专业课程设计二级圆柱齿轮减速器设计终极版.doc

专业课程设计二级圆柱齿轮减速器设计终极版

汽车设计课程设计

汽车设计课程设计说明书

题 目二级圆柱齿轮减速器设计
姓 名 王成梁
学 号 2015211521
专 业 汽车服务工程
指导教师 时晓杰

2017年7月6日

目录
1.条件 4
1.1设计题目 4
1.2传动方案的确定 4
1.3电动机的选择 4
2.主要参数的计算 6
2.1确定总传动比和分配各级传动比 6
2.2计算传动装置的运动和动力参数 6
3.齿轮的计算 7
3.1减速器外传动件设计 7
3.2减速器内传动设计 10
4.轴的设计计算 21
4.1高速轴的设计 21
4.2低速轴的设计 27
4.3中间轴的设计 33
5.箱体结构的设计 39
5.1减速器机体结构尺寸 39
5.2附件的设计与选择 40
6.润滑密封设计 41
7.参考文献 41

任务书
设计名称： 二级圆柱齿轮减速器
小组成员：王田野、王成梁、王旭、王涛 指导教师： 时晓杰
起止时间：自 2017 年 6 月 26 日起 至 2017 年 7 月 10 日止
一、课程设计参考数据
1、输送带带轮直径400mm
输送带运行速度1m/s
输送带所需牵引力1600kn
单班制工作
二、课程设计任务和基本要求
设计任务：
1) 查阅相关资料，选定二级减速器，对减速器总体方案设计。
2) 对二级减速器进行必要的设计计算。
3) 绘制二级减速器的零件图和装配图。
4) 完成9千字左右的设计说明书。
基本要求：
1) 确定二级减速器是对称直齿同轴。
2) 二级减速器输送带轴所需牵引力为1600kn。
3）原动机为电动机。

1.条件
1.1设计题目
设计一用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。运输机工作有轻振，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。运输带允许速度误差为5%。

图1：两级同轴式圆柱齿轮减速器传动装置简图
1—电动机 2—带传动 3—减速器 4—联轴器 5—输送带带轮 6—输
1.2传动方案的确定
输送带带轮直径d（mm）=400
输送带运行速度v（m/s）=1
输送带轴所需牵引力F（KN）=1600
1.3电动机的选择
(1)选择电动机的类型
根据用途试选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机
(2)选择电动机功率
计算驱动卷筒的转速
5

输送带所需功率为

查《减速器设计实例精解》取V带传动效率，一对轴承效率斜齿圆柱齿轮传动效率，联轴器效率，则电动机到工作机间的总效率为
电动机所需工作功率为

根据表选取电动机的额定功率

(3)确定电动机的转速
输送带带轮的工作转速为

由《减速器设计实例精解》知V带传动传动比，两级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比范围为
、
电动机的转速范围为
由《减速器设计实例精解》可知，符合这一要求的电动机同步转速有三种：1500r/min,1000r/min,750r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，型号为Y100L1-4型电动机。

型号为Y100L1-4型电动机
2.主要参数的计算
2.1确定总传动比和分配各级传动比
(1)总传动比

(2)分配传动比
根据传动范围，取带传动的传动比减速器传动比为

高级传动比

2.2计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速

(2)各轴功率

(3)各轴转矩

3.齿轮的计算
3.1减速器外传动件设计
(1)确定设计功率

由《减速器设计实例精解》选择工作情况系数，则

(2)选择带型
根据《减速器设计实例精解》，选择A型V带
选择A型V带
(3)确定带轮基准直径
根据《减速器设计实例精解》，可选小带轮直径为d=100mm，则大带轮直径为

根据《减速器设计实例精解》，取，其传动比误差，故可用

(4)验算带的速度

带速符合要求
(5)确定中心距和V带长度
根据：

初步确定中心距为
为使结构紧凑，取偏低值，=350mm
V带计算基准长度为

由《减速器设计实例精解》，选V带基准长度则实际中心距为、

(6)计算小带轮包角

合格
确定V带根数
V带根数可用下式计算

由《减速器设计实例精解》表8-9查取单根V带所能提供的传递功率为P。=1.31kw

由《减速器设计实例精解》表8-10查得，由《减速器设计实例精解》表8-11查得，则由《减速器设计实例精解》查得，由表 查得，则带的根数

取z=2根
(7)计算初拉力
由《减速器设计实例精解》查得V带质量m=0.1kg/m,得初拉力

(8)计算作用在轴上的压力

(9)带轮结构设计
小带轮结构,采用实心式，由《减速器设计实例精解》查得电动机轴径，由《减速器设计实例精解》查得
轮毂宽：
其最终宽度结合安装带轮的轴段确定
轮缘宽：

