二级减速器机械设计课程设计计算说明书.doc

学 号：

机械设计课程设计

题 目
热处理车间清洗零件输送设备的
传动装置
教 学 院
机电工程学院
专 业
机械设计制造及其自动化
班 级

姓 名

指导教师

年

月

日

目　录
目　录 1
一、传动方案拟定 2
二、电动机选择 2
1.电动机功率选择 3
2.确定电动机转速 3
3.确定电动机型号 3
三、理论总传动比及各级传动比分配 3
四、运动参数及动力参数计算 4
五、传动零件的设计计算 4
1.皮带轮传动的设计计算 4
2.齿轮传动的设计计算 6
2.1高速级齿轮设计计算及校核 6
2.2低速级齿轮设计计算 11
3.轴的设计计算 14
3.1中间轴的设计计算 14
3.1.1初算轴径 14
3.1.2键连接 15
3.1.3轴的受力分析 15
3.1.4校核轴的强度 16
3.1.5键校核 18
3.1.6校核轴承寿命 18
3.2高速轴的设计计算 19
3.2.1初算轴径 19
3.2.2键连接 21
3.2.3轴的受力分析 21
3.2.4校核轴的强度 22
3.2.5校核键连接的强度 24
3.2.6校核轴承寿命 24
3.3低速轴设计计算 26
3.3.1初算轴径及联轴器的选择 26
3.3.2键连接 27
3.3.3轴的受力分析 27
3.3.4校核轴的强度 28
3.3.6校核键的强度 30
3.3.7校核轴承寿命 30
六、润滑方式及密封装置的选择 31
1. 润滑方式 32
2.密封装置 32
七、箱体的结构设计 32
八、参考文献 34

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定
第六组：热处理车间清洗零件输送设备的传动装置
工作条件：该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年（每年按300天计算），输送带速度容许误差为±5% 。
（1） 原始数据：滚筒直径D=380N；带速V=0.9m/s；
滚筒轴转矩T=950N.m。

1 — 电动机 2 — V带传动 3 — 减速器
4 — 联轴器 5 — 滚 筒 6 — 输送带

图1 清洗零件输送设备的传动装置运动简图

二、电动机选择
1.电动机功率选择
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η3轴承×η2齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.993×0.98×0.99×0.96
=0.84
(2)电机所需的工作功率
P工作=FV/1000η总
=5000×0.9/1000×0.84
=5.36KW

2.确定电动机转速
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×0.9/3.14×380
=45.3r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级级减速器传动比范围I’a=8~40。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（16~160）×45.3=724.8~7248r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min 。

3.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Y132S-4。
其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。

三、理论总传动比及各级传动比分配
1.总传动比：i总=n电动/n筒=1440/45.3=31.79
2.分配各级伟动比
（1） V带传动比i带=2~4，取V带传动比i带=2.5
（2） ∵i总=i二级×i带
∴i二级=i总/i带 =31.79/2.5=12.716
齿轮传动i1=（1.3~1.5）i2 取i1=1.4 i2
故i1=4.2 i2=3.02

四、运动参数及动力参数计算
1.计算各轴转速（r/min）
nI= nw/i0=1440/2.5=576r/min
nII=nI/i1=576/4.2=137r/min
nIII=nII/i2=137/3.02=45.4r/min
2.计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η0I=5.36×0.96=5.28KW
PII=PI×η1=Pd×η0I×ηI II
=5.36×0.96×0.98=5.12KW
PIII=PII×ηII III=5.12×0.98
=4.97KW

3.计算各轴扭矩（N·mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×5.28/576
=87.6N·m
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×5.12/137
=356.88N·m
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×4.97/45.4
=1045N·m

五、传动零件的设计计算
1.皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
由课本P83表5-9得：kA=1.1
PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW
由课本图5-8得：选用A型V带
确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm
则取dd1=90mm>dmin=75
dd2= i带·dd1=2.5×90=225mm
由课本P74表5-4，取dd2=224mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
验算带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×90×1440/60×1000
=6.78m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（2） 确定带长和中心矩
根据课本P84式（5-14）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(90+224)≤a0≤2×(90+224)
所以有：332.5mm≤a0≤950mm
初定中心距a0=500
由课本P84式（5-15）得：
Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(90+224)+(224-90)2/4×500
=1546mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1600mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1600-1546/2
=527mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30
=1800-(224-90)/462×57.30
=165.40>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P78表（5-5）P1=1.064KW
根据课本P79表（5-6）△P1=0.169KW
根据课本P81表（5-7）Kα=0.95
根据课本P81表（5-8）KL=0.99
由课本P83式（5-12）得

Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=6.05/(1.064+00.169) ×0.9552×0.99
=5.17
取Z=6根

(6)计算轴上压力
由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×6.05/6×6.78×(2.5/0.95-1)+0.1×60782]
=124.9N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×124.9sin162.6/2
=1481.5N

2.齿轮传动的设计计算
2.1高速级齿轮设计计算及校核
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计

由
由式（6-15）
确定有关参数如下：传动比i1=4.2
取小齿轮齿数Z1=21。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4.2×21=88.2取Z2=89
初取β=140
由课本P138表6-10取φd=1 kt=1.6
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.28/576
=87540N·mm
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=600Mpa σHlimZ2=550Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×576×1×(2×8×300×5)
=8.294×108
NL2=NL1/i=8.294×108/4.2=1.97×108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.9 ZNT2=0.95
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=600×0.9/1.0Mpa
=540Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=550×0.95/1.0Mpa
=522.5Mpa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=531.25 Mpa
故
d1t≥

=54.15mm
V=πdd1tn1/60×1000=3.14x54.15x576/60x1000
=1.63 m/s
计算齿宽B及模数mnt

模数mnt= d1t xcosβ/ Z1= 54.15xcos140/21=2.5mm
h=2.25mnt=2.25x2.5=5.625 mm
b/h=54.15/5.625=9.62
计算纵向重合度εβ=0.318φd x Z1 xtanβ=0.318x1x21xtan140=1.989
计算载荷系数
查表10-2使用系数=1
查图10-8动载荷系数=1.15
查表10-4齿向载荷分布系数=1.455
查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数 =1x1.15x1.4x1.455=2.34
由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1= d1t (K/ kt)1/3=54.15x(2.34/ 1.6)1/3=61.46 mm
mn =d1cosβ/ Z1=61.46x cos140/21=2.84

(6)按齿根弯曲强度设计

查《机械设计基础》表11-6，得齿宽系数
小齿轮上的转矩
齿形系数

许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：
由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：
和。
由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数=1.4。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：
故许用弯曲应力为
=

查《机械设计基础》图11-8得：，
查《机械设计基础》图11-9得：，
因为和比较
所以对大齿轮进行弯曲强度计算。
法向模数

取
由Z1=d1cosβ/ mn=29.81
取Z1=30则Z2=4.2x30=126
计算中心距a

圆整为161mm。
确定螺旋角：

确定齿轮的分度圆直径：

齿轮宽度：

圆整后取；。

2.2低速级齿轮设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计

由
由式（6-15）
确定有关参数如下：传动比i1=3.02
取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4.2×24=72.48取Z2=73
初取β=140
由课本P138表6-10取φd=1 kt=1.6
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.12/137
=356000N·mm
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=600Mpa σHlimZ2=550Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×137×1×(2×8×300×5)
=1.972×108
NL2=NL1/i=8.294×108/4.2=6.53×107
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.98 ZNT2=1
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=600×0.98/1.0Mpa
=588Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=550×1/1.0Mpa
=550Mpa
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=569 Mpa
故
d1t≥

=84.59mm
V=πdd1tn1/60×1000=3.14x84.59x137/60x1000
=0.61 m/s
计算齿宽B及模数mnt

模数mnt= d1t xcosβ/ Z1= 84.59xcos140/24=3.42mm
h=2.25mnt=2.25x3.42=7.69 mm
b/h=84.59/7.69=11
计算纵向重合度εβ=0.318φd x Z1 xtanβ=0.318x1x24xtan140=1.903
计算载荷系数
查表10-2使用系数=1
查图10-8动载荷系数=1.05
查表10-4齿向载荷分布系数=1.465
查表10-3齿向载荷分布系数=1.4则载荷系数 =1x1.05x1.4x1.465=2.15
由实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1= d1t (K/ kt)1/3=84.59x(2.15/ 1.6)1/3=93.35 mm
mn =d1cosβ/ Z1=93.35x cos140/24=3.8
(6)按齿根弯曲强度设计

