2024年2月8日发(作者：佳能g9相机的功能介绍)

目 录

设计任务书……………………………………………………2

第一部分 传动装置总体设计………………………………4

第二部分 V带设计…………………………………………7

第三部分 各齿轮的设计计算………………………………10

第四部分 各轴的设计计算…………………………………16

第五部分 各轴轴承的设计计算……………………………23

第六部分 键的设计计算…………………………………25

第七部分 联轴器的选择……………………………………26

第八部分 润滑方式及密封装置的选择……………………27

第九部分 箱体的设计计算…………………………………28

第十部分 参考文献………………………………………29

第十一部分 设计心得………………………………………30

设 计 任 务 书

一、 课程设计题目：

设计带式运输机传动装置（简图如下）

原始数据：

数据编号

输送带工作速V/(m/s)

卷筒直径D/mm

输送带主动轴转矩T/(N.m)

工作条件：

连续单向运转，运输速度允许误差为5%，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作（16小时/天）。

300

700

330

670

350

650

350 380

950 1050

300

900

360

660

320

900

1 2 3 4 5 6

0.7

7 8 9 10

0.63 0.75 0.85 0.8 0.8 0.73 0.75 0.85 0.9

5

360

900

380

950

- ２ -

二、 课程设计内容

1）传动装置的总体设计。

2）传动件及支承的设计计算。

3）减速器装配图及零件工作图。

4）设计计算说明书编写。

每个学生应完成：

1） 部件装配图一张（A1）。

2） 零件工作图两张（A4）

3） 设计说明书一份（6000~8000字）。

本组设计数据：

第九组数据：输送主动轴转矩T/(N.m) 900 。

输送带速度V/(m/s) 0.85 。

滚筒直径D/mm 360 。

已给方案：外传动机构为V带传动。

减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

- ３ -

第一部分 传动装置总体设计

一、 传动方案（已给定）

1） 外传动为V带传动。

2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。

3） 方案简图如下：

二、该方案的优缺点：

该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。- ４ -

设计计算及说明

三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）

工作机所需功率：pwTnw90045pw4.24kw

95509550结 果

 =2.9kw (见课设P9)

w

nV0.856045r•minD3.140.36a1

nw=45r/min

传动装置总效率：（见课设式4-4）

••••••a1234567

1个V带

10.94

1个联轴器

20.99

1个滚动轴承（输送机）

30.99

3对滚动轴承

4560.99

2个齿轮

780.96

PW4.24Kw

a0.940.990.990.990.990.990.960.960.824

电动机的输出功率： 取 （见课设式2-4）

PdPWa4.245.146Kw

0.824选择电动机为Y132S-4型 （见课设表20-1）

技术数据：额定功率（Kw） 5.5 满载转速（rmin） 960

a0.824

额定转矩（Nm） 2.0 最大转矩（Nm） 2.0

Y132S-4电动机的外型尺寸（mm）： （见课设表20-2）

A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：135 AD：210 HD：315 BB：238 L：515

