机械设计基础课程设计 一级直齿轮减速器

设计原始数据 ................................................................................................................................... 1 第一章 传动装置总体设计方案 ..................................................................................................... 1

1.1 传动方案 ............................................................................................................................ 1 1.2 该方案的优缺点 ................................................................................................................ 1 第二章 电动机的选择 ..................................................................................................................... 3

2.1 计算过程 ............................................................................................................................ 3

2.1.1 选择电动机类型 ..................................................................................................... 3 2.1.2 选择电动机的容量 ................................................................................................. 3 2.1.3 确定电动机转速 ..................................................................................................... 3 2.1.4 计算各轴转速 ......................................................................................................... 4 2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率 ............................................................................. 4 2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩 ................................................................................. 5 2.2 计算结果 ............................................................................................................................ 5 第三章 带传动的设计计算 ............................................................................................................. 6

3.1 设计步骤 ............................................................................................................................ 6 3.2 带传动的计算结果 ............................................................................................................ 8 3.3 带轮的结构设计 ................................................................................................................ 9 第四章 齿轮传动的设计计算 ....................................................................................................... 10 第五章 轴的设计 ........................................................................................................................... 14

5.1轴的概略设计 ................................................................................................................... 14 5.2 轴的结构设计及校核 ...................................................................................................... 14

5.2.1高速轴的结构设计 ................................................................................................ 14 5.2.2 高速轴的校核 ....................................................................................................... 16 5.2.3低速轴的结构设计 ................................................................................................ 19 5.2.4 低速轴的校核 ....................................................................................................... 20 5.3轴承的选择及校核 ........................................................................................................... 22

5.3.1轴承的选择 ............................................................................................................ 22 5.3.2轴承的校核 ............................................................................................................ 23 5.4 联轴器的选择及校核 ...................................................................................................... 24 5.5键的选择及校核计算 ....................................................................................................... 24 第六章 箱体的结构设计 ............................................................................................................... 26

6.1 箱体的结构设计 .............................................................................................................. 26 6.2轴上零件的固定方法和紧固件 ....................................................................................... 27 6.3轴上轴承的润滑和密封 ................................................................................................... 27 6.4齿轮的润滑方式 ............................................................................................................... 27 第七章 附件设计及选择 ............................................................................................................... 28

7.1 轴承端盖 .......................................................................................................................... 28 7.2 窥视孔和视孔盖 .............................................................................................................. 28 7.3 通气器 .............................................................................................................................. 28 7.4 放油堵 .............................................................................................................................. 29 7.5 油标 .................................................................................................................................. 29 设计小结......................................................................................................................................... 30 参考文献......................................................................................................................................... 31

1

设计原始数据

参数 工作机直径 工作机转速 工作机扭矩 工作机拉力 符号 D V T F=1000T/0.5D 单位 mm m/s N·m N 数值 300 0.63 700 4666.666667

第一章 传动装置总体设计方案

1.1 传动方案

传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。

图 1.1 带式输送机传动装置简图

一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。

1.2 该方案的优缺点

1

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。

减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，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。

2

第二章 电动机的选择

2.1 计算过程

2.1.1 选择电动机类型

按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量

电动机所需的功率为

pdpwaFvakW

由电动机到工作机的传动总效率为

2a12345

式中1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取10.95（带传动），20.99（轴承），30.97（齿轮精度为8级），（弹性联轴器），（工作机效率，包含滑动轴承效率），40.9850.96则：

2a12345=0.95×0.992 ×0.97×0.98×0.96 =0.850

所以

pd2.94 =3.460 kW

a0.850 pw根据机械设计手册可选额定功率为4kW的电动机。 2.1.3 确定电动机转速

工作机轴转速为

n601000v60×1000×0.63

= =40.11 r/min 3.1416×300D取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。故电动机转速的可选范围为

ian(6~20nd)40.11 =241 —802 r/min

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y160M1-8，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。

3

表2.1 电动机主要技术参数

电动机型额定功电动机转速 r/min 号 率kw 电动机传动装置的传动比 满载转速 满载电流 重量kg 总传动比 V 带 减速器 720 8.77 47.00 17.95 4.00 4.49 Y160M1-8 4 电动机型号为Y160M1-8，主要外形尺寸见表 2.2。

