二级直圆柱齿轮减速器说明书.docx

二级圆柱直齿轮减速器

专 业： 机械工程
班 级： 1303班
设计者： 赫思尧
学号： 13221067
指导教师： 王青温 徐双满
2024-9-5
目 录
一、设计任务书4
4
1.2 设计任务4
1.3 设计时间4
1.4 传动方案4
1.5 设计参数（原始数据）5
1.6 其它条件5
1.7 任务分析5
二、传动方案论证6
方案一：原方案6
方案二：高速级带传动传动改为齿轮传动6
方案三：低速齿轮传动传动改为链传动6
三、电动机的选择7
3.1 电动机的类型和结构型式的选择7
3.2 电机选择7
四、 总传动比的确定及各级传动比分配9
9
4.2 各级传动比的分配及其说明9
4.3 齿轮传动各级传动比的分配说明9
10
4.5 各轴传动和动力参数汇总表（理论值）11
五、各级传动的设计计算12
5.1 V带传动 12
5.2 高速级齿轮传动设计计算15
5.3 低速级齿轮设计19
六、轴、键、轴承的设计计算及校核23
23
6.2 高速轴及轴上零件的设计和校核24
6.3 中速轴及轴上零件的设计和校核29
6.4 低速轴及轴上零件的设计和校核33
七、箱体结构的设计38
7.1 机体的刚度38
7.2 机体内零件的润滑，密封散热38
7.3 机体结构的工艺性38
7.4 附件设计38
40
八、润滑密封设计42
九、经济性分析43
9.1 电机的选择43
9.2 轴最小直径的选择43
9.3 轴承的选择43
9.4 其他零件的选择43
十、 心得感受44
一、设计任务书

混凝土搅拌机上用的传动装置，单项运转两班制工作。
设计任务
1、减速器装配图（0号）····························1张
2、中速轴工程图（3号）····························1张
3、高速级大齿轮工程图（3号）···················1张
4、减速器装配图草图（3号）······················1张
5、设计计算说明书····································1份
设计时间
2015年11月至2016年1月
传动方案

1-外圈齿轮 2-搅拌桶4-展开式两级圆柱齿轮减速器
3-联轴器 5-V带 6-电机 7-输出齿轮
设计参数（原始数据）
(1) 搅拌机所需功率 10 kw
(2) 传给大齿圈的输入轴转速：60 r/min
（3）使用年限 10年
(4) 大齿圈直径1500mm,转速14r/min
1.6其它条件
（1）双班制工作、使用期限为10年（有效工作时间48000h）。
（2）工作时有轻微震动，单向运转。
1.7 任务分析
（1）V带传动需要放在高速级
（2）采用闭式软齿面斜齿轮传动
（3）结构要求均匀
（4）电动机选择：三相异步电动机
二、 传动方案论证
方案一：原方案

将传动能力较小的带传动及其它摩擦传动装置布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑及均匀。当装置负载时，V带通过打滑很好的保护系统不受损害。带传动布置在高速级更有利于体现其传动平稳、缓冲吸震、减小噪音的特点
方案二：高速级带传动传动改为齿轮传动

齿轮传动较带传动效率高，传动比更能准确的保证，但更换齿轮较更换V带价格贵，会增加成本，且带齿轮工作噪声大，在工作中会因为扭转变动引起的载荷不均匀现象。

方案三：低速齿轮传动传动改为链传动

齿轮传动平稳，占用空间小，但有残渣夹入齿轮时会影响寿命。链传动安装空间大，且由于搅拌桶的直径较大，所用链条的重量和长度会给工作造成不便，且工作效率也会收到极大的影响。

综和考虑后，高速级用带传动，低速级用齿轮传动，即原方案。
三 、电动机的选择
3.1 电动机的类型和结构型式的选择
根据直流电动机需直流电源，结构复杂，价格高且维护不便等原因，一般在实际生产中较普遍采用三相交流电源的电动机。考虑到粉尘的影响，采用卧式。
选择Y系列笼型三相交流异步电动机。它效率高、工作可靠、结构简单、维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性能较好。也适用于某些要求较高起动转矩的机械。
3.2 电机选择
由电动机至工作机的总效率 a

