
直径
25
30
35
42
4913
42
35
长度
80
65
17
15
50
15
17

齿轮受圆周力（d1齿轮分度圆直径）
Ft12×Td12×287204513127277N
齿轮受径力
Fr1Ft1 tan αcos β127277×tan 20°cos 128386°47513N
齿轮受轴力
Fa1Ft1 tan β127277×tan 128386°290N
根7207AC角接触查手册压力中心a21mm
第段轴中点轴承压力中心距离
l1L12+L2+a802+65+21126mm
轴承压力中心齿轮支点距离
l2L3+L4+b12a17+15+5022136mm

齿轮中点轴承压力中心距离
l3l236mm
①计算轴支反力
水支反力
FNH1Ft l3l2+l3127277×3636+36636385N
FNH2Ft l2l2+l3127277×3636+36636385N
垂直支反力
FNV1Fr l3+Fa d2l2+l347513×36+290×4513236+36328452N
FNV2Fr l2Fa d2l2+l347513×36290×4513236+36146678N
②计算轴弯矩做弯矩图
截面C处水弯矩
MH1FNH1 l2636385×362290986N•mm
截面C处垂直弯矩
MV1FNV1 l2328452×3611824272N•mm
MV2MV1Fa d211824272290×451325280422N•mm
分作水面弯矩图（图b）垂直面弯矩图（图c）
截面C处合成弯矩
M1MH12+MV1222909862+11824272225781293N•mm
M2MH12+MV2222909862+528042222351052N•mm
③作合成弯矩图（图d）
T28720N•mm
作扭矩图（图e）
图62高速轴受力弯矩图
(8)弯扭合成应力校核轴强度
通常校核轴承受弯矩扭转截面（危险截面C左侧）强度必时危险截面（扭矩较轴径较截面）进行强度校核取α06（单传动）
抗弯截面系数
W01 d301×42374088mm³
抗扭截面系数
WT02 d302×423148176mm³
量应力
σcaMcaWM2+α T2W257812932+06×28720274088419MPa<σ1b70Mpa
设计轴足够强度定裕度（注：计算W时忽略单键槽影响）
52输出轴设计计算
(1)求输出轴功率P3转速n3转矩T3
P32801kWn3222841rminT3120039Nm
(2)初步确定轴直径
先初步估算轴直径选取轴材料45（调质）硬度240HBS根表取A0112
d≥A0 3Pn112×328012228412604mm
输出轴直径安装链轮轴径安装键轴径增7
dmin1+007×26042786mm
选取d1228mm
(3)轴结构设计图
图63低速轴示意图
①满足链轮轴定位求ⅠⅡ轴段右端需制出轴肩取ⅡⅢ段直径d2333mm左端轴端挡圈定位轴端直径取挡圈直径D38mm链轮轮毂宽度L52mm保证轴端挡圈压链轮压轴端面ⅠⅡ段长度应链轮轮毂宽度L略短现取l1250mm
(4)初步选择滚动轴承轴承时受径力轴力作选角接触轴承参工作求根d2333mm轴承产品目录中选择角接触轴承7207AC尺寸d×D×B35×72×17mmd34d6735mm
(5)取安装齿轮处轴段直径d4538mm已知齿轮轮毂宽度b245mm定距环端面压紧齿轮轴段应略短轮毂宽度取l4543mm齿轮右端采轴肩定位轴径d4538mm取h4mm轴环处直径d5645mm
(6)根轴承端盖便装拆保证轴承端盖外端面外接传动部件定距离取l2365mm
(7)取齿轮距箱体壁距离Δ2125mm考虑箱体铸造误差确定滚动轴承位置时应距箱体壁段距离s取s5mm已知滚动轴承宽度B17mm
l34B+s+Δ2+217+5+125+2365 mm
l56s+Δ25+125175 mm
已初步确定轴段直径长度
轴段
1
2
3
4
5
6
直径
28
33
35
38
45
35
长度
50
65
365
43
175
17

