一级直齿圆柱齿轮减速器设计项目说明指导书.doc

新 余 学 院
《机械设计课程设计》

任

务

书

专 业 机械设计制造及自动化

学 生 姓 名 刘金龙

班 级 13机制本1班

学 号

指 导 教 师 胡宾伟老师

起 止 日 期 /12/7-/12/18

机械设计课程设计任务书
一、设计题目：
带式输送机传动装置一级直齿圆柱齿轮减速器设计
二、设计数据：
已知输送带有效拉力F(N)，减速器输出转速n(r∕min)、许可误差5%、输送机滚筒直径D(mm)，减速器设计寿命为，工作条件；两班工作制，常温下连续工作，空载开启，工作载荷平稳，单向运转，三相交流电源，电压为380∕ 220V，一级减速器,原始数据如表

原始数据
F
n
D
2950N
250r/min
380mm

三、设计任务：
1.依据原始数据确定电动机功率和转速，计算传动比，并进行运动及动力参数计算。
2进行传动零件强度计算，确定其关键参数.。
3.对减速器进行结构设计，并绘制一级减速器装配图及关键零件图。
4. 对低速轴上轴承、键和轴等进行寿命计算和强度校核。
5. 对关键零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计，并绘制零件工作图。
6.编写设计计算说明书。

指导老师： 胡宾伟 12月 7 日

机械设计课程设计任务书 1
1绪论 2
1.1 摘要 2
1.2 选题目标和意义 2
2机械传动装置总体设计 3
2.1 确定传动方案  3
2.2 选择电动机 3
2.2.1 选择电动机类型 3
2.2.2 选择电动机额定功率  3
2.2.3 电动机转速选择 4
2.2.4 确定电动机型号 5
2.3 传动比分配 7
2.4 计算传动装置运动和动力参数 7
3传动零件设计 9
3.1 箱外传动件（V带设计） 9
3.2减速器内传动件设计（齿轮传动设计） 11
3.2.1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级 11
3.2.2按齿面接触疲惫强度设计齿轮 11
3.2.3关键参数选择和几何尺寸计算 13
3.2.4齿根校核 14
3.3轴设计 15
3.3.1高速轴设计 15
3.3.2低速轴设计 19
3.3.3确定滚动轴承润滑和密封 21
3.3.4回油沟 22
3.3.5确定滚动轴承在箱体座孔中安装位置 22
3.3.6 确定轴承座孔宽度L 22
3.3.7确定轴伸出箱体外位置 22
3.3.8 确定轴轴向尺寸 22
3.4滚动轴承选择和校核计算 23
3.4.1高速轴承校核 23
3.4.2低速轴承校核 24
3.5键联接选择及其校核计算 24
3.5.1选择键类型和规格 24
3.5.2校核键强度 25
3.6联轴器扭矩校核 26
3.7 减速器基础结构设计和选择 26
3.7.1齿轮结构设计 26
3.7.2滚动轴承组合设计 27
3.7.3滚动轴承配合 27
3.7.4滚动轴承拆卸 27
3.7.5轴承盖选择和尺寸计算 27
3.7.6润滑和密封 29
4箱体尺寸及附件设计 30
4.1箱体尺寸 30
4.2附件设计 32
4.2.1检验孔和盖板 32
4.2.2通气器 32
4.2.3油面指示器 32
4.2.4放油螺塞 33
4.2.5定位销 33
4.2.6起盖螺钉 33
4.2.7起吊装置 33
5设计总结 35
6参考文件 36