η0、η1、η2、η3、η4分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、搅拌桶的效率

电动机所需的输出功率Pd
=10/0.768=13.02 Kw
电动机额定功率Ped，查表取 Ped = 15 KW  Pd =13.02 KW
电动机额定转速n1
n4=60r/min n5=14r/min
所以ⅰ3
由《机械设计课程指导书》（以下未经说明都是这本书）P7查的
ⅰ1*ⅰ2=8—40，ⅰ0=2—4
（ⅰ0位为带传动传动比，ⅰ1为减速箱高速级传动比，ⅰ2为减速箱低速级传动比，ⅰ3为减速器输出轴与工作轴的传动比）
n1=ⅰ0*ⅰ1*ⅰ2*n4=960—9600 r/min
3.2.4 选择电机及相关参数
符合这一范围的异步转速有1000 r/min、1500 r/min、3000r/min
当选择转速高的电动机时，极对少的电动机更便宜，而且带传动结构更紧凑，但使传动装置的总传动比、结构尺寸和重量增加。1500转的电机较1000转的电机价格便宜，较3000转的工作噪声小，且由于单向工作，3000转电机不适合。
根据以上所述综合考虑，选取nd=1500r/min
下面是所选电机的一些参数：

总效率

Pd =13.02 kw
选电机：
Ped =15 kw
n1=1500r/min

四、 总传动比的确定及各级传动比分配

ⅰa=nm/n5=1460/14=104.286 ⅰ0*ⅰ1*ⅰ2*ⅰ3
式中：nm ----------电动机的满载转速，单位r/min。
4.2 各级传动比的分配及其说明
4.2.1. V带理论传动比2--4, 初选 ⅰ0=
4.2.2. 两级齿轮理论传动比
ⅰ1 * ⅰ2=ⅰa/(ⅰ0 * ⅰ3)=104.286/(2.5*4.286)

4.3 齿轮传动各级传动比的分配说明
（1）各级传动比应在推荐值内，一发挥其性能，并使结构紧凑。
（2）应使各级传动的结构尺寸协调、匀称。
（3）应使传动装置外廓尺寸紧凑，重量轻。
（4）使各级大齿轮直径相近，以使大齿轮有接近的浸油深度，有利于润滑，同时还能使减速器具有较小的轮廓尺寸。
（5）不能使高速级传动比过大，否则会使传动零件与零件之间发生干涉碰撞。
（6）为了有利于浸油润滑，应使两级大齿轮直径相近，这样做也有利于使传动装置外廓尺寸更加紧凑。应使i1 > i2。
由表P17-图-12得

式中： ⅰ1----------------高速级齿轮理论传动比；
ⅰ2 ----------------低速级齿轮理论传动比。
计算传动装置的运动和动力参数
4.4.1 各轴转速
n1=1460 r/min n5=14 r/min
n2=n1/ⅰ0=1460/2.5=584 r/min

P1=13.02kw
P2=P1*η0=13.02*0.96=12.5 KW
P3=P2*η1*η2=11.88 KW
P4=P3*η1*η2=11.29 KW
P5=P4*η1*η2*η3=10.63 KW
P6=P5*η1=10.42 KW

T1=9550*Pd/n’m
T2=T1*η0*i0=204.40 N’m
T3=T2*i1*η1*η2=701.42 N’m
T4=T3*i2*η1*η2=1797.62 N’m
T5=T4*i3*η1*η2*η2=7250.67 N’m
4.5 各轴传动和动力参数汇总表（理论值）