图2.1 电动机安装参数 表2.2 电动机主要尺寸参数

中心高 H 外形尺寸 L×HD 底脚安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 D×E 装键部位尺寸 F×G 160 605×385 2×210 15 42×110 12×37 2.1.4 计算各轴转速

nd720

Ⅰ轴 n1 =180.000 r/min 4i0Ⅱ轴 n2n1180.000

=40.107 r/min 4.49 i1工作机轴 n3n240.107 r/min 2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率

各轴输入功率

Ⅰ轴 P1=Pd1=3.460 ×0.950 =3.287 kW Ⅱ轴 P2=P123=3.287 ×0.99×0.97=3.156 kW

4

工作机轴 P P224=3.156 ×0.99×0.98=3.062 kW 3各轴输出功率

Ⅰ轴 P1=P12=3.287 ×0.99=3.2 kW Ⅱ轴 P2=P22=3.156 ×0.99=3.125 kW 工作机轴 P3=P32=3.062 ×0.99=3.032 kW 2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩

电动机的输出转矩Td为

Td95503.460 pd9550× =45.1 Nm

720.000 nd3.287 p19550× =174.384 Nm

180.000 n13.156 p29550× =751.563 Nm

40.107 n23.062 p39550× =729.167 Nm

40.107 n3Ⅰ轴输入转矩T19550Ⅱ轴输入转矩T29550工作机轴输入转矩T39550各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。

2.2 计算结果

运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。

表 2.3 运动和动力参数计算结果

轴名 电动机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 工作机轴

功率P（kw） 输入 输出 3.287 3.188 3.062 3.460 3.2 3.125 3.032 转矩T（N·m） 输入 输出 174.384 751.563 729.167 45.1 转速n r/min 720.000 传动比 i 4.000 效率 η 0.950 172.0 180.000 4.488 744.048 721.875 40.107 40.107 1.000 0.970 0.960 5

第三章 带传动的设计计算

3.1 设计步骤

设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率pd；小带轮转速nd；大带轮带轮转速n2与初选带传动传动比i0=4。

（1）确定计算功率pca

查得工作情况系数KA=1.1。故有： pca=KAPd1.1×3.460 =3.806 kW （2）选择V带带型 据pca和nd选用A带。

（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速

1）初选小带轮的基准直径dd，取小带轮直径dd1=140mm。 2）验算带速v，有： vdd1nd601000=

3.14159×140×720.000

60×100

=5.28 m/s

因为5.28 m/s在5m/s—30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径dd2

dd2i0dd1140×4=560mm 取dd2=560mm （4）确定V带的中心距a和基准长度Ld 1)初定中心距a0=840mm 2)计算带所需的基准长度

(dd1dd2)2 Ld02a0(dd1dd2)

24a03.14159(140-560)2

= 2×840 + (140+560) + =2832mm

24×840

6

选取带的基准长度Ld=2800mm 3）计算实际中心距 aa02800-2832LdLd0=840+ =824 mm

22中心距变动范围：amina0.015Ld824-0.015×2800 = 782.00 mm amaxa0.03Ld824+0.03×2800 = 908.00 mm （5）验算小带轮上的包角

57.3180(dd2dd1)

a=180°-（560-140）×（6）计算带的根数z

57.3°

=150.79 >90 824

1）计算单根V带的额定功率Pr 由dd1140mm和n0720r/min查得 P0=1.32kW

据nd720r/min，i0=4.000 和A型带，查得 P0=0.095kW

查得K=0.92，KL=1.11，于是： Pr=(P0+P0)KLK

=(1.32+0.095)×1.11×0.92 =1.44 kW 2）计算V带根数z Zpca3.806

 =2.63 故取3 根。 1.44 Pr（7）计算单根V带的初拉力最小值(F0)min 查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以

7

(F0)min500(2.5K)Pcaqv2

Kzv(2.5-0.92)3.806

=500× +0.1×5.28 2 =209.18 N

0.92×3 ×5.28 应使实际拉力F0大于(F0)min （8）计算压轴力Fp 压轴力的最小值为： (Fp)min=2z(F0)minsina 2 =2×3 ×209.18 ×sin150.79 °

