展开式二级圆柱齿轮减速器优秀课程设计项目新版说明书.doc

机械设计课程设计

题目题号：展开式二级圆柱齿轮减速器
学 院：机电工程学院
专业班级：机械102
学生姓名：吉洪涛
学 号：111046
指导老师：王银彪
成 绩：优异

年 12 月 2 日

目 录
一 课程设计任务书………………………3
二 设计要求………………………………3
三 设计步骤………………………………4
1.传动装置总体设计方案………………………………………5
2.电动机选择…………………………………………………5
3.确定传动装置总传动比和分配传动比……………………7
4.传动装置运动和动力参数计算……………………………7
5.设计V带和带轮………………………………………………9
6.齿轮设计……………………………………………………12
7.轴设计计算…………………………………………………22
8.滚动轴承选择及寿命计算…………………………………28
9.键联接选择及校核计算……………………………………30
10.联轴器选择…………………………………………………31
11.减速器箱体及附件……………………………………………32
12.润滑密封设计…………………………………………………36
.四设计小结………………………………38
.五参考资料………………………………39

机械设计课程设计成绩评阅表
题　目

评分项目
分值
评价标准
评价等级
得分
A级（系数1.0）
C级（系数为0.6）
选题合理性
题目新奇性
20
课题符合本专业培养要求，新奇、有创新
基础符合，新奇性通常

内容和方案技术优异性
20
设计内容符合本学科理论和实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确
有一定科学性。方案及技术通常

文字和
图纸质量
30
设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。
设计图纸质量高，错误较少。
设计说明书结构通常，层次较清楚，无重大语法错误。
图纸质量通常，有较多错误

独立工作
及发明性
10
完全独立工作，有一定发明性
独立工作及发明性通常

工作态度
10
遵守纪律，工作认真，勤奋好学。
工作态度通常。

答辩情况
10
介绍、讲话正确、清楚，回复问题正确，
介绍、讲话情况通常，回复问题有较多错误。

评价总分

总体评价

注：1、评价等级分为A、B、C、D四级，低于A高于C为B，低于C为D。
2、每项得分＝分值×等级系数（等级系数：A为1.0，B为0.8，C为0.6，D为0.4）
3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”
一 课程设计任务书

展开式二级圆柱齿轮减速器设计
1． 设计题目
用于带式运输机展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所表示。
(1)带式运输机数据
见数据表格。
(2)工作条件
单班制工作，空载开启，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度许可速度误差为±5%。
(3)使用期限
工作期限为十年，检修期间隔为三年。
(4)生产批量及加工条件
小批量生产。
2.设计任务
1)选择电动机型号；
2)确定带传动关键参数及尺寸；
3)设计减速器；
4)选择联轴器。
3.具体作业
1)减速器装配图一张；
2)零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；
3)设计说明书一份。
4.数据表
运输机工作轴转矩T/(N·m)
800
850
900
950
800
850
900
800
850
900
运输带工作速度v/(m/s)
1.2
1.25
1.3
1.35
1.4
1.45
1.2
1.3
1.55
1.4
运输带滚筒直径D/mm
360
370
380
390
400
410
360
370
380
390
工作条件：
(1)单班制工作，空载开启，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度许可速度误差为±5%。
(2)使用期限
工作期限为十年，检修期间隔为三年。
(3)生产批量及加工条件
(4) 小批量生产。

原始数据：
运输机工作轴转矩T（N.m）
800
运输带工作速度V（m/s）
1.4
卷筒直径（mm）
400

二. 设计要求
(1)选择电动机型号；
(2)确定带传动关键参数及尺寸；
(3)设计减速器；
(4)选择联轴器。
三. 设计步骤

1. 传动装置总体设计方案
2. 电动机选择
3. 确定传动装置总传动比和分配传动比
4. 传动装置运动和动力参数计算
5. 设计V带和带轮
1. 传动装置总体设计方案
1）传动装置由三相交流电动机、二级减速器、工作机组成。
2）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大刚度。
3）电动机转速较高，传动功率大，将带轮设置在高速级。
传动装置简图：