Pd5.146Kw

设计计算及说明

四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配

1、 总传动比：ia （见课设式2-6）

ia结 果

nmn96021

45i2.5

12、 各级传动比分配： （见课设式2-7）

iai1i2i3

ia212.53.3052.542

初定

i23.305

i2.50

1i32.542

i23.305

i32.542

综合上述可得

参数 各轴

转速n/r/min

输入功率P/kw

输入转矩T/n·m

传动比i

效率

电动机轴

960

5.5

54.714

2.5

0.96

Ⅰ轴

384

5.17

128.577

Ⅱ轴

116.188

4.914

403.903

Ⅲ轴

45.707

4.67

975.748

2.542

0.96

3.305

0.95

- ６ -

设计计算及说明

第二部分 V带设计

外传动带选为 普通V带传动

1、 确定计算功率：Pca

1）、由表13-8查得工作情况系数

KA1.1

2）、由式

PcaKAP1.15.56.05kw

2、选择V带型号

查图13-15(机设)选A型V带。

3.确定带轮直径

结 果

Pca6.05kw

d1

d2

错误!未找到引用（1）、参考图13-15（机设）及表13-9（机设）选取小带轮直径

源。112mm

d1d1112mm

1d2H （电机中心高符合要求）

（2）、验算带速

V1dn1a160100096011215.627ms

601000V15.63ms

1（3）、由式13-9（机设）得从动带轮直径

da2

d2(nn1)d1(1)(960384)1120.98274.4mm

取d2280mm

（4）、传动比 i

idd21d2280mm

2802.5

112

i（5）、从动轮转速

dd212.5

- ７ -

设计计算及说明 结 果

n

2n9601384rmin

i2.51n2384rmin

14.确定中心距a和带长Ld

（1）、初选中心距

0.7d1d2a02d1d2

274.4a0784 取a0600mm

a0600mm

（2）、求带的计算基准长度L0，由式13-2得

L01833.08mm

L02a02(d1d2)(d1d2)24a0(280112)2

(2600(112280))mm

246001833.08mm由表13-2选取带的基准长度Ld=2000mm

(3)、计算中心距:a

aa0a683.46mm

0LLd2(60020001833.08)mm683.46mm

2

(4)、确定中心距调整范围

amaxa0.03Ld(683.460.032000)mm743.46mm

amina0.015Ld(683.460.0152000)mm653.46mm

5.验算小带轮包角α1

1dd18021162.915

1

a57.3165.915120

0

6.确定V带根数Z

(1)、由d1=112 n1=960r/min，查表（13-3机设）得

- ８ -

设计计算及说明

P0=1.15Kw

i结 果

dd212802.5

112idd212.5

(2)、由表（13-5机设）查得△P0=0.11Kw

(3)、由表查得（13-7机设）查得包角系数k0.96

(4)、由表(13-2机设)查得长度系数KL=1.03

(5)、计算V带根数Z

Z=5

Z

P(PP)KKca00L

6.05

(1.150.11)0.961.034.856 取Z=5根

7．计算单根V带初拉力F0，由式（13-17）机设。

F0500F0172.588N

PcaVZ(2.5K1)qv172.588N

2a q由表13-1机设查得

8．计算对轴的压力FQ，由此可得

FQ1712.859N

1(25172.588sin2ZsinFQF02165.915)N1712.859N

2

9．确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图

小带轮基准直径d1=112mm采用实心式结构。大带轮基准直径d2=280mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。

- ９ -

设计计算及说明

第三部分 各齿轮的设计计算

一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，都采用45号钢，锻选项毛坯，大小齿轮均表面淬火处理，均用硬齿面。齿轮精度用9级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=29 则Z2=Z1i2=29×3.305=95.845 取Z2=96

2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

实际转动比 ｉ=3.310，

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.21/368.67=136000 N·mm

由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为

БHlin1=1130 MPa бHLin2=1130MPa

选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为

БFE1=690 MPa бFE2=690MPa

由表11-5查得接触疲劳安全系数：SH=1 SF=1.25

由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力

结 果

Z1=29

Z2=96

T1=136000 N·mm

1130MPH1a

1130MPH2a

- １０ -

设计计算及说明

H1结 果

SHlin1Hmin1130MPa

H2Hlim21130MSPa

HminS

F1F2550MP

550MP

F2aF2aFE1544MPamn=2mm

FminFE2FminS544MPa

V=0.9

初选螺旋角

15

取Z1=29 则Z2=Z1i2=29×3.305=95.845

取 Z2=96

实际传动比i2=96/29=3.310

齿ZV20形系数

ZV12932.179

30COS15

a=120mm

96106.522

30COS15由图11-8查得，YFa1=2.61，YFa2=2.24,Ysa1=1.64,Ysa2=1.82

因

14.27'32''

YFaYSa2YFa1YSa10.007920.0075

[F1][F1]

