课程设计带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器.doc

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设 计 计 算 及 说 明
结 果
一 设计任务书

1。1 题目：设计一用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。

1。2 任务:
（1）减速器装配图（1号) ………………………………… 1张
（2）箱盖或箱座（2号） …………………………………… 1张
（3）输出轴及其上齿轮工作图各一张（3号)………………2张
（4)设计计算说明书 ……………………………………… 1份
1.3 传动方案：

图（1）

1。4 设计参数：
（1)运输带拉力F (N) =2400N
(2）鼓轮直径 D= 300 mm
（3）运输带速度V =1。2 (m/s)

1。5 其它条件：
工作有轻振，经常满载，空载起动,单向运转.减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。运输带容许速度误差为5％。

二．传动方案简述

2。1 传动方案说明
2.1.1 将带传动布置于高速级
将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称.同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳,缓冲吸振，减少噪声的特点.

2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮
闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好.而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。

2。1。3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方
由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。

综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。

2.2 电动机的选择
2。2。1电动机类型和结构型式
根据直流电动机需直流电源，结构复杂,成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y（IP44）笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机.
2.2.2 选择电动机容量
（1）工作机所需功率Pw
工作机所需功率及所需的转速
<由［1 ] P14式(3—2）> kw
〈由[2 ]P17式（2-3）> r/min
r/min
kw
式中: V ———传送速度； D —-—鼓轮直径; T--—鼓轮轴所需的功率

（2） 由电动机至工作机的总效率 h
〈由[2 ] P18 式（2—5）>
<由［2 ］ P18表2-4>
卷筒的传递效率-— 取= 0。95
一对滚动轴承的效率—-=0。98~0。995 取= 0.98
一对齿轮传动的效率-—=0。96~0。98 取= 0.97
联轴器的效率-—=0.99~0。995 取= 0。99

∴

（3） 电动机所需的输出功率
KW

(4） 确定电动机的额定功率Ped
<由[2 ］ P196表20—1> 又∵Ped> Pd
∴ 取 P ed= 4 kw

2。2。3 电动机额定转速的选择
〈 由［1 ] P14式（3—4)>
式中: —--电动机转速;
-——高速齿轮的传动比
—-—低速齿轮的传动比;
-——工作机的转速

<由［1 ] P10表3-1>展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =8～40
∴
= 610.88～3055。6 r/min

2。2。4 确定电动机的型号
一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机.
初选方案： 〈由［2 ］ P196表20-1>
电动机型号
额定功率
kw
同步转速
r/min
最大转矩
额定转矩
满载转速
r/min
质量
kg
Y132M1—6
4
1000
2.2
960
74

2。2.5 电动机的主要参数
（1） 电动机的主要技术数据

电动机型号
额定
功率
kw
同步转速
r/min
最大
转矩
额定
转矩
满载
转速
r/min
质量
kg
Y132M1—6
4
1000
2.2
960
74

(2）电动机的外形示意图

Y型三相异步电动机

(3)电动机的安装尺寸表 （单位:mm）
电机型号Y132M1-6
型号
尺 寸
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
AD
AC
HD
L

132
216
178
89
38
80
10×8
33
210
275
315
515

2.3 总传动比的确定及各级传动比的分配
2.3.1 理论总传动比

nm ： 电动机满载转速

2.3。2 各级传动比的分配
(1)两级齿轮传动的传动比

(3)齿轮传动中,高低速级理论传动比的分配
取,可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h≈20~30 mm。
（由[2 ］ P9图2-2）
取 ，又∵ ∴4。18，
2。4 各轴转速，转矩与输入功率
2。4.1 各轴理论转速
设定：电动机轴为0轴，
高速轴为Ⅰ轴，图（1）下侧
中间轴为Ⅱ轴,图（1）中间
低速轴为Ⅲ轴,图（1）上侧
联轴器为Ⅳ Ⅴ轴,图(1）左下和右上侧