2. 电动机选择
电动机所需工作功率为：Pw=Tw*nw/9550 =Tw*60*1000V/(πd*9550)=800*60*1000*1.4/(3.14*400*9550)=5.6 kw
实施机构曲柄转速为：nw=60×1000v/πd=66.9r/min
效率范围:
η1：带传动： V带 0.95
η2：圆柱齿轮 0.99 7级
η3：滚动轴承 0.98
η4：联轴器 浮动联轴器 0.97~0.99,取0.99
ηw 滚筒： 0.99
η=η1*η2*η2*η3*η3*η3*η4*ηw
=0.95*0.97*0.97*0.99*0.99*0.99*0.98*0.99
=0.839
Pd = Pw / η =5.6/0.839=6.67Kw
又因为额定转速Ped ≥ Pd=6.67 Kw
取Ped=7.5kw
常见传动比：
V带：i1=2~4
圆柱齿轮：i2=3~5
圆锥齿轮：i3=2~3
i=i1×i2×i2=2~4×3~5×3~5=18~100 取i=18~40
N=Nw×i=（18~40）×57.83=1041~2313.2 r/min
取N=1500r/min
选Y132M-4电动机 Nm=1440r/min
型号
额定功率Ped
满载转速 nm
开启转矩
最大转矩
中心高H
 Y132M-4
 7.5KW
 1440r/min
 2.2.
 2.2
132mm

3. 确定传动装置总传动比和分配传动比
总传动比i=Nm/Nw=iv×i减=i0×i1×i2
i0为带传动传动比；i1为高速齿轮传动比；i2为低速级齿轮传动比；
总传动比i=Nm/Nw=1440/67.7=21.27
取V带传动比i0=3
减速箱传动比 i减=i/ i0= i1×i2=7.09
按浸油深度要求推荐高速级传动比：
通常i1=（1.1~1.2）i2，取i1=1.1 *i2。
i1*i2=1.1 *i2
i2=2.5，i1=1.1*i2=2.75

4. 计算传动装置运动和动力参数
1）各轴转速(r/min)
n0=nm=1440 r/min
nⅠ=nm/i0=480min
nⅡ= nⅠ/i1=174.55r/min
n Ⅲ= nⅡ/i2=69.82 r/min

2）各轴输入功率（kW）
P0=Pd=6.67 kW
PⅠ=P0×η1=6.67×0.95=6.34 kW
P Ⅱ= PⅠ×η2×η3=6.34×0.97×0.98=6.03kW
P Ⅲ = P Ⅱ×η2×η3=6.03×0.99×0.98=5.85 kW
PⅣ= P Ⅲ×η3×η4=5.85×0.98×0.99=5.68 kW
η1=ηv=0.95, η2=η齿=0.99，η3=η滚=0.98，η4=η联=0.99；
注意：滚筒轴负载功率是指其输出功率，即：
Pw=PⅣηw=5.68*0.99=5.62kW
3）各轴输入扭矩（N.m）
T0=9550×Pd/nm=44.24 N.m
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=126.14 N.m
TⅡ =9550×PⅡ/nⅡ=329.91 N.m
TⅢ =9550×PⅢ/nⅢ=800.16 N.m
TⅣ=9550×PⅣ/nⅢ=776.91 N.m

运动和动力参数结果以下表
编号
理论转速（r/min）
输入功率（kw）
输入转矩(N·mm)
传动比
效率

电机轴
1440
6.67
44.24
3
0.95

高速轴
480
6.34
126.14

2.75
0.97

中间轴
174.55
6.03
329.91

2.5
0.97

低速轴Ⅲ
69.82
5.85
800.16

滚筒轴
57.83
5.62
848.04
\
0.99

5.设计V带和带轮
电动机功率P=6.67KW，转速n=1440r/min 传动比i0=3
1． 确定计算功率Pca
由《机械设计》书本表8-7查工作情况系数KA=1.1
Pca=KA×P=1.1×6.67KW=7.34KW
2.选择V带带型
依据Pca，Nm查图8-11，选A带
确定带轮基准直径dd和验算带速V
1） 初选小带轮基准直径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮基准直径dd1=160 mm
2） 验算带速v，按式（8-13）验算带速度
V=π×n1Dd1/(60*1000)=3.14*160*1440/(60*1000)=12.06 m/s
又5 m/s <V<25 m/s 故带速适宜
3．计算大带轮基准直径。依据式（8-15a），计算大带轮基准直径dd2
dd2=i0*98%* dd1=3*160*98%=470.4 mm
依据表8-8圆整为200mm 此时带传动实际传动比i0’= dd2/ dd1=3.125
4.确定V带中心距a和基准长度Ld
1)0.7（dd2+dd1）a0 2（dd2+dd1）
460mma01320mm
取a0=500mm
2)由式（8-22）计算带所需基准长度：
Ld0=2a0+π/2（dd2+dd1）+（dd2+dd1）×（dd2+dd1）/4a0
=2×500+3.14×660/2+340×340/（4*500）
=2094mm
查表8-2，选Ld=mm，带修正系数KL=1.03
3）按式（8-23）计算实际中心距a
a=a0+（Ld-Ld0）/2
=500+（2094-）/2
=547mm
amin=a-0.015Ld=517mm
amax=a+0.03Ld=560mm
所以中心距改变范围 517~560 mm
5．验算小带轮上包角α1
α1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a
=180°-(500-160)×57.3°/538
=144°90°
满足要求

