一级圆柱齿轮减速器课程设计

机械设计基础课程设计

计算说明书

设计题目：一级圆柱齿轮减速器 学院：材料学院 班级：高材0801 学号：1102080104 设计者：夏亚云 指导教师：姜勇 日期：2011年1月

1

目录

一．设计任务书……………………………………………………………………………3 二．传动系统方案的拟定………………………………………………………………3 三．电动机的选择…………………………………………………………………………3 四．传动比的分配…………………………………………………………………………4 五．传动系统的运动和动力参数计算……………………………………………5六．传动零件的设计计算………………………………………………………………6 七．减速器轴的设计………………………………………………………………………11 八．轴承的选择与校核…………………………………………………………………18 九．键的选择与校核………………………………………………………………………19 十．联轴器的选择…………………………………………………………………………22 十一．减速器润滑方式，润滑剂及密封装置…………………………………22 十二．箱体结构的设计…………………………………………………………………23 十三．参考文献……………………………………………………………………………26

2

计算及说明 结果 一、设计任务书

1、设计任务

设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。 2、原始数据

输送带轴所需扭矩 =950Nm 输送带工作速度 =0.8m/s 输送带滚筒直径 d=350mm 减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限四年。

3、工作条件

两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境

多尘；三相交流电源，电压为380/220V。

二、传动系统方案的拟定

带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图）

带式输送机由电动机驱动。电动机1将动力传到带传动2，再由带传动传入 一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作 。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。 三、电动机的选择

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V。

1、电动机的功率

根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率

9500.8 PwFv10000.3510002.17KW 设：η1—联轴器效率=0.97；

η2—闭式圆柱齿轮传动效率=0.99 η3—V带传动效率=0.96 η4—对轴承效率=0.99 η5—输送机滚筒效率=0.96

由电动机至运输带的传动总效率为

3123450.970.990.960.9930.960.8588

工作机所需电动机总功率 PrPw2.170.85882.53KW

由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm≥Pr条件的 电动机额定功率Pm应取为3KW

3

计算及说明 结果 2、电动机转速的选择

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速

nw601000vd6010000.83.1435043.68r/min

额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动 机就有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、 750r/min。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步 转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、 4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结 构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如 无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。 选用同步转速为 1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为3KW的电 动机型号应为Y132S-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为： 电动机型号：Y132S-6 额定功率：3KW 同步转速：1000r/min 满载转速：960r/min 总传动比：21.978

电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为 D=38mm和E=80mm。

四、传动比的分配

带式输送机传动系统的总传动比 inmn96043.6821.978 w由传动系统方案，分配各级传动比 ii1带i2齿3.985.52221.978

五、传动系统的运动和动力参数计算

传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴 的转速、功率和转矩计算如下： ①Ⅰ轴（电动机轴）： n1nm96r0/min P1Pr2.53KW T19550P1n95502.5325.17Nm 1960

4

计算及说明 结果 ②Ⅱ轴（减速器高速轴） nn19602i3.98241.21r/min 1 P2P1122.530.962.43KW T29550P2n95502.43.2196.21Nm 2241③Ⅲ轴（减速器低速轴） nn23i241.2152243.68r/min 25. P3P2232.430.990.992.38KW T3n95502.3839550P520.35Nm 343.68④Ⅳ轴（输送机滚筒轴） n4n343.68r/min

P4P3342.380.990.972.29KW TP42.2949550n9550500.68Nm 443.68

5

计算及说明 结果 将计算结果和传动比及传动效率汇总如表1－1 轴号 电动机 带传动 圆柱齿轮工作机 传动 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 Ⅳ轴 转速 n(r/min) 960 241.21 43.68 43.68 功率P 2.53 2.43 2.38 2.29 (kw) 转矩T 25.17 96.21 520.35 500.68 (Nm) 传动比 i 3.98 5.522 1 传动效 率η 0.96 0.9801 0.9603 六、传动零件的设计计算 传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动零件。 1、 V带传动 已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件 和尺寸等。 设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、 中心距、带的长度、带的根数、初拉力F0和作用在轴上的载荷FQ。 ①计算功率Pc 由表8-3查得KA=1.2,故 PcKAP1.23KW3.6KW ②选取V带型号 根据Pc=3.6KW和小带轮转速n1960r/min,由图8-10可知，工作点处于B、C 型相邻区之间，可取B型和C型分别计算，最后择优选用。现取B型带。 ③小轮基准直径dd1和大轮基准直径dd2