(1）电动机
r/min
(2）Ⅰ轴
r/mim
（3)Π轴
r/min
（4）Ⅲ轴
r/min
2。4。2 各轴的输入功率
（1）电动机
kw
(2)Ⅰ轴
kw
（3）Π轴
kw
(4）Ⅲ轴
kw
2.4.3 各轴的理论转矩
(1）电动机

（2)Ⅰ轴
N·mm
(3)Π轴
N·mm
(4）Ⅲ轴
= N·mm

2.4.4各轴运动和动力参数汇总表
轴号
理论转速（r/min）
输入功率（kw）
输入转矩（N·mm)
传动比
电动轴
960
4
3。976×104
2.33
第Ⅰ轴
960
3。96
3.670×104
3.76
第Ⅱ轴
230
3。76
1.561×105
3.57
第Ⅲ轴
76
3。57
4.486×105

三、传动设计

3.1 高速级齿轮传动设计
3。2。1原始数据
输入转矩——= N·mm
小齿轮转速--=960 r/min
齿数比—-μ=
由电动机驱动机，工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产,使用期限5年，单班制工作。（设每年工作日为300天)

3。2。2设计计算
一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数
1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；
2 因为运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度；
3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220
接触疲劳强度极限MPa （由［1］P209图10—21d)
弯曲疲劳强度极限 Mpa (由[1]P209图10—20c)
大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190
接触疲劳强度极限 MPa （由[1] P209图10—21c)
弯曲疲劳强度极限 Mpa (由［1] P209图10—20b）
4初选小齿轮齿数
大齿轮齿数Z2 = Z1= 24×4.18=100.32取100
5初选螺旋角

二 按齿面接触强度设计
计算公式：
mm (由[1]P218式10-21）
1． 确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数 (由［1］P156表10—7)
材料的弹性影响系数 Mpa1/2 (由[1]P201表10-6）
区域系数 （由[1] P217图10-30）
， （由［1］P215 图10—26）

应力循环次数

接触疲劳寿命系数
（由［1]P207图10—19）
接触疲劳许用应力
取安全系数

∴ 取 MPa

2． 计算
（1)试算小齿轮分度圆直径

=44.7mm
（2)计算圆周速度
2。25m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
mm

b/h=8.78
（4）计算纵向重合度

(5） 计算载荷系数
①使用系数
〈由［1]P193表10—2〉 根据电动机驱动得
②动载系数
<由［1］P210表10—8> 根据v=2。25m/s、 7级精度

③按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
〈由［1]P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、 mm，得 =1.288
④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
<由［1］P198图10-13〉 根据b/h=8.78、

⑤ 齿向载荷分配系数、
〈由[1］P195表10-3〉 假设,根据7级精度，软齿面传动，得

∴=1。35×1.09×1。4×1.288=2。653
（6) 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径
〈由［1］P204式（10—10a）>

三 按齿根弯曲强度设计 〈由[1］P201式（10—5）〉

1 确定计算参数
(1）计算载荷系数K

(2)螺旋角影响系数
<由［1]P217图10—28> 根据纵向重合系数,得
0.88
（3)弯曲疲劳系数KFN
<由［1]P206图10-18〉 得

（4）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1。4 <由［1]P205式(10-12）〉得

(5）计算当量齿数ZV
，
，
(6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα
<由[1］P201表10—5〉 得

(7）计算大小齿轮的 并加以比较

比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.0188.