7计算带根数
1)计算单根V带额定功率Pr
N1=1440r/min ，dd1=160mm
查表8-4a得，P0=2.73KW
查表8-4b得，△P0=0.17 KW
查表8-5得，Ka=1.03
查表8-2得，KL=0.961于是
Pr=（P0+△P0）*Kα*KL=（2.73+0.17）*0.91*1.03=2.69 KW
2)计算V带根数z
z=Pca/Pr=7.34/2.69=2.73
取Z=3
6.齿轮设计
（一）高速级齿轮传动设计计算
输入功率PⅠ=6,34 KW，小齿轮转速nⅠ=480r/min 齿数比u=3.04，工作寿命（每十二个月工作300天），一班制
1. 选定高速级齿轮类型，精度等级，材料
(1)选择直齿圆柱齿轮；
(2)因为工作平稳，速度不高，选择7级精度；
(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；
(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=3.04*24=72.96取Z2=73；
5）选择螺旋角。初选螺旋角β=15°
2. 按齿面接触强度设计
由计算公式（10-21）进行计算，即
d1t≥
1） 确定公式内各计算数值：
（1） 试选Kt=1.6
（2） 由图10-30，选择区域系数ZH =2.425
（3） 由图10-26，查εa1= 0.765 εa2=0.87
εa=εa1+εa2=1.65
（4）计算小齿轮传输转矩
T1=126000 N.mm
(5) 由表10-7选择齿宽系数φd=1
(6)由表10-6，查材料弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2
（7） 由图10-21d，按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限 бHlim1=570 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查大齿轮接触疲惫强度极限бHlim2=350Mpa
（8）计算应力循环次数
N1=60njLh=60×480×1×（1×10×300×8）=6.912×108
N2=N1／u=2.5×108
(9)由图10-19，查接触疲惫寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92
(10)计算接触疲惫许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得
[бH]1=бHlim1 KHN1／S=600×0.95＝570Mpa
[бH]2=бHlim2 KHN2／S=350×0.92=322Mpa
[бH]= （[бH]1+ [бH]2）／2=（570+350）／2=460Mpa

2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得
d1t≥=69.10mm
（2）计算圆周速度
V=πd1t n1／60000=π×69.10×480／60／1000=1.74m／s
（3）计算齿宽b及模数mnt
B=φd d1t=1×69.10=69.10 mm
mnt=d1t cosβ／Z1=（69.10×cos15°）／24=2.78 mm
h=2.25mnt=6.25mm b／h=11.05
（4）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045
（5）计算载荷系数K
KA=1，依据V=1.74m/s，7级精度，由图10-8，查动载荷系数Kv=1.08；
由表10-4，查KHβ=1.420；
由图10-13，查得KFβ=1.35;
由表10-3,查得KHα=KFα=1.2
K=KAKvKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.42=1.84
(6)按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a）得
d=d1t =69.1 ×=72.39mm
(7)mn=d1cosβ/Z1=2.78 mm