6

计算及说明 结果 希望结构紧凑，由表8-4并参考表8-2a，取dd1=140mm，选取0.01，则大轮 的基准直径 dd2n1nd)960d1(1241.21140(10.01)551.6mm 2 由表8-4取dd2=560mm。此时从动轮实际转速 n9601400.992560r/min237.6r/min

转速误差 237.6241.21241.211.5%5%,合适

④验算带速 vn1dd1960140601000601000m/s7.0m/s25m/s,合适

⑤初定中心距a0

因 amax2(dd1dd2)2(140560)mm1400mm amin12(dd1d1d2)3h2(140560)310.5mm381.5mm 先根据结构要求，取a0=600mm。 ⑥初算带的基准长度L0

L(dd2dd1)202a02(dd1dd2)4a

0 26002(560140)(560140)24600mm

 2372.5mm

由表8-1，选取带的基准长度Ld=2500mm。 ⑦实际中心距

中心距a可调整，则

aaLdL00225002372.56002mm6mm

7

计算及说明 结果 ⑧小带轮包角

0dd2dd11180a57.30 1800560140657.30

143.801200，能满足要求。 ⑨单根V带所能传递的功率

根据n1960r/min和dd1140mm查表8-2a，用插值法求得Po=2.10KW。 ⑩单根V带传递功率的增量P0

已知B型V带，小带轮转速n1960r/min，传动比 in1ndd25604 2dd1140查表8-2b得：P0=0.29KW。 ⑪计算V带的根数 zPc(P

0P0)KKL由表8-5查得Kα=0.90；由表8-6查得KL=1.03，故 z3.6(2.100.29)0.901.031.62

取z=2根。所采用的V带为B-2500×2. ⑫作用在带轮轴上的力

由式（8-17）求单根V带的张紧力

F500Pc0zv(2.5K1)qv2N 查表8-8得 q0.17Kg/m,故

F5003.62.5027.0(0.91)0.177.02N236.9N

8

计算及说明 结果 所以作用在轴上的力为

2zF1143.80F∑0sin222236.9sin2900.7N

2、齿轮的设计

㈠ 齿面接触强度计算

① 确定作用在小齿轮上的转矩T1

T196.21Nm96.21103Nmm

② 选择齿轮材料、确定许用接触应力【H】 根据工作要求，采用齿面硬度 350HBS。

小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS； 大齿轮选用45钢，正火，硬度为220HBS。

由书P184表9-5的公式可确定许用接触应力【H】： 小齿轮【H】1=380+0.7HBS=(380+0.7×260)MPa=562MPa 大齿轮【H】2=380+0.7HBS=(380+0.7×220)MPa=534MPa ③ 选择齿宽系数a：查书P185得a0.4。 ④ 确定载荷系数K ：查书P183得K=1.4 ⑤ 计算中心距a

a48(i1)3KT1iaH2

48(5.5221)31.496.211035.5220.45342mm 187.2mm

⑥ 选择齿数并确定模数 取z128,则z2iz15.52228154 m2a2187.2zz154mm2.06mm

1228 取标准模数（表9-1），m2.5mm ⑦ 齿轮几何尺寸计算

小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径

d1mz12.528mm70mm

9

计算及说明 结果 da1d12m(7022.5)mm75mm 大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径