大带轮结构 采用轮辐式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。

3.2减速器内传动设计
(1)高速级直齿圆柱齿轮的设计
①选择材料、热处理方式和公差等级
二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20，选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS
40Cr小齿轮(调质处理)
大齿轮45钢(调质处理)
7级精度
②初步计算传动的主要尺寸
初选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取整。
由设计计算公式进行试算，即

确定公式内的各计算数值
试选载荷系数
计算小齿轮的转矩

系数的选择与查询
选齿宽系数
查的区域系数
查的材料的弹性影响系数
计算接触疲劳强度用重合度系数

由《机械设计第九版》查得按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。
由《机械设计第九版》查得计算应力循环次数

由《机械设计第九版》查得取接触疲劳寿命系数
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由《机械设计第九版》查得

取和较小值，所以
试算小齿轮分度圆直径

确定传动尺寸
计算实际载荷系数
根据

齿宽b：

计算实际载荷系数
由《机械设计第九版》查得使用系数
根据v=1.89m/s，7级精度，由《机械设计第九版》查得动载系数,
齿轮的圆周力：
由《机械设计第九版》得,
由《机械设计第九版》插值法查7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得
得到接触强度实际载荷系数

由《机械设计第九版》式按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

计算模数m

取标准值
按弯曲疲劳强度设计
由《机械设计第九版》式试算模数

确定公式中的各值
试选
由《机械设计第九版》式计算弯曲疲劳强度用重合度系数

由《机械设计第九版》查得资料查询齿形系数
由《机械设计第九版》查得应力修正系数,
由《机械设计第九版》查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为,由《机械设计第九版》查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳完全系数s=1.4。由《机械设计第九版》得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取
试算模数

调整齿轮模数
计算实际载荷系数钱的数据准备

计算实际载荷系数
根据v=1.304m/s,7级精度，由《机械设计第九版》查得动载系数,
由

由《机械设计第九版》 查表的齿间载荷分配系数,
由《机械设计第九版》查表用插值法查得,结合，查《机械设计第九版》得，则载荷系数为

由《机械设计第九版》可得按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.903mm并就进圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径mm,算出小齿轮的齿数.取小齿轮的齿数为40（计算结果不满足要求）故31,取,两齿轮的齿数互为质数，这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

m=1.556
④计算齿轮传动几何尺寸
计算分度圆直径

计算中心距

计算齿轮宽度
考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即

⑤校核齿根弯曲疲劳强度
校核计算如同前面一样，这里直接给出数据,，，，m=2，，，，，，所以载荷系数为

强度校核

主要设计结论：
，，m=2mm,,,,a=138,,,小齿轮选用40cr（调制），大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计。
齿根弯曲疲劳强度满足
(2)低速级直齿圆柱齿轮的设计
选择材料、热处理方式和公差等级
二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20，选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS40Cr小齿轮(调质处理)大齿轮45钢(调质处理)
7级精度
②初步计算传动的主要尺寸
初选小齿轮齿数，
大齿轮齿数,取整。
由《机械设计第九版》10-11式，（以下查表同上一个齿轮设计）设计计算公式进行试算，即

确定公式内的各计算数值
试选
计算小齿轮的转矩

系数的选择与查询
齿齿宽系数
查得区域系数
查得材料的弹性影响系数
计算接触疲劳强度用重合度系数

按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。
计算应力循环次数

取接触疲劳寿命系数
计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得

取较小值，所以
试算小齿轮分度圆直径

③确定传动尺寸
计算实际载荷系数
根据v=1.914m/s,7精度,查图得动载系数
,
得,用插值法，查表的7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得
接触强度实际载荷系数

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得

计算模数m

取标准值m=2.00
按弯曲疲劳强度设计

确定公式中的各值
由资料查询齿形系数,应力修正系数,查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为,查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳完全系数s=1.4.由式得

因为大齿轮的大于小齿轮，所以取

试算模数

调整齿轮模数
计算实际载荷系数钱的数据准备

计算实际载荷系数
根据v=0.672, 7级精度查得动载系数,

查表的齿间载荷分配系数,用插值法查得,结合b/h=11.11载荷系数为

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数2.133就进圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径mm,算出小齿轮的齿数.所以取小齿轮的齿数为33,.这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。
几何尺寸的计算
计算分度圆直径

