带式运输机传动装置的优秀课程设计.doc

机械设计课程设计说明书

设计题目 带式运输机传动装置设计

机械工程学院 院（系）

农业机械化及自动化 专业

年级

设计者

指导老师

年 月 日

宁 夏 大 学

目录
1传动方案分析论证 4
1.1传动装置组成 4
1.2传动装置特点 4
1.3 确定传动方案 4
1.4 传动方案分析 4
2.电动机选择 4
2.1选择电动机类型 4
2.2选择电动机功率 4
2.3确定电动机转速 5
3.传动比计算及分配 5
3.1总传动比 5
3.2分配传动比 5
4.传动装置运动及动力参数计算 6
4.1各轴转速 6
4.2各轴功率 6
4.3各轴转矩 6
5.减速器外传动件设计 7
5.1选择V带型号 7
5.2确定带轮基准直径 7
5.3验算带速度 7
5.4确定中心距和V带长度 7
5.5验算小带轮包角 8
5.6确定V带根数 8
5.7计算初拉力 8
5.8计算作用在轴上压力 8
5.9带轮结构设计 8
6.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算 9
6.1 选择材料、热处理方法和公差等级 9
6.2 初步计算传动关键尺寸 9
6.3 确定传动尺寸 10
6.4 校核齿根弯曲疲惫强度 12
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 13
7.低速级直齿圆柱齿轮设计计算 14
7.1选择齿轮材料 14
7.2确定齿轮许用应力 14
7.3计算小齿轮分度圆直径 15
7.4验算接触应力 15
7.5验算弯曲应力 16
7.6计算齿轮传动其它尺寸 16
7.7齿轮作用力计算 17
8中间轴设计计算 17
8.1已知条件 17
8.2选择轴材料 18
8.3初算轴径 18
8.4结构设计 18
8.5键连接 20
8.6轴受力分析 20
8.7校核轴强度 22
8.8校核键连接强度 22
8.9校核轴承寿命 22
9.高速轴设计和计算 23
9.1已知条件 23
9.2选择轴材料 23
9.3初算最小轴径 23
9.4结构设计 24
9.5键连接 26
9.6轴受力分析 26
9.7校核轴强度 28
9.8校核键连接强度 29
9.9校核轴承寿命 29
10.低速轴设计和计算 30
10.1已知条件 30
10.2选择轴材料 30
10.3初算轴径 30
10.4结构设计 30
10.5键连接 32
10.6轴受力分析 32
10.7校核轴强度 34
10.8校核键连接强度 34
10.9校核轴承寿命 35
11 润滑油和减速器附件设计选择 35
11.1润滑油选择 35
11.2油面指示装置 35
11.3视孔盖 36
11.4通气器 36
11.5放油孔及螺塞 36
11.6起吊装置 36
11.7起盖螺钉 36
11.8定位销 36
12箱体结构设计 37
13设计小结 38
14参考文件 38
附：装配图和零件图

设计任务
带式运输机传动装置设计。
已知条件：
1．运输带工作拉力F = 2 kN；
2．运输带工作速度v = 1.1 m/s；
3．滚筒直径D = 300 mm；
4．滚筒效率ηj=0.96（包含滚筒和轴承效率损失）；
5．工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
6．使用折旧期：8年；
7．工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；
8．动力起源：电力，三相交流，电压380/220V；
9．检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，六个月一次小修；
10．制造条件和生产批量：通常机械厂制造，小批量生产。

图1
动力及传动装置

D
v
F

设计计算及说明
结果
1.传动方案分析论证
机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置是将原动机运动和动力传输给工作机中间装置。它通常含有减速（或增速）、改变运动形式或运动方向和将动力和运动进行传输和分配作用。
1.1传动装置组成：
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
1.2传动装置特点：
齿轮相对于轴承位置不对称，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。
1.3 确定传动方案：
合理传动方案首先应满足工作机性能要求，还要和工作条件相适应。同时，还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好。若要同时满足上述各方面要求是比较困难。所以，要分清主次，首先满足关键要求，同时要分析比较多个传动方案，选择其中既能确保关键，又能兼顾其它要求合理传动方案作为最终确定传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器，设计图以下：