2 计算

=1.57mm

四 分析对比计算结果
对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=52。09mm来计算应有的
取26
取109
需满足、互质

五 几何尺寸计算
1 计算中心距阿a

将a圆整为139mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2
53.54mm>52.09mm
224。511mm

4 计算齿轮宽度b
=42。832mm
圆整后 43mm 48 mm

六 验算

〈 100N /mm 与初设相符
设计符合要求

3。3 低速级齿轮传动设计
3。3.1原始数据
输入转矩-—= N·mm
小齿轮转速——=230r/min
齿数比--μ=
由电动机驱动机，工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转.减速器小批量生产,使用期限5年，单班制工作。(设每年工作日为300天）

3.3。2设计计算
一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数
1 为提高传动平稳性及强度,选用斜齿圆柱齿轮；
2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；
3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220
接触疲劳强度极限MPa （由［1］P209图10-21d）
弯曲疲劳强度极限 Mpa (由［1] P209图10—20c)
大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190
接触疲劳强度极限 MPa （由[1］ P209 图10-21c）
弯曲疲劳强度极限 Mpa （由[1] P209图10-20b）
4初选小齿轮齿数
大齿轮齿数Z4= Z3= 28×3。17= 84.56取85
5初选螺旋角

二 按齿面接触强度设计
计算公式:
mm (由P218［1]式10-21）
1. 确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数 (由[1]P156表10—7)
材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由［1］P201表10-6)
区域系数 (由[1］P217 图10-30)
， （由［1］ P215图10—26)

应力循环次数

接触疲劳寿命系数
（由［1］P207图10—19）
接触疲劳许用应力
取安全系数

∴ 取 MPa

2. 计算
(1）试算小齿轮分度圆直径

=70。39mm
（2)计算圆周速度
0.85 m/s
（3）计算齿宽b及模数mnt
mm

b/h=56.312/5.49=10。26
（4)计算纵向重合度

（5) 计算载荷系数
①使用系数
<由[1］P193表10—2〉 根据电动机驱动得
②动载系数
<由［1］P210表10-8> 根据v=0。 85m/s 7级精度

③按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
〈由[1］P196表10—4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、 mm，得 =1.293
④按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
〈由［1］P198图10—13> 根据b/h=10。09、

⑤齿向载荷分配系数、
〈由［1］P195表10—3〉 假设，根据7级精度，软齿面传动，得

∴=1。35×1.08×1。4×1。293=2。639
（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径
〈由[1]P204式（10-10a）>
83。27mm

三 按齿根弯曲强度设计 〈由［1]P201式（10—5)〉

1 确定计算参数
（1）计算载荷系数K

（2)螺旋角影响系数
〈由[1]P217图10-28〉 根据纵向重合系数，得
0。92
（3）弯曲疲劳系数KFN
<由[1］P206图10-18〉 得

（4）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由[1]P205式(10—12)〉得

(5)计算当量齿数ZV
，
,
（6）查取齿型系数YFα 应力校正系数YSα
<由[1］P201表10-5> 得

（7）计算大小齿轮的 并加以比较

比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.01799。

2 计算

=2.28m

四 分析对比计算结果
对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=99。35mm来计算应有的
取27
取82
需满足、互质

五 几何尺寸计算
1 计算中心距阿a

将a圆整为213mm

2 按圆整后的中心距修正螺旋角β

3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4
83。76mm
254。40mm

4 计算齿轮宽度b
=67。00mm
圆整后 67mm 72mm

六 验算

< 100N/mm 与初设相符
设计符合要求

3。4 齿轮参数汇总表

高速级
齿轮
齿数
分度圆直径d
(mm)
da
（mm)
df
(mm)
精度等级
Z1
26
53.54
55。54
45。54
7
Z2
109
224。511
221.34
212。34
传动
传动比i
中心距a
模数mn
螺旋角β
计算齿宽b2(mm）
4。18
139
2
13.78°
43
低速级
齿轮
齿数
分度圆直径d
（mm)
da
（mm)
df
（mm)
精度等级
Z3
27
83.76
86.79
79.39
7
Z4
82
246.40
250.62
237。12
传动
传动比i
中心距a
模数mn
螺旋角β
计算齿宽b4(mm)
3。02
169
3
14.756°
67

3。5 齿轮结构
参照［2］/P66表9-2，齿轮1、3采用齿轮轴，齿轮2、4采用腹板式。

四. 轴及轮毂连接

4.1 低速轴的结构设计
4。1。1低速轴上的功率PⅢ、转速nⅢ、转矩TⅢ
PⅢ=3。57kw
nⅢ=76r/min
TⅢ= N·mm
4。1.2估算轴的最小直径
低速轴选用材料:45号钢,调质处理。
<由［1］P370表15-3> 取A 0 =110

