机械设计论文任务书模板

单级斜齿圆柱减速器设计说明书院（系） 机械与汽车工程学院 专 业 班 级 学 号 姓 名 专业教研室、研究所负责人 指导教师 年 月 日XXXXXXX 大 学课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书兹发给 车辆工程 班学生 课程设计（论文）任务书，内容如下： 1． 设计题目：V带——单级斜齿圆柱减速器2． 应完成的项目：（1） 减速器的总装配图一张(A1) （2） 齿轮零件图 一张(A3) （3） 轴零件图一张(A3) （4） 设计说明书一份 3． 本设计（论文）任务书于2008 年 月 日发出，应于2008 年 月 日前完成，然后进行答辩。专业教研室、研究所负责人 审核 年 月 日指导教师 签发 年 月 日程设计（论文）评语：课程设计（论文）总评成绩：课程设计（论文）答辩负责人签字：年 月 日目 录一． 传动方案的确定―――――――――――――――5二． 原始数据――――――――――――――――――5三． 确定电动机的型号――――――――――――――5四． 确定传动装置的总传动比及分配――――――――6五． 传动零件的设计计算―――――――――――――7六． 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计――――――13七． 轴的设计――――――――――――――――――14八． 滚动轴承的选择和计算――――――――――――19九． 键联接的选择和强度校核―――――――――――22十． 联轴器的选择和计算―――――――――――――22十一． 减速器的润滑―――――――――――――――22十二． 参考文献―――――――――――――――――2计算过程及计算说明一、传动方案拟定二、原始数据： 带拉力：F=5700N, 带速度：v=, 滚筒直径：D=455mm 运输带的效率： 工作时载荷有轻微冲击；室内工作，水份和灰份为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 4％，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。三、电动机选择(1) 选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率：:运输机主轴上所需要的功率： 传动装置的总效率： ， ， ， ， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），圆锥滚子轴承（滚子轴承一对），联轴器（刚性联轴器），运输带的效率。查《课程设计》表2-3，取： 所以： 电动机所需功率: ，查《课程设计》表16-1 取电动机Y200L1-6的额定功率 （3）选择电动机的转速取V带传动比范围(表2-2) ≤2～4；单级齿轮减速器传动比 ＝3～6 滚筒的转速： 电动机的合理同步转速： 查表16-1得电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）电动机型号 额定功率(kW) 同步转速(r/min) 满载转速nm(r/min) 堵载转矩额定转矩 最大转矩额定转矩Y200L1-6 1000 970 查表16-2得电动机得安装及有关尺寸中心高 H 外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸 键公称尺寸200 775×(×400+310) ×310 318×305 19 55×110 16×五、计算总传动比及分配各级的传动比传动装置得总传动比 ： 取V带传动比： ；单级圆柱齿轮减速器传动比： (1) 计算各轴得输入功率电动机轴： 轴Ⅰ（减速器高速轴）: 轴Ⅱ（减速器低速轴）: (2) 计算各轴得转速 电动机轴: 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : （3）计算各轴得转矩电动机轴 轴Ⅰ : 轴Ⅱ : 上述数据制表如下：参数轴名 输入功率（ ）转速（ ）输入转矩（ ）传动比效率电动机轴 970 轴Ⅰ（减速器高速轴） 6 轴Ⅱ（减速器低速轴） 五、传动零件的设计计算1. 普通V带传动得设计计算① 确定计算功率 则： ，式中，工作情况系数取 ＝② 根据计算功率 与小带轮的转速 ，查《机械设计基础》图10-10，选择SPA型窄V带。③ 确定带轮的基准直径 取小带轮直径: ，大带轮直径 : 根据国标：GB/T 取大带轮的直径 ④ 验证带速: 在 之间。故带的速度合适。⑤确定V带的基准直径和传动中心距 初选传动中心距范围为： ，初定 V带的基准长度： 查《机械设计》表，选取带的基准直径长度 实际中心距： ⑥ 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适。⑦ 计算V带的根数z ,由 ， ，查《机械设计》表，得 ，由 ，查表，得额定功率的增量: ,查表，得 ，查表，得 ， 取 根。⑧ 计算V带的合适初拉力 查《机械设计》表，取 得 ⑨ 计算作用在轴上的载荷 :⑩ 带轮的结构设计 （单位）mm 带轮尺寸 小带轮槽型 C基准宽度 11基准线上槽深 基准线下槽深 槽间距 槽边距 9轮缘厚 10外径 内径 40带轮宽度 带轮结构 腹板式 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/. 齿轮传动设计计算（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）； ② 选择齿轮材料：由课本附表选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45； ③ 选取齿轮为7级的精度（GB 10095－88）；④ 初选螺旋角 ⑤ 选 小齿轮的齿数 ；大齿轮的齿数 （2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即 A. 确定公式内各个计算数值① 试选载荷系数Kt=② 小齿轮传递的转矩： ③ 由《机械设计》表得齿宽系数 （对硬齿面齿轮， 取值偏下极限）④ 由《机械设计》表弹性影响系数 ⑤ 节点区域系数 所以，得到 =⑥ 端面重合度＝ ＝ 代入上式可得： ⑦ 接触疲劳强度极限σHlim1=σHlim2=1000Mpa (图)⑧ 应力循环次数N1=60 nⅠjLh=(2x8x300x10)= N1/i2=⑨ 接触疲劳寿命系数 根据图⑩ 接触疲劳许用应力 取 = 1000/ MPa= 1000/ Mpa因为 =< =984MPa, 故取 ＝ MpaB. 