d2mz22.5154mm385

da2d22m(38522.5)mm390mm 中心距 ad1d22703852mm227.5mm 大齿轮宽度

b2aa0.4227.591mm

小齿轮宽度 因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿 轮齿面上造成压痕，一般b1比b2宽些，取 b1b2596mm ⑧ 确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度

vd1n1600003.1470241.2160000m/s0.88m/s

根据工作要求及圆周速度，由书P172表9-3选用8级精度。

㈡ 轮齿弯曲强度验算

① 确定许用弯曲应力 根据表9-7查得 [F]1=140+0.2HBS=(140+0.2×260)MPa=192MPa [F]2=140+0.2HBS=(140+0.2×220)MPa=184MPa ② 查齿形系数YF，比较YF/[F]

小齿轮z128,由P187表9-6查得YF=2.56； 大齿轮z2154，由P187表9-6查得YF=2.18。

YF12.56F11920.013

YF22.18F21840.012

10

计算及说明 因为

YF1[>YF2,所以应验算小齿轮。 F]1[F]2 ③ 验算弯曲应力 计算时应以齿宽b2代入，则

2KT1YF121.496.211032.56F1bzm291282.52MPa 1 43.3MPa192MPa，安全。

七、减速器轴的设计

1、减速器高速轴的设计

（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1得： 毛坯直径≤100mm，硬度≤241HBS,抗拉强度B600MPa,屈服强 度s355MPa,弯曲疲劳极限1275MPa （2）初算轴的最小直径dmin，并进行初步结构设计： 由书P261表12-2查得C=118~107。 dC3P2.n(107~118)343241.21mm 23~25mm

取 dmin=24mm，,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是V 带轮）标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03×24mm=24.7mm，

取d=25mm。

（3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中 央的顺序确定

A．外伸端（与V带轮相连）：取最小直径d1=25mm； B．V带轮定位轴肩高H=0.08d1=2mm,故d2=d1+2H=29mm； C．安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3=30mm；

D．要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4d330mm，外 径为40mm；

E．为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=32mm；

11

计算及说明 取40mm。

F．考虑轴承固定要求，取轴环直径d6d50.18d537.76mm； G．d7d330mm。

（4）选择轴承类型：

由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6306。, 基本尺寸d=30mm,D=72mm，B=19mm。

安装尺寸damin37mm,Damax65mm,rasmax1mm。 基本额定动载荷Cr27.0KN，基本额定静载荷Cor15.2KN （5）轴承盖的设计：

带有密封件的轴承盖，轴承外径D=72mm，取d38mm；即M8 d09mm时，e1.2d39.6mm

D2D(5~5.5)d3(7258)mm112mm

D00.5(D2D)0.5(11272)92mm （6）轴各段的长度设计：

A.箱盖壁厚10.02a10.02227.515.55mm8mm，故

1取8mm；

B.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙11.29.6mm,取 1=10mm；

C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙2=8mm，故取2=9mm； D.因为内壁至轴承座端面的距离L2C1C2(8~12),查手册P161 表11-2得：C1min=14mm,C2min12mm,8mm L2(8141210)mm44mm

E.根据d125mm，查手册P17表1-29得：外伸轴长度l142mm F.轴承宽度B=19mm，l230e(L2B10)54.6mm

12

计算及说明 结果 G. l3B102536mm，5mm为套筒宽度； H.小齿轮宽度b196mm，故取l495mm

I.查手册P17表1-31得轴环宽度l51.4h1.40.1d44.2mm，取 l55mm （7）挡油环

dn30241.217236.3mmr/min2105mmr/min 所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm （8）轴的强度校核

按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1所示： A．决定作用在轴上的载荷：

F2T3 圆周力2td296.2110702748N（d为小齿轮的节圆直径） 径向力FrF0ttan2748tan201000N（为啮合角） B．决定支点反作用力及弯曲力矩：

al1l20.5B(4254.60.519)mm106.1mm b0.5B1270.5l40.519190.59576mm c0.5l4l5120.5B0.5955120.51974mm 支承反力F1RBHFRCH2Ft1374N 截面I-I的弯曲力矩 M3IHFRBHb13747610Nm104Nm 支承反力F1RBVFRCV2Fr500N 截面I-I的弯曲力矩M'IHFRBVb50076103Nm38Nm

