铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计-课程设计说明书.doc

机 械 设 计 基 础
课 程 设 计
学生姓名：陈翔
学 号：05873738
年 级：大三
院 （系）：材料工程学院
指导教师：
时 间：2016.01.22
上海大学

设计计算及说明
结果
一.《机械设计》课程设计任务书
l.题目：铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计
2.任务：
(1).减速器装配图(1号)…………1张
(2).低速轴工作图(3号)…………1张
(3).大齿轮工作图(3号)…………l张
(4).设计计算说明书 ……………1份
3.时间：2016年1月11日至1月22日
4.设计参数：
(1).传动带鼓轮转速n=150r/min
(2).鼓轮轴输入功率P=3.3kW
(3).使用年限：6年
5.其它条件：
两班制16小时工作、连续单向运转、载荷平稳，有轻微振动、

设计计算及说明
结果
二、传动方案
2.1 传动方案说明
一、选择传动机构类型的基本原则为：
1.传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。
2.载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。
3.传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。
4.在多粉尘、潮湿、易燃易爆场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动。
根据本次课程设计的要求，此设计采用的传动方案为单级圆柱齿轮传动。
二、传动装置的合理布置
传动装置布置的原则：
1.传动能力小的带传动应布置在高速轴。
2.开式齿轮传动应布置在低速轴。
这样具有以下优点：
1.适用于中心距较大的传动。
2.具有良好的挠性，可缓冲吸收振动。
3.过载时出现打滑现象，使传动失效，但可防止其他零件损坏。
4.结构简单成本低。
缺点：外廓尺寸大、无固定传动比、寿命短、传动效率低。
结论：对于此传动装置的要求，低速轴由于其要求以固定的传动比传动，且所需传动效率很高，所以齿轮传动适用。

设计计算及说明
结果
2.2 电动机的选择
2.2.1 电动机的类型和结构型式
类型：根据电源及工作机条件，由教材ⅡP196表20-1选用卧式封闭型Y（IP44）系列的三相交流异步电动机ZBK22007-88
2.2.2选择电动机容量：
（1）工作机所需功率PW=3.3kW
（2）电动机的输出功率Pd Pd=PW/η
电动机至工作机主动轴之间的总效率：
＝0.96×××0.99×0.96＝0.86；
式中，为V带的效率, 为滚动轴承的效率，为圆柱齿轮的效率，为联轴器的效率，为滑动轴承的效率。
所以电动机输出功率：Pd= Pw /η=3.3/0.86=3.84kW
（3）确定电动机额定功率：Ped≥Pd，根据教材ⅡP196选择电动机，电动机额定功率为Ped=4.0kW
2.2.3选择电动机的转速
由教材ⅡP4表2-1：得推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝3~6，则总传动比合理范围为i＝6～24，电动机转速的可选范围为r/min。查课程设计指导书P196表20-1，可选择同步转速1000r/min、1500r/min和3000r/min的三种电机。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0kw，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。
2.2.4选择电动机的型号：查教材ⅡP196表 20-1
型号
额定功率<kW>
同步转速<转/分>
满载转速
<转/分>
质量<kg>
额定转矩
最大转矩
Y112M—4
4.0
1500
1440
43
2.2
2.3

η总=0.86

Pd=3.84kW

Ped=4.0kW

设计计算及说明
结果
2.2.5 电动机外形简图和主要安装尺寸 （教材ⅡP197表20-2）

电动机外形示意图
(1).电动机的主要技术数据表：
电动机
型号
额定功率(kW)
电动机转速(r/min)
质量（kg）
同 步
满 载
Y112M—4
4.0
1500
1440
43

2.3 总传动比的确定和各级传动比的分配
2.3.1 理论总传动比
i总＝nm÷nw＝1440÷150＝9.60
2.3.2各级传动比的分配及其说明
取V带传动比：i带＝2.1