齿轮受圆周力（d2齿轮分度圆直径）
Ft22×Td22×12003919487123199N
齿轮受径力
Fr2Ft2 tan αcos β123199×tan 20°cos 128386°45991N
齿轮受轴力
Fa2Ft2 tan β123199×tan 128386°281N
根7207AC角接触查手册压力中心a21mm
齿轮倒角2
齿轮轮毂宽度B45mm
轴承压力中心第段轴支点距离
l1L12+L2+a502+65+21111mm
齿轮中点轴承压力中心距离
l2B2+L32a452+36522136mm
轴承压力中心齿轮支点距离
l3l236mm
①计算轴支反力
低速轴外传动件压轴力Fq2707
水支反力：
FNH1Ft l3l2+l3123199×3636+36615995N
FNH2Ft l2l2+l3123199×3636+36615995N
垂直支反力：
FNV1Fr l3+Fql1+l2+l3+Fa d2l2+l345991×36+2707×111+36+36+281×19487236+367490514N
FNV2Fr l2Fq l1Fa d2l2+l345991×362707×111281×19487236+364323604N
②计算轴弯矩做弯矩图
截面C处水弯矩
MH1FNH1 l2615995×362217582N•mm
截面B处水弯矩
MBVFq l12707×111300477N•mm
截面C处垂直弯矩
MV1FNV1 l2Fql1+l27490514×362707×111+36128270496N•mm
MV2MV1Fa d2128270496281×194872155649731N•mm
分作水面弯矩图（图b）垂直面弯矩图（图c）
MBMBH2+MBV202+3004772300477N•mm
截面C处合成弯矩
M1MH12+MV1222175822+1282704962130173297N•mm
M2MH12+MV2222175822+1556497312157221518N•mm
③作合成弯矩图（图d）
T120039N•mm
作转矩图（图e）

图64低速轴受力弯矩图
(8)弯扭合成应力校核轴强度
通常校核轴承受弯矩扭转截面（危险截面B）强度必时危险截面（扭矩较轴径较截面）进行强度校核取α06（单传动）
抗弯截面系数
W01 d301×35342875mm³
抗扭截面系数
WT02 d302×3538575mm³
量应力
σcaMcaWM2+α T2W209MPa<σ1b60Mpa
设计轴足够强度定裕度（注：计算W时忽略单键槽影响）

第七部分 轴承选择校核计算
71输入轴轴承计算校核
轴承型号
径d(mm)
外径D(mm)
宽度B(mm)
基额定动载荷(kN)
7207AC
35
72
17
29

根前面计算选7207AC角接触球轴承径d35mm外径D72mm宽度B17mm
轴承基额定动载荷Cr29kN额定静载荷C0r192kN轴承采正装
求寿命Lh57600h
FaFr≤068时PrFrFaF_r>068Pr041Fr+087Fa
前面计算已知轴水垂直面支反力计算合成支反力：
Fr1FNH12+FNV126363852+328452271615N
Fr2FNH22+FNV226363852+146678265307N
Fd1068 Fr1068×71615486982N
Fd2068 Fr2068×65307444088N
前面计算知轴力Fae290N
Fae+Fd2734088N>Fd1486982N
计算知轴承1压紧轴承2放松
Fa1Fae+Fd2290+444088734088N
Fa2Fd2444088N
Fa1Fr1103
Fa2Fr2068
查表X1041Y1087X21Y20
查表知ft1fp15
Pr1X1 Fr1+Y1 Fa1041×71615+087×734088932278N
Pr2X2 Fr2+Y2 Fa21×65307+0×44408865307N
取两轴承量动载荷较值带入轴承寿命计算公式
Lh10660n ft Crfp Pr3154832h>57600h
知该轴承工作寿命足够
72输出轴轴承计算校核
轴承型号
径d(mm)
外径D(mm)
宽度B(mm)
基额定动载荷(kN)
7207AC
35
72
17
29

根前面计算查手册选7207AC角接触球轴承径d35mm外径D72mm宽度B17mm
轴承基额定动载荷Cr29kN额定静载荷C0r192kN轴承采正装
求寿命Lh57600h
FaFr≤068时PrFrFaF_r>068Pr041Fr+087Fa
前面计算已知轴水垂直面支反力计算合成支反力：
Fr1FNH12+FNV126159952+7490514275158N
Fr2FNH22+FNV226159952+43236042436726N
Fd1068 Fr1068×751585110744N
Fd2068 Fr2068×4367262969737N
前面计算知轴力Fae281N
Fae+Fd23250737N计算知轴承2压紧轴承1放松
Fa1Fd15110744N
Fa2Fd1Fae51107442814829744N
Fa1Fr1068
Fa2Fr2111
查表X11Y10X2041Y2087
查表知ft1fp15
Pr1X1 Fr1+Y1 Fa11×75158+0×511074475158N
Pr2X2 Fr2+Y2 Fa2041×436726+087×48297445992454N
取两轴承量动载荷较值带入轴承寿命计算公式
Lh10660n ft Crfp Pr359600h>57600h
知该轴承工作寿命足够

