传动装置的运动及动力参数的选择和计算

目 录

一、 设计任务…………………………………………………………01 二、 电动机的选择计算………………………………………………01 三、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算……………………02 四、 传动零件的设计计算……………………………………………04 五、 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算………………………………05 六、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算………………………………10 七、 轴的设计计算……………………………………………………16

八、 滚动轴承的选择和寿命验算……………………………………21 九、 键联接的选择和验算……………………………………………22 十、 联轴器的选择计算………………………………………………23 十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的

计算 ……………………………………………………24 十二、设计体会…………………………………………………………25 十三、参考文献…………………………………………………………26

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二、电动机的选择计算

根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V，Y系列。

1.选择电动机功率

滚筒所需的有效功率：Pw=F×V=6800×0.65=4.42KW

24•••传动装置的总效率：总链•齿 卷筒承联查机械设计指导书表17-9得式中: 滚筒效率： 滚筒= 0.96 联轴器效率： 联 = 0.99 传动效率： 链 = 0.92 深沟球轴承： 承=0.99 斜齿轮啮合效率：斜 = 0.97

传动总效率: 总0.920.9720.9940.990.960.79 所需电动机功率 :P总= PI/总=4.42/0.79=5.59KW 2.选取电动机的转速

滚筒转速 nI=

60600.9==61.42r/min D0.28查机械设计指导书表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y132M-4,额定功率

P0=7.5KW， 同步转速1500 r/min;

或选Y系列三相异步电动机Y160M-6,额定功率额定功率P0=7.5KW, 同步转速1000 r/min.均满足P0 >Pr 。

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表2-1 电动机数据及传动比

方案号 1 2 电机型号 Y160M—6 Y132M—4 额定功率 7.5 7.5 同步转速 1000 1500 满载转速 970 1440 总传动比 25 37.7 比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过低。 为使传动装置紧凑，决定选用方案2。

表2-2 电动机型号为Y132M-4.查表得其主要性能如下

电动机额定功率 P0/ KW 7.5 电动机满载转速 n0/(r/min) 1440 电动机轴伸直径 D/mm 38 电动机轴伸长度E/mm 80 电动机中心高H/mm 132 堵转转矩/额定转矩T/N.m 2．2 三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算

1、分配传动比 总传动比:

i总=n0/n1 =1440/38.8=37.11

传动比为2—4，取 i链2.5

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则减速的传动比：i减i/i带=23.45/2.5=9.38 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意 大齿轮不能碰着低速轴，试取：

i11.35i减=

1.359.38= 3.56

低速轴的传动比：i2=i减/i1= 9.38/3.56=2.64 2、各轴功率、转速和转矩的计算 0轴：即电机轴

P0=P电=5.81KW n0=1440r/min

T0=9550×P0/n0=9550×5.81/1440=38.53Nm Ⅰ轴：即减速器高速轴

P1= P0联5.81×0.99=5.75KW n1= n0 =1440r/min T1=9550×P1/n1=9550×5.75/1440=38.15Nm Ⅱ轴：即减速器中间轴

P2= P1·齿•承=5.75×0.99×0.97=5.52kw

n2=n1/i12= n1/i1=1440/3.56=404.49r/min T2=9550×P2/n2=9550×5.52/404.4=130.37Nm Ⅲ轴：即减速器的低速轴

P3= P2·齿•承=5.52×0.97×0.99=5.30kw n3= n2/i23=404.49/2.64=153.22r/min T3=9550×P3/n3=9550×5.30/153.22=330.34N·m