电动机型号Y112M—4

i总＝9.60

i带＝2.1

设计计算及说明
结果
则单级圆柱齿轮减速器传动比
i齿＝i总÷i带＝9.6÷2.1＝4.50
由于i齿轮值一般取3—6
所以i齿轮符合其常规范围。
2.4 计算传动装置的运动和动力参数
2.4.1 各轴的理论转速
电动机轴：n0＝nm＝1440 r/min
高速轴： nⅠ＝n0/i带 ＝1440/2.1＝685.71r/min
低速轴： nⅡ＝nⅠ/i齿轮＝685.71/4.5＝152.38 r/min
2.4.2 各轴的输入功率
电动机轴：P0＝Ped＝4.0 kW
高速轴： PⅠ＝P0×η带＝4.0×0.96＝3.84kW
低速轴： PⅡ＝PⅠ×η齿轮×η滚动轴承＝3.84×0.97×＝3.65 kW
2.4.3 各轴的理论转矩
电动机轴：T0 ＝9550×P0 /n0
＝9550×4.0/1440
＝26.53 N•m
高速轴： TⅠ＝9550×PⅠ/nⅠ
＝9550×3.8/685.71＝52.92 N•mm
低速轴： TⅡ＝9550×PⅡ/nⅡ
＝9550×3.65/152.38
＝228.75 N•m
2.4.4 各轴的运动和动力参数汇总表
轴
P（kW）
n(r/min)
T（N•m）
电动轴O
4.0
1440
26.53
高速轴I
3.84
685.71
52.92
低速轴II
3.65
152.38
228.75

i齿＝4.50

n0＝1440 r/min
=685.71 r/min
nⅡ＝152.38 r/min

P0＝Ped＝4.0 kW
PⅠ＝3.84 kW
PⅡ＝3.65 kW

T0＝26.53 N•m

TⅠ＝52.92 N•m

TⅡ＝228.75 N•m

设计计算及说明
结果
三. 传动设计
3.1 V带传动
3.1.1 V带传动的设计计算
1、确定计算功率Pc
由课本表8-8“工作情况系数KA”查得KA=1.1
故Pc=KA•P=1.1× 4.0=4.4kW
(2)选取普通V带型号
根据Pc=4.4kW，n1=1440 r/min,由教材ⅠP157图8-11，确定选用A型。
d1=75~100mm
(3)小带轮基准直径d1及大带轮基准直径d2
由教材ⅠP155表8-7“V带轮最小基准直径”及其注，取d1=90mm,
d2= (n1 /n2)*d1=(1440/685.71)*90 =199mm
由教材ⅠP157表8-9取d2=200mm
误差Δη=Δd/d2=(200-189)/200×100%=0.5%<5% 故允许。
(4)验算带速V
V=(d1×n1×π)/(60×1000)=(3.14×1440×90 /(60×1000)=6.78m/s,
在5~25m/s范围内，带速合适。
(5)V带内周长度Ld和中心距a
0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)
203mm<a0<580mm
初步选取中心距a0=500mm,