查《机械设计基础》表11-6，得齿宽系数
小齿轮上的转矩
齿形系数

许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得：
由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：
和。
由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数=1。

由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：
故许用弯曲应力为
=

查《机械设计基础》图11-8得：，
查《机械设计基础》图11-9得：，
因为和比较
所以对大齿轮进行弯曲强度计算。
法向模数

取
由Z1=d1cosβ/ mn=36.23
取Z1=36则Z2=3.02x36=109.4取 Z2=110
计算中心距a

圆整为188mm。
确定螺旋角：

确定齿轮的分度圆直径：

齿轮宽度：

圆整后取；。

3.轴的设计计算
3.1中间轴的设计计算
3.1.1初算轴径
选用45钢调质，硬度217~255HBS
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=112
d≥112 (2.304/458.2)1/3mm=37.42mm
确定轴各段直径和长度

轴段1与轴段5上要安装轴承，故其直径既便于安装轴承，又要复合轴承内径系列，初选轴承为7310C，由表11-9查得轴承内径d=50mm,B=27mm故d1=d5=50mm
轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为了便于安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=55mm，齿轮左端采用轴肩固定，右端采用套筒固定，为使套筒能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L2=92mm,L4=62mm.
轴段3为中间轴两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）d2=3.85~5.5，取其高度h=5故d3=62mm.
齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为10mm，齿轮2与齿轮3距离初取为10mm，则像体内壁之间的距离Bx=2x10+10+100+(65+70)/2=197.5mm，去齿轮2、3距离为10.5mm，则Bx=198mm，轴段3的长度为L3=10.5mm
该减速器的圆周速度小于2m/s，故采用脂润滑，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，则轴段1的长度为L1=52mm，轴段5的长度为L5=(27+12+12.5+3)mm=54.5mm

轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=22mm,则轴的支撑点及受力点的距离为
l1=(52+100/2-22-3)mm=76mm
l2=(10.5+65+100/2)mm=93mm
l3=(54.5+65/2-22-3)mm=62mm

3.1.2键连接
齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表4-1，的键的型号分别为键16X10X90GB/T 1096-1990和键16X10X56GB/T 1096-1990
3.1.3轴的受力分析

水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。
轴承2。
竖直方向，轴承1
轴承2

轴承1的总支撑反力：
轴承2的总支撑反力：

3.1.4校核轴的强度

a-a剖面左侧，竖直方向
水平方向
b-b剖面右侧，竖直方向
水平方向
a-a剖面右侧合成弯矩为
b-b剖面左侧合成弯矩为

抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力

>σb
查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。
3.1.5键校核
齿轮2处键连接的挤压应力

取键及齿轮材料都为钢，由表8-33查得，显然键的强度足够
齿轮3 处的键大于齿轮2处的键，故其强度也足够
3.1.6校核轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=53.5KN，基本额定静负荷=4.72KN
轴承1的内部轴向力为：
轴承2的内部轴向力为：
A=Fa3-Fa2=1262.8N

S2+A>S1
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
R1>R2,Fa1>Fa2,故只需要校核轴承1 的寿命
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：
又
取
故

根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求

3.2高速轴的设计计算
3.2.1初算轴径
选取45号钢作为轴的材料，调质处理
根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。
查表取A=112