3.按齿面接触强度设计
由式10-17，得
mn
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K=KαKvKFαKFβ＝1×1.08×1.2×1.35＝1.75
（2）依据纵向重合度=2.045，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875
（3）计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos3 15°=26.63
Zv2=Z2／cos3β=73／cos3 15°=75.26
（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数
YFa1=2.60 Ysa1=1.595 YFa2=2.14 Ysa2=1.83
(5)由图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限бFE1=500Mpa;
由图10-20b查得大齿轮弯曲疲惫强度极限бFE2=380 Mpa;
（6）由图10-18取弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.88 KFN2=0.90
（7）计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4
[бF]1= KFN1бFE1／S=0.88×500/1.4=314.29 Mpa
[бF]2= KFN2бFE2／S=0.90×380／1.4=244.3Mpa
（9）计算YFa Ysa1／[бF]并加以比较
YFa 2Ysa1/[бF]1=2.60×1.595/314.29=0.0132
YFa 2Ysa2/[бF]2=0.01601
大齿轮数值大
2） 设计计算

mn =2.35 mm
对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数，mn大于由弯曲疲惫强度计算法面模数，取mn=2.5mm，已能够满足弯曲疲惫强度，但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径d1=69.1mm来计算应有齿数，于是由
Z1=d1cosβ／mn=69.1×cos15°／2.5=26.70
取Z1=27
Z2=uZ1=27×3.04=82.08 取Z2=82
此时u=Z2/Z1=82／27=3.04 在误差范围内

4.几何尺寸计算
1） 计算中心距
a=(Z1+Z2) mn／2cosβ =(27+82)×2.5／2／cos15°=141.06mm
圆整为141 mm
2)按圆整后中心距修正螺旋角β
β=arccos(Z1+Z2) mn／2a=arccos[(27+82)×2.5／2／141]=14.91
3) d1=Z1 mn／cosβ=27×2.5／cos14.91o=69.85 mm
d2=Z2 mn／cosβ=82×2.5／cos14.91o=212.14mm
4)计算齿轮宽度
b=φd d1=1×69.85=69.85 mm
圆整后取B2=70 mm， B1=75 mm

（二） 低速级齿轮传动设计计算
输入功率PⅡ=6.03KW，小齿轮转速nⅡ=174.55 r/min 齿数比u=2.34，工作寿命（每十二个月工作300天），一班制
1选定低速级齿轮类型，精度等级，材料
(1)选择直齿圆柱齿轮；
(2)因为工作平稳，速度不高，选择7级精度；
(3)材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS；
(4)选小齿轮齿数为Z1=24，大齿轮齿数为Z2=24*2.34=55.16
取Z2=56；
5）选择螺旋角。初选螺旋角β=15°
3. 按齿面接触强度设计
由计算公式（10-21）进行计算，即
d1t≥
2） 确定公式内各计算数值：
（4） 试选Kt=1.6
（5） 由图10-30，选择区域系数ZH =2.425
（6） 由图10-26，查εa1= 0.79 εa2=0.86
εa=εa1+εa2=1.65
（4）计算小齿轮传输转矩
T1=329914N.mm
(5) 由表10-7选择齿宽系数φd=1
(6)由表10-6，查材料弹性影响系数Ze=189.8Mpa1/2
（7） 由图10-21d，按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限 бHlim1=600 Mpa ，由图10-21c，按齿面硬度查大齿轮接触疲惫强度极限бHlim2=350 Mpa
（8）计算应力循环次数
N1=60njLh=60×174.55×1×（1×10×300×8）=0.25×109
N2=N1／u=0.11×108
(9)由图10-19，查接触疲惫寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.98
(10)计算接触疲惫许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12），得
[бH]1=бHlim1 KHN1／S=600×0.95＝570 Mpa
[бH]2=бHlim2 KHN2／S=350×0.98=343 Mpa
[бH]= （[бH]1+ [бH]2）／2=（570+343）／2=456.5 Mpa

2）计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，由公式得
d1t≥=97.61 mm
（2）计算圆周速度
V=πd1t n1／60000=π×97.61×174.55／60／1000=0.89m／s
（3）计算齿宽b及模数mnt
B=φd d1t=1×97.61=97.61 mm
mnt=d1t cosβ／Z1=（97.61×cos15°）／24=3.93 mm
h=2.25mnt=8.84 mm b／h=11.04
（4）计算纵向重合度εβ
εβ=0.318φdZ1tanβ=0.318×1×24×tan15=2.045
（5）计算载荷系数K
KA=1，依据V=0.89m/s，7级精度，由图10-8，查动载荷系数Kv=1.04；
由表10-4，查KHβ=1.429；
由图10-13，查得KFβ=1.425;
由表10-3,查得KHα=KFα=1.2
K=KAKvKHαKHβ=1×1.04×1.2×1.429=1.783
(6)按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（10-10a）得
d=d1t =97.61×=101.29mm
(7)mn=d1cosβ/Z1=3.93mm

