带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

1、 华侨大学 课程设计说明书机械课程设计说明书 机电学院09测控专业 设计者 ：农金德 学号： 0911212021 指导老师：杨建红精密机械设计课程设计任务书A(3)姓名 农金德 专业 测控技术与仪器 班级（2）学号 0911212021 一、设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器二、系统简图：三、工作条件：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，大修期3年，输送带速度允许误差为±5，减速器中小批量生产。四、原始数据已知条件题 号 YZ-II 11121314151617181920运输带拉力F/N2500280030003300400046004800运输带速

2、度v/(m/s)1.51.61.41.11.50.81.21.60.851.25卷筒直径D/mm450320275400250250400400400500五、设计工作量：1. 设计说明书1份2. 减速器装配图1张3. 减速器零件图2张指导教师：杨建红 开始日期： 2012年 1 月 2 日 完成日期：2012 年1 月 15 日计 算 及 说 明结 果一、 电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所

3、需工作功率为：式（1）：da (kw) PW =FV/1000=4600× 0.85/1000=3.91（KW） 由电动机至输送机的传动总效率为：总=1×3×××5根据机械设计课程设计7表1式中：1、2 3、4、5分别为带、滚动轴承（三对）、圆柱直齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取=0.95，0.98，0.97，.9、5=0.96则：总=0.95×0.983×0.97×0.99×0.96=0.82所以：电机所需的工作功率：Pd=/总=3.91/0.82=4.77(KW)总=0.82Pd=4.77 (kw

4、)35计 算 及 说 明结 果 3、确定电动机转速 卷筒轴工作转速为： n筒=60×1000V/D=60×1000×0.85/(3.14×400) 40.6 r/min根据机械设计课程设计7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3。V带传动的传动比= 。则总传动比理论范围为： ×i1=24。故电动机转速的可选范为 Nd=×n筒 =(624)×40.6 =243.6974.4 r/min则符合这一范围的同步转速只有750r/min根据容量和转速，由相关手册查出此种电动机型号：（如下表）电动机型号额定

5、功率电动机转速 (r/min)电动机重量(N)参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72n筒=40.6r/min Nd=243.6974.4 r/min计 算 及 说 明结 果此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD605×433×385254×2101×110×41电动机主要

6、外形和安装尺寸二、 计算传动装置的运动和动力参数（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、 可得传动装置总传动比为： ia=/n筒=720/40.6=17.73ia=17.73计 算 及 说 明结 果 总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i （式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=4（带传动 i=24）因为：iai0×i所以：iiai017.73/4=4.43四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i

7、1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数i0=4i i4.43计 算 及 说 明结 果 1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速： n电=nm=720（r/min） 轴(高速轴）：n= nm/i0=720/4=180（r/min）轴（低速轴）：n= n/ i=180/4.43=40.6r/min III轴（滚筒）：n= n=40.6r/min （2）计算各轴的输入功率：轴（高速轴）：

8、 P=Pd×01 =Pd×1=pd×带=4.77×0.95=4.53（KW）轴（低速轴）： P= P×12= P×2×3=PI×轴承×齿轮 =4.53×0.98×0.97=4.31（KW）III轴（滚筒）： P= P·23= P·2·4= P·轴承·联轴器 =4.31×0.98×0.99=4.18（KW） n电=720（r/min）n=180（r/min）n= n=40.6r/minP=4.53（KW）P=4.31（

9、KW）P=4.18（KW）计 算 及 说 明结 果 （3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×4.77/720=63.29N·m轴（高速轴）： T= Td·i0·01= Td·i0·1=Td·i0·带=63.29×4×0.95=240.5 N·m 轴（低速轴）： T= T·i·12= T·i·2·3= T·i·轴承·齿轮 =240.5×4.43

10、×0.98×0.97=1012.78N·mIII轴（滚筒）：T = T·2·4=982.6 N·m（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P×轴承=4.53×0.98=4.44KWP= P×轴承=4.31×0.98=4.22KWP = P×轴承=4.18×0.98=4.10KW（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×轴承=240.5×0.98=235.69 N·mT

11、 = T×轴承=1012.78×0.98= 992.52N·mT = T×轴承=982.6×0.98= 962.95N·mT Td=63.29 N·mT=240.5 N·mTII=1012.78N·mT=982.6 N·mPI=4.44KWPII=4.22KWPIII=4.10KwTI=235.69N·mTII=992.52N·mTIII=962.95 N·m计 算 及 说 明结 果 综合以上数据，得表如下：轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr

12、/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴4.7763.2972040.95轴4.534.44240.5235.699600.954.43轴4.314.22184.681012.78992.520.97轴4.184.10982.6962.952001计 算 及 说 明结 果 三、V带的设计算 (一)、V带的选择（1） 选择普通V带截型，由于单班工作，工作平稳，则由精密机械设计P122表7-5得，KA=1.1，则Pca=KA×P=5.5×1.1=6.05（）由Pca=6.05KW和n1=720r/min查图7-17选取A型V带由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径D1=1

13、12140，选择D1=140，则大带轮直径：D2=（n1/n2）×D1（1-）=(720/180)×140×(1-0.02)=548.8(mm) ,(=0.02) 由表7-7，取D2=560（2） 验算带速VV=D1n1/60×1000=×140×720÷60×1000m/s=5.28m/s 介于525m/s范围内，故合格。（3） 确定带长和中心距a： 0.7（D1+D2）a02（D1+D2）则有： 490a01400， 初选a0=850mm则带长： L0=2·a0+·（d1+d2）/2+（d2

14、-d1）2/(4·a0)=2851(mm)由表7-3选取Ld=2800mm实际中心距a=a0+（Ld-L0）/2=850+（2800-2851）/2=824.5mm （4）验算小带轮包角11=1800-(d2-d1)×57.30÷a=150.80>1200(5) 计算V带根数Z： 由表7-8得P0=1.29KW，由表7-9得K=0.92，由表7-3得KL=1.11，由表7-10得P0 =0.09Kw，则V带根数为：Z=PC÷（(P0+P0)·KL·K=6.05÷(1.29+0.09)×0.92×1.

15、11)=3.63 则Z=4（6） 计算轴上的载荷Fz：由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m单根V带张紧力：F0=500（2.5÷K-1)Pd÷zv+qv2=248.77N轴上载荷：Fz=2zF0sin(/2) =2×4×248.77×sin(150.80/2)=1925.9N 四、减速器传动件的设计计算(一)、减速器内传动零件设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。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。齿轮精度初选

16、8级,齿面粗糙度R<1.63.2um.(2)、初选主要参数 小齿轮齿数：Z1=18 ，齿轮传动比：u=4.43 大齿轮齿数：Z2=Z1·u=18×4.43=79.74 取Z2=80由表10-7选取齿宽系数d1（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1t 确定各参数值1) 试选载荷系数K=1.32) 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.44/180 =2.36×105N·mm3) 材料弹性影响系数由机械设计表10-6取 ZE=189.8由图10-21d按齿面

17、硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。4) 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×180×1×（8×300×8）2.07×108 N2N1÷4.434.67×1075) 由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98 6）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H10.95×600MPa570MPaH20.98×580MPa568.4MPa7）、计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值 d1t=68.

18、9mm（2）计算圆周速度v=0.649m/sV<5m/s,故选择8级精度合适。（3）计算齿宽b及模数mtb=d×d1t=1×68.9mm=68.9mmmt=3.83 mmh=2.25mt=2.25×3.83mm=8.62mmb/h=68.9÷8.62=7.99（4）计算载荷系数K 根据v=0.649m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1；直齿轮KH=KF=1；由表10-2查得KA=1，Pca=6.05KWD1=140D2=560V=5.28m/sL0=2851(mm)a=824.5mm1=150.80Z=4F0=248.77NFz=192

19、5.9Nd1Z1=18Z2=80T1=2.36×105N·mmN12.07×108 N24.67×107H1570MPaH2568.4MPad1t68.9 mmv=0.649m/sb=68.9mmmt=3.83mmh=8.62mmb/h=7.99计 算 及 说 明结 果 由表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KH=1.355 由图1013查得KF=1.45故载荷系数 K=KA×KV×KH×KH=1×1×1×1.355=1.355（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由

20、式（1010a）得d1=mm=69.8mm（6）计算模数m m =69.8/18mm=3.87 mm8）按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1） 确定计算参数由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.97计算弯曲疲劳应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则F1=KFN1×/S=500×0.90/1.4=321.43MPaF2=KFN2×/S=380×0.97/1.4=263.29MPa计算载荷系数K：K=KA×KV×KF&#

21、215;KF=1×1×1×1.45=1.45查取齿型系数由表105查得YFa1=2.91；YFa2=2.22查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.53；Ysa2=1.77 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0139=0.0149 大齿轮的数值大。9）、设计计算m=3.26mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为标准值m=3.5mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=69.86/3.5=19.96取Z1=20大齿轮齿数 Z2=4.43x20=88.6 取Z2=8910）、几何尺寸计算a) 计

