一级圆柱齿轮减速器设计说明书(模板).doc

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1、.word.机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定一、传动方案拟定.3 3二、电动机的选择二、电动机的选择.4.4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6.6四、传动装置的运动和动力设计四、传动装置的运动和动力设计.7.7五、普通五、普通 V V 带的设计带的设计.10.10六、齿轮传动的设计六、齿轮传动的设计.15.15七、传动轴的设计七、传动轴的设计.18.18八、箱体的设计八、箱体的设计.27.27九、键连接的设计九、键连接的设计2929十、滚动轴承的设计十、滚动轴承的设计3131十一、润滑和密封的设计十一、润

2、滑和密封的设计3232十二、联轴器的设计十二、联轴器的设计3333十三、设计小结十三、设计小结.33.33设计题目：单级圆柱齿轮减速器设计题目：单级圆柱齿轮减速器机械系：机械系：设计者：设计者：学学号：号：指导教师：指导教师：.word.一、设计课题：一、设计课题：设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期作，单向运荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限限1010 年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为 9 96 6%

3、，运输带允许速，运输带允许速度误差为度误差为 5%5%。原始数据原始数据编号编号1运输带拉力运输带拉力 F F（N N）1500运输带速度运输带速度 V V（m/sm/s）1.1卷筒直径卷筒直径 D D（mmmm）220设计任务要求：设计任务要求：1.1.减速器装配图纸一减速器装配图纸一 X X（A1A1 图纸）图纸）2.2.轴、传动零件图纸各一轴、传动零件图纸各一 X X（号图纸）（号图纸）3.3.设计说明书一分设计说明书一分.word.计算过程及计算说明一、传动方案拟定一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1 1）已知条件：已知条件：1.工作环境：一般条件，通风良好；2.载荷

4、特性：工作平稳、单向运转；3.使用期限：8 年，大修期 3 年，单班工作；4.卷筒效率：=0.96；5.运输带允许速度误差：5%；6.生产规模：一般规模厂中小批量生产。（）、原始数据：滚筒圆周力 F=1500N；带速 V=1.1m/s；滚筒直径 D=220mm；方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，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。.word.1.电动机 2.V 带传动3.圆柱齿轮减速器4.连轴器5.滚筒6.运输带.word.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

5、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）：da(kw)由式(2)：V/1000(KW)因此Pd=FV/1000a(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.95，0.96，0.97，.则：总=0.960.980.970.990.96=0.7827所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=(30001.1)/(10000.83)=2.108(kw).word.3、确定

6、电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒601000V/（D）=(6010001.1)/（220）=95.49r/min根据手册表推荐的传动比合理 X 围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比 X 围=3。取带传动比=。则总传动比理论 X围为：a。故电动机转速的可选 X 为Nd=Ian 卷筒=(624)95.49=572.962291.83 r/min则符合这一 X 围的同步转速有：1000 和 1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)同步转速满载转速1Y100L 1-42.2150014202Y112M-62.210

7、00960综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格.word.中心高 H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸FGD13252034531521614012286087三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n 卷筒=940/95.49=9.84和带传动、减速器传动比，方案 1 计算后带速小于5m/s,相比之下第 2 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y112M-2，.word.总传动比等于各传

8、动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i（式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 带 i=24）因为：iai0i所以：iiai09.84/2.83.5四、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轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率（KW）T，T，.为各轴的输入转矩（Nm）n,n,.为各轴的输入转矩（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.word.（1）计

9、算各轴的转数：轴：n=nm/i0=940/2.8=335.7（r/min）轴：n=n/i1=335.7/3.5=95.92r/min卷筒轴：n=n（2）计算各轴的功率：轴：P=Pd01=Pd1=2.20.96=2.112（KW）轴：P=P12=P23=2.1120.960.96=1.95（KW）由指导书的表 1 得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99.word.计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=95502.2/940=22.35 Nm轴 T=9550P1/n1=75.1 Nm轴 T=9550P2/n2=194.15 Nmi0 为带传动传动比i1

10、为减速器传动比滚动轴承的效率为 0.980.995 在本设计中取 0.98综合以上数据，得表如下：功率（KW）转速（r/min）传动比效率扭矩（N.M）电动机轴2.29602.80.9622.35轴2.112335.53.50.9660.1轴1.9595.921.000.96194.2.word.=940100/（100060）=4.9m/s不介于 525m/sX 围内，故不合适取 d1=106mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)=2.8106(1-0.02)=290.9mm由表 9-2 取 d2=300mm(虽使 n2 略有减少，但五.V 带的设计（1）选择普通 V 带型号由 P

11、C=KAP=1.22.1=2.52（KW）根据课本 P134 表 9-7 得知其交点在 A、B 型交界线处，故 A、B 型两方案待定：方案 1：取 A 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)=2.8100(1-0.02)=274.4mm由表 9-2 取 d2=280mm(虽使 n2 略有减少，但其误差小于 5%，故允许)带速验算：V=n1d1/（100060）由课本 P134 表 9-5 查得 KA=1.2由 课 本 P132 表 9-2得，推荐的 A 型小带轮 基 准 直 径 为75mm125mm.word.其误差小于

