课程设计沈阳工程学院

一、传动方案拟定

第六组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

１、工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，常温环

境，环境清洁。

２、原始数据：滚筒圆周力F=1600 N；

带速V=1.8m/s； 滚筒直径D=300mm；

方案拟定：

采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带

1

二、电动机选择

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，故能适用于减速器。

2、电动机容量选择：

电动机所需工作功率为：

式（1）：Ｐd＝ＰＷ／η总 (KW) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此 Pd=FV/(1000η总) (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

其中：普通V带的传动效率，取0.96

一对圆柱齿轮（闭式）效率，取0.97 滚动轴承效率，取0.98 弹性联轴器效率，取0.99 传输带滚筒效率，取0.96

则： η总=0.96×0.97×0.98^2×0.99 =0.86

所以：电机所需的工作功率： Pd = FV/1000η总

=(1600×1.8)/(1000×0.86) =3.32 (KW)

3、确定电动机转速 毂轮工作转速为：

N毂轮＝60×1000·V/（π·D）

=(60×1000×1.8)/（300·π） =114.65 r/min

根据手册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Ｉ’=3～5。

取Ｖ带传动比Ｉ１’=２～4 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝6～20。 故电动机转速的可选范为

N’d=I’a×n毂轮

=(6～20)×114.65 =687.9~2400 r/min

根据容量和转速，由手册查出适用的电动机型号：（如下表）综合考虑电动机

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和传动装置的尺寸、重量、价格，比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其外形和安装尺寸如下： 方 电 动 额定功电动机转速 电动机重量 参考价格 机 型 率 (r/min) （N） （元） 案 号 同步转速 满载转速 1 Y112M-4 4 1500 1440 680 752

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三、传动装置的运动和动力参数设计：

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/114.65=12.56 2、分配各级传动比 （1） 取i带=3 （2） ∵i总=i齿×i 带π ∴i齿=i总/i带=12.56/3=4.22 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min）

Ⅰ轴：nI=nm/i带=1440/3=480(r/min) Ⅱ轴：nII=nI/i齿=480/4=120(r/min) 滚筒nw=nII=120(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW）

Ⅰ轴：PI=Pd×η带=3.32×0.96=3.19KW

Ⅱ轴：PII=PI×η轴承×η齿轮=3.19×0.99×0.97=3.06KW 滚筒PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4

=3.7×0.99×0.96=2.91（KW） 3、 计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×3.32/1440=22.02N•m TI=9.55p2入/n1 =9550x3.19/480=63.47N•m TII =9.55p2入/n2=9550x3.06/120=243.53N•m

TII =9.55p2入/n3=9550x2.91/120=231.45N•m

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四. V带的设计

1、皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型

由课本[1]P1表10-8得：kA=1.2 P=3.32KW PC=KAP=1.2×3.32=3.783KW 据PC=3.783KW和n1=1440r/min

由课本[1]P1图10-12得：选用A型V带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由课本[1]P190表10-9，取dd2=280 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1440/60×1000 =7.16m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心距 初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450 =1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm 确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

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=497mm (4) 验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =1800-57.30×(280-95)/497 =158.670>1200（适用） （5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL] =3.783/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99] =2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[2.5/Kα-1]+qV2=500x3.783/[3x7.16(2.5/0.94-1)]+0.10x7.162 =151.3kN 则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2) =8.16N

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五、齿轮传动的设计

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的 材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[ζH]2)1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=4

取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×24=96取z2=96 由课本表6-12取φd=1 (3)转矩 T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.19/480=63500N•mm (4)载荷系数 k : 取k=1.3 (5)许用接触应力 [ζH]

[ζH]= ζHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得： ζHlim1=610Mpa ζHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

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按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0 [ζH]1=ζHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [ζH]2=ζHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[ζH]2)1/3 =53.8mm

模数：m=d1/Z1=53.8/24=2.24mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=3 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 ζ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=3×24mm=72mm d2=mZ2=3×96mm=288mm 齿宽：b=φdd1=1×53.8mm=53.8mm 取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=2.75,YFS2=2.25 (8)许用弯曲强度 [ζbb] 根据课本[1]P116： [ζbb]= ζbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳强度ζbblim应为： ζbblim1=490Mpa ζbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳强度系数YN：YN1=1 YN2=1

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弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为

[ζbb1]=ζbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa [ζbb2]= ζbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa 校核计算

ζbb1=2kT1YFS1/ b1md1=62pa< [ζbb1] ζbb2=2kT1YFS2/ b2md1=58Mpa< [ζbb2] 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心距a a=(d1+d2)/2= (72+288)/2=180mm (10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×480×72/60×1000=1.81m/s 因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

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六 轴的设计

从动轴设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： ζb=650Mpa,ζs=360Mpa,查[2]表[ζb+1]bb=215Mpa

[ζ0]bb=102Mpa,[ζ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿

轮

所

受

的

转

矩

：

13-6

可知：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零

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件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图）， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm 齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径

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d5=52mm.

