机械设计课程设计带传动——单级圆柱斜齿减速器
目 录第一部分 总体设计1. 方案选择及评价 ……………………………………………………………………… 22. 电机的选择 …………………………………………………………………………… 3第二部分 V带及带轮的结构设计…………………………………………………………… 6第三部分 斜齿齿轮设计 …………………………………………………………………… 8 附：齿轮受力分析 ……………………………………………………………………… 9第四部分 轴的设计 1. 高速级轴的设计 …………………………………………………………………… 112. 低速级轴的设计 …………………………………………………………………… 17第五部分 轴承、润滑密封、连接件和联轴器的选择及校核1. 轴承的确定及校核 ………………………………………………………………… 242. 键的校核 …………………………………………………………………………… 283. 联轴器的校核 ……………………………………………………………………… 304. 润滑密封的选择 …………………………………………………………………… 30第六部分 减速器的附件的设计及说明 ………………………………………………… 31第七部分 主要尺寸及数据 ……………………………………………………………… 32参考文献 …………………………………………………………………………………… 34传动装置的总体设计一、 传动方案（已给定）1. 题目：设计用于带式运输机的“带传动——单级圆柱斜齿减速器”，图示如下:1.设备要求:固定2.工作环境：室外多尘3.工作条件：轻型、连续4.安装形式：卧式5.生产工厂：校机械厂6.生产批量：小批量7.工作年限：二班制，工作八年，年工作日250天。
2. 设计数据：运输带工作拉力F(N)转速（r/min）卷筒直径D(mm)1370140280二、 分析传动方案该工作机在工作时有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本这种减速器的传动比一般小于6，传递功率可达数万千瓦，效率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛设 计 内 容１.电机的选择选择电动机类型：按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼式异步电动机，其结构为全封闭扇冷式结构，电压380V1) 选择电动机的容量工作机的有效功率为 Pw =Fv1000=13702.051000=2.81Kw确定工作机各个部位的效率ηΣ＝η２3η3η１η４η５ η１，η２，η３，η４，η５分别表示V带、、轴承、齿轮、弹性连轴器和卷筒处的传动效率由表9.1（《机械设计课程设计》书由）可知：η１＝0.96，η２=0.98，η３=0.97，η４=0.99，η５=0.96，则ηΣ＝0.960.9830.970.990.96=0.83所以电动机的功率为Pd=PwηΣ=2.810.83=3.39Kw2) 确定电动机的转速：按《机械设计课程设计》表9.2推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比在2～4的范围，一级圆柱齿轮的传动比在3～5的范围，而工作机的转速为：nw＝140r/min所以电动机的可选范围为nd＝iΣnw=6～20140=840～2800 r/min在综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500 r/min的电动机。
根据《机械设计课程设计》表22-1选择Y112M-4型三相异步电动机其相关数据为：电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-44.014402.22.2２、计算传动装置的总传动比iΣ并分配传动比(1) 总传动比：iΣ=nmnw=1440140=10.29(2) 分配传动比：iΣ=iIiII考虑减速器结构，故iI=2.78，iII=3.73、 计算传动装置各轴的运动和动力参数(1) 各轴的转速： Ⅰ 轴 nI＝nm=1440 r/minⅡ 轴 nII=nIiI=14402.78=517.99 r/minⅢ 轴 nIII=nIIiII=517.993.7≈140r/min卷筒轴 n卷＝nIII＝140r/min(2) 各轴的输入功率：Ⅰ轴 PI=Pd∙η1=3.390.96=3.25KwⅡ轴 PII=PIη2η3=3.250.980.97=3.09Kw卷筒轴 PIII=PIIη4η2=3.090.990.98=3.00Kw(3) 各轴的输入转矩电机轴的输入转矩Td为Td＝9550Pdnw=95503.391440=22.48 N∙mⅠ轴：Ⅱ轴：Ⅲ轴：卷筒轴：将上述计算值都汇总于下表１,以备查用。
表1 带式传动装置的运动和动力参数轴 名功率P/Kw转矩T/(N∙m)转速n/(r∙min-1)传动比i效率η输入输出输入输出电机轴3.3922.4814402.780.96Ⅰ轴3.253.1959.9258.725183.70.95Ⅱ轴3.093.03210.78206.5614010.97卷筒轴3.002.94204.64200.55140第二部分 V带及带轮结构设计由第一部分总体设计可以得到如下要求：电动机的功率4Kw，转速n1=1440r/min，传动比i=2.78，每天工作12小时，使用期限8年（每年按250小时计算），允许的误差为5%因此，可以按照上述条件进行V带设计1. 确定计算功率Pca由于带式运输机的载荷变动小，查《机械设计》表8-7，得带的工作情况系数KA=1.2，故Pc=KAP=1.24Kw=4.8Kw2. 选择V带的带型根据Pc和n1查《机械设计课程设计》图12-13，可选择A型带3. 确定带轮的基准直径dd1并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径：由《机械设计课程设计》表12.7，取小带轮的基准直径dd1＝100mm2) 验算带速vv=πdd1n1601000=π1001440601000 m/s=7.536 m/s因为5m/s < v < 25m/s，故带速合适。
