铸造车间碾砂机的传动装置.doc

机 械 设 计 课 程 设计
计 算 说 明 书

设计题目：铸造车间碾砂机的传动装置

机械与材材料工程学院

机械设计制造及其自动化专业

设计人：

指导老师：

目 录
一、设计任务书…………………………..……………………..…(2)

二、动力机的选择…………………………..…………………..…(3)

三、计算传动装置的运动和动力参数………………………....…(5)

四、传动件设计计算（齿轮）……………………………………(7)

五、轴的设计………. ………. ………. ……….. .. .. ..………..…(14)

六、轴承的计算……………………………………….. .…..……..(22)

七、连结的选择和计算………………………………. .……….…(23)

八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择……….…..…….(23)

九、箱体及其附件的结构设计…………………………. . .….…..(24)

十、设计总结…..……………………………………………….…(25)

十一、参考资料.…………………….………………………….…(25)

一：设计题目：铸造车间碾砂机的传动装置设计
1．碾砂机的原理
1——电动机 2——碾轮 3——碾盘
4——联轴器 5——主轴承 6——箱体
7——齿轮 8——轴承

二级圆锥—圆柱齿轮减速器传动方案简图

2工作情况：已知条件

1) 工作条件：每日三班制，连续单向运转，载荷有轻度冲击；
2) 使用折旧期；8年；
3) 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；
4) 运输带速度容许误差：±5%；
5) 生产批量：小批量生产。

3原始数据
题号
参数
1
碾砂机的主轴转速 nw/(r﹒min-1)
34
碾机主轴转矩T/（N﹒m）
1150

二 动力机选择及动力参数

因为动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的 ——交流电动机。
1． 电动机容量的选择

1)工作机所需功率Pw

2) 电动机的功率Pd
设计内容
设计依据
设计结果

Pw=T nw/9.55

T=1150 N﹒m
nw =34 r﹒min-1

Pw=4.09 kw

Pd= Pw/

Pd=33.8/0.89

Pd=4.6kw

设计内容

设计依据
设计结果

=**……*
为联轴器的效率，一般取0.98
为闭式圆锥—圆柱齿轮的传动效率，一般取0.95~0.99, 此处0.97
为一对滚动轴承的效率，一般取0.99
=0.98*0.99*0.97*0.97*0.99*0.98

=0.89

2.电动机的选择

因为此传动机构无特殊的要求，顾只需选 Y系列的电动机就可以满足要求。Y系列电动机为一般用途全封闭自扇冷笼型三相异步电动机，具有防止灰尘，铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过+40ºC,相对湿度不超过95%，额定电压380V，频率50HZ。

考虑工艺的成本，设备的体积和重量等问题，这里选Y2-132M2-6
由机械设计课程设计手册表12-1查得电动机：

电动机型号
额定功率（KW）
满载转速（r/min）
堵转转矩
最大转矩
质量（kg）
额定转矩
额定转矩
Y2-132M2-6
5.5
960
2.1
2.1
84
考虑工艺的成本，设备的体积和重量等问题，这里选Y132M-4既：

Y132M-4
7.5
1440
2.2
2.3
81

该电动机的其他工艺系数如下：

内容
依据
结果
电动机中心高度H
查机械设计课程设计手册表12-3
H=132mm
轴伸出部份用于于联轴器轴段的直径D
D=38mm
轴伸出部份用于于联轴器轴段的长度E
E=80mm

三、计算传动装置的运动和动力参数

内容
依据
结果
整个系统的传动比为
i总=n/nw
i总=960/34
i总=28
电动机轴和1号轴的传动比

i01=1
1号齿轮和2号齿轮的传动比

i总=i01i12i23i34
i12=0.45i23

i12=3.55
3号齿轮和4号齿轮的传动比
i23=7.9
3轴和驱动链轮的传动比

i34=1
1 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：
电动机0轴：
n0=n=960r/min
P0=Pd=4.6kw
T0=9550P0/n0=9550*4.6/960=45.8N*m
1轴：
n1=n0/i01=960/1=960r/min
P1=P0*01=4.6*0.98=4.51kw
T1=T0*i01*01=45.8*1*0.98=44.88N*m