d≥112 (5.28/576)1/3mm=24.6mm
取dmin=25mm

轴段1上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。初定d1=30mm，带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）d1=45mm~60mm，结合带轮结构，取带轮轮毂宽度为L带轮=50mm，轴段1的长度应略小于轮毂孔的长度，取L1=48mm，键选择8X7X45
在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸、带轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.04~0.1）d1=2.1mm~3mm，轴段2的轴径d2=d1+2h=34.1mm~36mm，，最终由其密封圈确定。该出的圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12，选毛毡圈35，则d2=35mm.
考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7308C,其内径d=40mm，宽度B=23mm外径D=80mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=18.5mm，则d3=40mm。轴承采用脂润滑，，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁1~2mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=18mm，则L3=B+B1=(23+18)mm=41mm.
通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则d7=40mm，L7= B+B1=(23+18)mm=41mm.
轴段5上安装齿轮，为便于安装d5应略小于d3，可初定d5=42mm，由表4-1知该处键的截面尺寸为bXh=12mmX8mm，则该出齿轮上齿根圆与轮毂键槽底部的距离e=df/2-d3/2-t1=(56.69/2-42/2-3.3)=4.16<2.5mn=5,故该轴设计成齿轮轴，则有d5= df1 L5=b1

轴段4和轴段6的设计，该段轴径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则d4=d6=48mm,齿轮右端距箱体内壁为10mm,轴段6的长度为
L6=（14+12-18）mm=8mm，轴段4的长度为
L4=（198+12-10-18-70）mm=112mm
轴段2的长度，该轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖的宽度为L=8+24+20+（5~8）=（57~60）mm，取L=58mm，可取端盖连接螺钉为M10X25，为方便在不拆携带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距离轴承端盖表面的距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则L2=58+8+28+2+（95-50）/2-12-23=83.5mm。
轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=18.5mm，则轴的支点及受力点的间距为
l1=(50/2+83.5+18.5)mm=127mm
l2=(41+112+70/2-18.5)mm=169.5mm
l3=(70/2+8+41-18.5)mm=65.5mm
3.2.2键连接
带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查表4-1得其型号为 键8X7X45 GB/T 1096-1990
3.2.3轴的受力分析

竖直方向，轴承1
轴承2
水平方向，轴承1 ， 轴承2，
轴承1的总支撑反力：
轴承2的总支撑反力：
3.2.4校核轴的强度
a-a剖面左侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为

由参考文献[1]P205附表10.1知：
抗弯剖面模量
抗扭剖面模量
弯曲应力
扭剪应力
取α=0.6

>σb
故a-a剖面右侧为危险截面。
查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。

3.2.5校核键连接的强度
联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择=8×7×45， =45mm。轴径为=30mm
联轴器处键连接的挤压应力
由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

3.2.6校核轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7308C轴承得轴承基本额定动负荷=40.2KN，基本额定静负荷=32.3KN

轴承1的内部轴向力为：
轴承2的内部轴向力为：
由于
故轴承1的轴向力，
轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：
又
取
故
，故取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求

3.3低速轴设计计算
3.3.1初算轴径及联轴器的选择
选取45号钢作为轴的材料，调质处理
根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响。
查表取A=106

d≥106 (4.97/45.4)1/3mm=50.7mm
d=(1+5%)X50.7=53.24mm
dmin=53.24mm

轴段1上安装联轴器，此段设计与联轴器的选择同步进行
为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表14-1，取KA=1.5则
Tc=KAT3=1.5x1045.51=1568.265N.mm
查表8-7取LX4 48X84GB/T5014-2003 联轴器，相应的轴段1的直径d1=55mm，轴段1的长度略小于联轴器轮毂宽度，故L1=82mm，键连接选用键8x740
密封圈与轴段2 在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承端盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高h=（0.07~0.1）d1=(3.85~5.5)mm，d2=d1+2h=(62.7~66)mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毛毡圈油封，查表7-12选毛毡圈65，则d2=65mm
轴承与轴段3及轴段6的设计 轴段3和轴段6上安装轴承，其直径应该既便于轴承安装，又复合轴承内径系列。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承为7314C，得其内径d=70mm，宽度B=35mm，外径D=150mm，轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=29.2mm，则d3=70mm。轴承采用脂润滑，，需要挡油环防止箱体内润滑油进入到轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁1~2mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=18mm，则L3=B+B1=(35+18)mm=53mm.
通常一根轴上的两个轴承应取相同型号，则d6=70mm
齿轮与轴段5 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应该略大于d6，可初定d5=72mm，齿轮右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段5 的长度应该比轮毂略短，故取L5=93mm键连接采用键10X8x40。
轴段4 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴间的高度
h=（0.07~0.1）d5=(6.51~9.3)mm，取h=8mm，则d4=88mm，
齿轮左端面距箱体内壁距离为10+（100-95）/2=12.5mm,则轴段4的长度L4=198-12.5-95+12-18=84.5mm。
轴段2与轴段6的长度 轴段2的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间干涉，股联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K2=10。则有
L2=58+2+8+10-35-12=31mm
则轴段6的长度L6=35+12+12.5=59.5mm
轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=29.2mm，则轴的支点及受力点的间距为
l1=59.5+93-95/2-29.2=75.8mm
l2=53+84.5+95/2-29.2=155.8mm
l3=29.2+31+84/2=102.2mm
3.3.2键连接
带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，查表4-1得其型号为 键10X8X40 GB/T 1096-1990
3.3.3轴的受力分析