3) 计算大带轮的基准直径dd2=idd11-ε=2.781001-0.01=247.5mm根据《机械设计课程设计》表12.7，圆整为dd2=250mmn2=n1D1D21-ε=572.79r/min误差:1440572.79-2.451440572.79100%=2.5%<5%,所以允许4. 确定V带中心距a和基准长度Ld1) 根据0.55dd1+dd2+h≤a0≤2(dd1+dd2)可得200.5≤a0≤700，故初定中心距a0=300mm2) 计算基准长度：Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd1-dd224a0=2300+π2100+250+250-10024300≈1168.25mm由《机械设计课程设计》表12.3选带的基准长度Ld=1250 mm3) 计算实际中心距：a≈a0+Ld-Ld02=300+1250-1168.252mm≈342.03 mm由amin=a-0.015Ld ， amax=a+0.03Ld 两个公式得到中心距的变动范围为525.02~597.02 mm5. 验算小带轮上的包角α1α1≈180-(dd2-dd1)57.3a=180-(250-100)57.3342.03≈154.87显然，α1>120，合适。
6. 计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr由dd1=250mm 和 n1=1440 r/min ，查《机械设计课程设计》表12.4得P0=1.31Kw根据n1=1440 r/min , i=2.78 和A型带，查《机械设计课程设计》表12.4得ΔP0=0.17查《机械设计课程设计》表12.8得到Kα=0.934 KL=0.93，于是Pr=(P0+ΔP0)∙Kα∙KL=(1.31+0.17)0.9340.93=1.29Kw2) 计算V带的根数zz＝PcaPr=4.81.29=3.72因此，取4根V带7. 计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以F0min＝5002.5-KαPcaKαzv+qv2=5002.5-0.9344.40.93442.05+0.12.052=450.25N应使带的实际初拉力F0>(F0)min8. 计算压轴力压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F0)minsinα12=24450.25sin154.872=3515.73N9. 带轮的结构设计：由于dd>200 mm,故选用轮辐式第三部分 斜齿齿轮设计由前面的计算得到的表1可以知道，该对齿轮传动的输入功率为3.25Kw，小齿轮的转速n1=518r/min，传动比为3.7，工作时间8年（按每年250天计算），两班制工作，载荷平稳，连续单向运转。
由这些条件，就可以对齿轮进行设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 按照设计要求，选择右旋斜齿传动；2) 运输机为一般工作机器，该对齿轮转速不高，故可以选用8级精度；3) 材料选择由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为ZG35SiMn钢（调质）硬度为250HBS，二者材料硬度差为30HBS；2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行计算，即：a≥i+13305δh2KT1φai(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.05*1.1*1.0*1.1=1.272) 由表1可以得到小齿轮传递的扭矩T1=52.32 N∙m3) 由表10-7选齿宽系数∅d＝ 1.24) 由图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=750MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=690MPa5) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，由式得，σH1=KHN1σHlim1S=750MPaσH2=KHN2σHlim2S=690MPa[σH]=[σH]1+[σH]22=750+6902=720MPa(2) 计算1) 齿宽系数Ψ=0.4小齿轮上的转矩：T=9550000*4/587.76=65000N.mma≥i+13305δh2KT1φai=4.05+1330569021.276.61044.050.4=108.64取a=110mm，选小齿轮齿数z1=23，大齿轮齿数z2=4.0521=85.05，取z2=85；初选螺旋角：β＝11 2) mn=2acosβz1+z2=220cos1123+85=1.99 mm 按表4.1，取mn=2mmβ＝arccos(z1+z2)mn2a=arccos(23+85)2.02110=1056333) 计算分度圆直径d1=223/cos10.942=46.85mmd2=285/cos10.942=173.15mm4) 计算齿宽b b=∅dd1=1.243.58mm =52.30 mm 取b2=55mm，b1=60mm 5)验算轮齿弯曲疲劳强度由图10-8查得齿形系数YF1=2.82，YF2=2.24δF1=KT1YF11.6bd1mn=1.61.276.51042.826043.582=81.71<δF1δF2=δF1YF2YF1=2.242.8281.71=64.9<δF2所以安全。