=1214.55 N 2

3.2 带传动的计算结果

把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。

表 3.1 带传动的设计参数

带型 小带轮直径 大带轮直径 带的根数 带速 A 140mm 560mm 3 5.28 m/s 中心距 包角 带长 初拉力 压轴力 824mm 150.79  2800mm 209.18 N 1214.55 N

8

3.3 带轮的结构设计

小带轮的结构设计 d=42mm

因为小带轮直径dd1=140mm<300mm 因此小带轮结构选择为实心式。 因此V带尺寸如下： d1=1.8d=1.8×42=75.6mm L=1.6d=1.6×42=67.2mm

B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×9=48mm da=dd1+2ha=140+2×2.75=145.5mm

大带轮的结构设计 d=35mm

因为大带轮直径dd2=560mm 因此大带轮结构选择为轮辐式。 因此V带尺寸如下： d1=1.8d=1.8×35=63mm L=1.6d=1.6×35=56mm

B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×9=48mm da=dd1+2ha=560+2×2.75=565.5mm

9

第四章 齿轮传动的设计计算

选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数90。

按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径

2KTi1ZEd1t2.323t11di1[H]

其中：

Kt——载荷系数，选Kt1.3

d——齿宽系数，取d1.2

i1——齿轮副传动比，i14.488

ZE——材料的弹性影响系数，查得ZE1.8MPa

12H——许用接触应力

查得齿轮1接触疲劳强度极限Hlim1650MPa。 查得齿轮2接触疲劳强度极限Hlim2600MPa。

计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作8年）

N160n1jLh60180.000 1(2×8×300×8)4.15 108

N2N14.15 ×108 810 =0.92 4.488 i1查得接触疲劳寿命系数KHN10.95，KHN20.97 取失效概率为1%，安全系数S1，得：

H1KHN1Hlim1S0.95×650

617.5MPa 10.97×600

=582MPa 1

H2KHN2Hlim2S带入较小的H有

10

KTi1ZEd1t2.323t11di1[H]=2.32×3

2

1.3×174.384 4.488 +11.82 × ×( ) =67.44 mm 1.24.488 582

3.14159×67.44 ×180.000 d1tn1圆周速度 v =0. m/s

60×1000601000齿宽 bdd1t1.2×67.44 =80.93 mm 模数 mntd1t67.44

20 =3.37 mm z1齿高 h2.25mnt22.5×3.37 =7.59 mm

b/h7.59 =10.67

80.93

计算载荷系数K：

已知使用系数KA1；

根据v0. m/s，8级精度，查得动载系数Kv1.05；

用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH1.43 ；

查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数KF1.35； 查得齿间载荷分配系数KHKF1； 故载荷系数

KKAKvKHKH1×1.05×1×1.43 =1.50

按实际载荷系数校正所算的分度圆直径

d1d1t3计算模数mn：

mnK67.44 ×Kt3

1.50 1.3 =70.69 mm

d170.69

20 =3.53 mm z1按齿根弯曲强度：

11

mn32KT1YFaYSa 2dz1F计算载荷系数

KKAKvKFKF1×1.05×1×1.35=1.42

查取齿形系数：查得YFa12.80 ，YFa22.20 查取应力校正系数： YSa11.55，YSa21.78 查得齿轮1弯曲疲劳极限FE1500MPa 查得齿轮2弯曲疲劳极限FE2380MPa 取弯曲疲劳寿命系数KFN10.95，KFN20.97 计算弯曲疲劳使用应力：

取弯曲疲劳安全系数S1.4，得

×500

F1KFN1FE10.951.4 =339.29 MPa

S×380

F2KFN2FE20.971.4 =263.29 MPa

S 计算齿轮1的

YFaYSa

F并加以比较

YFa1YSa1F1339.29 =0.0128 263.29 =0.0149

2.20 ×1.78

2.80 ×1.55

YFa2YSa2F2齿轮2的数值大 则有：

mn33

2KT1YFaYSa2dz1F

2×1.42 ×174.384 ×1000

×0.01490 =2.49 mm 1.2×202

=

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数mn3.00 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触