d156mm

故应对小齿轮进行弯曲强度计算。

3代入以上数据得法向模数 mn≥由表4-1取 mn=2mm

计算几何尺寸

中心距

a12kT1YFa1YSa12COS1.65

2[]dZ1F1

b2=30mm

b1=35mm

mn(z1z2)129.41mm 取a=130mm

2COSm(ZZ2)15.56'31'' 确定螺旋角

arccosn12a- １１ -

设计计算及说明

mZ齿轮分度圆直径

d1n160.320mm

cos结 果

V1=1.06m/s

齿宽 b=Φdd1=0.6×60.320=36.192mm

取b2=40mm b1=45mm

3.校核齿面接触强度

由表11-3和11-6查得K=1.2 Φd=0.6

再由表11-6查得Ze=189.8 又因为ZH=2.5

代入数据得

HZEZHZ2KT1(u1)bd1u2771.372MPa[H1]1130MPa

则齿轮圆周速度为 V1=(πd1n1/60×1000)=1.212m/s

对照表11-2，选9级制造精度是合适的。

综合上述可得：

1

名称

端面模数

符号 计算公式及取值

mt

mtmn= 2.07996

cos15.942

02

3

4

5

6

7

8

螺旋角

分度圆直径

齿顶高

齿根高

全齿高

顶隙

齿顶圆直径



d

d1=60.32mm,

d2=199mm

ha=mn=2mm

ha

hf

h

c

hf=1.25mn=2.5mm

ha+hf=4.5mm

hf-ha=0.5mm

da=d+2ha,da164.32 mm,

- １２ -

da

设计计算及说明 结 果

Z3=27

Z4=69

da2203mm

9

10

齿根圆直径

中心距

df

a

df=d-2hf,df150.5mm,

df2171.38mm

a1=130mm

二、低速级减速齿轮设计（斜齿齿圆柱齿轮）

1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮小齿轮均表面淬火处理，均用硬齿面。齿轮精度用9级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z3=26

则Z4 =Z3i3=27×2.542=68.634 取Z4=69

2.设计计算。

（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

T2=9.55×106×P/n=9.55×106×4.914/116.188=404000 N·mm

T1=404000N·mm

1130MPH1a

1130MPH2a由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为

БHlin1=1130 MPa бHLin2=1130MPa

选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为

БFE1=680 MPa бFE2=680MPa

由表11-5查得接触疲劳安全系数：SHmin=1.0 SFmin=1.25

由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力

H1

SHlin1Hmin1130MPa

- １３ -

设计计算及说明

H2Hlim21130M结 果

SPa

544MP

F1aHmin

S

F1F2FE1544MPaFmin544MP

F2aI3=2.542

FE2FminS544MPa

mn=3mm

73..16976.563

30COS15初选螺旋角

15

取Z3=27 则Z4=Z2i2=27×2.542=68.634

实际传动比i2=69/27=2.556

0a=150mm

齿形系数

ZV12729.95

ZV230COS15由图11-8查得，YFa1=2.75，YFa2=2.26,Ysa1=1.58,Ysa2=1.76

YFa2YSa2YFa1YSa1因

0.00800.0073

[F1][F1]故应对小齿轮进行弯曲强度计算。

316.15'36''

代入以上数据得法向模数 mn≥由表4-1取 mn=3mm

计算几何尺寸

中心距

a22kT1YFa1YSa1COS22.548

2dZ1[F1]d384.375mm

b4=55mm

b3=60mm

- １４ -

mn(z3z4)149.080mm 取a=150mm

2COSm(ZZ4)16.15'36'' 确定螺旋角

arccosn32a齿轮分度圆直径

d84.375mm

齿宽 b=Φdd1=0.6×84.375=50.625mm

取b4=55mm b3=60mm

设计计算及说明

4.校核齿面接触强度

由表11-3和11-6查得K=1.2 Φd=0.6

再由表11-6查得Ze=189.8 又因为ZH=3

代入数据得

HZEZHZ2KT1(u1)bd1u2结 果

V1=0.493m/s

z1=27

941.816MPa[H1]1130MPa

z2=69

m=3

z3=27

z5=69

m=3

计算公式及取值

则齿轮圆周速度为 V1=(πd1n1/60×1000)=0.493m/s

对照表11-2，选9级制造精度是合适的。

总结：高速级 z1=29 z2=96 m=2 低速级 z3=27 z5=69

m=3

综合上述可得表：

序号

1

名称

端面模数

符号

mt

mtmn= 3.125

cos2

3

4

5

6

7

8

9

10

螺旋角

分度圆直径

齿顶高

齿根高

全齿高

顶隙

齿顶圆直径

齿根圆直径

中心距



d

16.15"36

d3=84mm,

d4=215.62mm

ha

ha=mn,=3mm

hf

h

c

hf=1.25mn=3.75mm

ha+hf=6.75mm

hf-ha=0.75mm

da=d+2ha,da390 mm,

da4223.12mm

da

df

a

df=d-2hf,df376.5mm,

df4209mm

a2=mt(z3z5)=150mm

- １５ -

设计计算及说明

第四部分 各轴的设计计算

高速轴的设计

1.选择轴的材料及热处理

由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.