附：齿轮受力分析Fa2Fr2Fr2Ft2Fa1Ft1n2n1小齿轮：Ft1=2T1d1=25.23210443.58=2401NFr1=Ft1tanancosβ=2401tan20cos15.99=906.87 NFa1=Ft1tanβ=2401tan15.499=665.8 N大齿轮：Ft2=2T2d2=22.0335105176.42=2305.29NFr2=Ft2tanαncosβ=2305.29tan20cos15.499=870.75 NFa2=Ft2tanβ=2305.29tan15.499=639.27 N由于齿轮在啮合时有效率损失，因此两齿轮上的力不能简单的相等因而，每个齿轮的值都应分开计算附：齿轮参数及其受力分析，以备查表齿轮参数 表2中心矩110mm名 称值模 数mn=2 mm法向压力角an＝20螺旋角β=端面压力角at=分度圆d1=46.85 mmd2=173.15mm齿顶圆da1=50.85mmda2=177.15mm齿根圆df1=42.85mmdf2=169.15mm周向力Ft1=2401 NFt2=2305.29 N径向力Fr1=906.87 NFr2=870.75 N轴向力Fa1=665.8 NFa2=639.27 N第四部分 轴的设计计算一、 高速级齿轮设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2. 初定轴的最小直径按扭转强度条件，可得轴的直径计算式d≥A03 P n由《机械设计》表15-3查得A0=105，由第一部分的表1可查得P＝3.25Kw，n=518r/min；所以d≥1053 3.25Kw 518r/min=19.37 mm由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大5~7%，故dmin=19.37(1+5~7%)=20.34~20.73mm综合考虑，取dmin=22mm3. 轴的结构设计(1) 拟定零件的装配方案，如下图(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。
1) 由于在L1这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故d1=dmin=22 mm此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由《机械设计》图8-14(d)查得：取L=36mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取L1＝38mm2) 初选滚动轴承一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7207AC型轴承查《机械设计课程设计》表12.2得，d2=35 mm，要求的定位轴肩是5 mm故，要求在这此处的定位套筒的直径是40mm因此取d5=35mm3) 由轴承端盖的厚度一般为10 mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度34mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定L2=28mm4) 如果再按照这种方法选择下去，那么d4=40mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于4mm，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴则由表2可以得到L4＝60 mm5) L5处的宽度大于1.4h，取L5=26mm，d5=35mm；至此，已初步了轴的各段直径和长度。
3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接按该截面直径查《课设》表11.28采用bhL＝10 mm 8mm 50 mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性故大带轮与轴的配合为H7n6滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k64) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照《课设》表9.8确定轴两端的倒角均为145，各处圆角半径都为1.6 mm4. 轴的受力分析(1) 根据结构图画出轴的受力简图Fa1Fr1F带轮Ft1FV1FV2(2) 受力计算1) 由前面的计算可得Ft1=2401N，Fr1=960.87N，Fa1=665.8 N由前面带轮的压轴力计算可知 F带轮＝(Fp)min＝969.77N2) 计算支反力在垂直面内进行计算FV2=1119(107759.5-74653.732-1068197.5)＝-1402 NFV1=Fr1-F带轮-FV2=1077-1068-(-1402)=1411 N；在水平面内进行计算FH1=FH2=12Ft=28862=1433 N3) 画出弯矩图和扭矩图弯矩图：单位 N∙mmMVMHM扭矩图：单位 N∙mmT5. 由弯扭图上看，截面B是危险面。