1绪论
1.1 摘要
齿轮减速机是按国家专业标准ZBJ19004生产外啮合渐开线斜齿圆柱齿轮减速机，齿轮减速机是中国广泛利用在华东地域、华东地域、用于塔引入式起重机机械回转机构，广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。齿轮减速机通常见于低转速大扭矩传动设备，把电动机一般减速机也会有几对相同原理齿轮达成理想减速效果，大小齿轮齿数之比，就是传动比。伴随减速机行业不停发展，越来越多企业利用到了减速机。
1.2 选题目标和意义
减速器类别、品种、型式很多，现在已制订为行（国）标减速器有40余种。减速器类别是依据所采取齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器品种是依据使用需要而设计不一样结构减速器；减速器型式是在基础结构基础上依据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等原因而设计不一样特征减速器。
和减速器联接工作机载荷状态比较复杂，对减速器影响很大，是减速器选择及计算关键原因，减速器载荷状态即工作机（从动机）载荷状态，通常分为三类：
①—均匀载荷;
②—中等冲击载荷;
③—强冲击载荷。减速器是指原动机和工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并对应地增大转矩。另外，在一些场所，也有用作增速装置，并称为增速器。
在设计过程中，我们能正确了解所学知识，而我们选择减速器，也是因为对我们专业学生来说，这是一个很经典例子，能从中学到很多知识。
2机械传动装置总体设计
2.1 确定传动方案 
此次设计选择带式输送机机械传动装置方案为V带传动和一级闭式齿轮传动，其传动装置见下图。  

2.2 选择电动机
2.2.1 选择电动机类型
电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y系列通常见途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2.2.2 选择电动机额定功率 
已知带式输送机性能参数以下表
输送带工作拉力F/N
输送带工作速度
卷筒直径D/mm
2950N
250r/min
380mm

1、工作机所需要功率为：
Pw=Fv/1000,式中：v=πDn/60*1000=3.14*380*250/60*1000=4.972m/s
Pw=Fv/1000=2950*4.972/1000=14.667Kw
2、从电动机到工作机传动总效率为：
其中、、、、分别为V带传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和滚筒效率，查取《机械基础》P459附录3 选择=0.95 、=0.97（8级精度）、=0.99（球轴承）、=0.995、=0.96
故
3、电动机所需功率为
Pd= / ɳ=14.667Kw/0.862=17.016Kw又因为电动机额定功率
查《机械基础》P499附录50，选择电动机额定功率为17.5kW，满足电动机额定功率 。
2.2.3 电动机转速选择

传动滚筒轴工作转速：
Nω=v*60*1000/πD= 4.972m/s*60*1000/3.14*380mm=250.02r/min
查《机械基础》P459附录3， V带常见传动比为i1=2~4，圆柱齿轮传动一级减速器常见传动比范围为i2=3~5（8级精度）。依据传动装置总传动比i和各级传动比i1、i2、…in之间关系是i=i1i2…in，可知总传动比合理范围为i=6~20。
又 因为 ，
故 电动机转速可选择范围对应为

符合这一范围同时转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。
2.2.4 确定电动机型号
选上述不一样转速电动机进行比较，查看下表：

综合考虑选择同时转速为1500r/minY系列电动机，型号为Y180M-4。
得到电动机关键参数，见下表：
电动机技术数据
电动机型号
额定功率
（kw）
同时转速
（r/min）
满载转速
（r/min）

Y180M-4
18.5
1500
1470
2.0
2.2

2.3 传动比分配
1、传动系统总传动比i总
电动机选定后，依据电动机满载转速nm和工作机转速nw即可确定传动系统总传动比I，即
i总=nm/nw=1470/250≈5.88
2、总传动比等于各传动比乘积 i总=i带×i齿
取i带=2（一般V带 i=2～4）
因为：i总=i带×i齿,所以：i齿＝5.88/2≈2.94
3、分配各级传动比
各级传动比和总传动比关系为i=i1i2。依据V带传动比范围i1=2 ~ 4 ，初选i1＝3.042，则单级圆柱齿轮减速器传动比为4，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3~5（8级精度），且符合了在设计带传动和一级圆柱齿轮减速器组成传动装置中，应使带传动比小于齿轮传动比，即i带<i齿。
2.4 计算传动装置运动和动力参数
1、 计算各轴输入功率
0轴（电动机轴）输出功率为：P0=Ped=17.5kw
1轴（减速器高速轴）输入功率：从0轴到1轴，经过V带传动和一个联轴器，所以：P1=Pedŋ带=17.5kw*0.95=16.625kw
2轴（减速器低速轴）输入功率：从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮传动，一对齿轮啮合传动，所以：p2=p1ŋ承ŋ带=16.625kw*0.99*0.97=15.96kw
3轴（滚动轴）输入功率：从2轴到3轴，经过一对轴承，一个联轴器，所以：P3=P2ŋ承ŋ联=15.96kw*0.99*0.995=15.73kw
2、 计算各轴转速
输入轴转速：n1=nm=1470r/min
输出轴转速：n2=n1/i1=1470/2=735 r/min
滚筒轴4转速：n4=n3=735/3.7=198.65 r/min
3、 各轴输入转矩T(N∙m)
输入轴转矩：T1=9550P1/n1=9550×16.625/1470=108.01 N∙m
输出轴转矩：T2=9550P2/n2=9550×15.96/735=207.37N∙m
滚筒轴转矩：T3=9550P3/n3=9550×15.73/198.65=756.21N∙m