图一：传动系统总体方案设计图
1.4 传动方案分析：
结构简单，采取Ｖ带传动和齿轮传动组合，即可满足传动比要求，同时因为带传动含有良好缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，成本低，使用维护方便。
2.电动机选择
2.1选择电动机类型
依据用途选择Y（IP44）系列通常见途全封闭式自冷式三相异步电动机
2.2选择电动机功率
由已知条件可知，传送带所需拉力F=2KN，传输带工作速度 v=1.1 m/s，故
输送带所需功率为 ==2.2KW
由【2】表1-7查得滚筒效率 =0.96，轴承效率 =0.99，联轴器效率 =0.99，带传动效率 =0.96，齿轮传输效率 =0.97。
电动机至工作机之间传动装置总效率为
=0.8246
电动机总传输效率为 =2.66kw
查[2]表12-1，选择电动机额定功率为 =3KW
2.3确定电动机转速
由已知，滚筒直径为 D=300mm，工作速度为 v=1.1 m/s，所以
输送带带轮工作转速为 ==70
V带传动比 =2~4，二级减速器常见传动比为 =8~40
总传动比范围 =*=16~160
电动机转速范围为 =*=1120~11200
查[2]表12-1，符合这一转速范围电动机同时转速有 1500，3000三种，初选 1500，满载转速=1420型号Y100L2-4电动机。
3.传动比计算及分配
3.1总传动比
===20.28
3.2分配传动比
依据带传动比范围，取V带传动比为 =2.46，则
减速器传动比为 i==8.23
高速级传动比为 ==3.27~3.39。取=3.3
低速级传动比为 ===2.49
4.传动装置运动及动力参数计算
4.1各轴转速
Ⅰ轴（高速轴）
Ⅱ轴（中间轴）
Ⅲ轴（低速轴）
Ⅳ轴（滚筒轴）
4.2各轴功率
Ⅰ轴（高速轴）=*=0.96*2.66kw =2.55kw
Ⅱ轴（中间轴）=**=0.99*0.97*2.55kw=2.45kw
Ⅲ轴（低速轴）=**=0.45*0.99*0.97kw=2.35kw
Ⅳ轴（滚筒轴）==**=0.99*0.99*2.35kw=2.31kw
4.3各轴转矩
电动机轴 =9550*=9550*=17.89
Ⅰ轴（高速轴）=9550*=9550*=42.19
Ⅱ轴（中间轴）=9550*=9550*=133.77
Ⅲ轴（低速轴）=9550*=9550*=319.51
Ⅳ轴（滚筒轴）=9550*=9550*=314.07
表一 传动装置各轴关键参数计算结果
轴号
输入功率P/kW
转速n/(r/min)
转矩T/N •m
传动比i
电动机轴
2.66
1420
17.89

=2.46
=3.3
=2.49
Ⅰ轴（高速轴）
2.55
577.23
42.19
Ⅱ轴（中间轴）
2.45
174.91
133.77
Ⅲ轴（低速轴）
2.35
70.24
319.51
Ⅳ轴（滚筒轴）
2.31
70.24
314.07