现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表3表3载荷水平面垂直面支反力FFH1=FH2=1433 NFV1=1411 NFV2=-1402 N弯矩MMH=76955 N∙mmMV1=83945.5 N∙mmMV2=63913 N∙mmMV3=83768 N∙mm总弯矩M1＝768852+83945.52=113914 N∙mmM2=769952+639132=100065 N∙mmM3=837862+0=83768 N∙mm扭矩T2=77700 N∙mm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力σca=M12+αT2W=1139142+0.67770020.157.733=6.4MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由《课程设计》表15-1查得σ-1=60 Mpa因此σca<σ-1，故安全7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自《机械设计》）(1) 判断危险面虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度确定的，因此这个截面不是危险面只有在截面C处有较大的应力集中，因此必须对其进行精确校核。
2) 截面C右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1403=6400 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2403=12800 mm3截面C右侧的弯矩M为M=11391460-3060=56957 N∙mm截面C上的扭矩 T2＝77700 N∙mm截面上的弯曲应力 σb=MW=569576400=8.9MPa截面上的扭转切应力 τT=T2WT=7770012800=6.07MPa由表15-1查得：σB=640MPa，σs=355MPa，σ-1=275MPa，τ-1=155 MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ασ及ατ按附表3-2查取因rd=2.040=0.05，Dd=57.7342=1.37，用插值法可得ασ＝2.1，ατ＝1.7又由轴的材料的敏感系数为qσ=0.82，qτ=0.85故有效应力集中系数为kσ=1+qσασ-1=1+0.822.1-1=1.90kτ=1+qτατ-1=1+0.851.7-1=1.6由附图3-2的尺寸系数εσ=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数ετ=0.72轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.92轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数为Kσ=kσεσ+1βσ-1=1.900.67+10.92-1=2.92Kτ=kτετ+1βτ-1=1.60.72+10.92-1=2.31又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数φσ=0.1~0.2，取φσ=0.1φτ=0.05~0.1，取φτ=0.05于是，计算安全系数Sca值，按15-6到15-8式得：Sca=σ-1Kσσa+φσσm=2752.928.9+0.10=10.58Sτ=τ-1Kτ τa+φττm=1552.326.072+0.056.072=21.5Sca=SσSτSσ2+Sτ2=10.5821.510.582+21.52=9.5故知其安全。
3) 截面C左侧，由于该轴是齿轮轴，没有因过盈配合而造成的应力集中，因此不用校核4) 由上面的计算，说明该轴的强度是足够的二、低速轴的设计1. 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致并做调质处理2. 初定轴的最小直径(1) 按扭转强度条件，可得轴的直径计算式d≥A03 P n由《机械设计》表15-3查得A0=105，由第一部分的表1可查得P＝3Kw，n=145.12 r/min；所以d≥1053 3Kw 145.12 r/min=28.82 mm(2) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩T＝2.03105N∙mm，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴查《课设》表13.2选用LT7联轴器 3284 GB/T 4323综合考虑，取dmin=38mm3. 轴的结构设计(1) 拟定结构方案如下图：(2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 从右端开始为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段左端需制出一轴肩，故取d5=40 mm。