合成弯矩M''IHM2IHM'2IH1042382Nm110.7Nm

轴上的转矩T96.21Nm,画出轴的当量弯矩图，如附图2所示。 从图中可以判断截面I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭，故校 核这两个截面。

13

计算及说明 结果 C．计算截面I-I与-的直径：

已知轴的材料为45钢，正火，其B=600MPa；查书P262表 12-3得：[-1b]55MPa，[0b]95MPa。则 [1b][550.58 0b]95 截面I-I处的当量弯矩 M'IM''2IH(T)2110.72(0.5896.21)2124.0Nm 轴截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩 M'2Ⅱ(T)T0.5896.21Nm55.8Nm

故轴截面I-I处的直径 ' dI13M30.131241028.25mm

1b0.155 因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为29mm。

轴截面-的直径 ' d.810323MⅡ0.135521.65mm

1b0.155 因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为22.2mm 前面取d125mm22.2mm，故强度合适。

2、减速器低速轴的设计

（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1 得：毛胚直径≤100mm，硬度≤241HBS,抗拉强度B600MPa, 屈服强度s355MPa,弯曲疲劳极限1275MPa （2）初算轴的最小直径dmin，并进行初步结构设计： 由书P261表12-2查得C=118~107。 dC3P2.n(107~118)33843.68mm 40.6~44.7mm

14

计算及说明 取 dmin=42mm，,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是 联轴器）标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03×42mm=43.3mm， 取d=45mm。

（3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中 央的顺序确定

A．外伸端（与V带轮相连）：取最小直径d1=45mm；

B．V带轮定位轴肩高H=0.08d1=3.6mm,故d2=d1+2H=52.2mm，取 53mm；

C．安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3=55mm；

D．要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4d355mm，外 径为70mm；

E．为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=57mm； F．考虑轴承固定要求，取轴环直径d6d50.18d567.3mm； 取68mm。

G．d7d355mm。

（4）选择轴承类型：

由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6311。, 基本尺寸d=55mm,D=120mm，B=29mm。

安装尺寸damin65mm,Damax110mm,rasmax2mm。 基本额定动载荷Cr71.5KN，基本额定静载荷Cor44.8KN （5）轴承盖的设计：

带有密封件的轴承盖，轴承外径D=120mm，取d312mm；即 M12.

d013mm时，e1.2d314.4mm

D2D(5~5.5)d3(120512)mm180mm D00.5(D2D)0.5(180120)150mm （6）轴各段的长度设计：

A.箱盖壁厚10.02a10.02227.515.55mm8mm，

15

计算及说明 故1取8mm；

B.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙11.29.6mm,取 1=10mm；

C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙2=8mm，故取2=9mm； D.因为内壁至轴承座端面的距离L2C1C2(8~12),查手册P161 表11-2得：C1min=18mm,C2min16mm,8mm L2(8181610)mm52mm

E.根据d145mm，查手册P17表1-29得：外伸轴长度l182mm F.轴承宽度B=29mm

则l210e(L2B10)1014.41337.4mm G. l3B102849mm，8mm为套筒宽度； H.大齿轮宽度b191mm，故取l490mm

I.查手册P17表1-31得轴环宽度l51.4h1.40.1d47.7mm，取 l58mm J.l6l350mm （7）挡油环

.4mmr/min210mmr/min dn5543.682402 所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm （8）轴的强度校核