3传动零件设计
3.1 箱外传动件（V带设计）
1、确定计算功率
计算功率Pca是依据传输功率P和带工作条件而确定.
Pca=KAP＝１.２×17.5kW＝21kW
其中，Pca为计算功率， KA＝１.２；
2、选择V带带型
①依据计算功率Pca和小带轮转速n1，确定一般V带为A型，参考教材第九版《机械设计》。
②由①可得到小带轮基准直径范围为80mm≤dd≤100mm，再参考教材第八版《机械设计》表8-6 V带轮最小基准直径和表8-8 一般V带基准直径系列，确定大小带轮基准直径，应使dd1≥（dd）min，初选dd1为100mm，dd2=2dd1=200mm，则带速V1为：
V1=πdd1n1/(60×1000)=3.14×100×1470/(60×1000)m/s≈7.693m/s
此值在5~25m/s范围内，符合要求。
③确定中心距a，并选择V带基准长度Ld。
依据带传动总体尺寸限制条件或要求中心距，经过计算，
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）得： 210 mm≤a0≤600 mm
初定中心距为a0=300mm。
计算对应带长Ld0
Ld0≈2a0+π/2×(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0
=2×300+π/2×(100+200)+(100+200)2/(4×300)=1146 mm
带基准长度Ld依据Ld0，参考教材得 V带基准长度系列及长度系数KL，得Ld=1250 mm。
④计算中心距a及其变动范围
传动实际中心距近似为
a≈a0＋(Ld－Ld0)/2=300＋(1250－1146)/2=352 mm
考虑到带轮制造误差、带长误差、带弹性和因带松弛而产生补充张紧需要，常给出中心距变动范围为
amin=a－0.015Ld=352－0.015×1250≈334 mm
amax=a+0.03Ld=352＋0.03×1250≈390 mm
⑤验算小带轮上包角α1
由设计经验可得，小带轮上包角α1小于大带轮上包角α2；小带轮上总摩擦力对应地小于大带轮上总摩擦力。所以，打滑只可能在小带轮上发生。为了提升带传动工作能力，应使α1≥900
α1≈1800－(dd2－dd1)×57.30÷a=1800－(200－100)×57.30÷352≈163.70≥900
⑥确定带根数z
由式Pca=KAP得出，其中KA为工作情况系数，P为传输功率；Pr为额定功率，由式Pr=（P0＋∆P0）×Ka×KL得出，其中P0为单根一般V带所能传输最大功率，
Z=Pca/Pr=KAP/[（P0＋∆P0）×Ka×KL]≈6
为了使各根V=6根带受力均匀，带根数不宜过多，通常少于10根，经判定，符合要求。
⑦确定带初拉力F0
下式中，q为传动带单位长度质量，kg/m,参考教材得：
p=0.1kg/m。
F0min=500×(2.5－Ka)Pca/Kazv＋qv2=500×(2.5－0.96)×3.6/(0.96×6×5.02)＋0.1×5.022≈98.39 N
对于新安装V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后V带，初拉力应为1.3（F0）min，则初拉力应选F0=1.5（F0）min。
⑧计算带传动压轴力Fp
Fp=2zF0sin(α1/2)=2×6×1.5×98.39×sin(163.70/2)=1.75 kN
其中，α1为小带轮包角。
3.2减速器内传动件设计（齿轮传动设计）
3.2.1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级
① 齿轮材料、热处理方法及齿面硬度
因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于通常齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查《机械基础》P322表14－10，小齿轮选择45号钢，调质处理，硬度260HBS；大齿轮选择45号钢，调质处理，硬度为220HBS。
② 精度等级初选
减速器为通常齿轮传动，圆周速度不会太大，依据《机械设计学基础》P145表5－7，初选8级精度。
3.2.2按齿面接触疲惫强度设计齿轮
因为本设计中减速器是软齿面闭式齿轮传动，齿轮承载能力关键由齿轮接触疲惫强度决定，其设计公式为：
① 确定载荷系数K
因为该齿轮传动是软齿面齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称部署，依据电动机和载荷性质查《机械设计学基础》P147表5－8，得K范围为1.4~1.6， 取K＝1.5。
② 小齿轮转矩