2.初估轴径

按扭矩初估轴的直径,查表14-2,得c=118~107,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.则:

结 果

D2min=26mm

D1min=43mm

D3min=52mm

5.17p D1min=c

10.0526.728mm107384n333

3 D2min=c3p118n4.91410.0543.168mm

116.1884.67

10.0552.523mm45.707D3min=c 3.结构设计

p107n3 （1），对轴段1设计计算

- １６ -

设计计算及说明

如图首先确定个段直径

A段：d1=38mm （由最小直径和V带轮算出）

B段：d2=43mm，由第二段比第一段大5-10毫米

C段：d3=45mm，与轴承（轴承7209AC）配合，取轴承内径

D段：d4=52mm，由轴承7209AC的安装尺寸查表确定

E段：d5=55mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴

G段，

d7=45mm, 与轴承（轴承7209AC）配合，取轴承内径

F段：d6=52mm, 由轴承7209AC的安装尺寸查表确定

‘’‘’‘’‘’‘’‘’‘’‘

第二、确定各段轴的长度

A段：L1=63mm

B段：L2=67mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取55mm

C段：L3=29mm, 与轴承（轴承7207AC）配合,加上挡油盘长度

L3=B+△3+2=17+10+2=29mm

G段：L7=32mm, 与轴承（轴承7207AC）配合,加上挡油盘长度

F段：L610mm，

E段：L545mm，齿轮的齿宽B135mm

D段：L4=85.5mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得L4=85.5mm

轴总长L=279mm

两轴承间距离（不包括轴承长度）S=87mm，

- １７ -

结 果

d1=38mm

d2=43mm

d3=45mm

d4=52mm

d5=55mm

d7=45mm

d6：=52mm

L=279mm

设计计算及说明

（2)、轴Ⅱ的设计计算

轴Ⅱ的设计图如下：

结 果

d1=35mm

d6=35mm

d5=36mm

d2=33mm

d3=80mm

d4=45mm,

首先，确定各段的直径

A段:d1=55mm,与轴承（轴承7210AC）配合

F段：d6=55mm，与轴承（轴承7210AC）配合

E段：d5=36mm，非定位轴肩

B段：d2=33mm, 非定位轴肩，与齿轮配合

C段：d3=80mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径

D段：d4=45mm, 定位轴肩

然后确定各段距离：

A段：

L1=32mm, 考虑轴承（轴承7210AC）宽度与挡油盘的长度

B段：L2=8mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度

C段：L3=48mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽

E段：L5=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）

- １８ -

设计计算及说明

F段：L6=30mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离

D段：L4=15mm

轴总长L=176mm

(3)、轴Ш的设计计算

结 果

L=180mm

d1=55mm

d2=65mm

d3=80mm

d4=60mmh

d5=55mm

d6=58mm

首先，确定各轴段直径

A段:

d1=55mm, 与轴承（轴承7212AC）配合

B段:

d2=63mm,非定位轴肩,h取3mm

C段:

d3=80mm,定位轴肩，取h=7mm

D段:

d4=60mm, 非定位轴肩，h=6mm

E段:

d5=55mm, 与轴承（轴承7212AC）配合

F段:

d6=58mm,按照齿轮的安装尺寸确定

G段:

d7=50mm, 联轴器的孔径

然后、确定各段轴的长度

A段:

L1=42mm,由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸

B段:

L2=43mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装

C段:

L3=10mm, 轴环宽度，取圆整值

- １９ -

d7=50mm,

设计计算及说明

D段:

L4=51mm,由两轴承间距减去已知长度确定

E段:

L5=33mm, 由轴承长度，△3，△2，挡油盘尺寸

F段:

L6=55mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到

G段:

