机械设计基础课程设计带式运输机传动装置的设计.doc

《机械设计基础》课程设计
说 明 书

题 目 名 称：
带式运输机传动装置的设计

课程设计任务书
2009 —2010 学年第 1 学期
机械工程学院 学院（系、部） 工业设计 专业 工理## 班
课程名称： 机械设计基础
设计题目： 带式运输机传动装置的设计
完成期限：自 2010 年 元 月 11 日至 2010 年 元 月 15 日共 1 周

内
容
及
任
务

一、传动装置简图

二、原始数据
带的圆周力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
800
1.8
280
三、工作条件
三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为±5%。
三、设计任务
1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。
2、A1装配图1张
进度
安排
起止日期
工作内容
2010.1.11～13
编写设计计算说明书
2010.1.14～15
绘制装配图
主要
参考
资料
[1] 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月
[2] 金清肃.机械设计基础课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007年10月
指导教师（签字）： 2009年 月 日
系（教研室）主任（签字）： 2009年 月 日
目 录

一、拟定传动方案 4
二、选择电动机 5
三、传动装置总传动比及其分配 8
四、传动装置的运动及动力参数计算 9
五、V带传动设计 11
六、齿轮传动设计 14
七、轴的设计 17
八、轴承的选择和校核 22
九、键连接的选择和校核 24
十、联轴器的选择 26
十一、箱体的结构设计 27
十二、减速器附件的选择 28
十三、润滑和密封 33
十四、课程设计总结 34
十五、参考文献 35

一、拟定传动方案
结果
传动装置的作用是根据工作的要求，将原动机的动力和运动传递给工作机。因此，传动装置的设计是整个设计工作中的重要一环，它对整部机器的性能、成本以及整体尺寸都有很大影响。合理地拟定传动方案是保证传动装置设计的基础。
传动方案应该首先满足工作机的要求，如所传递的功率和转速。此外，还应满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是，想同时满足上述所有要求往往比较困难。因此，应根据具体的设计任务统筹兼顾，有侧重地保证主要的设计要求。

V带传动
电动机
联轴器
运输带
一级圆柱齿轮减速器
卷筒

图1.1带式运输机传动方案的运动简图
通过已知条件，作出带式运输机传动方案的运动简图如图1.1。

二、选择电动机
结果
1、 电动机类型和结构型式的选择。
按已知的工作要求和条件，因为没有特殊要求，所以选用 Y系列三相异步电动机。（Y系列电动机具有高效、节能、噪声小、运行安全可靠的特点，安装尺寸和功率笔级符合国际标准（IEC），适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床、鼓风机、运输机以及农业机械和食品机械。）电压为380V。
查[2]P94表10-2可得到我们所用信息如下：
V带传动：η带=0.96
8级精度的一般齿轮传动（油润滑）：η齿轮=0.97
齿式联轴器：η联轴器=0.99(一对)
球轴承（稀油润滑）：η轴承=0.99(一对)
卷筒：η卷筒=0.96
2、 选择电动机容量。
电动机所需工作功率:
Pd=
PW=
根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率：ηW=0.96。
所以： PW=
=
=1.5KW
3、 确定电动机的功率。
传动装置的总效率：
η总 =η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η卷筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96
=0.87
Pd=Pw/η总
=
=1.66KW
4、 确定电动机转速。
卷筒轴的工作转速：
n卷筒=
=
=122.8r/min
根据表2.1中推荐的合理传动比范围，取V带传动比i带=2～4，单级圆柱轮传动比范围i齿=3～5，则合理总传动比i的范围为i=6～20，故电动机转速的可选范围为nd=i×n卷筒=（6～20）×122.8=737～2456r/min
符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min和1500r/min。由于750无特殊要求，不常用，故仅将同步转速1500r/min和1000 r/min两种方案进行比较。由表2.2查出有两种适用的电动机型号以有其各种参数列于表2.1中：
方案
电动机型号
额定功率/KW
电流/A
电动机转速/（r/min）
效率/%
功率因数
额定转矩/N.m
噪声/A
重量/kg
同步转速
满载转速
1
Y3-100L1-4
2.2
5.09
1500
1420
81
0.81
14.8
52
33
2
Y3-112M-6
2.2
5.57
1000
945
7