由于前面已经对联轴器进行了选择，故d6=32 mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为82mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则L6就比82略短一点，现取L6＝80mm2) 初步选择滚动轴承根据d5=50mm，初步选择0基本游隙组，选用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择AC系列的轴承，查《课设》表12.2，选用7208AC，其尺寸为dDB=40 mm80 mm18 mm，其定位轴肩为8mm，故定位套筒的直径为48 mm因此，d2=d5=50mm3) 取安装齿轮处的轴段的直径d3=54 mm，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取L3=53 mm，轴承端盖的总宽度为20 mm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右端面的距离为11 mm，故取L5＝28 mm4) 取齿轮与箱体之间的距离为12 mm（由后面的箱体设计确定）滚动轴承到箱体的距离为8mm5) L1=44mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用键连接半联轴器与轴的连接，按直径d1由《课设》表11.28查得半圆头键选为bhL=10 mm8mm70 mm，配合为H7k6。
齿轮与轴的连接，按d4查表11.28得，选用双圆头键为bhL=14 mm9 mm45mm，配合为H7n6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k64) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考《课设》表9.8，取轴端倒角为245，C、D、E处的圆角半径r=2 mm 4. 轴的受力分析（1） 画出轴的受力简图FVN1FVN26461Fa2Fr2Ft2（2） 进行受力计算1) 由前面的计算得Ft2=2810.5 N，Fr2=1057 N，Fa2=731 N2) 支反力计算垂直面内：FVN2=164+61105761-731194.72= -53.5 NFVN1=Fr2-FVN2=1057+53.5=1110.5 N水平面内：FHN1=6461+64 2810.5=1439NFHN2=6161+64 2810.5=1371.5 N3) 画出弯矩、扭矩图弯矩图：(单位：N∙mm)MVMHM扭矩图：(单位：N∙mm)T2730005. 由弯扭图上看，截面C-D是危险面现将计算出的截面C-D处的MH、MV及M的值列于下表4载荷水平面垂直面支反力FFH1=1439 NFH2=1371.5 NFV1=1110.5 NFV2=-53.5 N弯矩MMH=87777.5N∙mmMV1=67740.5 N∙mmMV2=3424 N∙mm总弯矩M1＝87777.52+67740.52=110876 N∙mmM2=87777.52+34242=87844 N∙mm扭矩T3=273000 N∙mm6. 按弯扭合成应力校核轴的强度只对轴上承受最大弯矩和扭矩的截面进行校核，由于轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力σca=M12+αT32W=1108762+0.627300020.1553=11.9MPa根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由《课程设计》表15-1查得σ-1=60 Mpa。
因此σca<σ-1，故安全7. 精确校核轴的疲劳强度（所用的表来自《机械设计》）(1) 判断危险面在C-D这个截面上虽然受到的弯矩较大，但由于这个截面的直径很大，其抗弯能力是很强的A、B截面只受扭矩作用，虽然键槽对轴有削弱，但轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕的情况下确定的D、E截面的轴径都很大，也不必校核由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核C截面的左右两侧2) 截面C左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1503=12500 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2503=25000 mm3截面C左侧的弯矩M为（作M1处弯矩的近似计算）M=1108763838+26=65832.6N∙mm截面C上的扭矩 T3＝273000 N∙mm截面上的弯曲应力 σb=MW=65832.612500=5.27MPa截面上的扭转切应力 τT=T3WT=27300025000=10.92MPa由表15-1查得：σB=640MPa，σs=355MPa，σ-1=275MPa，τ-1=155 MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ασ及ατ按附表3-2查取。