各轴的输入功率、转矩、转速
轴号
P（KW）
T (N.m)
n (r/min)
传动比i
效率η
电机轴

1460

η0
Ι

584
i1=3.61
η1η2
Ⅱ

η1η2
Ⅲ

60

η1η2
η3
桶轴

14
工作

14

η1η4

ⅰa
ⅰ0=
ⅰ

n1=1460
n2=584

n4=60

五、 各级传动的设计计算
5.1 V带传动
5.1.1 主要传动参数

已知：工作条件为双班工作制，载荷平稳，工作机为带式输送，主要参数如下：电动机功率Pd =13.02 kw
  转速  n1=1460 r/min  ，ⅰ0=
5设计计算
1. 确定计算机功率
查课本P156 表8-8 得工作情况系数5
Pca=KA*Pd=1.5*13.02=19.53 kw
2. 选取V带带型
由课本P157-表-8-9 知，选用B型带
3. 确定带轮基准直径
（1） 初选小带轮的基准直径为dd1
由课本P157-表8-9，P155-表-8-7选取，180mm
（2）计算大带轮的基准直径
由[1]式（8-15a）计算大带轮的基准直径dd2
180*2.5=450mm
(3) 验算带速

所以选取合适
4. 由[1]表8-20确定V带的基准长度和传动中心距

初选中心距 a0= 600mm

由P145 表8-2 选带的基准长度

5. 验算主动轮上的包角

所以主动轮上包角符合要求。
6. 计算V带的根数Z

得
所以Z=5
7、计算单根V带的初拉力的最小值(Fo) min

查[1]表8-3得B型带的单位长度质量7kg/m
所以单根V带的初拉力：
(Fo) min=500 ×Pca× (2.5 - Kα) /(Z×V×Kα)+qV2
=500×2727×5×7 ×62
=N
应使带的实际初拉力Fo>(Fo) min
8、计算压轴力Fp
( Fp ) min =2×Z×(Fo) min ×sin(α1/2)
=2×5××sin(153.33°/2)
≈N
5V带传动主要参数汇总表
带型
计算功率
Pca
（kw）
基准直径
(mm)
基准度
Ld(mm)
中心距
a
(mm)
小轮包角
α1

根数
dd1
dd2
B

180
450
2180
547.
645
1o
5
单根带初拉力 F0=273 N
5
由以上各步设计计算得带传动的：
实际传动比：iv= dd2/ dd1=450/180=2.5
I轴实际转速：nI=nm/iv=1460/2.5=584 r/min
I轴实际转矩：TI=9.55×106 PI / nI
=9.55×106×/ 584=N•m
5.2 高速级齿轮传动设计计算
5原始数据
1、输入转矩TI=204396N•mm
小齿轮转速nI=584 r/min
理论齿数比μ= i´1=3.61
2、选定齿轮类型、精度等级及齿数
(1)、根据设计方案，采用标准直齿圆柱齿轮
(2)、该减速器用于搅拌，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，
小齿轮45cr调质处理HBS1 = 280HBS
大齿轮45钢正火处理HBS2 = 240HBS
由教课书上P 207--209页 图10-20和10-21
σHlim1 =600Mpa，σFE1= 500Mpa
σHlim2= 550Mpa，σFE2= 380Mpa
(3)、精度等级为7级
(4)、初选z1=24
得：z2=z1μ=24×3.61=
圆整取：z2=87
5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥ {2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/ [σH ] ) 2/ (φd·μ)}1/3
1、确定公式中各计算数值
(1) 初选载荷系数Kt =1.3
(2) 由课本表10-7，取得：高速级定：
φd=1
由[1]表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2
(3) 由图P203-图20 ，得：ZH=2.5 (αn=20o, βt=0 o)
(4) 由图10-26 得：εα1=0.8，εα2=0.918
得：εα1+εα2
所以 Zε=（4-ε
(5) 应力循环系数N1=60n1×Lh×j
=60×584╳(8×2×300×10) ×1
=×109
得：N2= N1 /μ
=6×109/3.61
=×109
(6) 由[1]表10-23, 查得kHN16，kHN2=
(7) 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH。所以由[1]表 , 取S=1
(8) [σH]1=（ kHN1σHlim1）/S
=（0.96×600）/1
=576Mpa
[σH]2=（ kHN2σHlim2）/SH
=(×550) /1
=Mpa
因为 [σH]1 > [σH]2
所以取：[σH]= [σH]1=576Mpa
2、计算
(1) d1t≥ {2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH ])2/(φd·μ)}1/3
={2×1.3×204396×(3.61)2 /(1×5402×)}1/3
=mm
(2) 齿轮的圆周速度：V=πd1t×nI /（60×1000）
=m/s
(3) 齿宽： b=φd·d1t=1×=mm
(4) 计算载荷系数k
a． 由[1]表10-2查得：kA=1.75
b. 根据V=m/s及齿轮精度为7级
由[1]表10-8 , 查得：动载系数kv=1.10
c. kAFt/ b=2*T*KA/(b*φd)> 100 N/mm
由[1]表10-3,查得：齿间载荷分配系数：kHα=kFα=1.0
d. 由[1]表10-4，齿向载荷分布系数kHβ4
得到动载系数： k=kA·kv·kHα·kHβ
= 1.75×1.10×1.0×1.424
=2.741
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1=d1t×( k / kt )1/3=×(2.741/1.3)1/3=mm
(7) 计算模数m
mt= d1 / z1=/24=mm
(8) 计算齿厚