0.76
22.2
53
41
表2.1
综合考虑电动机电流、转速、效率、额定转矩、噪声和重量，比较两种方案可知：方案2因电动机转速低、效率又小、噪声较大、重量较大。方案1比较适合。
5、 确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为：
Y3-100L1-4。其主要性能：额定功率2.2KW，满载转速1420r/min，额定转矩14.8。

表2.2

PW=1.5KW

Pd=1.66KW

初定
n卷筒=122.8r/min

三、传动装置总传动比及其分配
结果
1、 根据电动机满载转速NM级工作转速N，可得传动装置所要求的总传动比为：
i总= ==11.56
2、 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比i1,i2,i3,……,in的乘积，即：
ia=i1·i2·i3·……·in
分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿·i 带
∴i齿= ==3.85

i总=11.56

i带=3
i齿=3.85

四、传动装置的运动及动力参数计算
结果
将传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴……并设：
i0、i1、……------------相邻两轴间的传动比；
η01、η02……-----------相邻两轴间的传动效率；
PⅠ、PⅡ……------------各轴的输入功率（KW）；
TⅠ、TⅡ……------------各轴的输入转矩（N·m）；
nⅠ、nⅡ……------------各轴的转速（r/min）。
1、 计算各轴转速（r/min）；
nⅠ= ==473.33(r/min)
式中：nm----------电动机的满载转速；
i带----------电动机轴至Ⅰ轴的传动比。
同理：nⅡ= ==122.94(r/min)
卷筒：n卷筒=nⅡ=122.94(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）。
PI=Pd×η带=1.66×0.96=1.59KW
PⅡ=PI×η轴承×η齿轮=1.59×0.99×0.97=1.53KW
PⅢ=PⅡ×η轴承×η联轴器=1.53×0.99×0.99=1.50 KW
3、 计算各轴转矩
Td= ==11.84N•m
TI=Td·i带·η带=11.84×3×0.96=34.10 N•m
TⅡ=TI·i齿·η齿轮·η轴承=34.10×3.85×0.97×0.99=126.07 N•m
TⅢ=TⅡ· i联轴器·η联轴器·η轴承·η卷筒=126.07× 1×0.99 ×0.99 =123.56 N•m
将上述结果列入表4.1中，供后面设计计算使用。
轴号
功率P/KW
转矩T/(N·m)
转速n/（r/min）
传动比i
效率η
电动机轴
1.66
14.8
1420
3
0.96
Ⅰ轴
1.59
34.10
473.33
3.85
0.96
Ⅱ轴
1.53
126.07
122.94
1
0.98
工作机轴
1.50
123.56
122.94
表4.1

nⅠ=473.33(r/min)

