一级减速器(开式齿轮传动).doc

一级圆柱齿轮减速器设计说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………3
二、电动机的选择…………………………………………….4
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………………..7
五、齿轮传动的设计…………………………………………..15
六、传动轴的设计………………………….…………………..18
七、箱体的设计………..…………………….………………….27
八、键连接的设计………………………………………………29
九、滚动轴承的设计……………………………………………31
十、润滑和密封的设计………………………………………32
十一、联轴器的设计……………………………………………33
十二、设计小结……………………………………………….....33

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器
１、工作条件：输送带常温下连续工作，空载起动，工作载荷平稳，使用期限5年，两班制工作，输送带速度容许误差为±5%，环境清洁。
２、原始数据：输送带有效拉力F=6500N；
带速V=0.8m/s；
滚筒直径D=335mm；
方案拟定：
采用开始齿轮传动与减速齿轮的组合，即可满足传动比要求；同时由于带传动具有良好的缓冲、吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相
异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa(KW)
由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000(KW)
因此Pd=FV/1000ηa(KW)
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２×η２×η３×η４×η5
式中：η1、η2、η3、η4、η5分别为开式齿轮传动、轴承、圆柱齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。
取η１=0.98（开式齿轮传动），η２＝0.98，η３＝0.98,η４＝0.99（弹性联轴器），η5=0.96(卷筒)。
则： η总=0.98×0.98×0.98×0.98×0.99×0.97
=0.886
所以：电机所需的工作功率：
Pd= FV/1000η总
=(6500×0.8)/(1000×0.886)
=5.87(KW)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×0.8)/（335·π）
=45.63（r/min）
根据《机械设计基础课程设计指导书》上推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’=3～６，取开式齿轮传动比I1’=２～４ 。则总传动比理论范围为：I a’＝６～２４。
故电动机转速的可选范围为:
N d’=Ｉa’×n卷筒
=(6～24)×45.63
=274～1095(r/min)
则符合这一范围的转速有：720、1000 r/min
)，根据容量和转速，由指导书附表9-1查出两种适用的电动机型号（制表如下）:
方

案
电 动
机 型
号

额定功率
电动机转速
(r/min)
电动机重量
kg
传动装置传动比

同步转速
满载转速
总传动比
开式齿轮传动
减速
器
1
Y160L-8-
7.5
750
720
140
15.77
4
3.9
2
Y160M-6
7.5
1000
970
116
21.2
4
5.3
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格

以及带传动、减速器传动比，我们选择第一种方案。
此选定电动机型号为Y160L-8，其主要性能：

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高H

外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸
D×E
装键部位尺寸 F×GD
160
605×382.5×315
254×210
15
42×110
12×45
三、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
I a =nm/n=nm/n卷筒
=720/45.63
=15.77

2、分配各级传动装置传动比：
总传动比等于各级传动比的乘积，
I a =i0×i1 （式中i0、i1分别为带传动
和减速器的传动比）
为使带传动的尺寸不至过大，满足齿轮传动的传动比大于带传动的传动比要求，取i0=4（普通开式齿轮i0=2～4），
因为: I a =i0×i1
所以: i1＝I a／i0
＝15.77/4
＝3.94
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，其中：
i0,i1为相邻两轴间的传动比；
η01，η12为相邻两轴的传递效率；
PⅠ，PⅡ为各轴的输入功率（KW）；
P’Ⅰ，P’Ⅱ 为各轴的输出功率（KW）；
TⅠ，TⅡ为各轴的输入转矩（N·m）；
T’Ⅰ，T’ Ⅱ为各轴的输出转矩（N·m）；
nⅠ,nⅡ为各轴的转速（r/min）。
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数:
1、运动参数及动力参数的计算:
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：nⅠ=nm
=720（r/min）
Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=720/3.94=182.7(r/min)
卷筒轴：nⅢ= nⅡ/ i2
=182.7/4=45.63(r/min)
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=5.87×0.98=5.75（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=5.75×0.98×0.98
=5.52（KW）
卷筒轴: PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η3·η4
=5.52×0.98×0.99×0.98=5.25（KW）
计算各轴的输入转矩：
因为电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×5.87/720
=77.8（N·m）
Ⅰ轴： TⅠ= Td·η01= Td·η1
=77.8×0.98×0.98=74.7（N·m）
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i1·η12= TⅠ·i1·η2·η3
=74.7×3.94×0.98×0.98×0.98=277（N·m）
卷筒轴：T Ⅲ= TⅡ·η23= TⅡ·η3·η4
=277×4×0.98×0.98×0.98×0.98
=1022（N·m）
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
所以：P’Ⅰ=PⅠ×η=5.75×0.98=5.63（KW）
P’Ⅱ= PⅡ×η=5.52×0.98=5.4（KW）
P’Ⅲ= PⅢ×η=5.25×0.98×0.99=5.09(KW)
计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：
所以：T’Ⅰ= TⅠ×η
=74.7×0.98=73.2（N·m）
T’ Ⅱ= TⅡ×η
=277×0.98=271.4(N·m)
T’Ⅲ = TⅢ×η
=1022×0.98×0.99=991.5 (N·m)