3.按齿面接触强度设计
由式10-17，得
mn
3） 确定计算参数
（2） 计算载荷系数
K=Kα*Kv*KFα*KFβ＝1×1.04×1.2×1.425＝1.7784
（2）依据纵向重合度=2.556，由图10-28,得螺旋线影响系数Yβ=0.875
（3）计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos3 15°=26.67
Zv2=Z2／cos3β=56／cos3 15°=62.22
（4）查表10-5取齿形系数，应力校正系数
YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.28 Ysa2=1.73
(5)由图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限бFE1=500Mpa;
由图10-20b查得大齿轮弯曲疲惫强度极限бFE2=380Mpa;
（6）由图10-18取弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.95 KFN2=0.96
（7）计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4
[бF]1= KFN1бFE1／S=0.95×500／1.4=339.3 Mpa
[бF]2= KFN2бFE2／S=0.96×380／1.4=260.57 Mpa
（9）计算YFa Ysa1／[бF]并加以比较
YFa 2Ysa1/[бF]1=2.65×1.58／339.3=0.01234
YFa 2Ysa2/[бF]2=0.015038
大齿轮数值大
4） 设计计算

mn =2.37mm
对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数，mn大于由弯曲疲惫强度计算法面模数，取mn=2.5mm，已能够满足弯曲疲惫强度，但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径d1=101.29mm来计算应有齿数，于是由
Z1=d1cosβ／mn=101.29×cos15°／2.5=39.1
取Z1=40
Z2=uZ1=40×2.34=93.6取Z2=95
此时u=Z2/Z1=95/40=2.375 在误差范围内

4.几何尺寸计算
2） 计算中心距
a=(Z1+Z2) mn／2cosβ =(95+40)×2.5／2／cos15°=174.87mm
圆整为175mm
2)按圆整后中心距修正螺旋角β
β=arccos(Z1+Z2) mn／2a=arccos[(40+95)×2.5／2／175]=15.36°
3) d1=Z1 mn／cosβ=40×2.5／cos15.36o=103.7 mm
d2=Z2 mn／cosβ=95×2.5／cos15.36o=246.29 mm
4)计算齿轮宽度
b=φd d1=1×103.7=103.7mm
圆整后取B2=100 mm， B1=105 mm
7.轴设计计算
高速轴：
1） 求输出轴上功率P=6.34kw，转速n=480r/min，转矩T=126.14 N.m
2) 作用在齿轮上力
已知高速级齿轮分度圆直径为d=72.39mm Ft=3485. 01N
1315.46
Fa= Ft *tanβ=1268.44 N
3) 初步确定轴最小直径
初步估算轴最小直径,选择轴材料为45钢,调质处理。
依据书本表15—3，取
=25.96mm
又轴上有单个键槽，轴径增加百分之5，取d=35 mm，电动机轴直径为38mm，整体含有一定协调性。
4）轴结构设计
（1）端盖端面距离带轮端面30 mm；
（2）初步选择轴承
因轴承同时受有径向力和轴向力作用,故选择角接触球轴承，0组游隙， 7208AC型。
（3）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm。考虑到箱体铸造误差,在确定轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=25mm；
（4）又齿轮为油润滑，轴承为脂润滑，添加挡油环，挡油环和轴肩长为24mm；
（5）齿轮宽度为B=85mm，且为齿轮轴；
（6）轴承内壁内轴总长为
L=(84+70+24+200+17)=395 mm；

（7）为方便轴承安装，轴承两端做成阶梯。

中间轴：
1） 求输出轴上功率P=6.03kw，转速n=174.55 r/min，转矩T=329.91 N.m
2) 作用在齿轮上力
中速级小齿轮：
分度圆直径为101.29mm
Ft=6514.1 N
Fr= 2458.79
Fa= Ft tanβ=1789.25 N

中速级大齿轮：
因为中速级大齿轮和高速级小齿轮啮合，所以她们之间力大小相等，即
Ft=3504.0 N
Fr= 1322.9N
Fa= Ft *tanβ=965.82 N