5
mt≥{2k·T1·Yε2 (YFa·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
1. 确定公式中各计算数值
(1) 计算载荷系数
根据kFt=1.3,Yε
(2) 由[1]P200-图10-17和P201-图10-18得：
齿形系数： YFa1= ， YFa2=2.2
应力校正系数： YSa1=1.59 ， YSa28
查得：弯曲疲劳寿命系数 kFN15, kFN2
取安全系数SF=1.4
又已知σFE1= 500Mpa，σFE2= 380Mpa
最终得到：[σF]1=( kFN1σFE1 )/ SF
=Mpa
[σF]2= (kFN2σFE2 )/ SF
=Mpa
（3） 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ [σF]，并加以比较
因为YFa1 YSa1/ [σF]1658
YFa2 YSa2/ [σF]2658
取二者中的大值，得到YFa YFa/ [σF658
（4） 计算模数
mt≥{2k·T1· Yε2 (YFa ·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
={2××204396 X 0./ 242)}1/3
=mm
(5) 计算载荷系数
d1=mt*Z1=52.544 mm v=1.607 m/s
b=φd·d1

查得：kFβ KA=1.75 Kv=1.05
KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s >100 m/s
所以， kFα=
得到：k F=kA·kv·kFα·kFα
=1.75×1.05×1.0
=
（6） 重新计算模数
mF=mt*(KF/KFt)1/3
因为 mF=2.715 < mH
所以m=4
5.2.4 整理参数
d1=96 mm d2=348 mm
Z1=24 Z2=87
b2=80mm b1=85mm
m=4 中心距a=222mm
5.3 低速级齿轮设计
5.3.1原始数据
1、输入转矩T=701488 N•mm
小齿轮转速nI= r/min
理论齿数比μ= i´1=
2、选定齿轮类型、精度等级及齿数
(1)、根据设计方案，采用标准直齿圆柱齿轮
(2)、该减速器用于搅拌，其工作速度较低，周围环境中粉尘偏高，故采用闭式软齿面。于是，
小齿轮45cr调质处理HBS1 = 280HBS
大齿轮45钢正火处理HBS2 = 240HBS
由教课书上P 207--209页 图10-20和10-21
σHlim1 =600Mpa，σFE1= 500Mpa
σHlim2= 550Mpa，σFE2= 380Mpa
(3)、精度等级为7级
(4)、初选z1=30
得：z2=z1μ=30×=
圆整取：z2=81
5.2.2 按齿面接触疲劳强度设计
由d1t≥ {2·k·T1·(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/ [σH ] ) 2/ (φd·μ)}1/3
1、确定公式中各计算数值
(9) 初选载荷系数Kt =1.3
(10) 由课本表10-7，取得：高速级定：
φd=1
由[1]表10-6，得：ZE=189.8(Mpa)1/2
(11) 由图P203-图20 ，得：ZH=2.5 (αn=20o, βt=0 o)
(12) 由图10-26 得：εα1=0.827，εα2=0.914
得：εα1+εα2=
所以 Zε=（4-ε
(13) 应力循环系数N1=60n1×Lh×j
=60×╳(8×2×300×10) ×1
=×108
得：N2= N1 /μ
=×108/
=×108
(14) 由[1]表10-23, 查得kHN1=，kHN2=