nⅡ=122.94(r/min)
确定
n卷筒=122.94(r/min)
PI==1.59KW
PⅡ=1.53KW
PⅢ=1.50KW

Td=11.84N•m
TI=34.10 N•m
TⅡ= 126.07N•m
TⅢ=123.56 N•m

五、V带传动设计
结果
1、选择普通V带截型：
查[1]P120表9-7得：KA=1.1 Pd=1.66KW
PC=KAPd=1.1×1.66=1.83KW
据PC=1.83KW和n1=473.33r/min
查[2]P194图18-1得：选用A型V带
2、确定带轮基准直径，并验算带速：
查[1]P116表9-3，取dd1=95mm>dmin=75
dd2≈i带dd1=3×95=285 mm
查[1]P116表9-3，取dd2=280mm
带速V：V=
=
=7.06m/s
带速越高则离心力越大，使带与带之间的正压力减小，传动能力下降，容易打滑。带速太低，则要求的有效拉力越大，使带的根数过多。一般取V=5～25m/s，使传动能力可得到充分的利用。若V过低或过高，可以调整小带轮直径和转速的大小。
所算带速V=7.06m/s在5～25m/s范围内，带速合适。
3、 确定带长和中心距：
因为对中心距无明确要求，可按下式初定中心距a0
0.7 ( dd1+ dd2) ≤a0≤2( dd1+ dd2)
0.7×(95+285) mm≤a0≤2×(95+285)mm
285mm≤a0≤760mm
初定中心距a0=500mm
L=2a0++
=2×500+ +
=1605.8mm
查[2]表18-2选取相近的L d=1600mm
确定中心距a≈a0+
=500+
=497mm
考虑安装、调整和补偿张紧的需要，中心距应有一定的变化范围，即：
amin=a-0.015Ld=473mm
amax=a+0.03Ld=545mm
4、验算小带轮包角：
α1=180°-57.3 °×
=180°-57.3°×
=158.67°>120°（适用）
为保证传动能力，应使小带轮包角α1≧120°；若包角过小，可加大中心距或增设张紧轮。
5、确定带的根数：
查[2]P199表18-7 得：小带轮包角修正系数 Kα=0.95
查[2]P197表18-4 得：单根V带传递的额定功率 P1=1.07KW
查[2]P198表18-5 得：i≠1时单根V带的额定功率增量△P1=0.17KW
查[2]P195表18-2 得：KL=0.99
Z≧
=
=1.60
(至少取2根)
6、 确定单根带的初拉力。
初拉力F0小，则带传动的传动能力小，易打滑；初拉力F0过大，则带的寿命低，对轴及轴承的拉力大。一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带的寿命的单根V带的初拉力应为
查[2]P199表18-8 得V带每米长的质量q=0.10kg/m
F0=500×+qv2
=500×+0.1×7.062
=110.71 kN
7、 计算轴上压力
为了设计轴和轴承，应该计算V带对轴的压力FQ。FQ可以近似按带两边的初拉力F0的合力计算
FQ≈2ZF0sin()
=2×2×110.71×sin()
=435.20N
8、 V带带轮。
带轮常用材料为灰铸铁。当带速小于30m/s时，一般采用铸铁HT150或HT200；转速较高时可用铸铁或钢板冲压焊接结构；小功率时可用铸铝或塑料。

PC=1.83KW

选用A型V带

dd2≈285 mm
取dd2=280mm

V=7.06m/s

285mm≤a0≤760mm

初定a0=500mm

L=1605.8mm
L d=1600mm
确定a≈497mm

α1=158.67°

Z=2

F0=110.71 kN

FQ≈435.20N

六、齿轮传动设计
结果
1、材料选择
带式输送机的工作载何比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。
2、参数选择
①由于采用软齿面闭式传动,故齿数取z1=24
z2=i12z2=3.85×24=92.4 取整z2=92
②根据工况查[1]P147表11-2，取载荷系数K=1.1。
③由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查[1]P151表11-5，取齿宽系数Фd=1.0。
④采用单级减速传动，齿数比u=i12=3.85。
⑤由于两齿轮都是钢制的，查[1]P148表11-3，取弹性影响系数ZE=189.8
3、确定许用应力
小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。许用应力可根据查[1]P14511-1通过线性插值来计算，即
[σH]1=[513+×（545-513）]MPa=532 MPa
[σF]1=[301+×（315-301）]MPa=309 MPa
大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，由查[1]P145表11-1通过线性插值求得许用应力分别为
[σH]2=491 MPa， [σF]2=291 MPa
4、前面已算出： T1=33.39N.m=33390N.mm
5、按齿面接触疲劳计算
取较小的许用应接触应力[σH]2代入 [1]P148（11-7）式中，得小齿轮分度圆直径为
d1≥2.32×
=（2.32×）
=44.2mm
齿轮的模数为
m= ≥=1.84mm
查[1]P54表4-2 取标准模数m=2mm
6、计算齿轮的主要几何尺寸
分度圆直径d1=mz1=(2×24)mm=48mm
d2=mz2=(2×92)mm=184mm
齿顶圆直径da1=(z1+2ha*)m=[(24+2×1)×2]mm=52mm
da2=(z2+2ha*)m=[(92+2×1)×2]mm=188mm
齿根圆直径df1=d1-2hf=(z1-2ha*-2c*)m=(24-2×1-2×0.25)×2=43mm
df2=d2-2hf=(z2-2ha*-2c*)m=(92-2×1-2×0.25)×2=179mm
中心距a==mm=116mm
齿宽b=Фdd1=1×48mm=48mm
故取b2=48mm,b1=b2+(5～10)mm，取b1=55mm
7、按齿根弯曲疲劳强度校核
确定有关关系如下
①齿形系数YFa 查[1]P149表11-4得
YFa1=2.65 YFa2=2.196
②应力修正系数YSa 查[1]P149表11-4得
YSa1=1.58 YSa2=1.782
带入 [1]P149（11-9）式中，得
σF1= =MPa
=66.767MPa≤[σF] 1=309MPa
σF2= =
=62.402MPa≤[σF] 2=291MPa
齿根弯曲强度校核合格。