12、 5%，故允许)带速验算：V=n1d1/（100060）=940106/（100060）=5.22/s介于 525m/sX 围内，故合适确定带长和中心距 a：a0=1.5（d1+d2）=1.5（106+300）=649.6取 a0=650满足：0.7（d1+d2）a02（d1+d2）0.7（106+300）a02（106+300）284.2a0812初定中心距a0=650，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0)=2650+（106+300）/2+（300-106）2/(4650)=1952.2 mm由表 9-3 选用 Ld=2050mm 的实际中心距a=a0+(Ld

13、-L0)/2=650+(2050-1952.2)/2=698.9 mm验算小带轮上的包角11=180-(d2-d1)57.3/a=180-(300-106)57.3/698.9=164.1120 合适确定带的根数由机械设计书表 9-4 查得P0=0.95由表 9-6 查得P0=0.11由表 9-7 查得K=0.95由表 9-3 查得 KL=0.96.word.Z=PC/（(P0+P0)KLK）=2.52/（0.95+0.11）0.971.01）=2.43故要取 3 根 A 型 V 带计算轴上的压力由书 9-18 的初拉力公式有F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2=5002.52

14、（2.5/0.97-1）/（35.22）+0.175.022=1126.9N由课本 9-19 得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2)=23126.9sin(164.1/2)=754.1N合适由课本表 9-2 得，推荐的 B 型小带轮基准直径 125mm280mm.word.由机械设计书表 9-4 查得P0=2.08由表 9-6 查得P0=0.30由表 9-7 查得K=0.95由表 9-3 查得 KL=1.00带轮示意图如下：d0dHLS1斜度 1:25SS2drdkdhddaLBS2.word.六、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

15、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=4.5Z2=Z1u=204.5=90取a=0.3，则d=0.5（i+1）=0.675（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d121123HHEZZZuudkT确定各参数值1载荷系数 查课本表 6-6 取 K=1.22小齿轮名义转矩T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86=1.18105Nmm3材料弹性影响系数由课本表 6-7ZE=189.8MPa.word.4区域系数ZH=2.5

16、5重合度系数t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69Z=77.0369.1434t6许用应力 查课本图 6-21（a）MPaH6101limMPaH5602lim查表 6-8按一般可靠要求取 SH=1则MPaSHHH6101lim1MPaSHHH5602lim2取两式计算中的较小值，即H=560Mpa于是d121123HHEZZZuudkT=2556077.05.28.1895.415.411018.12.123=52.82 mm(4)确定模数m=d1/Z152.82/20=2.641取标准模数值 m=3(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算.wo

17、rd.FFSFYYmbdKT112校核式中 1小轮分度圆直径 d1=mZ=320=60mm2齿轮啮合宽度 b=dd1=1.060=60mm3复合齿轮系数 YFS1=4.38YFS2=3.954重合度系数 Y=0.25+0.75/t=0.25+0.75/1.69=0.69385许用应力 查图 6-22（a）Flim1=245MPaFlim2=220Mpa查表 6-8，取 SF=1.25则aFFFMPS19625.12451lim1aFFFMPS17625.12202lim26计算大小齿轮的FFSY并进行比较02234.019638.411FFSY02244.017695.322FFSY11FFS

18、Y22FFSY取较大值代入公式进行计算 则有6938.095.3360601018.12.12252112YYmbdKTFSF=71.86F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求.word.（6）几何尺寸计算d1=mZ=320=60 mm.word.d2=mZ1=390=270 mma=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mmb=60 mmb2=60取小齿轮宽度 b1=65 mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000）=3.1460342.86/（601000）=1.08 m/s对照表 6-5 可知选择 8 级精度合适。七 轴的设计1，齿轮轴的设计(1)确

19、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.word.(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 P=4.32 KW转速为 n=342.86 r/min根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115dmmnPC76.2686.34232.411533(3)确定轴各段直径和长度1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取 D1=30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）e+2f=（3-1）18+28=52 mm 4P的值为前面第10页中给出在

20、前面带轮的计算中已经得到 Z=3其余的数据手册得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mm.word.则第一段长度 L1=60mm2右起第二段直径取 D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=70mm3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 6208 型轴D5=66mmL5=65mmD6=48mmL6=10mmD7=40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20

21、Nm.word.承，其尺寸为 dDB=408018，那么该段的直径为 D3=40mm，长度为 L3=20mm4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=48mm，长度取 L4=10mm5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为 65mm，则，此段的直径为 D5=66mm，长度为L5=65mm6右起第六段，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 D6=48mm长度取 L6=10mm7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度 L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方

22、向1小齿轮分度圆直径：d1=60mm2作用在齿轮上的转矩为：T1=1.18105Nmm3求圆周力：FtFt=2T2/d2=21.18105/60=1966.67N4求径向力 FrFr=Fttan=1966.67tan200=628.20NFt，Fr的方向如下图所示RA=RB=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1=MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm.word.（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=983.33 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承