计算中心距
138
计算齿轮宽度
考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，

m=2.00mm

m=1.354mm

a=242.5mm

④校核齿根弯曲疲劳强度
,由v=1.353m/s,7级精度,查
根据

查,用插值法得,
查,所以载荷系数为

主要设计结论：，，m=2mm,,a=138,,,小齿轮选用40cr（调制），大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计
14.665
齿根满足齿根弯曲疲劳强度

4.轴的设计计算
4.1高速轴的设计
(1)已知条件
高速轴传递的功率，转速，小齿轮分度圆直径，齿宽
(2)选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查《减速器设计实例精解》表8-26选用常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理
(3)初算轴径
查表得，考虑轴端只承受转矩，故取小值，则

轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径

(4)结构设计
轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序从轴的最细处开始设计轴段①，轴段①上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段①的轴径，带轮轮毂的宽度为，结合带轮结构，取带轮轮毂的宽度为，轴段①的轴径略小于毂孔宽度，取密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度
。
轴段②的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查《减速器设计实例精解》表，选毡圈 24B/ZQ4606-1997，则
轴承与轴段③及轴段⑥的设计考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30306内径d=40mm,外径D=80，宽度B=18m，T=19.75mm外径定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取轴段③的直径。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ=12mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则,同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取齿轮与轴段④ 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3可初定，齿轮的分度圆直径较小，采用实心式,齿轮宽度，为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴长度应比齿轮宽度略短，取轴段⑤设计 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(.07~0.1)=2.94~4.2mm.取3mm，则轴肩直径,取。该轴段也可提供右端轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离轴段③的长度

轴段②的长度 轴段②的长度除与轴上的零件有关，还与轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为
，由表4-1可知，下箱座壁厚
取,
取轴承旁连接螺栓为M12则，箱体轴承座宽度
，取，可取箱体凸缘连接螺栓为M10地脚螺栓为,则有轴承盖连接螺栓定为，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；端盖连接螺钉查《减速器设计实例精解》表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8x25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=30mm, 带轮采取腹板式。螺钉的拆装空间足够。则

轴上里作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由《减速器设计实例精解》图2-A可得轴的支点及受力点间的距离为

表4-1高速轴的相关尺寸
轴段①的直径

轴段①的轴径

轴段②的直径

轴段③的直径

轴段6的直径

轴段6的轴径

轴段4的直径

轴长度

轴肩

轴段③

下箱座壁厚

箱体轴承座宽度

螺钉的拆装空间

轴的支点及受力点间的距离

轴的支点及受力点间的距离

轴的支点及受力点间的距离

(5)键连接
带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表得键的型号为键8x36GB/T 1096-1990,齿轮与轴端④间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表选其型号为12x125GB/T1096-1990
(6)轴的受力分析
画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示
计算支承反力 在水平面上为

式中负号表示与图中所画力相反
在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

画弯矩图 弯矩图如图所示
在水平面上a-a剖面为

b-b剖面图为

在垂直平面上为

合成弯矩，在a-a剖面为

b-b剖面为

(7)校核轴的强度
因a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

弯曲应力为

扭剪应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为

由《减速器设计实例精解》表查得45钢调质处理抗拉强度极限由《减速器设计实例精解》表查得轴的许用弯曲应力，，强度满足要求

轴的强度满足要求
(8)校核键连接的强度
带轮处键连接的挤压应力为

齿轮处键连接的挤压应力为

键、轴、齿轮及带轮的材料都选为钢，由《减速器设计实例精解》表8-33查得,强度足够
键连接强度足够
(9)校核轴承寿命
计算当量动载荷 查《减速器设计实例精解》表6208轴承的C=29500N, C0=18000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为

校核轴承寿命 因,故只需校核轴承1的寿命，。轴承在100℃以下工作，查《减速器设计实例精解》表得fT=1。对于减速器，查《减速器设计实例精解》表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为

，故轴承寿命足够

图4-1高速轴的结构与受力分析

4.2低速轴的设计

(1)已知条件
低速轴传递的功率，转速，齿轮4分度圆直径，齿宽

(2)选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查《减速器设计实例精解》表选用常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理
(3)初算轴径
查表得，考虑轴端只承受转矩，故取小值，
轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径
d

(4)结构设计
轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序从最小轴径处开始设计联轴器及轴段① 轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表，取,则计算转矩