5.减速器外传动件设计
5.1选择V带型号
考虑到在和变动较小，查【1】表7-5得工作情况系数 =1.1，则
=*=1.1*2.66kw=2.93kw
依据=1420r/min，=2.93kw，由【1】图7-17选择A型一般V带。
5.2确定带轮基准直径
由【1】图7-17可知，A型一般V带推荐小带轮直径=80~100，选小带轮=100mm，则大带轮直径为
=*=2.46*100mm=246mm，由【1】表7-7，取=250mm。
5.3验算带速度
===7.45m/s<25m/s
5.4确定中心距和V带长度
依据0.7（+）mm=245mm<<2(+)mm=700mm
为了使结构紧凑，取偏低值=350mm
V带基准长度为，
L=2a+（+）+
=2×350+（100+250）+=1265.85mm
由[1]表7-3选V带基准长度=1250mm,则实际中心距为
a=+=（350+）mm=342.08mm
5.5验算小带轮包角
-× = -
= >
5.6确定V带根数
查【1】表7-9 =0.95,由表7-3得，=1.11，由表7-10得，=0.17，由表7-8，得=0.63
z= = =3.47
取整z=4
5.7计算初拉力
由【1】表7-11查得V带单位长度质量m=0.1kg/m,则单根V带张紧力
=
=500×（）+0.1×=103.97N
5.8计算作用在轴上压力
Q=2zsin =2×4×103.7×sin =813.3N
5.9带轮结构设计
小带轮采取实心质，由【1】表7-4，e=150.3，=9，取f=10.在【2】表12-5查得=28mm
轮毂宽：=（1.5~2.0）=42~56mm，初选 =50mm
轮缘宽：=(z-1)*e+2f=65mm
大带轮采取孔板式结构，轮缘宽可和小带轮相同，轮毂宽可和轴结构设计同时进行。
6.高速级斜齿圆柱齿轮设计计算
6.1 选择材料、热处理方法和公差等级
考虑到带式运输机为通常机械，故大、小齿轮均选择45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由【3】表8-17齿面平均=236, =190HBW，HBW-=46HBW，在30~50HBW之间。选择8级精度
6.2 初步计算传动关键尺寸
因为平均硬度小于350HBW，则齿轮为软面闭式传动，故按齿轮接触强度进行设计（外啮合）。

(1) 小齿轮传输转矩为 =42190N*mm
(2) 初选 =1.2，由【3】表8-18得 =1.1
(3) 由【3】表8-19得弹性系数 =189.8
(4) 初选 β=12º，由【3】图9-2查得 查得节点系数 =1.72。
(5) 齿轮传动比为 u=3.3，初选 =23，则=u*=3.3*23=75.9，取整数76,则端面重合度为=[1.88-3.2*()]cosβ=1.66 轴向重合度为 =0.318***=1.71
(6) 由[3]图8-3查得 重合度系数 =0.775
(7) 由[3]图11-2查得 螺旋角系数=0.99
(8) 许用接触应力可用下式计算
=
计算=2HBW+69=2*236+69=541MPa
=2HBW+69=2*190+69=449 MPa
大小齿轮应力循环次数为
=60* *a =60*577023*2*8*365*8=1.618*h
= ==4.903*h
由【3】图 8-5 查得 寿命系数 =1.0，=1.05
取安全系数 =1.0
则小齿轮许用接触应力为 ==541 MPa
大齿轮许用接触应力为 ==471.45 MPa
故=472 MPa
初算小齿轮分度圆得

=
=41.03mm
6.3 确定传动尺寸
计算载荷系数 查得使用系数 =1.0
v= = =1.24m/s
由[3]图 8-6 查得 齿间载荷分配系数 =1.05
由[3]图 8-7 查得 齿向载荷分配系数 =1.21
由[3]表 8-22 查得 齿间载荷分配系数 =1.2
载荷系数 k=***=1.*1.05*1.21*1.2=1.52
对进行修正，因和k有较大差异，故需对由计算出进行修正
=*=41.03*=44.39mm
确定模数 ==1.89 取整 =2
中心距 ===101.21mm 圆整 =100mm
螺旋角为 β=arcos=8.1º
因β值和初选值相差较大，故对和β相关参数进行修正，由【3】图9-2查得，=2.48
端面重合度系数 =[1.88-3.2,()]cosβ=1.68
轴向重合度为 =0.318=1.37 º
由【3】图8-3查得 重合度系数 =0.774
由【3】图11-2查得 螺旋角系数=0.992