计算① 试算小齿轮分度圆② 计算圆周速度： = ③ 计算齿宽： = 1 = mm④ 齿宽与齿高之比： /( ) ⑤ 计算载荷系数K根据v=，7级精度，由附图查得动载系数 =由附表查得 ； 由附表查得 .25参考课本附表中6级精度公式，估计 <,对称取 = 由附图查得径向载荷分布系数 =载荷系数 ⑥ 按实际的载荷系数修正分度圆直径 ＝ ⑦ 计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 A. 确定公式中的各参数① 载荷系数K： 则 ② 齿形系数 和应力校正系数 当量齿数 ＝ ＝，＝ ＝③ 螺旋角影响系数 轴面重合度 ＝ ＝ 取 ＝1得 =④ 许用弯曲应力 查课本附图得 ，取 =，则＝ 500/＝307 Mpa= 500/＝314 Mpa⑤ 确定 = 以 代入公式计算B. 计算模数mn 比较两种强度计算结果，确定 4、几何尺寸的计算 ① 中心距 ＝3 （21＋126）/ (2cos80)=223mm取中心距 ② 修正螺旋角： ③ 分度圆直径： ④ 齿宽 ，取B2=65 mm，B1=70 mm⑤ 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮中心距 223 mm传动比 6法面模数 设计和校核得出 3端面模数 法面压力角 螺旋角 一般为 齿顶高 3mm齿根高 全齿高 顶隙 c 齿数 Z 21 126分度圆直径 mm齿顶圆直径 mm 齿根圆直径 mm mm齿轮宽 b 70mm 65mm螺旋角方向 左旋 右旋六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。名称 代号 尺寸计算 结果(mm)底座壁厚 8箱盖壁厚 8底座上部凸圆厚度 12箱盖凸圆厚度 12底座下部凸圆厚度 20底座加强筋厚度 e 8底盖加强筋厚度 7地脚螺栓直径 d 或表地脚螺栓数目 n 表3--4 6轴承座联接螺栓直径 12箱座与箱盖联接螺栓直径 (—)d 8轴承盖固定螺钉直径 (—)d 8视孔盖固定螺钉直径 (—)d 5轴承盖螺钉分布圆直径 155/140轴承座凸缘端面直径 185/170螺栓孔凸缘的配置尺寸 表3--2 22，18，30地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 表3--3 25，23，45箱体内壁与齿轮距离 12箱体内壁与齿轮端面距离 10底座深度 H 244外箱壁至轴承端面距离 45七、轴的设计计算 1. 高速轴的设计① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230② 初步估算轴的最小直径 根据教材公式，取 =110，则: =因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5% ③ 轴的结构设计: 考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 两轴承支点间的距离： ，式中： ―――――小齿轮齿宽， ―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙， ――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离， ――――― 轴承宽度，选取30310圆锥滚子轴承，查表13-1，得到 得到： 带轮对称线到轴承支点的距离 式中： ------------轴承盖高度， t ――――轴承盖的凸缘厚度， ,故， ―――――螺栓头端面至带轮端面的距离， ―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 mm――――带轮宽度， 得到： 2.按弯扭合成应力校核轴的强度。 ①计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力： 径向力： 轴向力： ②计算支反力 水平面： 垂直面： 所以: ③ 作弯矩图 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： ④ 作转矩图 （见P22页） T1=当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 ， 则： ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为：D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：（安全）⑥ 轴的结构图见零件图所示2.低速轴的设计(1).选择轴的材料:选择45号钢,调质,HBS=230(2). 初步估算轴的最小直径:取A=110, 两个键，所以 mm考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径 ，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为: 选30214 轴承 T=(3).轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸:考虑 ---螺栓头端面至带轮端面的距离, k ----轴承盖M12螺栓头的高度,查表可得k= ，选用6个L---轴联轴器长度,L=125mm得到: (4).按弯曲合成应力校核轴的强度①计算作用的轴上的力齿轮受力分析:圆周力: N径向力: 轴向力: ③ 计算支反力: 水平面: 垂直面: ，， ③ 作弯矩图 水平面弯矩： 垂直面弯矩： 合成弯矩： ④ 作转矩图 T2=当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数 , 则: ⑤ 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限 ，对称循环变应力时的许用应力 。 由弯矩图可以知道，C剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为： D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：（安全）（5）轴的结构图见零件图所示：八、滚动轴承的选择和计算1.高速轴滚动轴承的选择和寿命计算① 选取的轴承：型号为30310圆锥滚子轴承（每根轴上安装一对）②轴承A的径向载荷 轴承B的径向载荷：对于30310型圆锥滚子轴承，其内部派生轴向力 所以轴承A被“放松”，而轴承B被“压紧”，则计算当量动载荷 对于轴承1 对于轴承2 (根据《机械设计》表)轴向载荷： 因为 ,按照轴承 A验算寿命 （由表13-1可查C=122kN）故满足寿命要求2. 低速轴滚动轴承的选择和寿命计算①选取的轴承：型号为30214圆锥滚子轴承