取z1=24
取z2=92

d1≥44.2mm

m=1.84mm
取标准模数m=2mm

d1=48mm
d2=184mm
da1=52mm
da2=188mm
df1=43mm
df2=179mm
a=116mm
b=48mm
故取b2=48mm
取b1=55mm

σF1=66.767MPa

σF2=62.402MPa

七、轴的设计
结果
（一）、输出轴设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
选轴的材料为45号钢，正火处理。查[1] P224表15-1可知：
强度极限σb=600Mpa,
屈服极限σs=300Mpa,
许用弯曲应力[σ]=55Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
当作用在轴上的弯矩比扭矩小，或轴只受扭矩时，[]值取较大值，即
[]=40，A值取较小值，即A=118。
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≥ ==≈27.35mm
查[2]P121表12-13 并且考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，当
轴上开有键槽时，轴径还应增大5%～7%（一个键槽）或10%～15%（两个键槽）所以取d=30mm
3、确定各段轴的直径
将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图6-2（a）），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm
齿轮和右端轴承从右侧装入，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=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=45mm。齿轮右端用用套筒固定,左端用轴环定位,轴环直径满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,所以d5=55mm，d6=46 mm，根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=40mm.
4、选择轴承型号.
初选深沟球轴承,代号为6008,查[2]P130表13-2可得: 内径为 d=40mm,轴承宽度B=15mm,安装尺寸da=46,故轴环直径d6=46mm.
5、确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=30mm 长度取L1=51mm
Ⅱ段:d2=35mm 考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，
III段：d3=40mm 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10mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,还要加上一个封油盘（取宽为12mm），故III段长：L3=（2+10+15+12）=39mm
Ⅳ段直径d4=45mm L4= 48-2=46mm
Ⅴ段直径d5=55mm L5=5mm
Ⅵ段直径d6=46mm. 长度与右面的套筒相同，即长度L6=5mm
Ⅶ段直径d7=40mm 考虑到还要加一个封油盘，封油盘宽取12mm所以L7=12+15=28mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=107mm
根据以上数据，作出输出轴的结构简图如图6.1所示：
图6.1输出轴
6、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
查[设计说明书]P9 知：TⅡ=126.07N·m=126070N·mm
齿轮作用力：
圆周力：Ft=2TⅡ/d2=2×126070/184=1370N
径向力：Fr=Ft·tan20°=1370×tan20°=499N
7、求作用在轴上的外力和支反力
轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力Ft和径向力Fr，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。
将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。
①垂直面的支反力（见图6-2（b））
RAV=RBV===249.5N
②水平面上的支反力（见图6-2(c)）
RAH=RBH===685N
8、作弯矩图