=
=44.66mm
正确计算圆周速度为
v== =1.35m/s
由图8-6 查得 动载荷系数 =1.09
k=***=1.0*1.08*1.21*1.2=1.58
=*=*=45.24mm
==1.95,取标准值 =2
==mm=46.46mm
==mm=116.68mm
b=*=1.1*46.46=50.11mm，取整 =50mm
=+（5~10）mm 取=60mm
6.4 校核齿根弯曲疲惫强度
齿根疲惫强度条件

其中 k=1.52，=42190N•mm，=2，=46.46mm，b= 50mm
齿形系数 和应力修正系数，当量齿数为
===23.70
===78.32
由[3]图 8-8 查得 =2.68，=2.25
由[3]图8-9查得 =1.57，=1.76
由[3]图 8-10 查得 重合度系数 =0.72
由[3]图11-3查得 螺旋角系数 =0.93
许用弯曲应力
由[3]表 8-11 查得 弯曲疲惫极限应力为
=1.8HBS=425MPa
=1.8HBS=342 MPa
由[3]图 8-11查得 寿命系数 = =1
由[3]表 8-20 查得 安全系数 =1.6
=265.6MPa
=213.8MPa

=
=83.03 MPa
<,则
=
=
=78.14 MPa
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸
端面模数 = = =2.0
齿顶高 = =1*2=2
齿根高 =（ ）=（1+0.25）*2=2.5mm
全齿高 h=+=2+2.5=4.5mm
顶隙 c==0.285*2=0.5
齿顶圆直径=

齿根圆直径
7.低速级直齿圆柱齿轮设计计算
7.1选择齿轮材料
同前小齿轮调质 ，236HBW 大齿轮正火 ，190HBW
7.2确定齿轮许用应力
①许用接触应力：
由[1]表8-39 知
=
由[1]表8-10查得
故应按接触极限应力较低计算，只需求出大齿轮
对于正火齿轮 =1.0
因为载荷稳定，故按[1]表8-41，求轮齿应力循环次数
=60=60×174.91×2×8×365×8=4.9×
循环基数由[1]图8-41查适当HBS为300时，因 =1
=
②许用弯曲应力
由[1]式8-46 知
由[1]表8-11知
取 单向传动取 同,所以
得
7.3依据接触强度，求小齿轮分度圆直径
由[1]式8-38
初步计算 （表8-9）

取mm mm
取=95mm
选定 =43×2.49=107.7 取107
取m=2

7.4验算接触应力
由[1]8-37知
取=1.76 =1 =271
齿轮圆周速度
由图8-39查得=1.15（8级精度齿轮）
=1.76×271×1× =421.892＜[] 接触强度足够
7.5验算弯曲应力
由[1]表8-43知 =
由[1]图8-44查得 =43 =3.76 =107 =3.75
=N/=65.21MP
=MP=72MP
故应验算小齿轮弯曲应力
==3.76×=4647MP
＜弯曲强度足够
7.6计算齿轮传动其它尺寸
齿顶高 =m=1×2=2mm
齿根高 ==（1+0.25）2=2.5mm
全齿高 h=+=2+2.5mm=4.5mm
顶隙 =m=0.25×2=0.5mm
齿顶圆直径 =+2=86.644+4mm=90.644mm
=+=215.21+4mm=219.21mm
齿根圆直径=－2=86.644-2×2.5=81.644mm
=－=215.211－2×2.5=201.211mm
7.7齿轮作用力计算
⑴高速级齿轮传动作用力
已知高速轴传输转矩=42190×1mm 转速=577.23r/min
螺旋角 =8.6 小齿轮左旋，大齿轮右旋，
小齿轮分度圆直径 =46.46mm
①齿轮1作用力
圆周力 ==N=1816.2N
径向力为 =1816.2×N=667.7N
轴向力 =1816.2×=258.5N
②齿轮2作用力
从动齿轮2各个力和主动齿轮1上对应力大小相等，作用力方向相反。
⑵低速级齿轮传动作用力
已知条件低速轴传输转矩=133770N·mm转速=174.91r/min小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为=86.64
①齿轮3作用力
圆周力 =308.80N
径向力
②齿轮4作用力
从动齿轮4各个力和主动齿轮3上对应力大小相等，作用力方向相反。
8中间轴设计计算
8.1已知条件
中间轴传输功率=2.45kW，转速，齿轮2分度圆直径=153.53mm，齿轮宽度=50mm，=95mm
8.2选择轴材料
因传输功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选常见材料45钢，调质处理
8.3初算轴径
[3]查表9-8得C=106~135，考虑轴端不承受转矩，只承受少许弯矩，故取小值C=110，则
8.4结构设计