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Ⅳ轴：即传动滚筒轴

P4= P3·承•链=5.30×0.99·0.92=4.83 kw

n4= n3 /i =153.22/2.5=61.288r/min T4=9550×P4/n4=9550×4.83/61.288=752.62 N·m

将上述计算结果汇于下页表：

表3-1 各 轴 运 动 及 动 力 参 数

轴序号 功 率转 速 P/ KW 0轴 Ⅰ轴 5.81 转 矩 传动形式 传动比i 效率η T/N.m 38.53

n/(r/min) 1440

连轴器 1.0 0．99

5.75 1440 38.15 齿轮传动 Ⅱ轴 5.52 404.49 130.37 3.56 0．96

齿轮传动 Ⅲ轴 5.30 153.22 330.34 2.64 0．96 Ⅳ轴 4.83 61.288 752.62 链传动 2.5 0．91 精品

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四、传动零件的设计计算

1、链传动的设计计算 1）确定设计功率P0

分别查机械设计教材表4-14,图4-39，表4-15得

KA=1，Kz=0.8，Kp=1， P5.30.995.247KW

P0=

KAKZP10.85.247=4.2KW

1KP 2）选取链的型号

根据P0和n3查机械设计教材图4-37，选链号为16A。 所以P=25.40mm

3）确定中心距a

初步选定中心距a0=30P=762mm

2azzpz2z1链节数LP=012=100.976mm

p2a0222pz1z2z1z2z2z14）中心距a=LpLp8=749.6mm

4222pz1n323153.2225.41.49m/s15m/s V=

6010006010001000p Ft=

v2 QF=KQFt=5）链轮直径

1000KQPv10001.25.2474225.8N

1.49精品

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d1=

P25.4186.54mm 180180sinsinz23P25.4461.1mm 180180sinsinz57 d2

五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：

原始数据：高速轴的输入功率 ： 5.75kW

小齿轮转速 ： 1440 r/min

传动比 ：3.56 单向传动，工作载荷有轻微冲击，

每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。

1.选择齿轮材料精度等级

齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表5—1查得 小齿轮45调质，硬度217～255HB，取硬度为235—255HB；

大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB，取190—217HB。 齿轮精度等级为8级

计算应力循环次数N (由教材式5—33)

N160n1jLh6014401(4.530082)1.866109

N2N1i121.8661093.565.24108

查教材图5-17得ZN1=1.0, ZN2=1.08 取Zw=1.0，SHlim1=1.0，ZLVR=1.0，ZX=1.0 由教材图5-16(b)得:

Hlim1=580Mpa，Hlim2=545MPa

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由教材式(5-28)计算许用接触应力

H1=Hlim1ZN1ZXZWZLVR=5801.01.01.01.0=580Mpa

SHmin

1.0

H2=Hlim2ZN2ZXZWZLVR=5451.081.01.01.0=588.6Mpa

SHmin1.0

2. 按接触疲劳强度计算中心距

取Zx1.0 a(u1)3KT1(ZHZZEZ/[H])2 2au由教材表5—5查得：ZE=189.8MPa 取R=0.35 T1=9550p1=38.13Nmm n1初取：KtZ21.2 , 暂取：12 估取：tn20 b12 由教材式5—41 计算ZH

Zcos0.99

ZH2cosb/costsint =

2cos12=2.47

cos20sin20at(u1)3KT1(ZHZZEZ/[H])2 2au1.2381302.47189.80.99

20.353.565802=3.5613=103.7mm

圆整取： a=125mm

一般取： mn(0.01~0.02)a(0.01~0.02)1251.25~2.5mm

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取标准模数： mn1.25mm 总齿数： 整取 ：

z=

2acos=196.325 mn=196

小齿轮齿数 ：z1=z/(u+1)=42.985

整取： z1 =43 大齿轮齿数： z2=

zz- z1 =153

取： z1=43 z2=153 实际传动比： iz21533.558 z143i理i实100%0.11%＜5% i理传动比误差： i故在范围内。 修正螺旋角 ：

cosmn(z1z2)/2a1.25(43153)/(2125)0.98

11.478 与12相近，故Z、ZH可不修正 d1mnz1/cos54.847mmd2mnz2/cos195.153mm

3.验证圆周速度

vn1d16010001.95m/s6m/s故满足要求 4.计算齿轮的几何参数

由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 KA1.25

vz/1001.9543/1001.78m/s 按8级精度查图5-4(b)得：KV1.09

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齿宽：baa0.3512543.75mm 取整：b2=45mm b1=50mm 按b/d45/54.8470.82，

考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a 得：K1.0625 按8级精度 查机械设计教材表5-4得：K1.2

KKAKVKK1.737 齿顶圆直径：

*da1d12ham54.84721.2557.347mm

*da2d22ham195.15321.25197.653mm

tanntan20o)arctan()20.375 端面压力角：tarctan(ocoscos11.478齿轮基圆直径：

db1d1cost54.847cos20.37551.415mm db2d2cost195.153cos20.375182.943mm

齿顶圆压力角：

at1arccosat2arccosadb151.415arccos26.291 da157.347db2182.943arccos22.245 da2197.6531z1tanat1tantz2tanat2tant1.76 2bsin2.28 mn基圆螺旋角：bacrtan(tancost)10.777精品