KA=1.1

Pc= 4.4kW

d1=90mm

d2=200mm

V=6.78 m/s

设计计算及说明
结果
L0=2a0+(π/2)* (d1+d2)+[(d2-d1)²/4a0]≈1462 mm（教材 式8-22）
由教材Ⅰ表8-2对A型带选用基准长度Ld=1550mm
再由式8-23计算实际中心距：
a≈a0+(Ld-L0)/2=500+(1550-1462 )/2= 544mm
(6)小带轮包角α，由教材Ⅰ式8-6得
α1 =180°-[(d2-d1) /a] *57.3°
=180°-[(200-90) /544]*57.3°≈168°>120°
∴主动轮包角合适。
(7)V带根数z,
由教材Ⅰ式8-19得 z =Pc/[P0]
= Pc/[( P0+ΔP0)* Kα*KL]
由n1=1440r/min,d1=90mm, i带=2.1
查教材ⅠP151页表8-4用插入法得：P0=1.064kW
由教材ⅠP153表8-5得： ΔP0=0.17kW
查教材ⅠP155表8-6得 Kα=0.97
查教材ⅠP145表8-2得 KL=0.98
则Z=Pc/[(P0+ΔP0) KαKL]=4.4/[(1.064+0.17)*0.97*0.98]=3.76
取Z=4根
式中： P0 —单根V带的基本额定功率；
ΔP0—单根V带额定功率增量；
Kα —包角系数；
KL —长度系数。
(8)作用在带轮轴上的压力FQ
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m 所以：F0=[(500*Pc)/zv]*[(2.5/Kα)-1] +qv²
F0=[(500*4.4)/(4*6.78)]*[(2.5/0.97)-1] +0.1*6.78²=133N
计算轴压力
FQ=2Z*F0*sin(α1/2)
=2*4*133*sin(168°/2)
=1058N
V带传动主要传动参数见下表：
带型
Ld
(mm)
D1
(mm)
D2
(mm)
a
(mm)
Z
(根)
F0
（N）
Fp
（N）
V
(m/s)
KA
A
1550
90
200
544
4
133
1058
6.78
1.1
3.1.2带轮结构设计：
由于带轮低速运转（V＜30m/s），所以采用铸铁材料，常用材料的牌号为HT150或HT200。
1、小带轮：
D=dd=125mm; d=38; 2.5d ~3d=95~114mm; dd≤2.5d ~3d
故小带轮采用实心式。带轮的基本尺寸如下： (mm)
槽型
f
e
b
bd
ha
hf
δ
ψ
A
10
15±0.3
13.2
11
2.75
8.7
6
34°
槽型
B
da
dd
d1
d
l

A
50
104.5
100
72.2
38
50

2、大带轮：
D=355mm>300mm d=38; d1=1.9d=72.2; l=1.5d=1.5*38=57mm
dd-d1=355-72.2=282.8＞100mm
故大带轮采用椭圆轮辐式。带轮的基本尺寸如下： (mm)
槽型
f
e
b
bd
ha
hf
δ
ψ
A
10
15±0.3
13.2
11
2.75
8.7
6
38°
槽型
B
D1
D0
d
d1
d0
l
C
A
50
87
79,6
38
72.2
3.7
60
10
3.2齿轮传动设计计算
3.2.1齿轮的设计计算
1、齿轮传动设计计算
（1）选择齿轮类型、材料、精度等级及齿数
[1]选用斜齿圆柱齿轮传动。
[2]选用软齿面、闭式传动。
由课本表10-1得
小齿轮：45钢，
调质处理HBS=197~286; sHlim1=550~620 MPa sFE1=410~480 MPa
取HBS=230 sHlim1=600MPa sFE1=425 MPa
大齿轮：45钢，
正火处理HBS=156~217; sHlim1=350~400 MPa sFE1=280~340 MPa
取HBS=200 sHlim1=380MPa sFE1=300 MPa
查教材ⅠP207“最小安全系数SH,SF的参考值”得
SH=1.0 SF=1.25
[sH1]=sHlim1/SH=600/1.0=600 MPa
[sH2]=sHlim2/SH=380/1.0=380 MPa
[sF1]=sFE1/SF=425 /1.25=340 MPa
[sF2]=sFE2/SF=287/1.25=240MPa
[3]初选精度等级8级。
[4]初选小齿轮齿数：Z1=24
大齿轮齿数：Z2=i齿轮*Z1=4.5*24=108
取Z2=108
实际传动比为i=108/24=4.50
[5]选取螺旋角β=14º
2、 按齿面接触强度设计
1）由设计计算公式试算小齿轮分度圆直径