由《机械零件》表1得到：
η1=0.98
η2=0.98
η3=0.98
η4=0.99

i0为带传动传动比
i1为减速器传动比
滚动轴承的效率η在本设计中取0.98。

综合以上数据，得表如下:
轴名
效率P （KW）
转矩T （N·m）
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

5.87

77.8
720
3.94
0.98
Ⅰ轴
5.75
5.63
74.7
73.2
720
1.00
0.96
Ⅱ轴
5.52
5.4
277
271.4
182.7
4.00
0.97
卷筒轴
5.25
5.09
1022
991.5
45.63

五、齿轮传动的设计：
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=20 ，u=3.94
Z2=Z1·u=20×3.94=78.85
取ψa=0.3，则ψd=0.3·（i+1）·=1.48
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数 查《机械零件》表6-6 取K=1.0
小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.75/720
=0.747×105 N·mm
材料弹性影响系数
由《机械零件》表6-7 ZE=189.8
区域系数 ZH=2.5
重合度系数
εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）
=1.88-3.2×（1/20+1/79）=1.68
Zε=
许用应力 查《机械零件》图6-21（a）

查表6-8 按一般可靠要求取SH=1.25
则

取两式计算中的较小值，即［σH］=256Mpa
于是 d1≥
=
=72.2mm
(4)确定模数
m=d1/Z1≥72.2/20=3.6
取标准模数值 m=3.5
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中 小轮分度圆直径d1=m·Z=3.5×20=70mm
齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1.48×70=103.6mm
复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95
重合度系数Yε=0.25+0.75/εt
=0.25+0.75/1.72=0.686
许用应力《机械零件》查图6-22（a）
σFlim1=460MPa σFlim2=320Mpa
查表6-8 ，取SF=1.25
则

计算大小齿轮的并进行比较

<
取较大值代入公式进行计算 则有

=54.6<［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6） 几何尺寸计算
(1)分度圆直径d1
d1=mn*z1/cos(β)=3.5*20/0.984401=71.11mm
(2)分度圆直径d2
d2=mn*z2/cos(β)=3.5*79/0.984401=280.88mm
(3)齿顶高ha1
ha1=han'*mn=1*3.5=3.5mm
(4)齿顶高ha2
ha2=han'*mn=1*3.5=3.5mm
(5)齿根高hf1
hf1=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3.5=4.2mm
(6)齿根高hf2
hf2=(han'+cn')*mn=(1+0.2)*3.5=4.2mm
(7)齿高h1
h1=ha1+hf1=3.5+4.2=7.7mm
(8)齿高h2
h2=ha2+hf2=3.5+4.2=7.7mm
(9)齿顶圆直径da1
da1=d1+2*ha1=71.1092+2*3.5=78.11mm
(10)齿顶圆直径da2
da2=d2+2*ha2=280.881+2*3.5=287.88mm
(11)齿根圆直径df1
df1=d1-2*hf1=71.1092-2*4.2=62.71mm
(12)齿根圆直径df2
df2=d2-2*hf2=280.881-2*4.2=272.48mm
端面齿形角 αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.369738/0.984401)=20.29°
(13)中心距
a=mn*(z1+z2)/2/cos(β)=3.5*(99)/2/0.984401=176mm
(14)基圆直径db1
db1=d1*cos(αt)=71.1092*0.937942=66.7mm
(15)基圆直径db2
db2=d2*cos(αt)=280.881*0.937942=263.45mm
(16)齿顶圆压力角
αat1=arcos(db1/da1)=arcos(66.6963/78.1092)=31.36°
(17)齿顶圆压力角
αat2=arcos(db2/da2)=arcos(263.45/287.881)=23.78°
(18)端面重合度
Σα=1/2/π*(z1*(tan(αat1)-tan(αt))+z2*(tan(αat2)-tan(αt)))
=1/2/π*(20*(0.609521-0.369738)+79*(0.440533-0.369738))=1.65
(19)纵向重合度
Σβ=b*sin(β)/π/mn=103*0.175939/π/3.5=1.65
(20)总重合度
Σγ=Σα+Σβ=1.6481+1.65337=3.3
(21)端面分度圆压力角αt
αt=atan(tan(αn)/cos(β))=atan(0.369738/0.984401)=20.29°
(22)当量齿数Zv1
Zv1=z1/cos(β)^3=20/0.984401^3=20.97
(23)当量齿数Zv2
Zv2=z2/cos(β)^3=79/0.984401^3=82.82