③ 接触疲惫许用应力

ⅰ）接触疲惫极限应力
由《机械设计学基础》P150图5－30中MQ取值线，依据两齿轮齿面硬度，查得45钢调质处理后极限应力为
=600MPa ， =560MPa
ⅱ）接触疲惫寿命系数ZN
应力循环次数公式为 N=60 n jth
工作寿命每十二个月按300天，天天工作8小时，故
th=(300×10×8)=24000h
N1=60×466.798×1×24000=6.722×108

查《机械设计学基础》P151图5－31，且许可齿轮表面有一定点蚀
ZN1=1.02 ZN2=1.15
ⅲ) 接触疲惫强度最小安全系数SHmin
查《机械设计学基础》P151表5－10，得SHmin＝1
ⅳ）计算接触疲惫许用应力。
将以上各数值代入许用接触应力计算公式得

ⅴ）齿数比
因为 Z2=i Z1，所以
ⅶ）齿宽系数
因为本设计齿轮传动中齿轮为对称部署，且为软齿面传动，查《机械基础》P326表14－12，得到齿宽系数范围为0.8～1.1。取。
ⅵ）计算小齿轮直径d1
因为，故应将代入齿面接触疲惫设计公式，得

④ 圆周速度v

查《机械设计学基础》P145表5－7，v1<2m/s，该齿轮传动选择9级精度。
3.2.3关键参数选择和几何尺寸计算
① 齿数
对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1在20～40之间选择。为了使重合度较大，取z1＝20，则z2＝iz1＝80。使两齿轮齿数互为质数，最终确定z2=81。
② 模数m

标准模数应大于或等于上式计算出模数，查《机械基础》P311表14－1，选择标准模数m=3mm。
③ 分度圆直径d

④ 中心距a

⑤ 齿轮宽度b
大齿轮宽度
小齿轮宽度
⑥ 其它几何尺寸计算（，）
齿顶高 因为正常齿轮，
所以
齿根高 因为正常齿
所以
全齿高
齿顶圆直径

齿根圆直径

3.2.4齿根校核
齿根弯曲疲惫强度校核公式为
① 齿形系数YF
依据Z1、Z2,查《机械设计学基础》P153表5－11，得YF1＝2.81，YF2＝2.24
② 弯曲疲惫许用应力计算公式

ⅰ)弯曲疲惫极限应力
依据大小齿轮材料、热处理方法和硬度，由《机械设计学基础》P154图5－33MQ取值线查得
，
ⅱ）弯曲疲惫寿命系数YN
依据N1=6.722>和N2=>，查《机械设计学基础》P156图5－34得，
YN1=1 , YN2=1
ⅲ)弯曲疲惫强度最小安全系数SFmin
本传动要求通常可靠性，查《机械设计学基础》P151表5－10，取SFmin＝1.2。
ⅳ）弯曲疲惫许用应力
将以上各参数代入弯曲疲惫许用应力公式得