公式内的各参数值
（1）试选“载荷系数K” （1.2—1.4）得
K=1.3

（2）计算小齿轮传递的转矩

（3） 由表10-7 选取齿宽系数φd=1
（4） 由表10-5 查得材料的弹性影响系数
（5） 由图10-5得区域系数 ZH=2.5
（6） 计算接触疲劳强度用重合度系数 Zε
αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20/cos14）=20.562

=φd Z1tan/π=1.905

（7）由式（10-23）可得螺旋角系数
（8）小齿轮上的转矩T1：T1=52920N.mm
（9）小齿轮分度圆直径d1：
D1≥[(2KT1/yd)(u+1/u)(ZEZHZβ/[sH1])2]1/3
=[(2×1.3×52920/1.0)(4.5+1/4.5)(189.8×2.5×0.985/380)2]1/3
=47.281mm7
调整分度圆小齿轮直径
⑴计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=pd1n1/(60*1000)=3.14×47.281×1440/(60×1000)=3.56m/s
②齿宽b
b=ydd1=1×47.281=47.281mm
⑵计算实际载荷KH
①由表10-2查得使用系数KA=1
②根据v=3.56m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12
③齿轮的圆周力=2×52920/47.28=2.24×10^3 N.mm
=1×2.24×10^3/47.28=47.736N/mm＜100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数=1.451
④由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.4
则载荷系数为
=1×1.12×1.4×1.145=2.275
⑶由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
=
及相应的齿轮模数
mn=d1cosβ/z1=56.975×0.97/24=2.303mm
3按齿根弯曲疲劳强度设计
由式（10-20）试算齿轮模数，即：

（1）试选KFt=1.3
（2）由式（10-18）可计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y弯曲疲劳强度用重合度系数
βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan14cos20.562）=13.140

v=/(cosβcosβ)=1.739
ZV1=26.37
ZV2=118.68
YFa1=2.62

YFa2=2.11
YSa1 =1.60; YSa1 =1.82

d1=48.74

V=3.67m/s

b=48.74 mm
h =3.105mm

⑷齿形系数和齿根修正系数：
ZV1 =Z1/cos3β=24/cos314°=26.37
ZV2 =Z2/cos3β=108/cos314°=118.68
查教材Ⅰ图10-17“外齿轮的齿形系数YFa”与图10-18“外齿轮的齿根修正系数YSa”得
（3）齿形系数由图10-17查得 YFa1=2.62；YFa2=2.11
（4）应力校正系数由图10-18可查得YSa1 =1.60; YSa1 =1.82

＜ 所以取代入公式
（8）试算模数

（2） 调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度
d 1=Z1/cosβ=1.97×24/cos14=48.74

②齿宽b
b=ydd1=1×48.74=48.74 mm
③齿高h及宽高比b/h
h =（2ha*+c*）mn =(2.0+0.25) *1.38=3.105mm
b /h=15.69
2） 计算实际载荷系数Kf
①根据v=3.76m/s,八级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.11
②由Ft1=2T1/d1=2×52920/48.74=
KAFt1/b=1×/48.74=43.08＜100查表10-3得齿间载荷分配系数Kfβ=1.4
③由表10-4用插值法查得KHβ=1.451 由b /h=15.69 查图10-13得Kfβ=1.45
则载荷系数为 KF==1×1.11×1.4×1.45=2.25
3）由10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
1 mn=
Mn=2

Z1=27
Z2=121
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中近取mn=2mm。同时为了满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.281mm来计算小齿轮的数。即Z1=d1cosβ/mn=56.975×cos14/2=27.3 取Z1=27
则 Z2=uZ1=4.5×27=121.5 取Z2=121
Z1 ，Z2互为质数
4）计算几何中心距
d1=56mm

d2=249mm

b2=58mm
b1=62mm
β=14.76

1)
考虑模数由1.66mm增加到2mm，为此将中心距减小圆整为153mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos(mn(Z1+Z2)/2a)=14.76
⑿齿轮分度圆直径 d1= mn*Z1/cosβ=55.67mm 取d1=56mm
d2= mn*Z2/cosβ=249.48mm 取d2=249mm
⒀齿宽b： b=yd*d1=1*56=56mm
取b2=58mm,b1=62mm
3、验算齿轮弯曲强度
sF1=2KT1*YFa1YSa1/(bdmn)=324MPa＜【sF1】=340
sF2=2KT1*YFa2YSa2/(bdmn)=183MPa＜【sF2】=230
∴齿轮尺寸合适