23、则 Fa=0那么 RA=RB=Fr62/124=314.1 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=RA62=60.97 Nm垂直面的弯矩：MC1=MC2=RA62=19.47 Nm合成弯矩：NmMMMMCCCC0.6447.1997.602221221（7）画转矩图：T=Ftd1/2=59.0 Nm（8）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：NmTMMCeC14.73)(2222（9）判断危险截面并验算强度1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=73

24、.14Nm,由课本表 13-1 有:-1=60Mpa则：=0.6MeC2=73.14Nm-1=60MpaMD=35.4Nm.word.e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=73.141000/(0.1443)=8.59 Nm-12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：NmTMD4.35596.02）（e=MD/W=MD/(0.1D13)=35.41000/(0.1303)=13.11 Nm-1所以确定的尺寸是安全的。受力图如下：.word.输出轴的设计计算输出轴的设计计算(1)确定轴上零件的定位和固定方式（如图）.word.1，5滚动轴承2轴3齿轮4套筒6密封盖

25、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 217255HBS轴的输入功率为 P=4.11 KW转速为 n=77.22 r/min根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115dmmnPC28.4322.7711.411533(3)确定轴各段直径和长度1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45mm，根据计算转矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准 GB/T 50142003，选用 LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长 L1=82mmD1=45m

26、mL1=82mmD2=52mmL2=54mm.word.2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,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 30mm，故取该段长为L2=74mm3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 6211型轴承，其尺寸为 dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为 L3=364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 270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长

27、度为L4=58mm5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=66mm,长度取L5=10mm6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6=55mm，长度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向1大齿轮分度圆直径：d1=270mm2作用在齿轮上的转矩为：T1=5.08105NmmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=58mmD5=66mmL5=10mmD6=55mmL6=21mmFt=3762.96Nm.word.3求圆周力：FtFt=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N4求径向力 FrFr=Fttan=3762.96tan20

28、0=1369.61NFt，Fr的方向如下图所示（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=1881.48 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 RA=RB=Fr62/124=684.81 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=RA62=116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1=MC2=RA62=41.09Nm合成弯矩：NmMMMMCCCC68.12347.1997.602221221（7）画转矩图：T=Ftd2/2=508.0 Nm（8）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动

29、循环，=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：Fr=1369.61NmRA=RB=1881.48NmRA=RB=684.81 NMC=116.65NmMC1=MC2=41.09 Nm.word.NmTMMCeC56.307)(2222（9）判断危险截面并验算强度1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=307.56Nm,由课本表 13-1 有:-1=60Mpa则：e=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-12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

30、截面：NmTMD8.3040.5086.02）（e=MD/W=MD/(0.1D13)=304.81000/(0.1453)=33.45 Nm-1所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：MC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm=0.6MeC2=307.56Nm-1=60Mpa.word.MD=33.45Nm.word.绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计(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

31、，用于排出污油，.word.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，

32、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.word.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8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度

33、b1 112机座底凸缘厚度b2 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓 d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1,d2至外机壁距离C126,22,18df，d2至凸缘边缘距离C224,16.word.轴承旁凸台半径R124,16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l160，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚m1,m27，7轴承端盖外径D290，105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，

34、以 Md1和 Md2互不干涉为准，一般 s=D2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 d1=30mm,L1=50mm查手册得，选用 C 型平键，得：A 键87GB1096-79L=L1-b=50-8=42mmT=44.77Nmh=7mm根据课本 P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=444.771000/（30742）=20.30Mpa R(110Mpa)2、输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接轴径 d2=44mmL2=62mmT=120.34Nm键 128.word.查手册选 A 型平键 GB1096-79B 键 128GB1096-79l=L2-b=62-12=50

35、mmh=8mmp=4 T/（dhl）=4120.341000/（44850）=27.34Mpa p(110Mpa)3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接轴径 d3=60mmL3=58mmT=513.63Nm查手册 P51 选用 A 型平键键 1811GB1096-79l=L3-b=60-18=42mmh=11mmp=4T/（dhl）=4513.631000/（601142）=74.11Mpa p(110Mpa)十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh1030016=48000 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=

36、628.20N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值.word.5048.38N146001086.34260120.6282.110601616）（）（htdLnfPfC（3）选择轴承型号查课本表 11-5，选择 6208 轴承Cr=29.5KN由课本式 11-3 有146002913133820.622.129500186.3426010)(6010366）（PfCfnLdth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=1369.61N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值6696.63N1460010

37、22.7760161.13692.110601616）（）（htdLnfPfC（3）选择轴承型号查课本表 11-5，选择 6211 轴承Cr=43.2KN由课本式 11-3 有14600391954561.13692.143200122.776010)(6010366）（PfCfnLdth预期寿命足够此轴承合格.word.十一、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

38、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 3050mm。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=0.350.7m3。(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。十二联轴器的设计（1）类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，.word.对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。（2）载荷计算计算

39、转矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，其中 KA为工况系数，由课本表 14-1 得 KA=1.3（3）型号选择根据 TC，轴径 d，轴的转速 n，查标准 GB/T 50142003，选用 LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm,许用转速n=3750r/m,故符合要求。十三、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 X 等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。.word.