由于需要考虑轴上的键槽放大,
∴d0 =42.77mm

段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。
因此选用弹性柱销联轴器。
<由［1]P353式(14—3)> 得：
<由[1］P351表(14—1)〉 得: 工作情况系数 ＝1。5
<由［2］P164表（17-4）〉 得： 选用HL4型弹性柱销联轴器
HL4型弹性柱销联轴器主要参数为:
公称转矩Tn＝1600 N·mm
轴孔长度L=112 mm
孔径d1 =45 mm

联轴器外形示意图

联轴器外形及安装尺寸

型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
许用补偿量
轴向
径向
角向
HL4
1600
4000
45
90
198
3.4
±1.5
0.15
≤0°30’

4.1。3轴的结构设计(直径，长度来历）
一 低速轴的结构图

二 根据轴向定位要求,确定轴的各段直径和长度
（1）Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合
取dI—II=45，
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上
取LI—II=90。
(2)为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ—Ⅱ段右侧设计定位轴肩，
〈由［2]P158表16—9〉毡圈油封的轴径
取dII—III=50mm
由轴从轴承座孔端面伸出15—20mm，由结构定
取LII-III=49。
（3)轴肩Ⅲ为非定位轴肩,〈由[2］P14815—6初选角接触球轴承
取dIII-IV=55
考虑轴承定位稳定，LIII—IV略小于轴承宽度加挡油环长度
取LIII-IV=32.
(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸
取dIV—V =70m，LIV-V =80
（5)轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6—10mm,
且保证Δ≥10mm
取dV—VI=75mm，LV-VI=8mm

（6)Ⅵ—Ⅶ段安装齿轮，由低速级大齿轮内径
取dVI—VII=60
考虑齿轮轴向定位,LVI-VII略小于齿宽,齿轮右端用套筒定位。
取LVI—VII =65m.
(7）轴肩Ⅶ至Ⅷ间安装深沟球轴承为6311AC
取dVII—VIII =55m
根据箱体结构
取LVII—VIII=58
轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。
由[2］P119表（11-5）,取轴端倒角1.5×45,各轴肩处圆角半径R=1.6mm

二、中速轴尺寸

(1）确定各轴段直径
d1=45mm
d2 =50mm
d3 =60mm
d4=50mm
d5=40mm

（2） 确定各轴段长度
L1=45mm
L2=65mm
L3=8mm
L4=55mm
L5=45mm

4。3 高速轴的结构设计
4。3。1高速轴上的功率PⅠ、转速nⅠ、转矩TⅠ
PⅠ=3。96kw
nⅠ=960r/min
TⅠ= N·mm
4。3。2估算轴的最小直径
高速轴选用材料：45号钢，调质处理。
〈由［1］P370表15—3> 取A 0 =110

由于需要考虑轴上的键槽放大，
∴d0 =18.69mm
段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应,所以需同时选用连轴器,又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳,所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。
因此选用弹性柱销联轴器。
〈由［1]P353式(14—3）〉 得：
<由［1]P351表（14—1）〉 得： 工作情况系数 ＝1.5
<由[2］P164表（17-4）〉 得： 选用ZL4型弹性柱销联轴器
HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：
公称转矩Tn＝1600 N·mm
轴孔长度L=50 mm
孔径d1 =25 mm

联轴器外形示意图

联轴器外形及安装尺寸

型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
许用补偿量
轴向
径向
角向
ZL4
1600
4000
25
50
158
0.046
±1。5
0.4
≤0°30’

4。3。3轴的结构设计(直径,长度来历）
一 高速轴的结构图

二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度
(1)Ⅰ—Ⅱ段与联轴器配合
取dI-II=25，
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上
取LI-II=50.