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由教材式5-41得：ZH=

2cosb2.45

costsint由教材式5-42得：Zcos0.99 由教材式5-43得：Z10.75

(u1) HZHZEZZ2KT1301.86MPa[H]1580MPa bd1u 5.验算齿根弯曲强度

由式5-44得

F=

2KT2YFaYsaY Y≤[F] bd2mnzv1=z1/cos3=43/ cos311.478 =43.259 zv2=z2/cos3=153/cos311.478=154.034 查图5-14得：YFa1=2.43,YFa2=2.19 查图5-15得：Ysa1=1.69,Ysa2=1.83 由式5-47计算Y：

Y=1-11.478=1-2.28=0.78 120120由式5-48计算Y：

Y=0.25+

0.75cos2ba0.75cos210.777=0.25+=0.661

1.76由式5-31计算弯曲疲劳许用应力

查图5-18b得：Flim1220MPa,Flim2210MPa 查图5-19得：YN1YN21.0 取： Yx=1.0

取： Yst2.0,SFmin1.4精品

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F1Flim1YSTYN1YX=220211=314.29Mpa

SFmin1.4F2Flim2YSTYN2YX=210211=300Mpa

SFmin1.4F1=

=

2KT1YFa1Ysa1Y Y bd1mn21.798381302.431.690.6610.78

4554.8471.25=94.102MPa<F1=314.29Mpa 安全

F2=F1YFa2Ysa2

YFa1Ysa1=94.1022.191.83=91.834MPa<F3=300MPa 安全

2.431.69 6．齿轮主要几何参数

Z1=43 Z2=153 β=11.478°

mn=1.25mm d1=54.847mm d2=195.153mm

*da1= d12hamn=54.847+2×1×1.25=57.347mm

*da2=d22hamn=195.153+2×1×1.25=197.653mm

df1=d1-2.5mn=54.847-2.5×1.25=51.722mm

df2=d2-2.5mn=195.153-2.5×1.25=192.028mm

a=125mm b1=50mm b2=45mm 齿轮的结构设计：

①小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。 ②对于大齿轮，da2<500m 因此，做成腹板结构。

六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

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由前面计算得知： 二轴传递的功率P2=5.52kw，转速n1=404.49r/min，

转矩T1=130.37N.m，齿数比u=2.64， 单向传动，工作载荷有轻微冲击，

每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。

1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力

小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB 齿轮精度为8级

计算应力循环次数N (由教材式5—33)

N1=60n1jLh=60×404.49×1×(8×300×4.5)=5.24×108

5.24108N2=N1/i2==1.99108

2.64查图5—17得：zn11.07, zn21.12 取：zw=1.0,SHmin=1.0,zLVR=1.0,zx=1.0

查图5—16得：Hmin1=580MPa, Hmin2=545MPa 由式5—28

[H]1Hlim1SHminzN1zXzWzLVR=

5801.071.0×1.0×1.0=620.6MPa 1.05451.121.0×1.0×1.0=610.4MPa 1.0[H]2Hlim2SHminzN2zXzWzLVR=

2.按接触疲劳强度确定中心距

KT2ZHZEZZ3a≥(u+1)

2auHmm2精品

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T2=9550p2=130370N·mm n22初选KtZt=1.2，暂取12,a0.35 由式5—42 zcos0.99 由表5—5 得ZE=189.8MPa 由式5—41 计算ZH

估取 n20 12

t=arctan(tann/cosβ)

= arctan(tan200/cos120)=20.41030

b= arctan(tancost)

= arctan(tan12°×cos20.41030)=11.29550 则ZH=

2cosb

costsint2cos11.2955=2.45

cos20.4103sin20.4103=

KT2ZHZEZZ3 ≥(u+1)

2auH 221.1165363.732.45189.80.99=2.88413

20.42.884610.4=132.48mm

圆整取： =145mm 一般取： mn=(0.01～0.02)t= (0.01～0.02)×140=1.35～2.7

取标准值： mn=2mm 两齿轮齿数和 ：

z=

2acos2145cos12==141.83

2mn精品

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取：zZ1=z=142

142=39.01

2.641/(u+1)=

取：Z1=39

Z2=

z-z1=142-39=103

实际传动比： i实z2传动比误差： i故在范围内。 修正螺旋角 ： β=arccos

z1=

103=2.641 39i理i实100%0.039%＜5% i理mnz1z2239103= arccos=11.680

2a2145与初选 接近，ZH，Z可不修正

d1=

mnz1239==79.649mm coscos11.68mnz22103=210.355mm

coscos11.68d2=

圆周速度： V=

d1n160103=

79.649404.49601000=1.69m/s

取齿轮精度为8级 3．验算齿面接触疲劳强度

H=ZHZEZZ2KTu1≤[H]