因rd=2.050=0.02，Dd=5550=1.1，用插值法可得ασ＝2.0，ατ＝1.7又由轴的材料的敏感系数为qσ=0.74，qτ=0.78故有效应力集中系数为kσ=1+qσασ-1=1+0.742.0-1=1.74kτ=1+qτατ-1=1+0.781.7-1=1.55由附图3-2的尺寸系数εσ=0.67；由附图3-3的扭转尺寸系数ετ=0.84轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.92轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数为Kσ=kσεσ+1βσ-1=1.740.74+10.92-1=2.44Kτ=kτετ+1βτ-1=1.550.84+10.92-1=1.93又由3-1及3-2节得碳钢的特性系数φσ=0.1~0.2，取φσ=0.1φτ=0.05~0.1，取φτ=0.05于是，计算安全系数Sca值，按15-6到15-8式得：Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=2752.445.27+0.10=21.7Sτ=τ-1Kτ τa+φττm=1551.9310.922+0.0510.922=14.3Sca=SσSτSσ2+Sτ2=21.714.321.72+14.32=12≫1.5故知其安全。
3) 截面C右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1553=16637.5 mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2553=33275 mm3截面C左侧的弯矩M为M=1108762638+26=48508.3N∙mm截面C上的扭矩 T3＝273000 N∙mm截面上的弯曲应力 σb=MW=48508.312500=3.24MPa截面上的扭转切应力 τT=T3WT=27300033275=8.2MPa过盈配合处的kσεσ，由《机械设计》附表3-8用插值法求出，并取 kτετ=0.8kσεσ，于是得kσεσ＝3.16 ， kτετ=0.83.16＝2.53轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为βσ=βτ=0.92轴未经表面强化处理，即βq=1，则得综合系数为Kσ=kσεσ+1βσ-1=3.16+10.92-1=3.25Kτ=kτετ+1βτ-1=2.53+10.92-1=2.62于是，计算安全系数Sca值，按15-6到15-8式得：Sσ=σ-1Kσσa+φσσm=2753.253.24+0.10=26.1Sτ=τ-1Kτ τa+φττm=1552.628.22+0.058.22=14.2Sca=SσSτSσ2+Sτ2=26.114.226.12+14.22=12.5≫S=1.5因此，在截面C右侧的强度也是足够的。
至此，高速级、低速级两根轴的设计已经完成了第五部分 轴承、润滑密封和联轴器等的选择及校验计算一、 轴承的确定及校核1. 对初选高速级轴承7307C校核(1) 受力分析FaeFr1F带轮Ft1Fr1Fr2Fd1Fd2由表3的数据可以计算：Fr1=FH12+FV12=14332+14112=2011 NFr2=FH22+FV22=14332+-14022=2005 NFae=Fa1=746 N(2) 计算两轴承的轴向力Fa1、Fa2查《课设》表12.2，得到轴承7307C的Cr=34.2kN，Cor=26.8kN对于70000C型轴承，它的派生轴向力Fd=eFr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4Fr1=0.42011=804.4 NFd2=0.4Fr2=0.42005=802 N由于 Fd1
故此轴承不用重选2. 对初选低速级轴承7210AC进行校核Fr1Fr26461Fa2Fr2Ft2由表3的数据可以计算：Fr1=FH12+FV12=14392+1110.52=1817.7 NFr2=FH22+FV22=1371.52+-53.52=1372.5 NFae=Fa1=731 N(5) 计算两轴承的轴向力Fa1、Fa2查《课设》表12.2，得到轴承7210AC的Cr=31.5kN，Cor=25.2kN对于70000AC型轴承，它的派生轴向力Fd=0.68Fr Fd1=0.68Fr1=0.681817.7=1236 NFd2=0.68Fr2=0.681372.5=933.3 N由于 Fd1
对同一尺寸要求可选7210C8) 对轴承7210C进行校核查《课设》表12.2，得到轴承7210C的Cr=32.8kN，Cor=26.8kN对于70000C型轴承，它的派生轴向力Fd=eFr，而轴向力未知，故先取e=0.4，因此可估算Fd1=0.4Fr1=0.41817.7=727.1 NFd2=0.4Fr2=0.41372.5=549 N由于 Fd1
这相对7210AC来说更加合适由于7210C和7210AC结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计至此，轴承的选择及校核已全部完成二、 键的校核1. 高速轴上的键(1) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）由轴的设计里已确定的键尺寸为bhL=8 mm7 mm 50 mm(2) 校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由《机械设计》表6-2查得挤压应力σp=50~60 MPa键工作长度l=L=36 mm，键与带轮键槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm,计算挤压强度σp=2Tkld=277700 N∙mm3.53625=49.3 MPa由于有 σp≤σp 故，该键满足要求2. 键的标记为：键C 850 GB/T 1096—2003高速轴上的键(3) 选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）由低速轴的设计里已确定的键尺寸为齿轮处：bhL=14 mm9 mm 45 mm联轴器处：bhL=10mm8 mm 70 mm(4) 校核键连接的强度键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由《机械设计》表6-2查得挤压应力σp=100~120 MPa，取其平均值σp=110 MPa。