ⅴ）齿根弯曲疲惫强度校核

所以，齿轮齿根抗弯强度是安全。
3.3轴设计
3.3.1高速轴设计
① 选择轴材料和热处理
采取45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力，。
② 初步计算轴直径
由前计算可知：P1=2.09KW,n1=466.798r/min
其中，A取112。

考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

查《机械基础》P458附录1，取d=25mm
③ 轴结构设计
高速轴初步确定采取齿轮轴，立即齿轮和轴制为一体。依据轴上零件安装和固定要求，初步确定轴结构。设有7个轴段。
1段：该段是小齿轮左轴端和带轮连接，该轴段直径为25mm，查《机械基础》P475附录23，取该轴伸L1＝60mm。
2段： 参考《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=28mm。
此轴段一部分用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。
3段：此段装轴承，取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=30mm。
选择深沟球轴承。查《机械基础》P476附录24，此处选择轴承代号为6306，其内径为30mm，宽度为19 mm。为了起固定作用，此段宽度比轴承宽度小1~2mm。取此段长L3=17mm。
4段和6段：为了使齿轮和轴承不发生相互冲撞和加工方便，齿轮和轴承之间要有一定距离，取轴肩高度为2mm，则d4=d6=d3+2h=33mm，长度取5mm，则L4= L6＝5mm。
5段：：此段为齿轮轴段。由小齿轮分度圆直径d=60mm可知，d6=60mm。因为小齿轮宽度为70mm，则L5=70mm。
7段：此段装轴承，选择轴承和右边轴承一致，即d7=30mm，L7＝17mm。
由上可算出，两轴承跨度L＝mm
④ 高速轴轴段示意图以下：

⑤ 按弯矩复合强度计算
A、圆周力：
B、径向力：
ⅰ）绘制轴受力简图

ⅱ）绘制垂直面弯矩图
轴承支反力：

由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

图
ⅲ）绘制水平面弯矩图

ⅳ）绘制合弯矩图

ⅴ）绘制扭转图
转矩产生扭剪力按脉动循环改变，取α=0.6，

ⅵ）绘制当量弯矩图
截面C处当量弯矩：

ⅶ)校核危险截面C强度
轴上合成弯矩最大截面在在齿轮轮缘C处，W＝0.1d43

所以 轴强度足够。

3.3.2低速轴设计
① 选择轴材料和热处理
采取45钢，并经调质处理，查《机械基础》P369表16－1，得其许用弯曲应力，。
② 初步计算轴直径
由前计算可知：P2=2.007KW,n2=116.700r/min
计算轴径公式：
即：
其中，A取106。

考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则

查《机械基础》P458附录1，取d=30mm
③ 轴结构设计
依据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合高速轴结构，初步确定低速轴结构。设有6个轴段。
1段： 此段装联轴器。装联轴器处选择最小直径d1=32mm，依据《机械基础》P482附录32，选择弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为32mm，轴孔长度为60mm。依据联轴器轴孔长度，又由《机械基础》P475附录23，取轴伸段（即Ⅰ段）长度L1＝58mm。
2段：查《机械基础》P373，取轴肩高度h为1.5mm，则d2=d1+2h=mm
此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。
3段：取轴肩高度h为2.5mm，则d3=d2+2h=35+2mm。此段装轴承和套筒。选择深沟球轴承。查机械基础P476附录24，此处选择轴承代号为6208，其内径为40mm，宽度为18mm。为了起固定作用，此段宽度比轴承宽度小1~2mm。取套筒长度为10mm，则此段长L3=（18-2）+10+2=28mm。
4段：此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=mm。因为大齿轮宽度为60mm，则L4=60-2=58mm
5段：取轴肩高度h为2.5mm，则d5=d4+2h=50mm，长度和右面套筒相同，即L5=10mm。
6段：此段装轴承，选择轴承和右边轴承一致，即d6=40mm，L6＝17mm。
由上可算出，两轴承跨度L＝。
④ 低速轴轴段示意图以下：

⑤ 按弯矩复合强度计算
A、圆周力：
B、径向力：
ⅰ）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