bd12u有表5-3查得：KA=1.25

Vz1/100=1.69×39/100=0.659

按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.068

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齿宽 b=aa=0.35×145=50.75mm

取：b255 mm b160 mm

b/d2=55/79.649=0.691

查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：K=1.04，查表5-4得：

K=1.2

载荷系数K=KAKvKK=1.25×1.068×1.04×1.2=1.6661

由5-42 zcoscos11.68=0.989 计算重合度a，以计算z：

m=79.649+2×1.0×2=83.649mm da1=d1+2ham =210.355+2×1.0×2=214.355mm da2=d2+2ha

t=arctan(tann/cosβ)

= arctan(tan200/cos11.680)=20.3880

db1=d1cost=79.649×cos20.3880=74.659mm

db2=d2cost=210.355×cos20.3880=197.177mm

at1=arccosat2=arccos

dd174.659= arccos =26.7530

83.649da1dd2197.177= arccos =23.0940

214.355da2=

1［z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)］ 21 =[39×tan26.753tan20.388 +103×tan23.094tan20.388] 2=1.71

=

60sin11.68bsin= =1.61

2mn由式5-43计算Z精品

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Z110.765 Zcos0.989 1.71 b= arctan(tancost)

= arctan(tan11.68°×cos20.3880)=10.9670

ZH=

2cosb=

cosatsinat2cos10.967 =2.45

cos20.388sin20.388由式5-38计算齿面接触应力H

H=ZHZEZZ2KT2u1 2bd2u21.66611303702.6411 26079.6492.641=2.45×189.8×0.765×0.989×

=525MPa<[H]=610.4Mpa 4．校核齿根弯曲疲劳强度

由式5-44得；

F=

2KT1YFaYsaY Y≤[F] bd1mnzv1=z1/cos3=39/ cos311.68 =41.5267 zv2=z2/cos3=103/cos311.68=109.673 查图5-14得：YFa1=2.44,YFa2=2.23 查图5-15得：Ysa1=1.67,Ysa2=1.81 由式5-47计算Y

Y=1-11.68=1-1.61=0.84 120120由式5-48计算Y

Y=0.25+

0.75cos2ba0.75cos210.967=0.25+=0.65

1.71精品

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由式5-31计算弯曲疲劳许用应力

查图5-18b得：Flim1220MPa,Flim2210MPa 查图5-19得： YN1YN21.0 取： Yx=1.0

取： Yst2.0,SFmin1.4

Flim1YST11F1SYN1YX=2202=314.29Mpa Fmin1.4F2Flim2YSTSY211N2YX=210=300Mpa Fmin1.42KT1F1=

bdYFa1Ysa1Y Y 1mn=

21.66611303705579.64922.441.670.650.84

=110.315MPa<F1=314.29Mpa 安全 YFa2Ysa2Y=110.3152.231.81F2=F1=109.273MPa<FFa1Ysa12.441.673=300MPa 5．齿轮主要几何参数

Z1=39 Z2=103 β=11.68°

mn=2mm d1=79.649mm d2=210.355mm

dd12h*a1= amn=79.649+2×1×2=83.649mm

d*a2=d22hamn=210.355+2×1×2=214.355mm df1=d1-2.5mn=79.649-2×2.5=74.649mm

df2=d2-2.5mn=210.355-2×2.5=205.355mm a=145mm 取b1=60mm, b2=55mm 齿轮结构设计计算：

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安全

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（1）小齿轮da1200mm，制成实心结构的齿轮。

（2）大齿轮，da2500mm，做成腹板结构。

七、轴的设计计算

1．减速器高速轴的设计计算 （1）选择轴的材料

轴的材料为45号钢，调质处理 （2）按扭矩初步估算轴端直径

初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装联轴器，联轴器另一端联 电动机轴，由表22-2查得 d132mm。

其轴径可按下式求得：

d1A03P1 n1查表（8-2）得：A0=110—160，取：A0=120 考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5%

d112035.33×（1+3%）=20.07mm 1140故取：d1=32mm （3）初选滚动轴承

因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见， 选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，联轴器的定位方式和轴承的大概 安装位置，初选单列深沟球轴承6208 （4）设计轴的结构 a.用38mm的轴肩定位