按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1所示： A．决定作用在轴上的载荷：

52T22520.351032703N（d为大齿轮的节圆直径） 圆周力Ftd385 径向力FrFttan2703tan20984N（为啮合角）

16

0

计算及说明 结果 B．决定支点反作用力及弯曲力矩：

al1l20.5B(8237.40.529)mm133.9mm b0.5B1290.5l40.529210.59080.5mm c0.5l4l5120.5B0.5908120.52979.5mm 支承反力FRBHFRCH1Ft1351.5N 2 截面I-I的弯曲力矩 MIHFRBHb1351.580.5103Nm109Nm 支承反力FRBVFRCV1Fr492N 2 截面I-I的弯曲力矩M'IHFRBVb49280.5103Nm40Nm 合成弯矩M''IHM2IHM'2IH1092402Nm116.1Nm

轴上的转矩T520.35Nm,轴的当量弯矩图同高速轴，同理可以 判断截面I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭，故校核这两个截 面。

C．计算截面I-I与-的直径：

已知轴的材料为45钢，正火，其B=600MPa；查书P262表 12-3得：[-1b]55MPa，[0b]95MPa。则  截面I-I处的当量弯矩 MI'[1b]550.58 [0b]95M''2IH(T)2116.12(0.58520.35)2323.4Nm

轴截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩 MⅡ'(T)2T0.58520.35Nm301.8Nm

故轴截面I-I处的直径 d133MI323.410338.mm

0.11b0.155' 因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为40mm。 前面取d557mm40mm，故强度合适。

17

计算及说明 结果 轴截面-的直径 d23MⅡ301.8103338.37mm

0.11b0.155' 因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为39.5mm 前面取d145mm39.5mm，故强度合适。

八、轴承的选择与校核

1、高速轴的轴承校核

（1）前面已选择代号为60306的深沟球轴承 基本尺寸d=30mm,D=72mm，B=19mm。

安装尺寸damin37mm,Damax65mm,rasmax1mm。

基本额定动载荷Cr27.0KN，基本额定静载荷Cor15.2KN （2）计算当量动载荷： 径向载荷FrBFrCF2RCHF2RCV1374250021462N

轴向载荷FaBFaC0

因为Fa/C0r0，所以查书P298表13-7得e0.20 又因为Fa/Fr0e,所以查书P298表13-7得X1,Y0 根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp1.1 当量载荷

Pfp(XFrYFa)1.1(11462)N1608.2N （3）计算必需的额定动载荷： CP3n2Lh241.2116667f3830016p1608.2166671.1N

14544N27000N （4）求轴承寿命Lh10： L16667n(CP)16667h10241.21(271.608)3327111Lh 故所选轴承满足要求。

18

计算及说明 2、低速轴的轴承校核

（1）前面已选择代号为60311的深沟球轴承 基本尺寸d=55mm,D=120mm，B=29mm。

安装尺寸damin65mm,Damax110mm,rasmax2mm。

基本额定动载荷Cr71.5KN，基本额定静载荷Cor44.8KN （2）计算当量动载荷： 径向载荷FrBFrCF2RCHF2RCV1351.5249221438N

轴向载荷FaBFaC0

因为Fa/C0r0，所以查书P298表13-7得e0.20 又因为Fa/Fr0e,所以查书P298表13-7得X1,Y0 根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp1.1 当量载荷

Pfp(XFrYFa)1.1(11438)N1581.8N （3）计算必需的额定动载荷： CP3n3Lh43.6883001616667fp1581.83166671.1N

8093N71500N （4）求轴承寿命Lh10： L16667C16667h10n(P)43.68(71.51.582)335226824Lh 故所选轴承满足要求。

九、键的选择与校核

1、高速轴与带轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=25mm,查手册P53表4-1得b=8mm,h=7mm,

L1.5d37.5mm，根据键的标准长度，选择L36mm 轴t=4.0mm, 毂t1=3.3mm，R=b/2=4mm。

19

计算及说明 结果 （2）校核键联接的强度

F2T2296.21103 td25N7696.8N

工作长度lL2R=36-8=28mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： Ft2P2hl7696.8728MPa78.54MPa 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度： Ftbl7696.8828MPa34.36MPa 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：8×7×45AGB/T 1096-2003 2、高速轴与小齿轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=32mm,查手册P53表4-1得b=10mm,h=8mm, L1.5d48mm，根据键的标准长度，选择L50mm 轴t=5.0mm, 毂t1=3.3mm，R=b/2=5mm。 （2）校核键联接的强度