(2）为了满足半联轴器的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ段右侧设计定位轴肩,
<由［2]P158表16—9>毡圈油封的轴径
取dII-III=35mm
由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm，由结构定
取LII-III=49.

（3）轴肩Ⅲ为非定位轴肩，〈由［2］P14815—6初选角接触球轴承
取dIII—IV=40
考虑轴承定位稳定，LIII—IV略小于轴承宽度加挡油环长度
取LIII-IV=32。

(4）根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸
取dIV-V =50m，LIV—V =79.5

（5)轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6—10mm，
且保证Δ≥10mm
取dV—VI=45mm，LV—VI=8mm

(6)Ⅵ—Ⅶ段安装齿轮，由高速级大齿轮内径
取dVI—VII=50
考虑齿轮轴向定位，LVI—VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位.
取LVI—VII =40m.

（7)轴肩Ⅶ至Ⅷ间安装深沟球轴承为6308AC
取dVII—VIII =40m
根据箱体结构
取LVII-VIII=58
轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。
由［2］P119表(11-5），取轴端倒角1.5×45,各轴肩处圆角半径R=1.6mm

4.2 低速轴强度校核
4.2.1作用在齿轮上的力

4。2。2 计算轴上的载荷

载荷分析图

（1)垂直面

载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定

(2)水平面

(3) 总弯矩

从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面,现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=98。52N
FNH2=1727。82N
FNV1=1212.84N
FNV2=2319。84N
弯矩M
M H1 1。29×105N·mm
M H2 =1.18×105N·mm
MV 1。59×105 N·mm
总弯矩
M 1=2。05×105 N·mm
M 2=1。98×105N·mm
扭矩T
TⅢ=N·mm

4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。
由[1]P362 表(15-1)，得:
由[1]P374 式（15-5），取，轴的计算应力为：

4。3键联接强度校核

4。31低速轴齿轮的键联接
1 选择类型及尺寸
根据d =60mm，L’=65mm,<由[2]P140表（14—1）〉，
选用A型，b×h=18×11，L=63mm

2 键的强度校核
（1） 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L —b= 63-11=52mm
k = 0.5h = 5。5mm
(2） 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
〈由[1］P106表（6-2）>,取[σp]=110MPa
TⅢ = N.mm
σp = [σp]
键安全合格

4.3。2 低速轴联轴器的键联接
1 选择类型及尺寸
根据d =45mm，L'=90mm，<由[2］P140表（14—1)〉,
选用C型,b×h=14×9 L=80mm
2 键的强度校核
(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L–b/2= 73mm
k = 0。5h =4。5 mm
（2） 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢,
<由[1]P106表(6-2)>，取［σp]=110MPa
TⅢ = N。mm
σp = [σp]
键安全合格
4。33高速轴齿轮的键联接
1 选择类型及尺寸
根据d =25mm,L’=50mm,〈由［2]P140表（14—1）>，
选用A型，b×h=8×7，L=40mm

2 键的强度校核
(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L —b= 40-8=32mm
k = 0。5h = 3。5mm
（2) 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
<由[1]P106表（6—2)>，取[σp]=110MPa
TⅠ = N。mm
σp = [σp]
键安全合格

4.3。2 高速轴联轴器的键联接
1 选择类型及尺寸
根据d =25mm，L’=50mm，<由［2］P140表（14—1）>,
选用C型，b×h=8×7 L=40mm

2 键的强度校核
(1） 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
l = L–b/2=33mm
k = 0.5h =4.5 mm
(2) 强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
<由［1］P106表（6-2）〉，取[σp］=110MPa
TⅠ = N.mm
σp = [σp]
键安全合格

五。 轴承选择计算

5。1 减速器各轴所用轴承代号
普通齿轮减速器,其轴的支承跨距较小,较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。

项目
轴承型号
外形尺寸(mm）
安装尺寸(mm）
d
D
B
D1
min
D2
max
ra
max
高速轴
6308
40
90
23
48
81
1。5
中间轴
6309
45
100
25
54
91
1。5
低速轴
6311
55
120
29
65
110
2。0