2轴:
n2= n1/i12=960/3.55=270r/min
P2=P1*12=P1*g*b=4.51*0.97*0.99=4.33kw
T2=T1* i12*12=44.88*3.55*0.99*0.97=153.0N*m
3轴:
n3= n2/ i23=270/7.9=34r/min
P3=P2*23=4.33*0.99*0.97=4.16kw
T3=T2* i23*23=153*7.9*0.99*0.97=1160.71N*m
4轴:
n4= 34/ i34=34/1=34r/min
P4= P3*34=4.16*0.98*0.99=4.04kw
T4= T3* i34*34=1160.71*1*0.98*0.99=1126.12N*m

2 传动系统的运动和动力参数如表（1-1）

轴号
电动机
两级圆柱齿轮减速器
工作机

0轴
1轴
2轴
3轴
4轴
转速(r/min)
960
960
270
34
34
功率（kw）
4.6
4.51
4.33
4.16
4.04
转矩(N*m)
45.8
44.88
153
1160.71
1126.12
两轴连接件，传动件
联轴器
圆锥
齿轮
圆柱齿轮
联轴器
传动比
1
3.55
7.9
1
传动效率
0.98
0.97
0.97
0.98

四．传动件的设计计算

传动零件是传动系统中最重要的零件，它关系到传动系统的工作能力，结构布置和尺寸大小。此外，支承零件也要根据传动零件来设计或选取。传动零件的设计计算主要完成减速器齿轮传动或蜗杆传动的设计计算，包括选择传动零件的材料及热处理，确定传动零件的主要参数，结构和尺寸。传动系统运动和动力参数的计算结果及设计任务书给定的工作条件，即为减速器传动零件设计计算的原始依据。

1. 高速级直齿圆锥齿轮的设计计算

1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数
1） 圆锥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)
2） 材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
3） 选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=71。则u=Z2/Z1=3.55
初选螺旋角

2、 按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算，即

（1） 确定公式内的各计算数值
1） 试选载荷系数Kt=1.6
2） 计算小齿轮的转矩

3）选齿宽系数 d由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数
由《机械设计（第八版）》图10-26查得，，则
由《机械设计》（第八版）图10 -6查的材料弹性影响系数

4）由《机械设计（第八版）》图10-21d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
5）由《机械设计（第八版）》表10-6查得材料的弹性影响系数
6） 计算应力循环次数

7) 由《机械设计（第八版）》图10-19取接触疲劳寿命系数
8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，得

B计算
a计算小齿轮分度圆直径，。

b计算圆周速度v

c计算齿宽b

d计算模数

e计算纵向重合度

f计算载荷系数
由v=2.16m/s 7级精度。由《机械设计》（第八版）图10-8得由《机械设计（第八版）》表10-3查得.4
由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数
由《机械设计（第八版）》表10-13查得
由《机械设计（第八版）》表10-4查得
接触强度载荷系数
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

g计算模数

f按齿根弯曲强度设计

1确定计算参数
1)计算载荷系数.

2）根据纵向重合度查表得螺旋角系数
3)计算当量齿数.

4）表10-5查的齿形系数

校正系数

4)由《机械设计》（第八版）图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限
d由《机械设计》（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数

计算弯曲疲劳应力S=1.4

计算大小齿轮的并加以比较.

大齿轮的数值大

2设计计算

1.55mm
取=2.0

取,则

g几何尺寸计算

1) 计算中心距
2)

取
2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因值改变不多，故参数、等不必修正

3)计算齿轮分度圆直径

3）确定齿宽

取整后

圆柱直齿轮设计

a.选定齿轮精度等级、材料及齿数
(1)圆锥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)
(2)材料选择 由《机械设计（第八版）》表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。
(3)选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=174。则u=Z2/Z1=7.9
初选螺旋角

b.按齿面接触强度设计
由设计计算公式进行试算，即

1.确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.6
2)计算小齿轮的转矩

3）选齿宽系数 d由《机械设计（第八版）》图10-30选取区域系数
由《机械设计》（第八版）图10 -6查的材料弹性影响系数

4)由《机械设计（第八版）》图10-21d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
5)计算应力循环次数