2T3 F2296.2110td32N6013N 工作长度lL2R=50-10=40mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： FtP2hl26013840MPa37.58MPa 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度： Ftbl60131040MPa15.03MPa 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：10×8×63AGB/T 1096-2003

20

计算及说明 结果 3、低速轴与大齿轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=57mm,查手册P53表4-1得b=16mm,h=10mm, L1.5d85.5mm，根据键的标准长度，选择L90mm 轴t=6.0mm, 毂t1=4.3mm，R=b/2=8mm。 （2）校核键联接的强度

2T3 F32520.3510td57N18258N

工作长度lL2R=90-16=74mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： P2Fthl2182581074MPa49.34MPa 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度： Ftbl182581674MPa15.42MPa 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：16×10×90AGB/T 1096-2003 4、低速轴与联轴器的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=45mm,查手册P53表4-1得b=14mm,h=9mm,

L1.5d67.5mm，根据键的标准长度，选择L70mm 轴t=5.5mm, 毂t1=3.8mm，R=b/2=7mm。 （2）校核键联接的强度

F2T32520td.3510345N23127N 工作长度lL2R=70-14=56mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： 2Ft223127Phl956MPa91.77MPa 21

计算及说明 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度：

Ft23127MPa29.50MPa bl1456 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[p]=125～150MPa, 且[]=120MPa

因为p[p],[],所以所选键符合条件。

取键标记为：14×9×70AGB/T 1096-2003

十、联轴器的选择

联轴器主要是用来连接两轴，传递运动和转矩的部件，也可以用于轴和其它零 件的连接以及两个零件（如齿轮和齿轮）的相互连接。 1、类型选择：为了隔离振动和冲击，选用弹性柱销联轴器 2、载荷计算：

考虑机器启动时的惯性力及过载等影响，在选择和校核联轴器时，应以计算转 矩Tc为根据。

前面已经求得公称转矩：T3520.35Nm 查书P313表14-1,选取Ka1.3

转矩TcaKaT31.3520.35Nm676.46Nm

查手册P99表8-5,选LT8型弹性套柱销联轴器,公称转矩为710Nm,许用 转速为3000r/min。

十一、减速器润滑方式，润滑剂及密封装置

1、润滑剂及润滑方式：润滑的目的在于减少磨损，减少摩擦损失及发热，以保 证减速器正常工作。对于一级圆柱齿轮减速器：

(1) 由于转速较低，因此减速器的齿轮需要采用浸油润滑,浸油深度为大齿轮的 齿顶圆到油池底面的距离不小于30～50mm。由手册P85表7-1选全损耗系统用油 （GB 443-19），代号为L-AN15，40℃时的运动黏度为13.5～16.5，倾点≤-5℃ 闪点（开口）≥150℃，此油主要用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电 机以及风动电具等。 (2) 由于大齿轮的圆周速度v3.1438543.68m/s0.88m/s.因

6000060000d1n1此减速器的滚动轴承可以用润滑脂润滑，由手册P86表7-2选取通用锂基润滑脂 (GB 7324-1994),代号为ZL-1,滴点不低于170℃，有良好的耐热性和耐水性。适用 于温度在-20℃～120℃范围内各种机械的滚动轴承,滑动轴承及其他摩擦部位的润滑

22

计算及说明 2、密封性是为了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 应精细，其表面粗度应为6.3。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的 距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。

当轴伸出机体外面时，轴承端盖通孔处必须有可靠的密封装置，以防止润滑剂泄 漏及灰尘，水分进入轴承。此设计中选用毡圈油封，材料为粗羊毛。 (1) 因为高速轴中d229mm，查取手册P90表7-12 毡圈油封基本尺寸为d129mm,D145mm,B17mm 槽的基本尺寸为 d031mm,D044mm,b6mm （2）因为低速轴中d253mm，查取手册P90表7-12 毡圈油封基本尺寸为d153mm,D174mm,B18mm 槽的基本尺寸为 d056mm,D072mm,b7mm