3) 初步确定轴最小直径
初步估算轴最小直径,选择轴材料为45钢,调质处理。
依据参考文件2，表15—3，取A0=110
=35.81 mm
又轴上有1个键槽，轴径增加百分之五，取d=50 mm
4）轴结构设计
（1）初步选择轴承
轴承用7210AC型；
（2）又轴承为油润滑，添加挡油环；
（3）总长L=262 mm
（4）为使套筒能够压紧齿轮，轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为60 mm；
（5）齿轮轴向采取轴肩和轴环定位,轴肩高度4mm, 取d=58mm。

低速轴
1） 求输出轴上功率P=5.85kw，转速n=69.82 r/min，转矩T=800.16N.m
2) 作用在齿轮上力
已知低速级大齿轮分度圆直径为d=246.29mm
Ft=6498.0 N
Fr= 2452.89
Fa= Ft tanβ=1785.1N
3) 初步确定轴最小直径
初步估算轴最小直径,选择轴材料为45钢,调质处理。
依据书本表15—3，取

=48.18mm
因为轴上有两个键槽，轴颈增加10％-15％
所以dmin=（10％+1）*48.18=53.0mm
输出轴最小直径显然是安装联轴器处直径,为了使所选轴和联轴器吻合,故需同时选择联轴器型号：齿式联轴器。
4）轴结构设计
（1）为了半联轴器轴向定位,轴段右端需要制出一轴肩,直径d=65mm.
（2）选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力作用,故选择角接触球轴承，7213AC型。
（3）采取轴套进行轴向定位。
（4）取安装齿轮处轴段d=67mm;齿轮左端和左轴承之间采取轴套定位。为了使轴套端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,取宽度为95mm 。齿轮右端采取轴肩定位,轴肩高5mm,取d=77mm；

(5)求轴上载荷及校验
对于7213AC型角接触球轴承,a=38.9mm,简支梁轴支承跨距以下
L2=83.1mm ，L3=119.1mm
Ft=FNH1+FNH2
FNH1×L2=FNH2×L3
得，FNH1= 4176.71N，FNH2=2920.78N
MNH= FNH1×L2=347.08N·m
Fr=FNv1+FNv2
FNv1×L2=FNv2×L3+Ma
Ma= Fa×D/2=240.8
得，FNV1= 1835.3N，FNV2=653.6N
Mv1=127.5N·m
Mv2=74.15N·m

M1=183.07N·m
M2=131.36N·m
载荷
水平
垂直
支反力F
FNH1= 1889.3N
FNH2=1317.1N
FNV1= 1835.3N
FNV2=653.6N
弯矩
MH=156.74N.m
Mv1=127.5N.m
Mv2=74.15N.m
总弯矩
M1=183.07 N.m
M2=131.36 N.m
扭矩T
T=800.16N.m

5. 轴载荷分析图

6.按弯曲扭转合成应力校核轴强度
===7.69MPa

选轴材料为45钢，调质处理。

查表15-1得[]=60MPa

〈 [] 此轴安全
8.滚动轴承设计
减速器各轴所用轴承代号及尺寸

型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
内径d
外径D
宽度T
da
min
Da
max
ra
max
高速轴
7208AC
40
80
18
47
73
1
中间轴
7210AC
50
90
20
57
83
1
低速轴
7213AC
65
120
23
72
113
2

输出轴轴承计算
角接触球轴承7213ACα=25°,其基础额定动载荷C=85kN,基础额定静载荷C0=74.5kN
预期寿命=3×300×8=7200 h
1 ) 轴承所受径向载荷Fr和轴向载荷Fd

内部轴向力:
Fd1=0.68Fr1 =2152.58N
Fd2=0.68Fr2=787.44N
Fae=1885N
因为Fae+Fd2>Fd1
所以被“压紧”轴承1 Fa1= Fae+ Fd2=2672.44N
被“放松”轴承2 Fa2=Fd2=787.44N
2) 当量动载荷P1和P2
低速轴轴承选择7213AC， 因为有轻微震动，取,
Fa1/Fr1=0.84>e,查表13-5 取X=0.41,Y=0.87
P1=fp(XFr1+YFa1)=3985.19N
Fa2/Fr2=e,取X=1,Y=0
P2=fp(XFr2+YFa2)= 1158.0N
取Pmax=3985.19N
3）验算轴承寿命
因为>，所以按轴承1受力大小验算