(15) 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH。所以由[1]表 , 取S=1
(16) [σH]1=（ kHN1σHlim1）/S
=（×600）/1
=627 Mpa
[σH]2=（ kHN2σHlim2）/SH
=(×550) /1
=605 Mpa
因为 [σH]1 > [σH]2
所以取：[σH]= [σH]2= 605 Mpa
2、计算
(1) d1t≥ {2·kt·T1(μ+1)·(ZH·ZE·Zε/[σH ])2/(φd·μ)}1/3
={2×1.3×701488×()2 /(1×5402×)}1/3
=105.035 mm
(2) 齿轮的圆周速度：V=πd1t×nI /（60×1000）
=0.89 m/s
(3) 齿宽： b=φd·d1t=1×=105.035 mm
(4) 计算载荷系数k
b． 由[1]表10-2查得：kA=1.75
b. 根据V=m/s及齿轮精度为7级
由[1]表10-8 , 查得：动载系数kv=1.04
c. kAFt/ b=2*T*KA/(b*φd)> 100 N/mm
由[1]表10-3,查得：齿间载荷分配系数：kHα=kFα=1.0
d. 由[1]表10-4，齿向载荷分布系数kHβ32
得到动载系数： k=kA·kv·kHα·kHβ
= 1.75×1.04×1.0×1.432
=2.607
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径
d1=d1t×( k / kt )1/3=×(2.607/1.3)1/3=132.450 mm
(7) 计算模数m
mt= d1 / z1=/30=4.4 mm
(9) 计算齿厚

5
mt≥{2k·T1· Yε2 (YFa ·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
1 确定公式中各计算数值
(1)计算载荷系数
根据kFt=1.3,Yε
(2) 由[1]P200-图10-17和P201-图10-18得：
齿形系数： YFa1= ， YFa2=2.225
应力校正系数： YSa1=1.625 ， YSa275
查得：弯曲疲劳寿命系数 kFN18, kFN29
取安全系数SF=1.4
又已知σFE1= 500Mpa，σFE2= 380Mpa
最终得到：[σF]1=( kFN1σFE1 )/ SF=314.29 Mpa
[σF]2= (kFN2σFE2 )/ SF=241.57 Mpa
（3） 计算大小齿轮的YFa1 YFa1/ [σF]，并加以比较
因为YFa1 YSa1/ [σF]113174
YFa2 YSa2/ [σF]26349
取二者中的大值，得到YFa YFa/ [σF6349
（5） 计算模数
mt≥{2k·T1· Yε2 (YFa ·Ysa/ [σF]) / (φd·Z12)}1/3
={2××701488 x 0./ 302)}1/3
=2.826 mm
(6) 计算载荷系数
d1=mt*Z1= mm v=0.718 m/s
b=φd·d1= mm h=6.3585 mm
b/h=
查得：kFβ=1.38425
KA*2*T/(b*d1)=259.12 m/s >100 m/s
所以， kFα=
得到：k F=kA·kv·kFα·kFα
=1.7525×1.084
=83
（6） 重新计算模数
mF=mt*(KF/KFt)1/3=
因为 mF=<mH=4.4
所以m=4.5
5.2.4 整理参数
d1=135 mm d2= mm
Z1=30 Z2=81 m=4.5
b2=128mm b1=130mm
中心距 a=(d+d)/2=mm
六、 轴、键、轴承的设计计算及校核
轴最小直径的估算
齿轮1