12

疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径d170.69 mm来计算应有的齿数。

则有： z1d170.69

=23.56 24 mn3.00

取z124，则 z2z1i1=24×4.488 =107.71 108 计算齿轮分度圆直径：

d1z1mn24×3.00 =72mm d2z2mn108×3.00 =324mm

几何尺寸计算

计算中心距：

dd2=72+324 =198mm a12

2计算齿轮宽度：

bdd11.2×72≈90mm

取B195mm，B290mm。

表4.1 各齿轮主要参数

名称 中心距 传动比 模数 压力角 啮合角 齿数 代号 a i1 mn  ’ z 单位 高速级 198 4.49 3 20 20 24 72.00 78.00 .50 95 40Cr(调质) 低速级 mm mm ° ° 108 324.00 330.00 316.50 90 45 钢(调质) 240HBS 分度圆直径 d 齿顶圆直径 da 齿根圆直径 df 齿宽 材料 齿面硬度 b mm mm mm mm 280HBS 13

第五章 轴的设计

5.1轴的概略设计

（1）材料及热处理

根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。 （2）按照扭转强度法进行最小直径估算

dminA3Pmm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对n轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103—126，则取A=110。

Ⅰ轴d1A3P1110×n1P2110×n23

3.287

=28.97 mm

180.000

3.156

=47.14 mm

40.107

3

Ⅱ轴d2A3（3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径

考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为： Ⅰ轴d1mind1(17%)30.99 mm Ⅱ轴d2mind2(110%)51.85 mm

将各轴的最小直径分别圆整为：d1min=35mm，d2min=55mm。

5.2 轴的结构设计及校核

5.2.1高速轴的结构设计

高速轴的轴系零件如图所示

14

图5.1 高速轴的结构

各轴段直径及长度的确定

d11：轴1的最小直径，d11=d1min=35mm。

d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d11大5-10mm，取d12=41mm。

d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209，根据轴承内圈尺寸取d13=45mm。

d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=52mm。 d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=78.00 mm。

d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=52mm。 d17：滚动轴承轴段，d17=d13=45mm。 各轴段长度的确定

l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=56mm。 l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=63.6mm l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=32mm l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=10mm l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=95mm

l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10mm l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=34mm

15

图5.2高速轴的尺寸图 表5.1高速轴各段尺寸

直径 d11 35 l11 56 d12 41 l12 63.6 d13 45 l13 32 d14 52 l14 10 d15 d16 d17 45 l17 34 mm 长度 78.00 52 l15 95 l16 10 mm 5.2.2 高速轴的校核

圆周力Ft12T12×172. ×1000

=4795.57 N 72.00 d1径向力Fr1Ft1tann4795.57 ×tan20°=1745.44 N （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示； （2）支撑反力，在水平面上为

其中带轮压轴力Q=(Fp)min=1214.55 N

如高速轴结构图所示 l1=99.1mm l2=82mm l3=82mm

RAHQ(l1l2l3)Fr1l3

l2l3=

-1214.55 ×(99.1+82+82)+1745.44 ×82

=-1075.75 N

82+82

式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。

RBHQRAHFr1-1214.55 –(-1075.75 )+1745.44 =1606. N

16

在垂直平面上为

RAVRBV4795.57 ×82Ft1l3 =-2397.78 N  -

82+82l2l3轴承A的总支承反力为

22RARAHRAV(-1075.75 )2 +(-2397.78 )2 =2628.04 N

轴承B的总支承反力为

22RBRBHRBV(1606. )2 + (-2397.78 )2 =2886.29 N

（3）弯矩计算

MAHQl11214.55 ×99.1=120362.24 Nmm

M1HRBHl31606. ×82=131744.29 Nmm 在垂直平面上为

M1VRAVl2-2397.78 ×82=-196618.19 Nmm 合成弯矩，有

MAMAH120362.24 Nmm

M1M12HM12(131744.29 )2 +(-196618.19 )2 =236675.45 Nmm V（4）画出弯矩图如下图所示 （5）转矩和转矩图

T11720.36 Nmm

齿轮轴和点A处弯矩较大，且A点轴颈较小，故A点剖面为危险剖面。 其抗弯截面系数为

3.14×453 W =41. mm3

32323d13抗扭截面系数为

3.14×453

WT =17883.28 mm3

16163d13最大弯曲应力为

17

AMA120362.24

 =13.46 MPa 41. W扭剪应力为

T11720.36

=9.65 MPa WT17883.28

按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为

2eA4()213.46 2 +4×(0.6×9.65 )2 =17.76 MPa

查得[-1]60MPa e< [-1]，故强度满足要求。

高速轴弯扭受力图

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5.2.3低速轴的结构设计

低速轴的轴系零件如图所示

图5.3 低速轴的结构图

各轴段直径及长度的确定

d21：滚动轴承轴段，d21=65mm，选取轴承型号为深沟球轴承6213。 d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=74mm。 d23：齿轮处轴段，d23=67mm。 d24：滚动轴承处轴段d24=65mm。