6) 由图10-19查的接触疲劳寿命系数

计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1

c. 计算
1. 计算小齿轮分度圆直径。

2. 计算圆周速度v

3. 计算齿宽b

4. 计算齿宽与齿高比b/h

5. 计算载荷系数
由v=1.28m/s 7级精度。由《机械设计》（第八版）图10-8得由《机械设计（第八版）》表10-3查得
由《机械设计（第八版）》表10-2查得使用系数
由《机械设计（第八版）》表10-13查得
由《机械设计（第八版）》表10-4查得
接触强度载荷系数
按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径

6. 计算模数

7. 按齿根弯曲强度设计

1)按齿根弯曲强度设计

由《机械设计》（第八版）图10-20c查的小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限.由《机械设计》（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数

1确定计算参数
1).计算弯曲疲劳应力S=1.4

1)计算载荷系数.

4）表10-5查的齿形系数

校正系数

5) 计算大小齿轮的并加以比较.

大齿轮的数值大

取

8 设计计算
1)分度圆直径

2)
3）确定齿宽

五． 轴的设计3轴:
n3= n2/ i23=270/7.9=34r/min
P3=P2*23=4.33*0.99*0.97=4.16kw
T3=T2* i23*23=153*7.9*0.99*0.97=1160.71N*m

（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）
1. 低速轴3的设计
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
4.16KW
1160.71N*m
34r/min
d2=475mm
20º
1)求作用在齿轮上的力
Ft=2T3/d2=2*1160.71*1000/475=4887.2N
Fr=Ft*tan=4887.2*tan20º=1778.80N
2)初步确定轴的直径
⑴先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢调质。
⑵根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。
⑶联轴器的型号的选取
查表[1]14-1,取Ka=1.3则；Tca=Ka*T3=1.3*1160.71=1508.9N*m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准选用弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N·m。半联轴器的孔径d1=56mm .固取d1-2=56mm。半联轴器与轴配合的毂空长度L1=90mm。
⑷轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段左端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=58mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 90mm ,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,固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=88mm
b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉大量生产价格最低，固选用双向推力球轴承
又根据d2-3=58mm 选52215号，其尺寸为d=60mm，D=110mm，T=47mm。
右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=58mm和上表取d3-4=d7-8=60mm d8=62mm，L3-4=25mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得52215的轴肩高h=（0.07～0.1）d，所以h=4mm，因此取d4-5=63.mm
c 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d6-7=65mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为71mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L6-7=67mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取 （轴直径的0.07~0.1倍）这里52215号轴承去轴肩高度h=4mm.所以d5-6=67mm.轴的宽度取b>=1.4h,取轴的宽度为L5-6=8mm.
d 轴承端盖的总宽度为20mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为30mm。固取L2-3=50mm
e 取齿轮与箱体的内壁的距离为a=16mm 小齿轮与大齿轮的间距为c=20mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=47mm
锥齿轮的轮毂长L= 21 mm
则 L7-8 =T+s+a= 71mm
L4-5=L+c+a+s-L5-6=21+20+16+8-8=57mm
至此已初步确定轴得长度和各段直径。
⑸ 轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d6-7=63mm 由 手册查得平键的截面 b*h=14*9 (mm)见[2]表4-1,L=45mm，同理按 d1-2=55mm. b*h=12*8 ,L=70mm。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
⑹ 确定轴的的倒角和圆角
参考[《机械设计（第八版）》]表15-2，取轴端倒角为2*45°各轴肩处的圆角半径见上图。
3) 求轴上的载荷（见下图）
首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照[《机械设计（第八版）》图15-23。对与52215，为双向推力球轴承，能承受双向的牰向载荷。根据轴的计算简图作出轴的扭矩图如下图。

从轴的结构图以及弯曲和扭矩图中可以看出界面C是轴最危险界面。现将计算出的截面C的最大扭矩T：

T=1160.7 N.m

4） 按弯扭应力校核轴的强度
进行校核时通常只校核承受最大扭矩的截面（即危险截面C的强度） 根据《机械设计（第八版）》式15-5及表15-4中的取值，当扭转切应力为静应力时取≈0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取≈0.6）轴的计算应力
ι=T/Wt=16T/D⒊∏=4.4 MPa