轴的示意简图：
Ⅰ轴

齿轮3
齿轮2

Ⅱ轴
Ⅲ轴
齿轮4

(1) 选取轴的材料为45钢，调质处理
当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为：
1轴为高速轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值，选30 MPa 即 Ao=116.757 ；3轴为低速轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值,选40MPa 即 Ao=106.08 ；
2为中速轴在两者之间,选35MPa 即 Ao=110.909。
(2) 按[1]式(15-2)，d1min=Ao (PIII/ nIII)1/3
=×( /584) 1/3
=mm
依次得，d2min=Ao (PIII/ nIII)1/3
=×( /) 1/3
=mm
D3min=Ao (PIII/ nIII)1/3
=×( /60) 1/3
=60.796 mm
（3）因为dmin小于100 mm，且轴上开有键槽
所以，需将最小直径加大补偿键槽对轴的强度的削弱。
得到：d1min=37.2796 mm
d1min=53.4152 mm
d1min=69.9154 mm
圆整后，低速轴承受扭矩较大，应放大直径，有
d1=40 mm
d2=60 mm
d4=75mm
6.2 高速轴及轴上零件的设计和校核

4

3
2
5
6

1

根据轴径选择深沟球轴承的型号：
轴承代号
d
D
B
da

极限转速
6410
50
130
31
62
118

6700
（1） 高速轴设计设计尺寸
1段轴和带轮配合，配合孔直径选轴的最小尺寸 40mm,该孔径带轮的宽度为100 mm,轴承端盖材料为 灰铸铁40% ，配合轴承外径130mm，凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10，选取长度为40mm，减速箱壁厚 10mm,配合高速小齿轮齿轮宽为85mm，低速小齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径查课本得到相关的轴肩高度，进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围
L=100+12+40+133+85+31+10=410mm
实际轴长应大于此尺寸。
（2）轴的各段安装示意图如下:

整理表格得：

1
2
3
4
5
6
d
40
45
50
62
50
54
具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉（轴和齿轮不想交），经计算进一步确定确定，

1
2
3
4
5
6
d
40
45
50
62
50
54
L
101
62
31

83

6.2.2校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命
1、 轴的强度校核
取轴承齿轮的的中心作为受力点分析

带入数值得
σca=13.4 Mpa < [σ-1]=60Mpa
轴校检合格。
2、 键强度校核
轴第一段键，轴直径40mm,
选键 b x h=14 x 9 , L=90mm, l=L-b=76mm
=26.5 Mpa <
校检合格
轴第五段，轴直径50mm
选键 b x h=16 x 10, L=80mm, l=L-b=64mm
=23.6 Mpa <
校检合格
3、轴承强度校核

Fa=0 Fs1=Fs2=0
FR1=S1 FR2=S2

代入数据有，
P1=1131 N < P2=33912 N
所以
所以Lh=5.74 x 104h <300*16*10=4.8*104
6.3 中速轴及轴上零件的设计和校核

2
3
4

1
5

根据轴径选择深沟球轴承的型号：
轴承代号
d
D
B
da

极限转速
6312
60
130
31
72
118

8000
（2） 中速轴设计设计尺寸
1段轴和配合轴承外径130mm，轴承宽度为31凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10，选取长度为40mm，,配合高速大齿轮齿轮宽为85mm，低速小齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径，查课本得到相关的定位轴肩的轴肩高度，进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围
L=10+31+133+85+31=290mm
实际轴长应大于此尺寸。
（2）轴的各段安装示意图如下:

整理表格得：

1
2
3
4
5

d
60
64
72
64
50

具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉（轴和齿轮不想交），结合轴I的尺寸，经计算进一步确定确定

1
2
3
4
5

d
60
64
72
64
50

L
41
78
10
131
42

6.3.2校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命
1、轴的强度校核
取轴承齿轮的的中心作为受力点分析

Fa3=0

进行受力分析得

c) M1

d)

e) M2

f) T

轴校检合格。
2、键强度校核
轴第4段键，轴直径64mm,
选键 b x h=18 x 11 , L=70mm, l=L-b=52mm
<
校检合格
键第2段，轴直径64mm
选键 b x h=18 x 11, L=125mm, l=L-b=107mm
=37.4 Mpa <
校检合格
3、 轴承强度校核