22、算分度圆直径d1=m·Z1=3.5×20=70 mm d2=m·Z1=3.5×89=311.5mmb) 计算中心距a=（d1+d2）/2=190.75c) 计算齿轮宽度b= d1·d=70 取B2=70mm B1=75mm 11）、按齿根弯曲疲劳强度校核计算 由公式：进行校核。由机械设计基础P196图6-32查得:：Flim1=210MPa；Flim2=190Mpa查表6-9得：安全系数SF=1.30，YNT1=YNT2=1，则： =136.9MPa<F1 =120.8MPaF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。齿轮的基本参数如下表所示：名称符

23、号公式齿1齿2齿数ZZ2089分度圆直径dd=mz70311.5齿顶高haha=ha*m3.53.5齿顶圆直径dada=d+2ha77318.5分度圆直径aA=m（z1+z2）/2190.75 （9）、结构设计 大齿轮采用腹板式，如图10-39（机械设计）五、轴的设计计算（一）、减速器输入轴（I轴）1、初步确定轴的最小直径选用40Cr调质，硬度280HBS，抗拉强度极限应力B=700MPa，屈服极限s=500MPa；轴的输入功率为PI=4.53 KW 转速为nI=180r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100d，考虑到有键槽，将直径增加3%5%，则取d=32mm

24、。2、轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。2）确定轴的各段直径和长度 由上述可知轴的右起第一段直径最小d1=32mm。长度为：L1=80mm。 轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，由于该段穿过轴承盖且安装垫圈，取d2=36mm，长度为：L2=72mm。 轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒，选用深沟球轴承，则轴承有

25、径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径d3=40mm，长度为：L3=40mm。 轴的右起第四段安装齿轮，一般要比轴段3的直径大15mm，由于齿轮的齿顶圆直径为77mm，分度圆直径为70mm，轮毂的宽度为75mm，则，此段的直径为d4=45mm，长度为：L4=73mm、轴的右起第五段位轴环，对齿轮定位作用，取d5=55mm，长度为：L5=7mm。、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d3=40mm，长度为L6=41mm。3） 求作用在齿轮上的受力 轴承支点的距离为：L

26、=（18/2+2+18+75/2)×2=133mm 因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm， 小齿轮转矩：T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.44/180 =236N·m 而圆周力：Ft1=2×2.36×105÷（70×10-3）=6743N 径向力： Fr1=Ft=6743×tan200=2454N 水平支点反力：FHA=FHB=Ft÷2=6743÷2=3372N 垂直支点反力：FVA=FVB=Fr÷2=2454÷2=1

27、227N 水平弯矩：MHC=FHA×L÷2=3372×133×10-3÷2=224.2N·m 垂直弯矩：MVC=FVA×L÷2=1227×133×10-3÷2=81.6N·m 综合弯矩： 当量弯矩： 它们图形如下所示： 4）、判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC=277.6Nm ,由课本表15-1有:-1=70Mpa 则：e1= MeC/W= MeC2/(0.1·d43)=30.5MPa&l

28、t;-1 右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e2= Mec/W= MD/(0.1·d13)=156÷（0.1×0.0323）=47.6MPa <-1 所以确定的尺寸是安全的 。（二）、减速器输出轴（II轴）1、初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度240HBS，抗拉强度极限应力B=640MPa，屈服极限s=355MPa；轴的输入功率为P=4.31KW 转速为n=40.6r/min根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100d，考虑到有键槽，将直径增加3%5%，则取d=50mm。1）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速

29、器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。2） 确定轴的各段直径和长度 、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=50mm，根据计算转矩：TC=KA×T=1.2×1012.78=1215.34Nm，查标准GB/T 43232002，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=80mm,轴段长L1=80mm 、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直

30、径取d2=55mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=70mm 、右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型深沟球轴承，其尺寸为d×D×B=60×100×22，那么该段的直径为d3=60mm，长度为L3=39mm 、右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为311.5mm，则第四段的直径取d4=65mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=68mm 、右起第五段

31、，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为d5=75mm ,长度取L5=7mm、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承，则d6=d3=55mm，长度L6=51mm3、）求作用在齿轮上的受力因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm 大齿轮转矩：T=9.55×106×P/n2=9.55×106×4.31/40.6 =1.0×106N·mm=1000Nm大齿轮分度圆直径：d=311.5mm 而圆周力：Ft1=2×1.0×106/311.5=6420.5N 径向力： Fr1=Ft=6420.5×tan2