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轴承按标准取6208内径为40mm

该轴为齿轮轴，轴承的周向用过盈的配合， 联轴器的周向用键定位。 b．布置轴上零件，设计轴的结构

根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作轴的简图如图：

力学模型

Ø57.3Ø32Ø38Ø40Ø4676110160242331Ø4039

图7-1 5）对轴进行分析，作当量弯矩图。

计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图 圆周力： Ft1=2T1/dm1=2×38150/54.847=1391.143N 轴向力：FaFttan228.475N 径向力：FrFttann/cos516.667N 齿轮的分度圆直径： d1=54.847mm 齿轮的齿根圆直径： df1=51.722mm

将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图

Mbv0，

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54.847Fa=0

227.4235228.47555516.667RavN190.56N

182即：182Rav55FrMav0

即：182Rbv127Fr27.4235Fa0

Rbv127516.66727.4235228.475N326N

182MbH0

182RaH55Ft0

RaH551391.143420N

182MaH0

182RbH127Ft0

RbH1271391.143970.7N

182Mv155Rbv5532617930Nmm

Mv2127Rav127190.5624201.11Nmm

求轴的弯矩M，画弯矩图

M1M2HM2V153388.5217930256318.9N•mm M2M2HM2V253388.5224201.11258617.6 N•mm 画轴的扭矩图 T=38150N•mm 求计算弯矩Mca，画计算弯矩图 根据：

22McaM(T)，0.6

Mca156318.92(0.638150)260793NmmMca2M20.6T58617.620.63815062928Nmm222

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Mca300.63815022890Nmm

2 绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图：

TFt99127FrFa55

图7-2

图7-3

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图7-4 6）校核轴的静强度

根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩较大的Ⅰ剖面和弯矩较大，轴径较细的Ⅱ剖面进行验算。

根据主教材查得b1=59 MPa Ⅰ剖面的计算应力：caMca3228906.99MPab 安全

1W0.1323Mca2607936.2MPab1 安全 3W0.146Ⅱ剖面的计算应力：ca7）校核轴的疲劳强度

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a．判断危险剖面

分别选择Ⅱ，Ⅲ剖面进行验算：Ⅲ剖面所受扭矩大，轴肩圆角处有 应力集中。Ⅱ剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角 三个应力集中源。

268MPa，1155MPa。 45钢调质的机械性能参数：B637MPa，1 b．Ⅲ剖面疲劳强度安全系数校核

因轴单向转动，扭剪应力按脉动循环处理。

maxT381505.8MPa 3WT0.232min0 ma1.96MPa 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。

Dd38326 r1r10.03125 d32根据：

查得：K2.23，K1.62，0.88，0.81，0.92，并取0.21

SS=

1K=

1551.621.960.211.960.920.8133.2

m取[S]=1.4～1.8 S>[S], 满足要求

八、滚动轴承的选择和寿命验算

由于转速高、有较小轴向力，故选用深沟球轴承 由《机械设计课程设计》查得6208轴承：

Cr(动)=22.8KN Cro(静)=15.8KN

由前面计算得知： RaH420N RbH970.7N

RaV190.56N RbV326N

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合成支反力：

2222R1=RaHRaV=420190.56461N

2222R2=RbHRbV=970.73261024N

A1= Fa=228.475N, A2=0 A1/Cro(静)=228.475/15.8=0.015

查表得e=0.21

A1/R1=228.475/461=0.496〉e

X1=0.56，Y1=2.10

A2=0 A2/R2=0＜e X2=1，Y2=0

轴承承受轻度载荷冲击,所以取fd=1.2

P1=fd× (X1R1+A1Y1)

=1.2×(0.56×461+2.1×228.475)=885.549N

P2=fd× (X2R2+A2Y2)

=1.2×1024=1228.8N ∵P1∴按P2计算轴承的寿命

106ftc10622800L10h=73934.508h10.27年

60nP6014401228.8预期寿命: 10.27年＞4.5年 ，寿命足够 在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求。

3九、键联接的选择和验算

联轴器装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。联轴器与轴的配合直径为32mm，轴孔长为82mm,传递转矩T=38150Nmm 。

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1. 选择键联接的类型和尺寸。

由于精度为8级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。 键的材料：45钢。

键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轴孔长度确定，查表得：

高速轴与联轴器连接的键：

轴径=32mm，由表24-30查得键剖面宽b=10mm高 h=8mm。 选键长L=70mm

中间轴上大齿轮联接的键： 轴径为42mm，键 14×36 中间轴上与小齿轮联接的键 轴径为42mm,键1445 低速轴上与大齿轮联接的键： 轴径为52mm，选键16×45 低速轴上与链轮联接的键

轴径为40mm，选键1256 2.键联接的强度计算

普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于 联轴器材料是钢，许用挤压应力由表2-10查得： p=100MPa。 键的工作长度：

精品

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l=L-b=70-10=60mm.