图6.2轴的强度计算
①作垂直弯矩图（见图6.2（b））
垂直面上截面的D处的弯矩
MDV=－RAV×67=－249.5×67=－16716.5 N·mm
②作水平面弯矩图（见图6.2（c））
水平面上截面D处的弯矩
MDH=RAH×67=685×67=45895 N·mm
③作合成弯矩图（见图6.2（d））
把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为
MD===48844.6 N·mm
④作扭矩图（见图6.2（e））
扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。
TII=126070 N·mm
⑤校核轴的强度
轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数α=0.6。轴的材料为45钢，正火处理，查表15-1得[σ]=55MPa。
σca=
=
=9.9 MPa≤[σ]
所以轴的强度满足要求。
（二）、输入轴设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
选轴的材料为45号钢，正火处理。查[1] P224表15-1可知：
强度极限σb=600Mpa,
屈服极限σs=300Mpa,
许用弯曲应力[σ]=55Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
当作用在轴上的弯矩比扭矩小，或轴只受扭矩时，[]值取较大值，即
[]=40，A值取较小值，即A=118。
单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与V带轮同轴，从结构要求考虑，输入端最小直径为：
d≥
=
=
≈17.67mm
查[2]P121表12-13 并且考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，
当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%～7%（一个键槽）或10%～15%
（两个键槽）所以取d=20mm
3、确定各段轴的直径
将估算轴d=20mm作为外伸端直径d1与V带轮轴相配，取第二段直径为d2=25mm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=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=35mm，但是若取d4=35mm，则跟据前面设计出来的小齿轮的齿根圆直径为df1=45mm这个条件，当分度圆直径与轴径相差不大、齿根圆与键槽底部距离x＜2.5mn(mn 为模数)时，可将齿轮与轴制成一体，所以便将齿轮与轴做成一体的。轴环直径在此只需满足左侧轴承的安装要求,所以d5 =36mm根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与右端轴承相同,取d6=30mm.
4、选择轴承型号.
初选深沟球轴承,代号为6006,查[2]P130表13-2手册可得: 轴承内径d=30mm宽度B=13,安装尺寸da=36,故轴环直径d6=36mm.
5、确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=20mm 长度取L1=51mm
Ⅱ段:d2=25mm 考虑V带轮和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，
III段：d3=30mm 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7mm，再加上一个封油盘（取宽为12mm），故III段长：L3=（7+13+12）=32mm
Ⅳ段： L4= 55mm
Ⅴ段：d5=36mm L5=10mm
Ⅵ段：d6=30mm. 考虑到还需要一个封油盘，取封油盘宽为12mm，所
以 L6=13+12=25mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=109mm
根据以上数据，作出输入轴的结构简图如图6.3所示：
图6.3输入轴

d1=30mm L1=51mm
d2=35mm L2=55mm
d3=40mm L3=39mm
d4=45mmL4=46mm
d5=55mmL5=5mm
d6=46mmL6=5mm
d7=40mmL7=28mm
L=107mm

Ft=1370N
Fr=499N

RAV=RBV=249.5N
RAH= RBH=685N

MDV=－16716.5N·mm
MDH=45895 N·mm

MD=48844.6 N·mm

σca=9.9 MPa≤[σ]

d1=20mm L1=51mm
d2=25mm L2=55mm
d3=30mm L3=32mm
d4与齿轮一体
L4=55mm
d5=36mmL5=10mm
d6=30mmL6=26mm
L=109mm

八、轴承的选择和校核
结果
（一）、从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×8=24000h
由初选的轴承的型号为: 6008,
查[2]表P130表13-2可知:内径d=40mm,外径D=68mm,宽度B=15mm,基本额定动载荷Cr=17.0KN, 基本静载荷Cor=11.8KN, 极限转速11000r/min（油润滑）8500 r/min（脂润滑）
1、 已知nII=122.94(r/min)
II轴轴承上的作用力：
圆周力：Ft=2TⅡ/D=2×126070/68=3708N
径向力：Fr=Ft·tan20°=3708×tan20°=1350N
两轴承径向反力：Fr1=Fr2=Fr=1350N
根据[1]P187表13-7得轴承内部轴向力
FS=0.63Fr 则FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x1350=850.5N
2、 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
Fa1=FS1=850.5N Fa2=FS2=850.5N
3、求系数x、y
= =0.63
==0.63
根据[1]P186表13-5得e=0.68
<e x1=1 <e x2=1
y1=0 y2=0
4、计算当量载荷P1、P2
根据[1]P187表13-6 取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=f P (x1Fr1+y1 Fa1)=1.5×(1×1350+0)=2025N
P2=f P (x2F r1+y2Fa2)= 1.5×(1×1350+0)=2025N
5、轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=2025N
∵深沟球轴承ε=3
设工作温度不高于120℃查[1]P185表13-4知：ft=1
L10h= 419128h
L10h≥24000h
∴预期寿命足够
（二）、主动轴上的轴承:
由初选的轴承的型号为:6006
查[1]表14-19可知:内径d=30mm,外径D=55mm,宽度B=13mm,基本额定动载荷
Cr=13.2KN,基本静载荷Cor=8.30KN,极限转速10000r/min（脂润滑）14000r/min（油润滑）
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×8=24000h
1、已知nI=473.33(r/min)
I轴轴承上的作用力：
圆周力：Ft=2TI/D=2×34100/55=1240N
径向力：Fr=Ft·tan20°=1240×tan20°=451N
两轴承径向反力：Fr1=Fr2=Fr=451N
根据[1]P187表13-7得轴承内部轴向力
FS=0.63Fr 则FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x451=284.13N
2、∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
Fa1=FS1=284.13N Fa2=FS2=284.13N
3、求系数x、y
= =0.63
= =0.63
根据[1]P186表13-5得e=0.68
<e x1=1 <e x2=1
y1=0 y2=0
4、计算当量载荷P1、P2
根据[1]P187表13-6 取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=f P (x1Fr1+y1 Fa1)=1.5×(1×451+0)=676.5N
P2=f P (x2F r1+y2Fa2)= 1.5×(1×451+0)=676.5N
5、轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=676.5N
∵深沟球轴承ε=3
设工作温度不高于120℃查[1]P185表13-4知：ft=1
L10h= 843306h
L10h≥24000h∴预期寿命足够