竖直方向，轴承1
轴承2
水平方向，轴承1 ， 轴承2，
轴承1的总支撑反力：
轴承2的总支撑反力：
3.3.4校核轴的强度
a-a剖面左侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为
a-a剖面右侧，竖直方向
水平方向
其合成弯矩为

计算截面应力
抗弯剖面模量

抗扭剖面模量

弯曲应力

扭剪应力
剪应力
取α=0.6

>σb
故a-a剖面右侧为危险截面。
查表16.3得，满足的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度。

3.3.6校核键的强度
联轴器处键连接的挤压应力
齿轮处键连接的挤压应力
由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得，显然键连接的强度足够！

3.3.7校核轴承寿命
由参考文献[2]P138表12.2查7314C轴承得轴承基本额定动负荷=102KN，基本额定静负荷=91.5KN

轴承1的内部轴向力为：
轴承2的内部轴向力为：
由于
轴承1的轴向力
故轴承2的轴向力
由 由参考文献[1]P220表11.12可查得：
又
取
故

故取
根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命

已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命
，故轴承寿命满足要求

六、润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择
1. 润滑方式
齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为25mm。再加齿轮到箱底的距离15mm，所以油深40mm。
轴承的润滑
由于轴的转速较小，选择脂润滑

2.密封装置
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为 毡圈35JB/ZQ4606-86 毡圈65JB/ZQ4606-86
七、箱体的结构设计
在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满足设计要求
代号
名称
设计计算
结果

箱座壁厚

箱盖壁厚

箱座加强肋厚

箱盖加强肋厚

箱座分箱面凸缘厚

箱盖分箱面凸缘厚

箱座底凸缘厚

地脚螺栓

=

轴承旁螺栓

联结分箱面的螺栓

轴承盖螺钉

检查孔螺钉

定位销直径

地脚螺栓数目
时，

、、至外箱壁距离
由推荐用值确定

、至凸缘壁距离
由推荐用值确定

轴承旁凸台半径
由推荐用值确定

轴承座孔外端面至箱外壁的距离

轴承座孔外的直径
轴承孔直径

轴承螺栓的凸台高

箱座的深度
，为浸入油池内的最大旋转零件的外圆半径

八、参考文献：
1.《机械原理》 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年。
2.《机械设计基础》 杨可桢 程光蕴 李仲生主编 高等教育出版社第五版。
3.《机械设计课程设计手册》吴宗泽 罗圣国主编 高等教育出版社 第三版。

4、《机械制图》高玉芬 朱凤艳主编 第三版

V=0.9m/s
D=380mm
T=950N.m

n滚筒=45.3r/min
η总=0.84
P工作=5.36KW

电动机型号
Y132S-4

i总=31.79
据手册得
i带=2.5
i1=4.2
i2=3.02

nI =576r/min
nII=137r/min
nIII=45.4r/min

PI=5.28KW
PII=5.12KW
PIII=4.97KW

TI=87.6N·m
TII=356.88N·m
TIII=1045N·m

dd2=224mm

V=6.78m/s

332.5mm≤a0≤950mm
取a0=500

Ld0=1546mm
Ld=1600 mm
a0=500mm

α1=165.40

Z=6根

F0=124.9N

FQ =1481.5N

I1=4.2
Z1=21
Z2=89
T1=87540N·mm

αHlimZ1=600Mpa
αHlimZ2=550Mpa

NL1=