32、00=2336.9N 水平支点反力：FHA=FHB=Tt/2=6420.5/2=3210.25N 垂直支点反力：FVA=FVB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N 水平弯矩：MHC=FHA×L/2=3210.25×0.12/2=192.6N·m 垂直弯矩：MVC=FVA×L/2=1168.45×0.12/2=70N·m 综合弯矩： 当量弯矩： 它们图形如下所示： 1） 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=634Nm ,由课本表15-1有:-1=6

33、0Mpa 则： e4= MeC/W= MeC2/(0.1·D43)=23MPa<-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e1= Mc/W= Mc/(0.1·d13)=2.0MPa<-1 所以确定的尺寸是安全的 。六、箱体的设计1. 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2. 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3. 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有

34、各种结构类型，有的已定为国家标准件。4.通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压 增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。5. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。6. 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔

35、位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。7. 调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用8. 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 224地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直

36、径d210联接螺栓d2的间距L150200轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126， 22, 16df，d1, d2至凸缘边缘距离C224, 20，14轴承旁凸台半径R114凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 48大齿轮顶圆与内机壁距离120齿轮端面与内机壁距离2 25.5机盖、机座肋厚m1 ,m28， 8轴承端盖外径D2110， 122轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2七、键联接的选择及校核计算1、 输入轴与大带轮连接用平键连接

37、 此段轴径d1=32mm，L1=80mm，T=240.5Nm 查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸（b×h）：10×8则，L=L1-b=70mm。p=4T/(d·h·L)=48.8MPa<p(110Mpa)(表11-2）故选择键A10×70GB/T1096-19792、输入轴与齿轮1联接用平键联接轴径d3=45mm L3=73mm T=240.5Nm查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸（b×h）：10×8则，L=L3

38、-b=63mm。p=4T/(d·h·L)=39.23MPa<p(110Mpa)(表11-2）故选择键A10×63GB/T1096-19793、输出轴与大齿轮联接采用平键联接轴径d4=65mm L3=68mm T=1012.78N·m查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸（b×h）：20×12则，L=L3-b=48mm。p=4T/(d·h·L)=89.5MPa<p(110Mpa)(表11-2）故选择键A20×48GB/T1096-19794、输出

39、轴与联轴器联接采用平键联接轴径d1=50mm L1=82mm T=1012.78N·m查机械设计基础（第二版）P296表11-1GB 10951979选用A型平键得，公称尺寸（b×h）：16×10则，L=L3-b=64mm。p=4T/(d·h·L)=109.5MPa<p(110Mpa)(表11-2）故选择键A16×64GB/T1096-1979九、滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命Lh=8×300×8=19200小时1、输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径

40、向力作用，所以P=Fr=2501N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值（3）选择轴承型号选择6208轴承 Cr=29.5KN>19200预期寿命足够此轴承合格2、输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=2336.9N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号选择6012轴承 Cr=29.9KN预期寿命足够此轴承合格一、 联连轴器的选择（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC2=KA×T=1.3×1012.

41、78=1316.6Nm， 其中KA为工况系数，KA=1.3（3）型号选择根据TC2，轴径d4，轴的转速n2， 查标准GB/T 50141985，输出轴选用LZ4型弹性柱销联轴器，其额定转矩T=1800Nm, 许用转速n=4200r/m ,故符合要求。 十、密封和润滑的设计（1） 密封： 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 （二）润滑：1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用

42、浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于一级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V 0=0.350.7m3。2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。3）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。十一、设计小结此次课程设计，项目为设计带式一级圆柱齿轮减速器，主要设计步骤有：电动机的选择，传动比的计

43、算与分配，V带的选择计算，齿轮设计计算，轴设计计算，轴承的选择与计算，联轴器的类型和型号，减速器箱体设计等。通过本次的课程设计，我有许多的收获：1、设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研等等，才能在设计思想，方法和技能等各方面获得较好的锻炼与提高。2、课程设计过程中，必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。3、设计中要正确处理参考已有资料。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，合理参考已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。4、订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任务。5、整个设计过程中要注意随时整理计算结果，并在设计草稿本上记下重要的论据、结果，参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题，使设计的各方面都做到有理有据。这对设计正常进行，阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的。通过这次为期两周的课程设计，我拓宽了知识面，锻炼了实践能力，综合素质得到较