轴结构构想图
⑴轴承部件结构设计
轴不长，故轴承采取两端固定方法。然后，按轴上零件安装次序，从处开始设计
⑵轴承选择和轴段①及轴段⑤设计
该段轴段上安装轴承，其设计应和轴承选择同时进行，选择深沟球轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内经系列。暂取轴承为6208，经过验算，轴承6208寿命符合减速器预期寿命要求。由[3]表11-9得轴承内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm，对轴力作用点和外圈大端面距离=9mm，故=40mm
通常一根轴上两个轴承取相同型号，则=40mm
⑶轴段②和轴段④设计
轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮安装，和应分别略大于和，可初定==42mm
齿轮2轮毂宽度范围为（1.2~1.5）=50.4~63mm，取其轮毂宽度和齿轮宽度=50mm相等，左端采取轴肩定位，右端次用套筒固定。因为齿轮3直径比较小，采取实心式，取其轮毂宽度和齿轮宽度=95mm相等，其右端采取轴肩定位，左端采取套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④长度应比对应齿轮轮毂略短，故取=92mm，=48mm
⑷轴段③
该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）=2.94~4.2mm，取其高度为h=4mm，故=50mm
齿轮3左端面和箱体内壁距离和高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为=10mm，齿轮2和齿轮3距离初定为=10mm，则箱体内壁之间距离为
齿轮2右端面和箱体内壁距离
=+（-）/2=[10+（60-50）/2]=15mm，则轴段③长度为
⑸轴段①及轴段⑤长度
该减速器齿轮圆周速度2m/s，故轴承采取脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮固定均由挡油环完成，则轴段①长度为

轴段⑤长度为

⑹轴上力作用点间距
轴承反力作用点距轴承外圈大端面距离=9mm，则由[3]图11-6可得轴支点及受力点间距离为

8.5键连接
齿轮和轴间采取A型一般平键连接，查[3]表8-31得键型号分别为键12×90GB/T 1096—1990和键12×45GB/T 1096—1990
8.6轴受力分析

(1) 画轴受力简图 轴受力简图图所表示
(2) 计算轴承支承反力
在水平面上为

式中负号表示和图中所画力方向相反
在垂直平面上为

轴承1总支承反力为

轴承2总支承反力为

（3）画弯矩图 弯矩图图11-10c、d、e所表示
在水平面上，a-a剖面右侧

b-b剖面为

在垂直平面上为

合成弯矩，a-a剖面左侧

b-b剖面左侧为

b-b剖面右侧为

（4）画转矩图，
8.7校核轴强度
a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面为危险截面
求当量弯矩：通常认为低速轴传输转矩是按脉动循环改变。现选择轴材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出和其对应，取=0.58

依据a-a剖面当量弯矩求直径

在结构设计中该处直径，故强度足够。
8.8校核键连接强度
齿轮2处键连接挤压应力为

取键、轴及齿轮材料全部为钢，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
齿轮3处键长于齿轮2处键，故其强度也足够
8.9校核轴承寿命
计算轴承轴向力 由[3]表11-9 查深沟球轴承6208轴承得 =29500N，=18000N，=521.00N，=890.2 N。=1123.74N，=0N因为径向力方向相反，则选最大径向力计算寿命。