Ft=3708N
Fr =1350N

x1=1 x2=1
y1=0 y2=0

P=2025N

L10h=419128h

Ft=1240N
Fr=451N

x1=1 x2=1
y1=0 y2=0

P=676.5N

L10h=843306h

九、键连接的选择和校核
结果

图9.1
1、带轮与输入轴
（1）、选用C型（多用于轴端）普通平键
（2）、确定键的尺寸
轴径d1=20mm,L1=50mm
查[2]P119表12-11得：公称尺寸b×h=6×6
TⅠ=34.10N·m=34100N·mm
综合考虑，并参考[2]P119表12-11 可取L=20mm
（3）、强度校核
查[1]P172表12-7得：当轮毂材料为钢，有轻微冲充时，许用挤压
力[σp]=100～200 Mpa
σp==56.83Mpa<[σp]
故此连接能满足挤压强度要求。
键的标记为：6×20 GB1096-1979
2、输入轴与齿轮
由于采用了齿轮与轴一体化的做法，故此不用键连接。
3、输出轴与齿轮
（1）、选用A型普通平键
（2）、确定键的尺寸
轴径d1=45mm,L1=46mm
查[2]P119表12-11得：公称尺寸b×h=14×9
TⅡ=126.07N·m=126070N·mm
综合考虑，并参考[2]P119表12-11 可取L=40mm
（3）、强度校核
查[1]P172表12-7得：当轮毂材料为钢，有轻微冲充时，许用挤压
力[σp]=100～200 Mpa
σp==62.26Mpa<[σp]
故此连接能满足挤压强度要求。
键的标记为：9×40 GB1096-1979
4、输出轴与联轴器
（1）、选用C型（多用于轴端）普通平键
（2）、确定键的尺寸
轴径d1=30mm,L1=50mm
查[2]P119表12-11得：公称尺寸b×h=8×7
TⅡ=126.07N·m=126070N·mm
综合考虑，并参考[2]P119表12-11 可取L=25mm
（3）、强度校核
查[1]P172表12-7得：当轮毂材料为钢，有轻微冲充时，许用挤压
力[σp]=100～200 Mpa
σp==96.05Mpa<[σp]
故此连接能满足挤压强度要求。
键的标记为：7×25 GB1096-1979

十、联轴器的选择
结果
综合扭矩、转速、轴孔直径等因素，可采用弹性柱销联轴器，
查[2]P142表14-3可初选联轴器的型号为LT6联轴器：[T]=250 N·m [n]=3800 (r/min)
轴孔直径d=30mm 轴孔长度L1=60mm(J1型)
前面已计算出TⅡ=126.07N·m nⅡ=122.94(r/min)
查[1]P217表12-1 选K=1.5
Tca=KTⅡ=1.5×126.07=189.105 N·m
由于Tca≤[T] nⅡ≤[n]
故此联轴器的选择符合要求。

十一、箱体的结构设计
结果
1、箱体是减速器结构和受力最复杂的零件，其各部分的尺寸均根据内部的零件的尺寸以及经验计算。尺寸列入下表11.1，单位mm。

符 号
名 称
尺 寸
备 注
σ
箱底壁厚
8
σ=0.025a+1=0.025×116+1=3.9 取σ=8（不小于8）
σ1
箱盖壁厚
8
σ1=0.02a+1=0.02×116+1= 3.32
取σ1=8（不小于8）
b
箱座
12
 b=1.5σ=12
b1
箱盖凸缘厚
12
 b1 =1.5σ1=12
b2