由式2-35得：

P=

4T1438150p100MPa安全。 =9.9MPa dhl32860十、联轴器的选择计算

在减速器高速轴与电动机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性套柱销联轴器。 减速器中高速轴转距：38.15Nm，

根据：电动机轴直径d=38mm，选择联轴器：TL6型号 GB4323—2002 由指导书表4.7-1：[T]= 250Nm，[n]=3300 r/min 由表查得：KA= 1.5

Tca=KA T= 1.4×38.15=53.41Nm <[T]=250 Nm n = 1440r/min <[n]

十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的 计算

1）齿轮润滑油的选择 润滑油牌号

齿轮的接触应力为314.29MPa，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。 润滑油的牌号按齿轮的圆周速度vm选择 参照5-12选择： vm5m/s 选用320mm2/s 根据4.8-1：代号320 2）齿轮箱的油量计算

油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样

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确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出

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5~6mm即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于30~50mm，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递1kw的功率，需油量：

V00.35~0.7dm3

箱座高度H≥

da2+(30～50)++(3～5)㎜=197.653/2+30+10+5=143.8mm 2圆整H=145mm

高速轴轴心距下箱内壁：170-10=135mm 油深：h=46mm

减速器装油量Vlbh491142463.2dm3 低速轴大齿轮浸油深度：18.4mm 没超过大齿轮顶圆的1/3故油深合理 油量 Vo=(0.35～0.7)×2×p=3dm3

v=3.2 dm3 v0=3 dm3 v>v0 油量合理 3）滚动轴承的润滑

确定轴承的润滑方式与密封方式 减速器中高速级齿轮圆周速度:

Vdm1n16010001.95m/s

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由于V2m/s所以深沟球轴承采用滑 4）滚动轴承的密封

高速轴密封处的圆周速度V

Vdn6010003814406010002.86m/s

所以采用毡圈密封。

5）验算齿轮是否与轴发生干涉现象：

1、2轴之间距离：125mm，

2轴上小齿轮齿顶圆半径41.8245mm。碰不到1轴。 2、3轴间距离：145mm，

2轴上大齿轮的齿顶圆半径：107.1675mm。 2轴大齿轮与3轴之间的距离：46mm。 即使3轴直径为70mm,也碰不到3轴。 因此，齿轮传动设计合理。

十二、设计体会：

时间过得真快，转眼间，课程设计已经结束了，在过去的这段时间里，真的感觉经历了很多，领悟了很多，也学到了很多，课设是辛苦的，但却又是愉快而有意义的。

在这段时间的课程设计过程中，我学到了很多东西，还明白了很多道理， 在此期间，我对CAXA电子图板的应用，及绘图技巧有了更深入的认识和很大的提高，为以后的学习，乃至以后工作奠定了很好的基础。与此同时，我对绘图过程中应注意的问题也有了跟多的了解，对一些国家标准也更明确了。更重要的是，这次课设让我明白了很多道理，让我明白了，做任何事都要认

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真，要持之以恒，要有责任心，要左眼，靠自己，更要虚心的向他人请教。

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当然在课设的过程中我也遇到过一些问题，例如画图过程中的一些细节问题，线条的选择，剪切，标注等。不过经过老师的知道同学的帮助，这也问题都迎刃而解了！

课程设计真的让我学到了很多，真的非常有意义，今后，我一定把在课设过程中学到的，领悟到的，应用到学习上，生活中，勤思好闻，认真细致的完成任务！做一个学习刻苦吗，工作认真，文明礼貌的大学生！十三、参考文献：

1、《机械设计》：主编 孙志礼 冷兴聚 魏延刚 曾海泉；

2、《机械设计课程设计》：主编 巩云鹏 田万禄 张祖立 黄秋波； 3、《机械设计习题解题分析》：主编 喻子建 张磊 邵伟平。 如有侵权请联系告知删除，感谢你们的配合！

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