Ld=1550mm

a= 544mm

α= 168°

P0=1.064kW

ΔP0=0.17kW

Kα=0.97,

Kl=0.98

Z=4

F0=133N

FQ=1058N

Z1=24

Z2=108

β=14º

K=1.3

yd=1.0

mn=2.0mm

a=153mm

设计计算及说明
结果

设计计算及说明
结果
齿轮设计总表：（I为小齿轮，II为大齿轮）
齿轮
齿数Z
材料
热处理
传动比
中心距(mm)
螺旋角
I
27
45钢
调质
4.50
153
14.76
II
121
正火
齿轮
齿宽(mm)
I
62
II
58

3.3 各轴的运动和动力参数汇总表

项目
电动机轴
高速轴
低速轴
转速（r/min）
1440
685.71
153
功率（kW）
4.0
3.84
3.65
转矩（N·mm）
26.53
52.92
228.75
传动比
2.1
4.5

设计计算及说明
结果

3.4 联轴器的选择
1.选型说明
由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。
2.联轴器型号
由教材ⅡP164表17-4
选择联轴器HL4联轴器38×82GB4384—86型(Y型)

联轴器外形示意图

设计计算及说明
结果
四.轴与轮毂的联接

4.1 高速轴的结构设计
4.1.1轴径设计
利用公式d≥C* (P/N)1/3初步确定所需直径。
由教材ⅠP245表14-2得C=118~107
∴d≥（118~107 ）* (3.8/685.71)1/3
=18.93~20.886mm
考虑到键的影响,轴径放大5%，
d1=(1+5%)×（18.93~20.886）
=19.876~21.930mm
⑴取d1=20mm
⑵d2=d1+2h定=25mm
⑶d3=d2+2h非定=30mm
根据教材ⅡP158表16-9，毛毡圈尺寸查得直径
d3=30mm
⑷d5=d3+2h非定=40mm
根据教材ⅡP144表15-3，轴承标准内径查得直径d3=30mm
∴初步选取深沟球轴承的型号为6306
轴承外径D=72mm,宽度B=19mm
⑸d6=30mm ; d4= 35mm
用齿轮轴。
4.1.2轴的长度设计：
轴段1：L1=60mm （根据教材ⅡP65普通V带轮毂长度的设计确定）
轴段2：L2=71mm （涂润滑脂的空隙）
轴段3：L3=m+e+10+结构确定=30mm
轴段4：L4=结构确定(齿轮轴距内壁距离)=7mm
轴段5：L5=轴承宽度B+结构确定+2=62mm
轴段6：L6=结构确定(齿轮轴距内壁距离)=7mm
轴段7：L7=轴承宽度B+结构确定+2=30mm

高速轴总长：L=267mm

d1=20mm

d2=25mm

d3= 30mm

d4= 35mm

d5= 40mm

d6= 30mm

L1= 60mm

L2= 71mm

L3= 30mm

L4= 7mm

L5= 62mm

L6= 7mm

L7= 30 mm

L=267mm

设计计算及说明
结果
4.2 低速轴的结构设计
4.2.1轴径设计
利用公式d≥C* (P/N)1/3初步确定所需直径。
∴dmin=107 * (3.65/152.38)1/3
=30.84mm 由教材ⅠP245表14-2得C=118~107
考虑到键的影响,轴径放大5%，
d1=(1+5%)×30.84
=32.382mm
⑴取d1=35mm
⑵d2=d1+2h定=40mm
⑶d3=d2+2h非定=45mm
根据教材ⅡP158表16-9，毛毡圈尺寸查得直径
d3=45mm
根据教材ⅡP144表15-3，轴承标准内径查得直径d3=45mm
∴初步选取深沟球轴承的型号为6309
轴承外径D=100mm,宽度B=25mm
⑷d4=d3+2h非定=50mm
（5）d5=d4+2h定=55mm
（6）d6=由结构决定=45mm