由表查得GB/T5014-2003中的Lx3型联轴器符合要求：公称转矩为1250N·m，许用转速4750r/min，轴孔范围为30~60mm考虑d>36.23mm,取联轴器毂孔直径为40mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX340X84GB/T5014-2003，相应的轴段①的直径d1=40mm其长度略小于毂孔宽度，取L1=85mm
密封圈与轴段② 在确定轴段②的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位轴肩高度。轴段②的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查《减速器设计实例精解》，选毡圈 46JB/2Q4606-1997，则
轴承与轴段③及轴段⑥的设计 轴段③和⑥上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。现暂取轴承为30211，由《减速器设计实例精解》得轴承内径d=55mm,外径D=100mm，宽度B=21mm，定位轴肩直径，外径定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。轴承采用脂润滑，需要挡油环, 轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取Δ=12mm..通常一根轴上的两个轴承采取相同的型号同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取。该处轴承与高速轴右端轴承公用一个轴承座，两轴承相邻端面距离去6.5mm，满足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即.齿轮与轴段④的设计 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3可初定，齿轮4的轮毂的宽度范围为，取,其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一个平面内，采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段④的长度比齿轮4的轮毂略短，故取轴段⑤的设计该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为，取，则，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离,该轴段也可提供轴承的轴向定位。轴段②与轴段③的长度 轴段②的长度除与轴上的零件有关，海域轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K=28mm.则轴段②的长度

轴段③的长度

轴上力作用点的间距，轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为

表4-2低速轴的相关尺寸

轴端最细处直径

轴段②的轴径

轴承内径

轴段⑥的直径

轴段④的直径

轮毂宽度

轴段④的长度

轴肩直径

轴承座宽度

轴段②长度

轴段③长度

轴的支点距离

轴的受力点距离

轴的支点与受力点距离

(5)键连接
联轴器与轴段①及齿轮4与轴段④采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》得键的型号非别为键12x70 GB/T 1096-1990和键16x56GB/T 1096-1990
(6)轴的受力分析
计算支承反力 在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

在水平面上
a-a剖面左侧为

a-a剖面右侧为

在垂直平面上
a-a剖面为

合成弯矩，在a-a剖面左侧为

在a-a剖面右侧为

表4-3低速轴受的各力
水平面上的支承反力

水平面上的支承反力

垂直面上的支承反力

垂直面上的支承反力

轴承1的总支承反力

轴承2的总支承反力

a-a剖面左侧弯矩

转矩

(7)校核轴的强度
因a-a剖面左右侧弯矩基本相等，但a-a剖面右侧作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

弯曲应力为

扭剪应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为
由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限由表8-32查得轴的许用弯曲应力，，强度满足要求
轴的强度满足要求
(8)校核键连接的强度
联轴器处键的挤压应力为

齿轮处键连接的挤压应力为

取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，由《减速器设计实例精解》表查得,强度足够
键连接强度足够
(9)校核轴承寿命
计算当量动载荷 查《减速器设计实例精解》得表轴承的C=73200N,C0 =92000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为

校核轴承寿命 因,故只需校核轴承1的寿命，。轴承在100℃以下工作，查《减速器设计实例精解》得fT=1。对于减速器，查《减速器设计实例精解》得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为
，故轴承寿命足够
图4-2低速轴的受力分析

4.3中间轴的设计
(1)已知条件
中间轴传递的功率，转速，齿轮分度圆直径，，齿轮宽，
(2)选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理
45钢，调质处理
(3)初算轴径
得，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值，则

(4)结构设计
轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段①、⑤上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取6210进行设计计算，由《减速器设计实例精解》得轴承内径d=45mm,外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则齿轮轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮2，轴段④安装齿轮3，为便于齿轮的安装，和应分别大于和，定.查表知该处键的截面尺寸为16mm x 10mm轮毂键槽深度,齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离

故齿轮3设计成齿轮轴，,,材料为40Cr,调质处理。
齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮彀宽度范围为，取其轮彀宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②的长度应比相应的齿轮的轮毂略短，因故取，轴段③的设计 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为取其高度为，故。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距离箱体内壁距离均取为，齿轮2的左端面距离箱体内壁的距离为
高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承共用一个轴承座，其宽度为，则箱体内壁宽度为

则轴段③的长度为轴段①及轴段⑤的长度 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离 取为，则轴段①的长度为

轴段⑤的长度为

轴上作用力点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由图可得轴的指点及受力间的距离

表4-4中间轴的相关尺寸
轴段①的直径

轴段⑤的直径

轴段②④的直径

轴段④的长度

轴段②的长度

轴段③的直径

箱体内壁宽度

轴段③的长度

轴段①的长度

轴段⑤的长度

轴的支点距离

轴的受力点距离

轴的支点与受力点距离

(5)键连接
齿轮2与轴间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》得键的型号为键14*50GB/T 1096-1990
(6)轴的受力分析
计算支承反力
在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