d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=63mm。 d26：轴3的最小直径，d26=d2min=55mm。 各轴段长度的确定

l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=38mm。 l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5mm l23：大齿轮宽度，取l23=88mm

l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=50.5mm l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=.6mm l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=84mm

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图5.4低速轴的尺寸图 表5.2低速轴各段尺寸

直径 d21 65 l21 38 d22 74 l22 12.5 d23 67 l23 88 d24 65 l24 50.5 d25 63 l25 .6 d26 55 l26 84 mm 长度 mm 5.2.4 低速轴的校核

圆周力Ft22T22×751.56

=4639.28 N 324.00 d2径向力Fr2Ft2tann4639.28 ×tan20°=1688.56 N （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示； （2）支撑反力，在水平面上为

如低速轴结构图所示 l1=108.1mm l2=83mm l3=83mm

RAHRBH1688.56 ×83Fr2l2- =-844.28 N

83+83l2l3在垂直平面上为

RAVRBVFt2l24639.28 ×83

 =2319. N

83+83l2l3轴承A、B的总支承反力为

22RARBRAHRAV(-844.28 )2 +(2319. )2 =2468.51 N

（3）弯矩计算

20

M2HRAHl3-844.28 ×83=-70075.22 Nmm 在垂直平面上为

M2VRAVl32319. ×83=192530.09 Nmm 合成弯矩，有

22M2M2HM2V(-70075.22 )2 +(192530.09 )2 =204886.24 Nmm

（4）画出弯矩图如下图所示 （5）转矩和转矩图

T2751563.25 Nmm

因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。 已知低速大齿轮键槽b=20mm,t=6mm。其抗弯截面系数为

bt(d23t)23.14×653 20×6(65-6)2

- =23734.35 mm3 W322×65322d233d23抗扭截面系数为

bt(d23t)23.14×653 20×6(65-6)2

- =50681.93 mm3 WT162×65162d233d23最大弯曲应力为

bM2204886.24

 =8.63 MPa 23734.35 W扭剪应力为

T214.83 MPa WT按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为

eb24()28.63 2 +4×(0.6×14.83 )2 =19.78 MPa 查得[-1]60MPa e< [-1]，故强度满足要求。

21

低速轴弯扭受力图

5.3轴承的选择及校核

5.3.1轴承的选择

轴承类型选择为深沟球轴承。 Ⅰ轴选轴承为：6209； Ⅱ轴选轴承为：6213； 所选轴承的主要参数见表5.3。

表 5.3 所选轴承的主要参数

基本尺寸/mm 轴承代号 6209 6213

安装尺寸/mm da 52 74 22

基本额定 /kN 动载荷Cr 静载荷C0r 31.5 57.2 20.5 40 d 45 65 D 85 120 B 19 23 Da 78 111 5.3.2轴承的校核

输入轴轴承校核

查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。

1.求两轴承受到的径向载荷RA和RB

将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中

22A点总支反力RARAHRAV=2628.04 N 22RBVB点总支反力RBRBH=2886.29 N。

2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力 3.求轴承的当量动载荷P

根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1,X2 =1 P1=fP（X1RA）=3153.65 N P2=fP（X2RB）=3463. N 4.验算轴承寿命

因P1106CrLh()=696 h>38400h 轴承具有足够寿命。

60n1P

输出轴轴承校核

查滚动轴承样本可知，轴承6213的基本额定动载荷Cr=57.2kN，基本额定静载荷Cr0=40kN。

1.求两轴承受到的径向载荷RA和RB

将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中

22A点总支反力RARAHRAV=2468.51 N 22RBVB点总支反力RBRBH=2468.51 N。

2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力

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3.求轴承的当量动载荷P

根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1 P1=fP（X1RA）=2962.21 N P2=fP（X2RB）=2962.21 N 4.验算轴承寿命