ⅱ)由两边对称，知截面C弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
受力图：

ⅲ）截面C在水平面上弯矩为：

ⅳ）合成弯矩为：

ⅴ）转矩产生扭剪力按脉动循环改变，取α=0.6，截面C处当量弯矩：

ⅵ)校核危险截面C强度
轴上合成弯矩最大截面在在齿轮轮缘C处，W＝0.1d43

所以轴强度足够。
3.3.3确定滚动轴承润滑和密封
因为轴承周向速度为1m/s <2m/s，宜用轴承内充填油脂来润滑。滚动轴承外侧密封采取凸缘式轴承盖和毡圈来密封。
3.3.4回油沟
因为轴承采取脂润滑，所以在箱座凸缘上表面开设回油沟，以提升箱体剖分面处密封性能。
3.3.5确定滚动轴承在箱体座孔中安装位置
因为轴承采取脂润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体距离为10mm，并设置封油盘，以免润滑脂被齿轮啮合时挤出或飞溅出来热油冲刷而流失。
3.3.6 确定轴承座孔宽度L
，为箱座壁厚，，为箱座、箱盖连接螺栓所需扳手空间，查机械基础表19-1得，取＝8mm，C1＝18mm，C2＝16mm，L＝8+18+16+8＝50mm。
3.3.7确定轴伸出箱体外位置
采取凸缘式轴承盖，LH3型弹性柱销联轴器，高速轴轴承盖所用螺栓采取规格为GB/T5782 M630，低速轴采取螺栓采取规格为GB/T5782 GB/T5782M835为了方便在不拆卸外接零件情况下，能方便拆下轴承盖，
查《机械基础》附录33，得出A、B长度，则：
高速轴：L1>(A-B)=35-23=12mm；低速轴：L2>(A-B)=45-38=7mm
由前设定高速轴L=60mm，低速轴可知，满足要求。
3.3.8 确定轴轴向尺寸
高速轴（单位：mm）：
各轴段直径
D1
D2
D3
D4
D5
D6
D7
25
28
30
33
60
33
25
各轴段长度
L1
L2
L3
L4
L5
L6
L7
60
60
17
5
70
5
17
低速轴（单位：mm）：
各轴段直径
D1
D2
D3
D4
D5
D6
32
35
40
45
50
40
各轴段长度
L1
L2
L3
L4
L5
L6
58
60
28
58
10
17

3.4滚动轴承选择和校核计算
依据《机械基础》P437推荐轴承寿命最好和减速器寿命相同，取，十二个月按300天计算， T h=(300×10×8)=24000h
3.4.1高速轴承校核
选择轴承是6306深沟型球轴承。
轴承当量动负荷为
由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。
因为Fa1=0N，Fr1= 518.8N，则
查《机械基础》P407表18－5得，X= 1，Y= 0 。

查《机械基础》p406表18-3得：ft=1 ，
查《机械基础》p405得：深沟球轴承寿命指数为＝3 ，
Cr= 20.8KN；
则
所以预期寿命足够，轴承符合要求。
3.4.2低速轴承校核
选择6208型深沟型球轴承。
轴承当量动负荷为
由《机械基础》P407表18－6查得，fd＝1.2～1.8，取fd=1.2。
因为Fa2=0N，Fr2=492N，则
查《机械基础》P407表18－5得，X=1 ，Y=0 。

查《机械基础》p406表18-3得：ft=1 ，
查《机械基础》p405得：深沟球轴承寿命指数为＝3 ，Cr=22.8KN；
则
所以预期寿命足够,轴承符合要求。
3.5键联接选择及其校核计算
3.5.1选择键类型和规格
轴上零件周向固定选择A形一般平键，联轴器选择B形一般平键。
① 高速轴（参考《机械基础》p471、附录17，《袖珍机械设计师手册》p835、表15-12a）：依据带轮和轴连接处轴径25mm，轴长为60mm，查得键截面尺寸b＝8mm ，h＝7mm
依据轮毂宽取键长L＝40mm
高速齿轮是和轴共同制造，属于齿轮轴。
② 低速轴：
依据安装齿轮处轴径，查得键截面尺寸，依据轮毂宽取键长。
依据安装联轴器处轴径，查得键截面尺寸，取键长L=50mm。
依据轮毂宽取键长L＝72mm（长度比轮毂长度小10mm）
3.5.2校核键强度
① 高速轴轴端处键校核：
键上所受作用力：
ⅰ）键剪切强度