Fa=0,Fs1=Fs2=0
FR1=S1,FR2=S2

P1=1495 N < P2=3371 N
带入公式得
Lh=6.09 x 105 h < 300*16*10=4.8*104 h
所以校检合格
6.4 低速轴及轴上零件的设计和校核

4
3
2

6
7
5
1

根据轴径选择深沟球轴承的型号：
轴承代号
d
D
B
da

极限转速
6317
85
150
28
95
140

6000
（1）低速轴设计设计尺寸
1和5段轴和配合轴承外径150mm，轴承宽度为28，凸缘厚度为12mm,连接螺栓直径为 M10，选取长度为40mm,配合低速大齿轮齿轮宽为80mm，高速速大齿轮齿宽为133mm,低速大齿轮和高速小齿轮的间隙为10mm,根据轴的直径，查课本得到相关的定位轴肩的轴肩高度，进而确定下一段轴的直径。得到轴的最小长度范围
L=10+28+133+80+28+12=291mm
该尺寸并未包含和联轴器相连的长度，故实际轴长应大于此尺寸，输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴额直径d=75mm与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KATIII
查[1]表14-1，考虑到转矩变化较大，故取工作情况系数KA=1.7
则：Tca=KATIII=1.7×1798=3060N • m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查表[17-4]，选用HL6弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150 N • m。联轴器的孔径d1=75mm。故取dI-II=75mm。联轴器轴孔长度L=140mm.
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）. 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段左端需制出一轴肩，故取II-III段的直径dII-III=83mm。联轴器的轴孔长度L=140 mm，故I-II段的长度应比L略短一些。现取lI-II=130mm。
2）. 选择深沟球轴承，代号6217，可知其于轴的配合直径为80mm,所以dIII-IV=dVII-VIII=80mm。根据深沟球6217轴承的安装尺寸D1=95 mm，于是，取dIV-V=95mm。
3）. 查[2]表11-2，取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=90mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为128mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVI-VII=126 mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h > 0.07d , 取h=5mm，则轴环处的直径dV-VI=100mm。轴环宽度b≥1.4h，取lV-VI=40mm。
4）. 其余尺寸轴2进一步确定
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（2）轴的各段安装示意图如下:

整理表格得：

1
2
3
4
5
6
7
d
85
90
100
95
85
83
75
具体安装尺寸应该满足各齿轮啮合完好，且齿轮与轴没有交叉（轴和齿轮不想交），结合轴I的尺寸，经计算进一步确定确定

1
2
3
4
5
6
7
d
80
90
100
95
85
83
75
L

126

40
28
70
135
6.4.2校核轴和轴承、键的强度以及使用寿命
1、轴的强度校核
取轴承齿轮的的中心作为受力点分析

进行受力分析得
a)

b)

c) M2

d)

e) M1

f)

2、键强度校核
轴第7段键，轴直径90mm,
选键 b x h=20 x 12 , L=136mm, l=L-b=116mm
=73.8MPa <
校检合格
轴第2段，轴直径90mm
选键 b x h=25 x 14, L=110mm, l=L-b=85mm
=67.2 Mpa <
校检合格
3、轴承强度校核

Fa=0,Fs1=Fs2=0
FR1=S1,FR2=S2

P1=2809 N < P2=7716 N
所以 P=P2
带入公式得
Lh=6.01 x 105 h < 300*16*10=4.8*104 h
所以校检合格
七、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT40%）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量
7.1 机体的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度，刚度满足
7.2 机体内零件的润滑，密封散热
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为
7.3机体结构的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R=10。机体外型简单，拔模方便.
7.4 附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M5紧固.
B 油螺塞
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
M=20mm,L=10(壁厚为10mm，凸台厚5mm)
C 油标
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
M=20mm,L=60mm
D 通气孔
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.通气器设置在箱盖顶部或视孔盖上。较完善的通气器内部制成一定曲路，并设置金属网。考虑到环境因素选用了防尘性能好的二次过滤通气器。
通气器选M20×5

E启盖螺钉
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。
钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.M=10
F 位销
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆柱定位销，以提高定位精度.d=10mm