利用插值法，计算径向动载荷系数X=0.56，轴向动载荷系数Y=1.22.则当量动载荷

由[1]公式
=
<,故轴承寿命足够
9.高速轴设计和计算
9.1已知条件
高速轴传输功率=2.55kw，转速=577.23r/min，小齿轮分度圆直径=32.33mm,齿轮宽度=60mm
9.2选择轴材料
因传输功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由[3]表8-26选择常见材料45钢，调制处理
9.3初算最小轴径
查[3]表9-8得C=106~135，考虑轴端既承受转矩，又承受弯矩，故取中间值C=120，则
=C=120*=19.68mm
轴和带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径为
>19.68mm+19.68*(0.03~0.05) mm=20.27~20.66
取=21mm
9.4结构设计

轴结构构想图所表示
（1）轴承部件结构设计
为方便轴承部件装拆，减速器机体采取剖分式结构，该减速器发烧小、轴不长，故轴承采取两端固定方法。按轴上零件安装次序，从轴最细处开始设计
（2）轴段①
轴段①上安装带轮，此段轴设计应和带轮轮毂轴空设计同时进行。依据第三步初算结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承寿命可能满足不了减速器预期寿命要求，初定轴段①轴径=25mm,带轮轮毂宽度为（1.5~2.0）=（1.5~2.0）*25mm=33mm~42mm,结合带轮结构=37.5~50mm，取带轮轮毂宽度=42mm,轴段①长度略小于毂孔宽度，取=40mm
（3）密封圈和轴段②
在确定轴段②轴径时，应考虑带轮轴向固定及密封圈尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=(0.07~0.1) =(0.07~0.1)*25mm=1.75~2.5mm。轴段②轴径=+2*（2.1~3）mm=29.2~31mm,其最终由密封圈确定。该处轴圆周素小于3m/s,可选择毡圈油封，查[3]表8-27选毡圈35 JB/ZQ4606——1997，则=30mm
（4）轴承和轴段③及轴段⑦
考虑齿轮有轴向力存在，选择角接触球轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7207，由表11-9得轴承内径d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm，内圈定位轴肩直径=42mm,外圈定位内径=65mm,在轴上力作用点和外圈大端面距离=15.7mm,故取轴段③直径=35mm。轴承采取脂润滑，需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为赔偿箱体铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁端面距箱体内壁距离取△，档油环档油凸缘内侧面凸出箱体内壁1~2mm,档油环轴孔宽度初定为=15mm,则=B+=17+15=32mm
通常一根轴上两个轴承应取相同型号，则=35mm, =B+=17+15=32mm
(5)齿轮轴段⑤
该段上安装齿轮，为便于齿轮安装，应略大于，可初定=42mm，则由表8-31知该处键截面尺寸为b*h=12*8mm,轮毂键槽深度为=3.3mm,因为和较为靠近，故该轴设计成齿轮轴，则有=，==60mm
(6)轴段④和轴段⑥设计
该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩直径，则=48mm,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段⑥长度=（12+10-15）mm=7mm。轴段④长度为=(180+12-10-60-15)mm=107mm
(7)轴段②长度
该轴段长度除和轴上零件相关外，还和轴承座宽度及轴承端盖等零件相关。轴承座宽度为，由[3]表4-1可知，下箱座壁厚=0.025+3mm=(0.025*150+3)mm=6.75<8mm,取=8mm, =(100+150)=250mm<400mm,取轴承旁连接螺栓为M16，则=24mm, =20mm，箱体轴承座宽度L=【8+20+16+（5~8）】mm=49~52mm,取L=50；可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为=M20，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=0.4*20mm=8mm,由[3]表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为=10mm;取端盖和轴承座间调整垫片厚度为=2mm；端盖连接螺钉查[3]表8-29采取螺钉GB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮条件下，能够装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采取腹板式，螺钉拆装空间足够。
则
（8）轴上力作用点间距
轴承反力作用点距轴承外圈大端面距离=17mm，则由[3]图11-9可得轴支点及受力点间距离为