在垂直平面上为

合成弯矩，在a-a剖面为

b-b剖面为

表4-5中间轴受的各力
水平面上的支承反力

水平面上的支承反力

垂直面上的支承反力

垂直面上的支承反力

轴承1的总支承反力

轴承2的总支承反力

a-a剖面左侧弯矩

a-a剖面右侧弯矩

b-b剖面左侧弯矩

(7)校核轴的强度
b-b剖面弯矩大，且作用与转矩，故b-b剖面为危险剖面。
b-b剖面的抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

弯曲应力为

扭剪应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为
由表查得45钢调质处理抗拉强度极限由由《减速器设计实例精解》查得轴的许用弯曲应力，，强度满足要求.

轴的强度满足要求
(8)校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为

取键、轴及齿轮的材料都为钢，由《减速器设计实例精解》查得,强度足够
键连接强度足够
(9)校核轴承寿命
计算当量动载荷 查表轴承的C=50000轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为
P1=R1=1355.3N
P2=R2=6500.7N
校核轴承寿命 因,故只需校核轴承2的寿命，。轴承在100℃以下工作，查表《减速器设计实例精解》得fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为

，故轴承寿命足够

轴承寿命满足要求
中间轴的受力分析

5.箱体结构的设计
5.1减速器机体结构尺寸
名称
符号
结果取值
箱座壁厚
δ
取8mm
箱盖壁厚
δ1
取8mm
箱盖凸缘厚度
b1
取12mm
箱座凸缘厚度
b
取12mm
箱座底凸缘厚度
b2
取20mm
地脚螺钉直径

取M16
地脚螺钉数目
n
取4
轴承旁连接螺栓直径
d1
取M12
盖与座连接螺栓直径
d2
取M10
连接螺栓d2的间距
l
取150
轴承端盖螺钉直径
d3
取M8
视孔盖螺钉直径
d4
取M6
定位销直径
d
取8mm
df、d1、d2至外箱壁距离
C1
取26、22、16
df、d1、d2至凸缘边缘距离
C2
取24、20、14
轴承旁凸台半径
R1
取16
凸台高度
h
取55
外箱壁至轴承座端面距离
K
取42
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1
取12
齿轮端面与内箱壁距离
Δ
取10
箱盖、箱座肋厚
M
取8
5.2附件的设计与选择
(1)检查孔及检查孔盖
检查孔尺寸为120mm210mm 位置在传动件啮合区的的上方；检查孔盖尺寸为150mmX240mm。
(2)油面指示装置
选用油标尺M16，由《减速器设计实例精解》可查得相关尺寸
(3)通气器
选用提手式通气器，由《减速器设计实例精解》可查得相关尺寸
(4)放油孔级螺塞
设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M161..5 JB/T1700-2008，螺塞垫2416 JB/T1718-2008，由《减速器设计实例精解》表8-41和《减速器设计实例精解》可查的相关尺寸。
(5)起吊装置
上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩，由《减速器设计实例精解》可查得相关尺寸。
(6)起箱螺钉
起箱螺钉查《减速器设计实例精解》，取螺钉GB/T 5781-2000 M1025.
(7)定位销
定位销查《减速器设计实例精解》，取销GB/T 117-2000 535两个。
6、润滑密封设计
轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L－AN68润滑油润滑，润滑油深度为0.65dm，箱体底面尺寸为4.54dm2.70dm，箱体内所装润滑油量为

该减速器所传递的功率。对于二级减速器，每传递1kW的功率，需油量为，则该减速器所需油量为

,润滑油量满足要求。

7、参考文献
[1] 濮良贵、机械设计. 9版. [M] 北京:高等教育出版社, 2003
[2] 张策, 机械原理与机械设计[M]. 北京：机械工业出版社，2005
[3] 吴宗泽、罗胜国. 机械设计课程设计手册[M]. 北京: 高等教育出版社，2009
[4] 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). [M] 北京: 机械工业出版社,2013
[5] 孙恒.机械原理（第八版）[M]北京：高等教育出版社，2013
[6] 李育锡.机械设计课程设计（第二版）[M]北京：高等教育出版社，2014
[7] 张春宜、郝广平、刘敏.《减速器设计实例精解》[M]北京:机械工业出版社，2010