键剪切强度足够。
ⅱ）键联接挤压强度
<

键联接挤压强度足够。
② 低速轴两键校核
A、 低速轴装齿轮轴段键校核：
键上所受作用力：
ⅰ）键剪切强度

键剪切强度足够。
ⅱ）键联接挤压强度
键联接挤压强度足够。
B、低速轴轴端处键校核：
键上所受作用力 ：
ⅰ）键剪切强度

键剪切强度足够。
ⅱ）键联接挤压强度
键联接挤压强度足够。
3.6联轴器扭矩校核
低速轴：
选择弹性套柱销联轴器，查《机械基础》P484附录33，得许用转速[n]＝3800r/min
则 n2＝116.7r/min<[n]
所以符合要求。
3.7 减速器基础结构设计和选择
3.7.1齿轮结构设计
① 小齿轮：依据《机械基础》P335及前面设计齿轮尺寸，可知小齿轮齿根圆直径为52.5mm，依据轴选择键尺寸h为7 ，则能够算出齿根圆和轴孔键槽底部距离x=mm，而2.5，则有x<2.5，所以应采取齿轮轴结构。
3.7.2滚动轴承组合设计
① 高速轴跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=60+60+17+5+70+5+17=234mm，采取分固式结构进行轴系轴向固定。
② 低速轴跨距L＝L1+L2+L3+L4+L5=58+60+28+58+10+17=231mm，采取分固式结构进行轴系轴向固定。
3.7.3滚动轴承配合
高速轴轴公差带选择j 6 ，孔公差带选择H 7 ；
低速轴轴公差带选择k 6 ，孔公差带选择H 7 。
高速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 2.5，外壳孔/ P 6 = 4.0；
端面圆跳动轴肩/ P 6 = 6，外壳孔/ P 6 = 10。
低速轴：轴颈圆柱度公差/ P 6 = 4.0，外壳孔/ P 6 = 6；
端面圆跳动轴肩/ P 6 = 10，外壳孔/ P 6 = 15。
轴配合面Ra选择IT6磨0.8，端面选择IT6磨3.2；
外壳配合面Ra选择IT7车3.2，端面选择IT7车6.3。
3.7.4滚动轴承拆卸
安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够高度h，还要留有足够轴向空间L，方便放置拆卸器钩头。
3.7.5轴承盖选择和尺寸计算
①轴承盖选择：
选择凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT150制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。
②尺寸计算
Ⅰ）轴伸端处轴承盖（透盖）尺寸计算
A、高速轴：
选择轴承是6306深沟型球轴承，其外径D＝72mm，采取轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。查《机械基础》P423计算公式可得：
螺钉直径d3＝8，螺钉数 n＝4

B、低速轴：
选择轴承是6208型深沟型球轴承，其外径D＝80mm。尺寸为：
螺钉直径8，螺钉数4

图示以下：

Ⅱ）非轴段处轴承盖（闷盖）尺寸计算：高速轴和低速轴闷盖尺寸分别和它们透盖尺寸相同。
3.7.6润滑和密封
① 齿轮润滑
采取浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但大于10mm。
② 滚动轴承润滑
因为轴承周向速度为1m/s <2m/s，所以选择轴承内充填油脂来润滑。
③ 润滑油选择
齿轮选择一般工业齿轮润滑油，轴承选择钙基润滑脂。
④ 密封方法选择
箱内密封采取挡油盘。箱外密封选择凸缘式轴承盖，在非轴伸端采取闷盖，在轴伸端采取透盖，二者均采取垫片加以密封；另外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。