（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×70×720/（60×1000）
=2.7m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。
六 轴的设计
1， 齿轮轴的设计
(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒
6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9—带轮 10—键
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输出功率为PⅠ=5.75KW
转速为nⅠ=720 r/min
根据《机械零件》P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从电机联轴器出来开始右起第一段，由于轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ25mm，由于此段是连接联轴器的，根据联轴器的内孔长度
取第一段长度L1=44mm
右起第二段，该段装有密封圈，并且装有轴承端盖，那么该段的直径为D2=Φ30mm，长度为L2=50mm
③右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×17，那么该段的直径为D3=Φ35mm，长度为L3=17mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ40mm，长度取L4= 26mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ78mm，分度圆直径为Φ70mm，齿轮的宽度为108mm，长度为L5=108mm
右起第六段，该段为滚动轴承定位轴肩，取轴径为D6=Φ45mm，长度L6=24mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=22mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=70mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =0.747×105 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d1=2×0.747×105/70=2134N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=2134×tan200=776.7N
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1067 N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×54/120=349.5N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=PA×54=57.6Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×54=18.8Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2=42.6 Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=57.8Nm ,由《机械零件》表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=57.8×1000/(0.1×703)=6.2 Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=25.6×1000/(0.1×703)=26.6 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。

PⅠ的值为前面第10页中给出
在前面带轮的计算中已经得到Z=2
其余的数据手册得到
D1=Φ20mm
L1=65mm
D2=Φ25mm
L2=45mm
D3=Φ30mm
L3=22mm
D4=Φ40mm
L4=7mm
D5=Φ50.94mm
L5=85mm
D6=Φ40mm
L6= 7mm

D7=Φ30mm
L7=28mm

Ft=1290N

Fr=469.5N

RA=RB
=645Nm

RA’=RB’
=211.3 N

MC=34.83Nm
MC1’= MC2’
=11.4Nm

MC1=MC2
=60.6Nm

T=42.6Nm

α=0.6

MeC2=57.8Nm

［σ-1］=60Mpa

MD=25.6Nm

2、 输出轴的设计计算
(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖
7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输出功率为PⅡ=5.52KW
转速为nⅡ=182.7 r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ38mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.2×277=332.4Nm，查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=60mm,轴段长L1=60mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ45mm,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左端面的距离为15mm，故取该段长为L2=50mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6210型轴承，其尺寸为d×D×B=50×90×20，那么该段的直径为Φ50mm，长度为L3=49
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为280.9mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=103mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=100mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ75mm ,长度取L5=10mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ50mm，长度L6=35mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d1=280.9mm
作用在齿轮上的转矩为：T2 =2.77×105N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×2.77×105/280.9=1251.5N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=1251.5×tan200=455.5N
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 625.75N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/128= 220.6 N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=RA×62= 38.8 Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=13.7 Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2=21.46 Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=42.3Nm ,由表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=42.3×1000/(0.1×453)=4.6Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=12.8×1000/(0.1×303)=4.74 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。

D1=Φ38mm
L1=60mm

D2=Φ45mm
L2=50mm

D3=Φ50mm
L3=49mm

D4=Φ60mm
L4=100mm
D5=Φ75mm
L5=10mm

D6=Φ50mm
L6=35mm

Ft=1251.5Nm

Fr=455.5Nm

RA=RB
=625.75Nm

RA’=RB’
=220.6N

MC=38.8Nm
MC1’= MC2’
=13.7Nm

MC1=MC2
=41.15Nm

T=21.46Nm

α=0.6

MeC2=42.3Nm

［σ-1］=60Mpa

MD=12.8Nm

七．箱体结构设计
(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：

名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b 1
12
机座底凸缘厚度
b 2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
8
df，d1, d2至外机壁距离
C1
26, 22, 18
df， d2至凸缘边缘距离
C2
24, 16
轴承旁凸台半径
R1
24, 16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1 ,m2
7， 7
轴承端盖外径
D2
90， 105
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2

八．键联接设计
1．输入轴与联轴器联接采用平键联接
此段轴径d1=25mm,L1=44mm
查手册得，选用C型平键，得：
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=44-7=37mm
T=74.7N·m h=7mm
根据《机械零件》P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×74.7×1000/（25×7×37）
=432.3Mpa < [σR] (110Mpa)
2、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=60mm L3=100mm TⅡ=277Nm
查手册P51 选用A型平键
键18×11 GB1096-79
l=L3-b=100-11=89mm h=11mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×277×1000/（60×11×89）
=20.55Mpa < [σp] (110Mpa)
九．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh10×300×8=24000小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=469.5N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查《机械零件》表11-5，选择6207轴承 Cr=22.2KN
由《机械零件》式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=446.3N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查《机械零件》表11-5，选择6210轴承 Cr=40.8KN
由《机械零件》式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十、密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v< 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
十一．联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.1×277=304.7Nm，
其中KA为工况系数，由《机械零件》表14-1得KA=1.1
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，其额定转矩[T]=630Nm, 许用转速[n]=5000r/m ,故符合要求。

十二、设计小结
　　机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
　　(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　　(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
　　(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

参考文献
[1]、《机械设计基础》（第五版）杨可桢，程光蕴主编 高等教育出版社
[2]、《机械设计课程设计》王昆，何小柏，汪信远主编　高等教育出版社
[3]、《机械零件》（第二版） 郑志祥，徐锦康 主编 高等教育出版社

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