4.2.2轴的长度设计：
轴段1：L1=80mm （根据教材ⅡP117表11-2的数据设计确定）
轴段2：L2=66mm （涂润滑脂的空隙）
轴段3：L3=轴承宽度B+结构确定=46mm
轴段4：L4=齿轮轮毂长度-2 =56mm
轴段5：L5=定位轴肩（结构决定）=12 mm
轴段6：L6=轴承宽度+结构确定=36mm

低速轴总长：L=296mm

d1=35mm

d2=40mm

d3= 45mm

d4= 50mm

d5= 55mm
d6= 45mm

L1= 80mm

L2= 66mm

L3= 46mm

L4=56mm

L5= 12mm

L6= 36 mm

L=296mm

设计计算及说明
结果
4.3轴的强度校核
只需进行高速轴的强度校核,按弯扭强度计算
L=267,K=155,压力角α=20° 　　　
∵齿轮上的圆周力Ft=2T1/d1=5292N
轴向力Fa= Ft*tgβ=1394.25N
径向力Fr= Ft*tgα/cosβ=1991.85N
带轮的压力FQ=1238.5N
1) 求垂直面的支反力
F1v=(Fr*L/2-Fa*d4/2)/L=(1991.85*267/2-1394.25*35/2)/267=904.54N
F2v=Fr-F1v=1991.85-904.54=1087.31 N
2)求水平面的支反力
FH =F1H= F2H=Ft/2=5292/2=2646N
3)F在支点产生的反力
F1f=F*k/L=1238.5*155/267=718.98N
F2f=F+F1f=1238.5+718.98=1957.48N
4)绘垂直面的弯矩图：
Mav=F2v*L/2=145155.88N·mm
Mav＇=F1v*L/2=120756.09N·mm
5)绘水平面的弯矩图：
Mah=FH*L/2=353241N·mm

设计计算及说明
结果
6)F力产生的弯矩图：
M2f=F*k=1238.5*155=191967.5N·mm
a-a截面F力产生的弯矩为:
Maf=F1f*L/2=718.98*267÷2=95983.83N·mm
7)合成弯矩图
考虑到最不利的情况,把Maf与 (Mav2 +Mah2)1/2直接相加
Ma=Maf+(Mav2 +Mah2) 1/2
=95983.83+(145155.882+353241N 2) 1/2
=477886 N·mm
Ma’=Maf+(Mav’ 2 +Mah2) 1/2
=95983+(120756.092+3532412) 1/2
= 469294N·mm
M2=M2f=191967.5N·mm
8)轴的传递转矩T=Ft*d/2=5292*40/2=105840N·mm
9)最危险截面当量弯矩截面：可见a-a截面最危险
Me=(Ma2+αT2) 1/2 , 取α=1,
Me=(4778862+1*(105840)2) 1/2=489466N·mm
10)计算危险截面处轴的直径：
轴的材料选用45钢,调质处理,查得бB=650N/mm2,
由此查得许用弯曲应力[б-1b]=60N/mm2,则
d≥(Me/0.1/[б-1b])1/3=(326923/0.1/60)1/3=43mm
而初步设计此段轴径为45>43