9.5键连接
带轮和轴段①间采取A型一般平键连接，查[3]表8-31得其型号为键8*36B/T 1096——1990
9.6轴受力分析

(3) 画轴受力简图 轴受力简图图所表示
(4) 计算轴承支承反力
在水平面上为

N=-794.4N
式中负号表示和图中所画力方向相反
在垂直平面上为

轴承1总支承反力为

轴承2总支承反力为

（3）画弯矩图 弯矩图图所表示
在水平面上，a-a剖面右侧
N*mm
a-a剖面左侧
=-66173.52N*mm-258.5*N*mm
=-69404.77 N*mm
b-b剖面为

在垂直平面上为

合成弯矩，a-a剖面左侧

a-a剖面右侧为

b-b剖面为

（4）画转矩图 转矩图图所表示，
9.7校核轴强度
b-b剖面弯矩大，且作用有转矩，其轴颈较小，故b-b剖面为危险截面
求当量弯矩：通常认为低速轴传输转矩是按脉动循环改变。现选择轴材料为45钢，并经过调制处理。由[1]表10-1查出其强度极限，并由[1]表10-3中查出和其对应，取=0.58

依据b-b剖面当量弯矩求直径

在结构设计中该处直径，故强度足够。
9.8校核键连接强度
带轮处键连接挤压应力为

取键、轴及带轮材料全部为钢，由表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
9.9校核轴承寿命
（1）计算轴承轴向力 由[3]表11-9查7207C轴承得C=3050N，=0N。由表9-10查得7207C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2内部轴向力分别为
=0.4=0.4×1136.8N=454.72N
=0.4=0.4×1419.8N=567.92N
外部轴向力A=469.2N，各轴向力分别为
=+A=826.42N
==567.92N
(2)计算当量动载荷 由/=826.42/0=0.041,查[3]表11-9得e=0.42，因/=826.42/1316.8=0.73＞e,故X=0.44，Y=1.36，则轴承1当量动载荷为
=X+Y=0.44×1136.8N+1.36×826.472N=1624N
由/=567.92/0=0.028，查[3]表11-9得e=0.40，因/=826.42/1419.8=0.58>e,故X=0.44，Y=1.40，则轴承2当量动载荷为 =X+Y=0.44×1419.8N+1.4×567.92N=1419.8N
(3)校核轴承寿命 因＞,故只需要校核轴承1寿命，P=。
轴承在100℃以下工作，查表8-34得=1,。查表8-35得载荷系数=1.5
轴承1寿命为

=56671.8h
＞，故轴承寿命足够

10.低速轴设计和计算
10.1已知条件
低速轴传输功率=2.35kW，转速，齿轮4分度元圆直径=215.21mm，齿轮宽度=86mm
10.2选择轴材料
因传输功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查[3]表8-26选择常见材料45钢，调质处理。
10.3初算轴径
查[3]表9-8得C=106~135，考虑轴端只承受转矩，故取小值C=110则
轴和联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径＞35.44+35.44×(0.03~0.05)mm=36.50~37.21
10.4结构设计
轴结构构想图所表示