L7=80mm,联轴器孔长度

轴总长L=314mm

4. 低速轴的校核

(1). 轴的受力分析画轴的受力简图和弯矩图。

结 果

L=314mm

- ２０ -

设计计算及说明

(2). 计算支座反力。

Ft=2T1/d1=29757489050.63N

215.62结 果

Fa=2639.73N

Fr=Fttg20/cosβ。= 3431.41N

Fa=Fttgβ=2639.73N

在水平面上

F1HFlllt1229050.631195853.40N

11965F2H=3197.23N

F2H=Ft-F1H=9050.63-5853.40=3197.23N

在垂直面上

F1V•lFr2Fa•d4/212ll672.55N

F2V=2758.86N

F2V=Fr-F1V=3431.41-672.55=2758.86N

(3). 由画弯矩图

在水平面上，a-a剖面左侧

MaH=F1Hl1=5853.400.065=380.471N·m

a-a剖面右侧

M'aH=F2Hl2=3197.230.119=380.47N·m

在垂直面上,a-a剖面左侧

Mav=F1V•l1=672.55×0.065=43.72N·m

a-a剖面右侧

M'av=F2V•l2=2758.86×0.119=328.30 N·m

- ２１ -

设计计算及说明

合成弯矩，a-a剖面左侧

结 果

MaM2AHMAV2M380.74122a383.24N.m

43.72383.24Nm

2a-a剖面右侧

Ma'MaHMaV'2'2380.74318.23496.22 Nm

2

（4）. 危险截面的当量弯矩

查表14-1和14-3得B650MPa

[1b]60MPa 取0.6

MeMaT383.2420.6975.748699.73N•m

222M、a496.22N.m

（5）. 计算危险截面处轴的直径

Me699.73N•m

d48.8653mm

d

3Me0.1[1b]3699.731030.16048.86mm53mm

故该轴符合强度条件!

5.轴上倒角与圆角

为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。

- ２２ -

设计计算及说明

第五部分 各轴轴承的设计计算

1.轴上零件的周向固定

为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6,3.

2.初选轴承

（1）.轴选轴承为7209AC

（2）.轴选轴承为7210AC

（3）.轴选轴承为7214AC

根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:

D1=26mm

D2=35mm

D3=36mm

3. 低速轴轴承的校核

F1H结 果

D1=26mm

D2=35mm

D3=36mm

F2H=3132.58N

F2V=2898.57N

Flllt1229050.631196202.64N

11965

F2H=Ft-F1H=9050.63-5853.40=3197.23N

- ２３ -

设计计算及说明

F1V结 果

F•lr2Fa•d4/212ll672.55N

FS1341.26N

FS22037.65N

F2V=Fr-F1V=3431.41-672.55=2758.86N

轴承的型号为7214AC，Cr=58.2 kN

1） 计算轴承1，2的的轴向力为

Fa23176.83N

Fa1441.26N

由表16-12查得轴承的内部轴向力为

FS10.68672.55457.334N

FS20.682758.8681876.03N

因为

Fs1Fa457.3342639.733097.064NFs2

所以轴承2为压紧端

Fa2Fs1Fa457.3342639.733097.064N

而轴承1为放松端

Fa1Fs1457.334N

2） 计算当量动载荷

P648.97N

1

P23895.25N

由表16-11查得e=0.68，而

a1

FFr1457.334672.55a20.68e

FFr23097.0642758.8681.12>e

由表16-11可得X1=1,Y1=0,X2=0.41,Y2=0.87。故当量动载荷

P1X1Fr1Y1Fa11672.550457.334672.55N

Cr253497N

P2X2Fr2Y2Fa20.412758.8680.873097.0643825.58N

3) 计算所需的径向基本额定载荷Cr

因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P2>P1，因以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。查表16-9得fP=1.2；工作温度正常，查表16-8得ft=1。所以