第八部分 键联接选择校核计算
81输入轴键选择校核
1输入轴联轴器键连接校核
选A型键查表b×h8mm×7mm（GBT10962003）键长70mm
键工作长度lLb62mm
联轴器材料45求键连接许挤压应力[σ]p120MPa
键连接工作面挤压应力
σp4 Th l d11MPa<σp120MPa


82输出轴键选择校核
1输出轴齿轮键连接校核
选A型键查表b×h10mm×8mm（GBT10962003）键长32mm
键工作长度lLb22mm
齿轮材料45求键连接许挤压应力[σ]p120MPa
键连接工作面挤压应力
σp4 Th l d72MPa<σp120MPa
2输出轴链轮键连接校核
选A型键查表b×h8mm×7mm（GBT10962003）键长40mm
键工作长度lLb32mm
链轮材料45求键连接许挤压应力[σ]p120MPa
键连接工作面挤压应力
σp4 Th l d77MPa<σp120MPa

第九部分 联轴器选择
（1）计算载荷
表查载荷系数K13
计算转矩TcK×T13×28723734N•m
（2）选择联轴器型号
轴伸出端安装联轴器初选HL3弹性柱销联轴器（GBT50142003）公称转矩Tn630N•m许转速[n]5000rminY型轴孔动端孔直径d38mm轴孔长度L82mm动端孔直径d25mm轴孔长度L82mm
Tc3734N•mn960rmin<[n]4700rmin

第十部分 减速器润滑密封
101减速器润滑
1齿轮润滑
通闭式齿轮传动润滑方法根齿轮圆周速度定齿轮圆周速度v<12ms齿轮轮齿浸入油池中进行浸油润滑样齿轮传动时润滑油带啮合齿面时油甩箱壁散热
齿轮浸入油中深度通常宜超齿高般应10mm避免齿轮转动时沉积油池底部污物搅起造成齿面磨损齿轮齿顶距油池底面距离30mm取齿顶距箱体底面距离30mm齿轮全齿高h45mm<10mm取浸油深度10mm油深度H
H30+1040mm
根齿轮圆周速度查表选中负荷工业齿轮油（GB59032011）牌号100润滑油粘度荐值815cSt
2轴承润滑
轴承常润滑方式油润滑脂润滑两类外固体润滑剂润滑选类润滑方式根低速齿轮圆周速度判断
齿轮圆周速度v227ms>2ms采油润滑闭式齿轮传动装置中轴承常润滑方式利齿轮转动润滑齿轮油甩四周壁面然通适油槽油引入轴承中
102减速器密封
防止箱体润滑剂外泄外部杂质进入箱体部影响箱体工作构成箱体零部件间箱盖箱座间外伸轴输出输入轴承盖间需设置形式密封装置相运动结合面常密封胶耐油橡胶垫圈等旋转零件外伸轴密封需根运动速度密封求考虑密封件结构设计中密封界面相速度较采接触式密封输入轴轴承盖间v<3ms输出轴轴承盖间v<3ms均采半粗羊毛毡密封圈

第十部分 减速器附件箱体结构尺寸
111减速器附件设计选取
1检查孔视孔盖
检查孔检查传动件啮合情况润滑状态接触斑点齿侧间隙注入润滑油检查孔应开便观察传动件啮合区位置尺寸应便检查操作
视孔盖铸铁钢板制成箱体间应加密封垫孔口处加滤装置滤注入油中杂质视孔盖示意图相应尺寸计算：

图111窥视孔盖示意图
窥视孔视孔盖尺寸(mm)
A1
A2
B1
B2
H
B
d
δ
R
直径
孔数
90
75
55
40
6
25
6
4
4
5

2放油螺塞
放油孔应设箱座底面低处设箱底箱外应足够空间便放容器油孔制出唇边利引油流容器放油塞通常六角头细牙螺纹六角头放油孔接触面处应加封油圈密封放油螺塞应油封圈尺寸图示：
图112放油塞
3油标（油尺）
油标指示油面高度应设置便检查油面较稳定处设计采杆式油标杆式油标结构简单刻线表示高低油面油标安置位置太低防油溢出倾斜角度应便油标座孔加工油标装拆查辅导书手册具体结构尺寸：
图113杆式油标
4通气器
通气器通气箱体外气压致免运转时箱体温度升高压增引起减速器润滑油渗漏简易通气器钻丁字形孔常设置箱顶检查孔盖较清洁环境较完善通气器具滤网通气曲路减少灰尘进入查辅导书手册设计采通气器型号尺寸：
图114通气器
5起吊装置
起吊装置拆卸搬运减速器常箱盖吊孔箱座凸缘面吊耳构成采吊环螺钉拧入箱盖吊型减速器吊起箱盖设计中采吊孔（吊环）吊耳示例尺寸图示：