设计计算及说明
结果
∴强度满足要求,合适

设计计算及说明
结果
4.3轴上键联接强度校核
1.高速轴轴端的键
(1)类型及尺寸选择 (教材ⅡP140页表14-1)
选择半圆头普通平键联接（C型）
根据教材2 P140表14-1得
轴的直径dmin=20mm时,查得b=6,h=6,取标准值L=45mm
2.低速轴
一、齿轮与轴联接的键：
(1)类型及尺寸选择(教材ⅡP140页表14-1)
选择圆头普通平键联接 (A型)
根据轴的直径d=50mm,查得b=14,h=9，
取L=40 mm

设计计算及说明
结果
B.低速轴轴端的键：
(1)类型及尺寸选择(教材ⅡP140页表14-1)
选择半圆头普通平键联接(C型)
根据轴的直径d=35mm,查得b=10,h=8
取标准值L=56mm
五.轴承选择计算
5.1 低速轴轴承寿命验算
根据所选单列深沟球轴承6306
Ft=2T2/d2=2*228750÷200=2287.5 N
Fr= Ft*tgα/cosβ=860.99N
Fa=Fa=Ft*tgβ=2287.5*tg14.67°=598.91N C0r=12.8KN
P= Fa÷C0r=821.15÷12800=0.047由教材ⅠP317表13-5查得取Fa÷C0r=0.047，则有e=0.25
Fa÷Fr=598.91÷860.99=0.6956＞e
X=0.56；Y=1.55
P=X* Fr+Y* Fa=0.56*860.99+1.55*598.91=1358.80N
轴承所受载荷大,校核轴承的寿命 Lh=(ftCr/fpP)10/3*1000000/60*n1
式中ft为温度系数,Cr为额定动载荷,fp为载荷系数
查得ft为1,fp为1 .2
根据初步选的轴承型号查得Cr=16.8*10³N
∴Lh=(16.8*10³*1/1.2/1358.80)3*106/60/152.38=67160h
∵工作情况是双班制,每天工作16个小时。
寿命为Lh/16/365=11.5年＞6年符合要求
一般机器的大修期大于2到3年,所以所选轴承型号合适。

设计计算及说明
结果
5.2 减速器各轴所用的轴承型号
轴承
型号
d
(mm)
D
(mm)
B
(mm)
高速轴I
深沟球轴承6306
30

2
19
低速轴II
深沟球轴承6309
45
100
25

设计计算及说明
结果
六.减速器的润滑与密封
6.1 齿轮传动的润滑
本减速器齿轮圆周速度为：
V=pd1nⅡ/(60*1000) =1.31m/s
齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。
此外，传动件内浸入有油的深度要求适当，油池必须保持在一定的深度。

（教材ⅡP153~P154页表16-1、16-4）
机座内装中负荷工业齿轮油N220润滑油（GB5903-86）至规定高度。轴承用ZGN69-2滚动轴承脂；
密封（教材ⅡP156表16-8，P158表16-9）
采用毡圈密封，特点是结构简单、价廉，但磨损较快，
寿命短，用于脂润滑。

轴径
油封毡圈
沟槽
d0
d
D
b
D1
d1
b1
b2
25
24
37
5
38
26
4
5.5
40
39
52
5
53
41
4
5.5
6.2 润滑油牌号的确定及油量计算
润滑油牌号的确定
齿轮节圆的速度为:
V=pd1nⅡ/(60*1000) =1.31m/s
查教材ⅡP153表16—2，所需润滑有运动粘度220mm2/s
教材ⅡP153表16—1 得所需润滑油牌号为N220.
油面高度的确定
以每传递1kw功率所需油量为300—700cm³，计算所需油量范围。

设计计算及说明
结果
Vmin=300×4.8=1440cm³
Vmax=700×4.8=3360cm³
实际储油量：
大齿轮浸油深度（浸油最低处）不小于da2-df2=9mm；
而且最高浸油深度不超过1/3的大齿轮半径得：R21/3=62mm
最低油面深度： 72mm
最高油面深度： 126mm
箱体内壁总长： L=