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输送带工作速度：

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850

鼓轮的直径D（mm）：350

运输带速度V（m/s）：

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：5

工作制度（班/日）：2

四． 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；

2. 斜齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张

2． 齿轮、轴零件图各一张

3． 设计说明书一份

六． 设计进度

1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1） 工作机所需功率Pw

Pw＝

2） 电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝ ＝

Pd＝

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝

i＝

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差为<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮

转速（r/min） 960 960 192  

功率（kW） 4    

转矩（N•m）   191  

传动比 1 1 5 5 1

效率 1    

传动件设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

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。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝

（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图10－26查得εα1＝，εα2＝，则εα＝εα1＋εα2＝

（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝

（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝×10e8

N2＝N1/5＝×107

（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝；KHN2＝

（9） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = =

（2） 计算圆周速度

v= = =

（3） 计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×

mnt= = =

h=×

b/h=

（4） 计算纵向重合度εβ

εβ= =×1×tan14 =

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=级精度，由图10—8查得动载系数KV=；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故 KHβ=(1+×1 )1×1 +×10 

由表10—13查得KFβ=

由表10—3查得KHα=KHα=。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×××

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1= = mm=

（7） 计算模数mn

mn = mm=

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17 mn≥

1） 确定计算参数

（1） 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×××

（2） 根据纵向重合度εβ=φdz1tanβ=，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =

z2=z2/cos β=100/cos 14 =

（4） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=；Yfa2=

（5） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=；Ysa2=

（6） 计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=

KFN2=

[σF1]=

[σF2]=266MPa

（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较

= =

= =

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =

mn=

4．几何尺寸计算

1） 计算中心距

z1 =，取z1=33

z2=165

a =

a圆整后取255mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos =13 55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1 =

d2 =425mm

4） 计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5） 结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥ ＝ =

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1= =899N

Fr1=Ft =337N

Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1） 拟定轴上零件的装配方案

i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1. I-II段轴承宽度为，所以长度为。

2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6. VI-VIII长度为44mm。

4． 求轴上的载荷

66  

Fr1=

Fr2=

查得轴承30307的Y值为

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1） 判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2） 截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a) 综合系数的计算

由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为 ， ，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为

b) 碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为 ，

c) 安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=

Fv1=Fv2=889/2=

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达，所以该段直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2） 各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽，该段长度定为。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽，定为。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f) 该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=

T=

45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 轴上零件的装配方案

2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII

直径 60 70 75 87 79 70

长度 105  83 9  

5．求轴上的载荷

Mm=

T=

6. 弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、 轴承30206的校核

1） 径向力

2） 派生力

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

II轴：

6、 轴承30307的校核

1） 径向力

2） 派生力

，

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

III轴：

7、 轴承32214的校核

1） 径向力

2） 派生力

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm） 工作长度

（mm） 工作高度

（mm） 转矩

（N•m） 极限应力

（MPa）

高速轴 8×7×60（单头） 25 35   

12×8×80（单头） 40 68 4  

中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 

低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6  

18×11×110（单头） 60 107   

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径 ，

轴孔长 ，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长 ，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

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×

油面指示器

选用游标尺M16

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M16×

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、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。

三、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L-AN15润滑油。

四、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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的。