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm (6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm ②求转矩：已知T2=198.58N•m ③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

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Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm (1)绘制轴受力简图 （2）绘制垂直面弯矩图 轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N•m 截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N•m (4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N•m (5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m (6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

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=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N•m (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3）

ζe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [ζ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 主动轴的设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： ζb=650Mpa,ζs=360Mpa,[ζb+1]bb=215Mpa

[ζ0]bb=102Mpa,[ζ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2./473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算

转矩： T=9.55×106P/n=9.55×106×2./473.33=53265 N 齿轮作用力：

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查[2]表13-6可知：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内 壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm ②求转矩：已知T=53.26N•m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得 Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm

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(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N (2) 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m (3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m (4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N•m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2 =59.74N•m

(6)校核危险截面C的强度 由式（10-3）

ζe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303) =22.12Mpa<[ζ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够

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七．箱体结构设计

（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，尺寸设计根据手册第页。 （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，尺寸设计根据手册第90页确定。 （3）油标

油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件，尺寸设计根据手册第85页确定。 （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，尺寸设计根据手册第94页右图确定。 （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，

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将便于调整，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。 （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，尺寸参考手册p84确定。 （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，尺寸参考手册p80确定。 （8）吊环和吊钩

在机盖上装有铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p86确定。 （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，尺寸参考手册p87和p88确定。 10）箱体结构尺寸选择如下表：

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联结螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 联轴器螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径

符号 δ δ1 b b 1 b 2 df N d1 d2 l d3 18

尺寸（mm） 8 8 12 12 20 18 4 14 10 160 8

窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df，d1, d2至外机壁距离 df， d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离 d4 d C1 C2 R1 H L1 △1 △2 m1 ,m2 D2 T S 6 7 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准 46 12 10 7， 7 998 10 尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2

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八．键联接设计

1．输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径d1=32mm,L1=78mm 查手册得，选用A型平键，得：

A键 10×8 GB1096-90 L=0.85L1=66.3mm 选键长70mm

T=129.94N·m h=8mm 根据课本P106（6-1）式得 ζp=2·T/(d·h·L)

=4×129.94×1000/（32×8×70） =29.01Mpa < [ζR] (60Mpa) 2.小齿轮上的键

轴径d1=42mm L2=63mm TⅠ=117.33N·m 查手册 选B型平键 GB1096-90 B键12×8 GB1096-90

查课本106页取l=100mm h=9mm ζp=2·TⅠ/（d·h·l）

=4×117.33×1000/（42×8×63） = 22.17Mpa < [ζp] (60Mpa) 3、联轴器采用平键连接

轴径d1=45mm L2=112mm TⅠ=507.2N·m 查手册 选B型平键 GB1096-90

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B键14×9 GB1096-90

查课本106页取l=100mm h=9mm ζp=2·TⅠ/（d·h·l）

=2×507.2×1000/（45×9×100） = 25.05Mpa < [ζp] (60Mpa) 4、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d4=57mm L4=68mm TⅡ=507.2Nm 查手册P83 选用A型平键 键18×11 GB1096-90 查课本p106取l=63mm h=11mm ζp=2·TⅡ/（d·h·l）

=4×507.2×1000/（57×11×63） =51.36Mpa < [ζp] (60Mpa)

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九．滚动轴承寿命计算

根据条件，轴承预计寿命 Lh=7×360×16=40320小时 1.输入轴的轴承寿命计算 （1）初步计算当量动载荷P

查表13-4 ft=1.00 13-6 fp=1.1 =3

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=fpFr=1.1×609.9N （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 查手册p69-p70，选择16008轴承 Cr=9.70KN 由课本式11-3有

106ftCε10697003Lh()（）17460040320

60nP60384609.9∴预期寿命足够 ∴此轴承合格

2.输出轴的轴承寿命计算 （1）初步计算当量动载荷P

查表13-4 ft=1.00 13-6 fp=1.1 =3

因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=fpFr=1.1×671=738.1N

查手册轴承基本额定负荷=23.2KN 由课本式13-5有

106ftCε106123.21033 Lh()（）5.4610640320060nP6091.69738.1∴预期寿命足够 ∴此轴承合格

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十 联轴器的设计

（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。 （2）载荷计算

Nm， 计算转矩TcaKAT31.5517.55760.5其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.5 （3）型号选择

根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—85，选用HL4型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=4000r/m ,故符合要求。

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十一、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，其尺寸根据手册p87确定。 2．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30~50mm。对于单级减速器，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V0=0.35~0.7m3。 (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。

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十二、设计总结

为期两周的机械设计基础的课程设计结束了,在这忙碌的两周里,我们设计了一级圆柱齿轮减速器。

通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。 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。

同时也进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

这两周的课程设计让我收获很多，也让我难以忘记。

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十三、参考文献

1 《机械设计》 2 《机械设计手册》

3 《机械精度设计与质量保证》 4 《工程制图》

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