因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）×300（天）×16（小时）=38400h。

106CrLh()=2992044 h>38400h 轴承具有足够寿命。

60n2P5.4 联轴器的选择及校核

由于设计的减速器伸出轴D55 mm，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：

主动端：J型轴孔、A型键槽、d55 mm、L 84mm 从动端：J1型轴孔、A型键槽、d55mm、L84 mm

J55×84

选取的联轴器为：TL9 GB/T4323 J155×84

联轴器所传递的转矩T=744.048 Nm，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为

TcaKAT967.26 Nm

查得该联轴器的公称转矩为1000Nm，因此符合要求。

5.5键的选择及校核计算

高速轴端键选择的型号为键A10×50 GB/T1096

键的工作长度为l=L-b=50-10=40mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[p]150MPa，则其挤压强度

2T103p108.99 MPa[p]150MPa

kld

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满足强度要求。

低速轴齿轮处键选择的型号为键A20×84 GB/T1096

键的工作长度为l=L-b=84-20=mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[p]150MPa，则其挤压强度

2T103p58.42 MPa[p]150MPa

kld满足强度要求。

低速轴端联轴器键选择的型号为键A16×78 GB/T1096

键的工作长度为l=L-b=78-16=62mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得[p]150MPa，则其挤压强度

2T103p88.16 MPa[p]150MPa

kld满足强度要求。

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第六章 箱体的结构设计

6.1 箱体的结构设计

箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：

表6.1 箱体的结构设计

名称 箱体壁厚 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 df符号  b1 计算公式 结果 8 12 12 20 20 =0.025a+1≥8 b11.51 b1.5 b b2 b22.5 df df0.036a12n d1 a250时，n4 4 16 10 8 26、22、16 d10.75df d2 d2=（0.5~0.6）df d3 d4=（0.4~0.5）df 课程设计手册 ，d1，d2至外机壁距离 C1 ，d1，d2至凸缘边距 dfC2 课程设计手册 24、20、14 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 外机壁至轴承座端面距离

1 2 1>1.2 2> C1C2(510） 10 15 52 l1 26

6.2轴上零件的固定方法和紧固件

（1）齿轮的安装

高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。

低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。

（2）联轴器与低速轴的装配

联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。

6.3轴上轴承的润滑和密封

当低速大齿轮转速v2>2m/s时，轴承润滑方式为油润滑；当v2≤2m/s时，轴承润滑方式为脂润滑。

低速大齿轮线速度为v2n2d20.69 m/s，轴承润滑方式选择为脂润滑。

601000脂润滑型号选择为：ZG-S石墨钙基润滑脂。

密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈41 JB/TQ4606。

6.4齿轮的润滑方式

减速器齿轮的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度v<12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。

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第七章 附件设计及选择

7.1 轴承端盖

轴承端盖选择为凸缘型轴承端盖，以方便拆装及轴承游隙调整。

7.2 窥视孔和视孔盖

窥视孔应位于箱体顶部，能够看到齿轮啮合情况，视孔盖板一般采用钢板或铸铁支撑，用M5-M10螺栓进行紧固。

7.3 通气器

通气器主要作用是保持箱体内外气压均匀，避免由于跑和造成箱体内气压上升，造成渗油或漏油。附图通气器可用于清洁、多尘等环境。

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7.4 放油堵

放油孔的位置，位于箱体油池最低处，并保证螺孔内径低于箱体底座内壁。放油孔用螺栓堵住，安装时应加封油圈以加强密封。

7.5 油标

油标位于齿轮箱侧面，以便观察齿轮箱油面位置。本次设计才有游标尺，因游标尺结构简单，在减速器中较常采用，且安装孔易于加工。

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设计小结

这次关于一级圆柱齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的基础。

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。

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。

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参考文献

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[3] 郑文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. 北京：高等教育出版社，1997.7 [4] 陈立德主编.机械设计课程设计指导书 [5] 龚桂义主编.机械设计课程设计图册（第三版） [6] 陈铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册

[7] 邱宣怀主编.机械设计（第四版）.北京：机械工业出版社，1995 [8] 周开勤主编.机械零件手册（第四版）.北京：高等教育出版社，1994 [9] 徐灏主编.机械设计手册.北京：机械工业出版社，1991

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