5。2低速轴轴承寿命计算
5。2.1 预期寿命
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为5年（年工作
日为300天）.
预期寿命=1×8×300×5=12000 h

5.2。2 寿命验算
载荷分析图（俯视）

（左旋)

1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa

2） 当量动载荷P1和P2
低速轴轴承选用6311，由[1］p321表（13-6）得到

　已知，（常温)
由[2］p145表（15-3)得到
Fa1/Cor=0.010，由插值法并由[2]p144表（15—3)，得到e=0.15
Fa1/Fr1=473。30/1260.42=0。375>e,由[1]p321表(13-5）得到
X=0。56，Y=2.5
P1=fp（XFr1+YFa1）=1.2（0。56x1260。42+2。5x473.30）
=1889.09N
Fa2/C0r=0.048由插值法并由［2］p144表(15-3），得到e=0.248
Fa2/Fr2=1176。55/2271。86=0.0.52〉e,由[1］p321表(13—5）得到
X=0.56,Y=1.794
P2=fp(XFr2+YFa2）=1.2(0。56x2271。86+1。794x1176.55)=3382。97N
取Pmax=P2=3382。97N

3）验算轴承寿命
因为〉，所以按轴承2的受力大小验算
h>
L 〉,所以所选轴承可满足寿命要求.

六. 减速器的润滑与密封

6。1 齿轮传动的润滑
各级齿轮的圆周速度均小于12m/s,所以采用浸油润滑。另外,传动件浸入油中的深度要求适当,既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。

6。2 润滑油牌号及油量计算
6.2.1 润滑油牌号选择
由[2]P153表(16—2），得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s
由[2］P153表（16-1），得:选用N220工业齿轮油

6。2。2 油量计算
1）油量计算
以每传递1KW功率所需油量为350—-700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为700—-1400
实际储油量：
由高速级大齿轮浸油深度约0。7个齿高，但不小于10mm；低速大齿轮浸油深度在齿轮半径；大齿轮齿顶距箱底距离大于30—50mm的要求得：（设计值为50)

6。3 轴承的润滑与密封
由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好,耐热性较差的钙基润滑脂(GB491—87）。
轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。
轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封.

6.4 减速器的密封
减速器外伸轴采用 ［2］P158表(16—9)的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。

七。 减速器箱体及其附件

7。1 箱体结构形式及材料
本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度,并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。
箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。

7。2箱体主要结构尺寸表(单位：mm）
名称
数值（mm)
箱座壁厚
δ=8
箱盖壁厚
δ1=8
箱体凸缘厚度
b=12
b1=12
b2=20
加强肋厚
m=6.8
m1=6.8
地脚螺钉直径
18
地脚螺钉数目
n=6
轴承旁联接螺栓直径
M13
箱盖、箱座联接螺栓直径
M10
轴承盖螺钉直径和数目
高速轴
选用M8
n=6
中间轴
选用M8
n=6
低速轴
选用M10
n=6
轴承盖（轴承座端面）外径
高速轴
80
中间轴
80
低速轴
120
观察孔盖螺钉直径
M7
df、d2、d3至箱外壁距离
df
C1=
28
d1
22
d2
18
df、d2、d3至凸缘边缘的距离
df
C2=
26
d1
20
d2
16
轴承旁凸台高度和半径
h由结构确定,R= C1
机壳上部（下部）凸缘宽度
Kf=54
K1=44
K2=34
外壁至轴承端面的距离
l1=δ+C2+C1+(5～10)=55
轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离
20
吊环螺钉直径
15

7.3 主要附件作用及形式
1 通气器
齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀,为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷,设通气器及时将箱内高压气体排出。
由<[2］P76表9-8〉选用通气器尺寸M27×1.5

2 窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔.
为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。
由〈[2]P80表9-18> 取A=100mm

3 油标尺油塞