图115起盖螺钉
吊孔尺寸计算：
b≈18～25×δ118～25×816mm
db16mm
R1～12×d1～12×1616mm
吊耳尺寸计算：
KC1+C216+1430mm
H08 K08×3024mm
h05 H05×2412mm
r025 K025×3075mm
b≈18～25×δ118～25×816mm
6起盖螺钉
便起箱盖箱盖凸缘装设2起盖螺钉拆卸箱盖时先拧动螺钉顶起箱盖
起盖螺钉头部应圆柱形免损坏螺纹设计起盖螺钉尺寸：
图116起盖螺钉
7定位销
保证箱体轴承孔加工精度装配精度应箱体链接凸缘相距较远处安置两圆锥销量放称位置箱座箱盖正确定位
便拆装定位销长度应链接凸缘总厚度设计定位销尺寸：

图117销
112减速器箱体结构尺寸
名称
符号
公式计算
结果取值
箱座壁厚
δ
0025a+30025×120+36
取8mm
箱盖壁厚
δ1
0025a+3002×120+354
取8mm
箱盖凸缘厚度
b1
15δ115×812
取12mm
箱座凸缘厚度
b
15δ15×812
取12mm
名称
序号
公式计算
结果取值
箱座底凸缘厚度
b2
25δ25×820
取20mm
脚螺栓直径
df
0036a+120036×120+121632
取M18
脚螺栓数目
n
取n4
取4
轴承旁连接螺栓直径
d1
075df075×18135
取M14
盖座连接螺栓直径
d2
05～06×df05～06×189～108
取M10
轴承端盖螺钉直径
d3
04～05×df04～05×1872～9
取M8
视孔盖螺钉直径
d4
03～04×df03～04×1854～72
取M6
定位销直径
d
07～08×d207～08×107～8
取M8
dfd1d2外箱壁距离
C1
根螺栓直径查表
取242016
dfd1d2凸缘边缘距离
C2
根螺栓直径查表
取221814
轴承旁凸台半径
R1
C2
取18
凸台高度
h
根低速级轴承座外径确定便扳手操作准

外箱壁轴承座端面距离
l1
C1+C2+5～1020+18+5～1043～48
取43mm
齿轮顶圆箱壁距离
△1
>12δ12×896
取12mm
齿轮端面箱壁距离
△2
>δ8
取125mm
箱盖箱座肋厚
m1m
≈085δ1085×8
取8mm
高速轴承端盖外径
D1
D+(5～55)d3D轴承外径
112mm
低速轴承端盖外径
D2
D+(5～55)d3D轴承外径
112mm

第十二部分 设计结
断努力终机械设计课程设计做完次作业程中遇许困难遍遍计算次次设计方案结修改尤数计算时查表数选错卷土重痛苦啊暴露出前期方面知识欠缺验足计算出现问题令非常苦恼老师学解答找问题处解决时机械设计基础知识更进步解
次作业时间漫长程曲折收获仅仅掌握设计完整机械步骤方法机械制图AutoCAD软件更进步掌握说收获方法力分析解决问题方法力整程中发现学生缺少验没感性认识空理知识东西实际脱节设计程中培养出团队精神家解决许法解决问题程中深刻认识知识理解接受应方面足学程中会更加努力
总体说然程痛苦觉做种类型作业帮助需学相关知识系统联系起综合应完成包括机械设计工作



















第十三部分 参考文献
[1]银金光刘杨机械设计[M]北京清华学出版社2013
[2]银金光刘杨机械设计课程设计[M]北京：清华学出版社2013
[3]濮良贵纪名刚机械设计[M]北京：高等教育出版社2001
[4]金清肃机械设计课程设计[M]武汉：华中科技学出版社2007
[5]徐灏编机械设计手册北京：机械工业出版社1991
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