（1） 轴承部件结构设计 该减速器发烧小，故轴承采取两端固定方法。按轴上零件安装次序，从最小轴径处开始设计
（2） 联轴器及轴段① 轴段①上安装联轴器，此段设计应和联轴器选择同时进行
为了赔偿联轴器所连接两轴安装误差、隔离震动，选择弹性柱销联轴器。查[3]表8-37，取=1.5，则计算转距
==1.5×319510N·mm=479265 N·mm
由[3]表8-38查得GB/T 5014-中LX3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·mm，许用转速4750r/min，轴孔范围为30~48mm 。考虑d＞46.98mm，取联轴器毂孔直径为42mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 42×84 GB/T 5014-,对应轴段①直径=42mm，其长度略小于毂孔宽度，取 =82mm
（3） 密封圈和轴段② 在确定轴段②轴径时，应考虑联轴器轴向固定及轴承密封圈尺寸。联轴器用周肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）=（0.07~0.1）×42mm=2.94~4.2mm。轴段②轴径=+2×h=47.88～50.4mm，最终由密封圈确定。该处轴圆周速度小于3m/s,可选择毡圈油封，查[3]表8-27，选毡圈50JB/ZQ4606-1997,则=50mm
（4） 轴承和轴段③及轴段⑥设计 轴段③和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在，选择深沟球轴承。现暂取轴承为6211C,由[3]表11-9得轴承内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm，内圈定位轴肩直径=64mm，外圈定位直径=91mm,对轴力作用点和外圈大端面距离=27.5mm，故=55mm。故==21mm
通常一根轴上两个轴承取相同型号，故=55mm
（5） 齿轮和轴段⑤ 该段上安装齿轮4，为了便于齿轮安装，应略大于，可初定=58mm，齿轮4轮毂宽度范围为（1.2～1.5），=69.6～87mm，小于齿轮宽度=86mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其右端采取轴肩定位，左端采取套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段⑤长度应比轮毂略短，故取=84mm。
（6） 轴段④ 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩高度为h=（0.07～0.01）=4.06～5.8mm，取h=5mm，则=68mm，齿轮左端面距箱体内壁距离为=+(－)/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,则该轴段④长度=－－+=（80－14.5－86+12）mm=91.5mm
（7） 轴段②和轴段⑥长度 轴段②长度除和轴上零件相关外，还和轴承座宽度及轴承端盖等零件相关。轴承端盖连接螺栓GB/T 5781 M8×25,其安装圆周大于联轴器轮毂端面和端盖外端面距离为=10mm。则有
=+++—－=（58+2+10+10－21－12）mm=47mm
则轴段⑥长度=+++2mm=21mm+12mm+14.5mm+ 2mm=49.5mm圆整取=50mm
(8)轴上力作用点间距 轴承反力作用点和轴承外圈大端面距离=27.5mm，则由图11-12可得轴支点及受力点距离为
=++－=49.5mm+84mm－mm－27.5mm=63mm
=++—=36mm+76.5mm+mm—27.5mm=128mm
=++=27.5mm+47mm+42mm=116.5mm
9.5键连接
联轴器和轴段①及齿轮4和轴段⑤间均采取A型一般平键连接，查[3]表8-31得键型号分别为键12×70GB/T 1096—1990和键18×70GB/T 1096—1990
9.6轴受力分析

⑴画轴受力简图
⑵计算支承反力
在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1总支承反力为

轴承2总支承反力为

⑶画弯矩图
在水平面上，a-a剖面弯矩为

在垂直面上，a-a剖面弯矩为

a-a剖面上合成弯矩为

⑷画转矩图

10.7校核轴强度
a-a剖面为危险截面
求当量弯矩：通常可认为高速轴传输转矩是按脉动循环改变。现选择轴材料为45钢，并经过调制处理。由教材表10-1查出其强度极限，并由表10-3中查出和其对应，取=0.58

依据a-a剖面当量弯矩求直径

在结构设计中该处直径，故强度足够。
10.8校核键连接强度
联轴器处键连接挤压应力为

齿轮4处键连接挤压应力为

取键、轴及齿轮材料全部为钢，由[3]表8-33查得=125~150MPa，，强度足够
10.9校核轴承寿命
计算轴承轴向力 由表11-9 查6211轴承得 =43200N
=29200N， =2202.26N。因为只有径向力没有轴向力，则当量动载荷P=2202.26N ，由[1]公式
=1792051h
<,故轴承寿命足够
11 润滑油和减速器附件设计选择
11.1润滑油选择
因为速度在1~2m/s左右，设计油沟，采取飞溅润滑，选择全损耗系统用油，减速器常见L-AN32
11.2油面指示装置
选择油标尺M16
11.3视孔盖
选择视孔盖尺寸为