- ２４ -

设计计算及说明

Cr2fpP2ft结 果

1360n106Lh131.23825.586045.70750000611023672.6308Nb1=15

h1=11

L1=124

4) 因Cr2=23672.63N

第六部分 键的设计计算

1.齿轮与轴，带轮与轴，联轴器与轴采用键联接其类型和尺寸为

输出轴联轴器选A型平键联接

尺寸b1=18 h1=11 L1= 125

输出轴大齿轮选一对A型平键联接

尺寸b2=22 h2=14 L2=45

中速轴大齿轮选A型平键联接

尺寸b3=16 h3=10 L3=32

输入轴带轮选A型键联接

尺寸b4=12 h4=8 L4=56

2.校核键联接的强度

查课本表10-10得 取[p]=100MPa

工作长度 l1=140 l2=40 l3=45 l4=70

键的高度

h111,h210,h310,h48

轴径

d155,d263,d353,d428

p14T110341007100057.5MPa ＜[p]

1112555h1l1d1- ２５ -

b2=18

h2=10

L2=45

b3=15

h3=10

L3=45

b4=8

h4=8

L4=70

设计计算及说明 结 果

T54.7N.m

p2p3

p44100710004T210396.9MPa ＜[p]

1.5h2l2d21.51040634T31034420100070.4MPa ＜[p]

h3l3d31045534T41034131100015.3 MPa＜[p]

87070h4l4d4

所以四者都合适

第七部分 联轴器的选择

1.选择类型

为了缓和冲击和减轻振动，初选型号弹性套柱销联轴器。

2.计算扭矩

P4.67由机设表17-1查得工

T95509550n45.707

Tc82.05N.m

作机 工作情况系数KA=1.3 故计算转矩得

TcKAT1.3975.7481268.47N.m

3.确定型号

由设计手册选取弹性套柱销联轴器YL12.它的公称转矩为

1600N.M>1268.47N.m转速为4700r/m,允许的轴孔直径在60-80mm之间。以上数据均能满足的要求，故适用.

- ２６ -

设计计算及说明

结 果

润滑方式：

浸油润滑

滚动轴承的润

滑采用脂润滑。

第八部分 润滑方式及密封装置的选择

1.齿轮的润滑

因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高

设置挡油盘

速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度

约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。

2．滚动轴承的润滑

因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V≦1.5～2m/s所以采用

脂润滑。

3.密封

由于输于轴的齿轮直径小，设计为齿轮轴，齿顶圆小于轴承的外径，- ２７ -

设计计算及说明

为防止啮合时润滑油冲向轴承内部使润滑油稀释而流走，设置挡油盘。

第九部分 箱体的设计计算

箱体尺寸:

名称

箱座壁厚

箱盖壁厚

箱盖凸缘厚度

箱座凸缘厚度

箱座底凸缘厚度

地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

轴承旁联接螺栓直径

机盖与机座联接螺栓直径

轴承端盖螺钉直径

符号 计算公式



0.025a38

结果

10

8

12

15

25

M20

4

M16

M12

结 果

1

b1

b

10.02a38

b11.51

b1.5

b2

b22.5

df

df0.036a12

查手册

n

d1

d2

d10.75df

d2=（0.5~0.6）df

d3

d3=（0.4~0.5）df

6 8 12

- ２８ -

设计计算及说明

视孔盖螺钉直径

定位销直径

结 果

8

d4

d

d4=（0.3~0.4）df

d=（0.7~0.8）d2

12

26

22

18

24

16

30

11

11

df，d1，d2至外机壁距离

C1

查机械课程设计指导书表4

查机械课程设计指导书表4

df，d2至凸缘边缘距离

外机壁至轴承座端面距离

大齿轮顶圆与内机壁距离

齿轮端面与内机壁距离

C2

l1

1

l1=C1+C2+（8~12）

1>1.2

2>

2

机盖，机座肋厚

m,mm0.85,m0.85m8.5

m8.5

1111

以上尺寸参考机械设计课程设计P17～P21

参考文献

《机械设计基础》杨可桢 程光蕴 李仲生 主编

第5版高等教育出版社

《机械设计课程设计》杨光 席伟光 李波 陈晓岑 主编

高等教育出版社

《机械设计手册》

- ２９ -

设计计算及说明

结 果

十.设计总结

通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：

1）能满足所需的传动比

齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了1∶10.96的总传动比。

2）选用的齿轮满足强度刚度要求

由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强

度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。

3）轴具有足够的强度及刚度

由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形

时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。

4）箱体设计的得体

设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。

5）加工工艺性能好

设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。

此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。

（6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

- ３０ -

设计计算及说明

忽略此处..

结 果

- ３１ -