1) 齿轮处键工作长度l=L-b=45-14=21 mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm,计算挤压强度σp=2Tkld=2273000 N∙mm52455=82.7 MPa<σp故，该键满足要求键的标记为：键 1445 GB/T 1096—20032) 联轴器处键工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58=4mm,计算挤压强度sadfasdfσp=2Tkld=2273000 N∙mm46042=63 MPa<σp故asdf，该键满足要求键的asdf标记为：键 1070 GB/T 1096—2003三、 联轴器的校核1. 参数为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器由前面的设计已经选择了LT5弹性套柱销联轴器，由《课设》表19-5查得，其公称转矩Tn=500 N∙m2. 载荷计算由表1可以得到T3=273000N∙mm由《机械设计》表14-1查得KA=1.5，故得计算转矩为Tca=KAT3+1.5273000=409.5 N∙m 大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）2．滚动轴承的润滑对于高速级轴承 dn＝35384＝1.3104对于低速级轴承 dn=50106=0.53104它们的dn值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 13~23 为宜3. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度v1=πdn601000=π35384601000=0.7 m/sv2=πdn601000=π50106601000=0.28 m/s两者的速度都小于3m/s，所以选择“粗羊毛毡圈油封”第六部分 减速器的附件及其说明1. 窥视孔和窥视孔盖为了检查传动件的啮合情况，并向机体内注入润滑油，应在机体上设置窥视孔窥视孔应设置在减速器机体的上部，可以看到所有什么支件啮合的位置，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，检查轮齿的失效情况和润滑状况2. 放油孔及放油螺塞更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗因此，应在机体底部油池最低位置开设放油孔平时，放油孔用油螺塞和防漏垫圈壎为了便于加工，放油孔处的机体外壁应有加工凸台，经机械加工成为放油螺塞头部的面，并加封油垫圈以免漏油，封油垫圈可用石棉橡胶板或皮革制成，放油螺塞带有细牙螺纹。 3. 油面指示器油面指示器用来显示油面的高度，以保证油池有正常的油量油面指示器一般设置在机体便于观察，油面较稳定的部位在保证顺利拆装和加工的前提下，不与机体凸缘相干涉，油标尺的位置尽量高一些与油面的夹角为454. 通气器减速器运转时，由于摩擦生热时使机体内温度升高，若机体密闭，则机体内气压会增大，导致润滑油缝隙及密封外向处渗漏故在盖顶部或窥视孔盖上安装通气器5. 吊环为了拆装和搬运，应在机盖上设置吊环，根据《课设》表11.14选择标准件6. 定位销为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓连接后在镗孔之前，在连接凸缘上应装配两个定位销两定位销成非对称布置，以加强定位效果7. 启盖螺钉为了提高密封性能，机盖与机座连接凸缘的结合面上，常涂有水玻璃和密封胶，因此，连接结合较紧不易分开故，在凸缘上安装1~2个启盖螺钉至此，减速器的设计就到此结束，部分计算只在图纸中注明其结果，在说明书中并未详细说明第七部分 主要尺寸及数据减速器机体结构尺寸名 称符 号值（mm）机座壁厚δ8机盖壁厚δ18机座凸缘厚度b112地脚螺栓直径df16.5地脚螺栓数量n4轴承旁连接螺栓直径d112.3机盖与机座连接螺栓的间距d2110轴承端盖螺栓直径d310窥视孔盖螺栓直径d48定位销直径d6螺栓至外机壁距离C118螺栓至凸缘边距离C216轴承旁凸台半径R116凸台高度h30外机壁与轴承座端面的距离l130大齿轮齿顶圆与内机壁的距离∆110齿轮端面与内机壁的距离∆212机盖筋板厚度m16.8机座筋板厚度m26.8轴承端盖外径D1102D2118轴承旁连接螺栓距离S120电机的选择电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-64.014402.22.2齿轮结构名 称值模 数mn=2 mm法向压力角an＝20螺旋角β=端面压力角at=变位系数x=0齿数z1=23z2=85分度圆d1=46.85 mmd2=173.15mm齿顶圆da1=50.85mmda2=177.15mm齿根圆df1=42.85 mmdf2=169.15mm齿宽B1=60 mmB2=55 mm参考文献[1] 朱家诚. 机械设计课程设计.合肥：合肥工业大学出版社，2008[2] 朱家诚. 机械设计. 合肥：合肥工业大学出版社,2006[3] 王巍. 机械制图. 1版. 北京：高等教育出版社,2003.6[4] 章毓文. 工程制图. 3版. 合肥：合肥工业大学出版社,200135。