L>>L′h
所选轴承可满足寿命要求。

9. 键联接设计
1．高速轴带轮键联接
依据d =35 mm，查机械课程设计手册，选择A型，b×h=10×8，
L=32 mm

2．中间轴齿轮键联接
依据d =54 mm，查机械课程设计手册，选择A型，b×h=16×10，
L=50 mm

3．低速轴齿轮键联接
（1） 选择类型及尺寸

依据d =67 mm，查机械课程设计手册，选择A型，b×h=20×12，
L=70 mm
（2）键强度校核
(1) 键工作长度l及键和轮毂键槽接触高度k
l = L -b= 70-20=50 mm
k = 0.5h =6 mm
(2) 强度校核
此处，键、轴和轮毂材料全部是钢，
查表6-2，有轻微震动，取[σp]=110MPa
TⅢ=884.08N.m
σp = [σp]
键安全合格

4.低速轴联轴器键联接
1 选择类型及尺寸
依据d =60mm，查机械课程设计手册，选择C型，b×h=18×11 L=70mm
2 键强度校核
(1) 键工作长度l及键和轮毂键槽接触高度k
l = L–b/2=61 mm
k = 0.5*h =6 mm
(2) 强度校核
此处，键、轴和轮毂材料全部是钢，
查表6-2，有轻微震动，取[σp]=110MPa
T=884.08 N.m
σp = [σp]
键安全合格

10.联轴器选择
1.类型选择.
选择联轴器型号：齿式联轴器

11. 减速器箱体及附件
1） 箱体关键尺寸
采取HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采取外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。
箱体关键结构尺寸

名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚
δ
δ=10mm
箱盖壁厚
δ1
δ1=10mm
箱体凸缘厚度
b，b1，b2
箱座b=1.5*δ=15mm
箱盖b1=1.5*δ=15mm
箱底座b2=2.5*δ=25mm
肋厚
m，m1
箱座m=0.85*δ=8mm
箱盖m=0.85*δ=8mm
地脚螺钉直径
df
0.036*a+12=21.08mm 取M22
地脚螺钉数目
n
n=6
轴承旁联接螺栓直径
d1
d1=0.75*df=18 mm
取M20
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2
(0.5～0.6)* df
取M10
轴承端盖螺钉直径
d3
d3=（0.4～0.5）*df
取M8
窥视孔盖螺钉直径
d4
d4=(0.3～0.4)*df 取 M10
定位销直径
d
d=（0.7～0.8）*d2
=10 mm
df、d1、d2至箱壁外距离
C1
df: C1=30mm
d1: C1=30mm
d2: C1=30mm
df、d2至凸缘边缘距离
C2
df: C2=26mm
d1：C2=26mm
d2: C2=26mm
轴承旁凸台高度半径
R1
R1= C2=26mm
箱体外壁至轴承座端面距离
l1
l1=C1+C2+(5～10)=66 mm
大齿轮顶圆至箱体内壁距离
△1
≥1.2δ
取18 mm
齿轮端面至箱体内壁距离
△2
>δ
取15mm
轴承端盖外径

+（5~5.5）*
120（1轴）140（2轴）
176（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）140（2轴）
176（3轴）

2） 关键附件
a）窥视孔和视孔盖
窥视孔应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区位置，其大小以手能伸进箱体进行检验操作为宜;窥视孔处应设计凸台方便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台
上，并应考虑密封。

b)通气器
通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境原因选择了防尘性能好二次过滤通气器。通气器选M22
油面指示器
用油标尺，其结构简单、在低速轴中常见。油标尺上有表示最高及最低油面刻线。油标尺安装位置不能太低，以避免有溢出油标尺座孔。
油标尺选择M22

c)放油孔和油塞
放油孔应设置在油池最低处，平时用螺塞堵住。采取圆柱螺塞时，箱座上装螺塞处应设有凸台，并加封油垫片。放油孔不能高于油池底面，以免排油不净。选M22
d)起吊装置
减速器箱体沉重，采取起吊装置起吊，在箱盖上铸有箱盖吊耳，为搬运整个减速箱，在箱座两端凸缘处铸有箱座吊耳。结构简单，加工方便。
示意图:

e)定位销
常采取圆锥销做定位销。两定位销间距离越远越可靠，所以，通常将其设置在箱体联接凸缘对角处，并做非对称部署。
取位销直径d≈8mm
f)起盖螺钉