4箱体尺寸及附件设计
4.1箱体尺寸
采取HT250铸造而成，其关键结构和尺寸以下：
中心距a=151.5mm，取整160mm
总长度L：
总宽度B：
总高度H：
箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm
箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm
箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm
箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm
箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm
箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm
箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm
扳手空间： C1＝18mm，C2＝16mm
轴承座端面外径D2：高速轴上轴承：
低速轴上轴承：
轴承旁螺栓间距s：高速轴上轴承：
低速轴上轴承：
轴承旁凸台半径R1：
箱体外壁至轴承座端面距离：
地脚螺钉直径：
地脚螺钉数量n：因为a=160mm<250mm，所以n=4
轴承旁螺栓直径：
凸缘联接螺栓直径： ,取＝10mm
凸缘联接螺栓间距L：， 取L＝100mm
轴承盖螺钉直径和数量n：高速轴上轴承：d3=6, n＝4
低速轴上轴承： d3=8，n＝4
检验孔盖螺钉直径：,取d4＝6mm
检验孔盖螺钉数量n：因为a=160mm<250mm,所以n=4
启盖螺钉直径d5（数量）：（2个）
定位销直径d6（数量）： （2个）
齿轮圆至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
小齿轮端面至箱体内壁距离： ，取 ＝10mm
轴承端面至箱体内壁距离：当轴承脂润滑时，＝10～15 ，取 ＝10
大齿轮齿顶圆至箱底内壁距离：>30～50 ，取 ＝40mm
箱体内壁至箱底距离： ＝20mm
减速器中心高H： ，取H＝185mm。
箱盖外壁圆弧直径R：
箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1：

箱体内壁轴向距离L2：
两侧轴承座孔外端面间距离L3：
4.2附件设计
4.2.1检验孔和盖板
查《机械基础》P440表20－4，取检验孔及其盖板尺寸为：
A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mm
A1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mm
d4为M6，数目n＝4
R＝10
h＝3
A
B
A1
B1
A2
B2
h
R
n
d
L
115
90
95
70
75
50
3
10
4
M6
15

4.2.2通气器
选择结构简单通气螺塞，由《机械基础》P441表20－5，取检验孔及其盖板尺寸为（单位：mm）：
d
D
D1
S
L
l
a
D1
M22 1.5
32
25.4
22
29
15
4
7

4.2.3油面指示器
由《机械基础》P482附录31，取油标尺寸为：
视孔
A形密封圈规格
4.2.4放油螺塞
螺塞材料使用Q235，用带有细牙螺纹螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成油封圈来保持密封。由《机械基础》P442表20－6，取放油螺塞尺寸以下（单位：mm）：
d
D0
L
l
a
D
S
d1
M24 2
34
31
16
4
25.4
22
26
4.2.5定位销
定位销直径 ，两个，分别装在箱体长对角线上。
＝12+12＝24，取L＝25mm。
4.2.6起盖螺钉
起盖螺钉10mm，两个，长度L>箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L＝15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。
4.2.7起吊装置
箱盖上方安装两个吊环螺钉，查《机械基础》P468附录13，
取吊环螺钉尺寸以下（单位：mm）：
d（D）
d1(max)
D1（公称）
d2(max)
h1(max)
h
d4
M8
9.1
20
21.1
7
18
36
r1
r(min)
l(公称)
a(max)
b（max）
D2（公称min）
h2(公称min)
4
1
16
2.5
10
13
2.5
箱座凸缘下方铸出吊钩，查《机械基础》P444表20－7得，
B=C1+C2=18+16=34mm
H=0.8B=34*0.8=27.2mm
h=0.5H=13.6mm
r2 =0.25B=6.8mm
b=2 =2*8=16mm

5设计总结
本设计是依据设计任务要求，设计一个一级直齿圆柱齿轮减速器。首先确定了工作方案，并对带传动、齿轮传动﹑轴﹑箱体等关键零件进行了设计。零件每一个尺寸全部是根据设计要求严格设计，并采取了合理布局，使结构愈加紧凑。
回顾整个设计过程，除了难还有是感慨。简简单单一个减速器，只是简单齿轮减速，一级，还只是直齿而已，就已经繁复到这个地步。由外到内，由大到小，减速器几乎每个