十二、箱体结构的设计

减速器的箱体采用灰铸铁（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量， 大部分端盖分机体采用

H7配合. is61.箱体本身须有足够的刚性，以免箱体在内力或外力作用下产生过大的变形。为了增 加减速器的刚性以及散热面积，箱体上外常加有外肋。为了便于安装，箱体通常做成 剖分式，箱盖与底座的剖分面应与齿轮轴线平面重合。

2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度较小于，故采用浸油润滑， 同时为了避免油搅得沉渣溅起，大齿轮顶圆与油底面的距离H取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，联接表面粗糙度为3.对附件设计 A窥视孔盖和窥视孔：

在机盖顶部开有窥视孔，是为检查齿轮啮合情况及向箱内4而设置的。不仅能看到传 动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖，机体 上开窥视孔与凸缘一块，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。 B油塞：

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，平时 放油孔用油塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成油塞头部的支 承面，并加封油圈加以密封。

6.3。

23

计算及说明 C油标： 油标位于便于观察减速器油面及油面的稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油 溢出. 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盖上 安装通气器，以便达到体内为压力平衡. E起盖螺钉： 起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. F定位销： 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 一圆锥定位销，以提高定位精度. G吊环及吊钩： 吊环是用来提升箱盖的，吊钩则是用来提升整个减速器的。为了便于揭开箱盖，常在 箱盖凸缘上制有两个螺纹孔，拆卸箱盖时用螺钉拧入，即可顶起箱盖。 减速器机体结构尺寸如下： 名称 箱座壁厚 箱盖壁厚 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 符号 计算公式 结果 8 8 12  1 b1 b 0.025a18 10.02a18 b11.51 b1.5 12 b2 b22.5 20 df df0.036a12 a250时，n4 M20 n 4 d1 d10.75df M16 24

机盖与机座d d2=（0.5~0.6）df M10 联接螺栓直2径 连接螺栓l 150～200 150 d2的间距 轴承端盖螺d8（高速轴） 钉直径 3 d3=（0.4~0.5）df 12（低速轴） 视孔盖螺钉d7（孔数为4） 直径 4 d4=（0.3~0.4）df 视孔盖基本l查手册P161表11-4 尺寸 1,l2,b1,b2l1=120,l2=105,b190 b275,4,R5 ,R 定位销直径 d d=（0.7~0.8）d8 2 d查手册P161表11-2 14（高速轴） f，d1，d2C1 18（低速轴） 至外机壁距离 d12（高速轴） f，d2至C2 查手册P161表11-2 16（低速轴） 凸缘边缘距离 轴承旁凸台R（高速轴） 半径 1 C2 1216（低速轴） 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确 定，便于扳手操作为准 外机壁至轴l（高速轴） 承座端面距1 l1=C1+C2+（8~12） 34（低速轴） 离 大齿轮顶圆10 与内机壁距1 1>1.2 离 齿轮端面与9 内机壁距离 2 2> 机盖，机座 m1,m m10.851,m0.85 m1取7，m取7

25

铸造过渡尺寸 轴承端盖外径 轴承旁联结螺栓距离 x,y 查手册P20表1-38 x=3,y=15 D2 S D2D+（5~5.5）d3 一般取SD2 112（高速轴） 180（低速轴） 112（高速轴） 180（低速轴） 十三、参考文献

1.陈云飞，卢玉明主编《机械设计基础》(第七版) [M],北京：高等教育出版社出版社,2008 2.吴宗泽，罗圣国主编《机械设计课程设计手册》（第三版）[M],北京：高等教育出版社出版 社,2006

3.龚溎义主编《机械设计课程设计图册》（第三版）[M],北京:高等教育出版社出版社,19

26