已选定的轴的材料为45号钢调质，查《机械设计（第八版）》表15-1得[]=60MPa,故安全。
5）精确校核轴的疲劳强度
a． 判断危险截面
截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不需要强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径很大，故界面C也不需校核。截面VIII和VII显然不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面VI的左右即可。
b． 截面VI的右侧
抗扭截面系数 Wr=0.2d3=0.2*503=25000mm3
截面VI上的扭矩 T3=426160N*mm
截面上的扭转切应力 =T3/Wr=426160/25000=17.05MPa
轴的材料为45号钢调质，由《机械设计（第八版）》表15-1查得=640MPa
=275MPa，=155MPa 。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计（第八版）》附表3-2查取。因r/d=2/50=0.04, D/d=52/50=1.04 ,经插值后可查得
=2.0 =1.31
又由附图3-1可查的轴的材料的敏性系数
，
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为

由[1]附图3-2得尺寸系数；

轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为

又由§3-1及§3-2的碳钢的特性系数
=0.1～0.2 ， 取 =0.1
=0.05～0.1 ， 取 =0.05
于是，计算安全系数值，按[1]式（15-6）~（15-8）则得

故可知其安全。
c． 截面VI的左侧
抗扭截面系数 Wr=0.2d3=0.2*523=28121.6mm3
截面VI上的扭矩 T3=426160N*mm
截面上的扭转切应力 =T3/Wr=426160/28121.6=15.15MPa
过盈配合处的/,由附表3-8插值法求出，并取/=0.8/, 于是得
/,=3.16 /=2.53
轴按磨削加工，由[1]附图3-4得表面质量系数为

轴未经表面强化处理，即，则按[1]式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为

所以轴在截面VI左侧的安全系数为

故可知其安全。
至此，3轴的设计结束
2中间轴 2 的设计
总结以上的数据。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
6.75KW
94．42N*m
682.46r/min
d3=143mm
20º
6.75KW
94．42N*m
682.46r/min
d2=75mm
20º
1. 求作用在齿轮上的力
2号齿轮的受力

Ft2=2T2/d2=2*94.42*103/143=1320.56N

3号齿轮的受力
Ft3=2T2/d3=2*94.42*103/75=2517.87N

轴的受力情况及弯矩图与3轴类似，因此省略。
2.初步确定轴的直径。
先按式《机械设计（第八版）》15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢调质。根据表15-3选取A0=112。于是有

3.轴的结构设计
拟定轴上的装配方案

因为dmin>=24mm,所以角接触轴承应选择7005C，查《机械设计课程设计手册（第三版）》得：
d=25mm ，D=47mm , B=12mm ，=15º
则有dI-II=dVII-VIII=25mm 。
为了满足轴的定位要求，I-II的左侧和VII—VIII右侧应高出其最少一个轴肩的高读，因为h=（0.07～0.1）d ，所以取h=5mm ，即dIII—IV=30 , dV—VI=30mm ，同理dIV-V=36mm 。
由轴承7005C得LI—II=12mm ， 小齿轮的轮毂宽度b3=60mm得LIII—IV=60mm ；
2号轴上大齿轮的轮毂宽度b2=21mm ，而为了配合，轮毂的宽度应略大于配合部分轴的长度，则得LV—VI=21mm ；综合设计3号轴时取大小齿轮之间的距离c=20mm，齿轮与箱体的内壁的距离为a=16mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,，则LIV—V=20mm ；LII—III=a+s=16+8=24mm，
因为2号轴的总长度应与3号轴在箱体内部的部分长度相等为193mm ，所以LVII—VIII=56mm。
4 轴上零件得周向定位
齿轮和轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由 手册查得平键的截面 b*h=10*8(mm)见《机械设计课程设计手册（第三版）》表4-1,L1=50mm,L2=16mm同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。
5 确定轴的的倒角和圆角
参考《机械设计（第八版）》表15-2，取轴端倒角为2*45°各轴肩处的圆角半径。
该轴的校核和3轴类似，为了减轻任务所以省略校核。
到此2号轴的设计结束。
3第一轴 1 的设计
1总结以上的数据。

功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
7.03
46.60N*m
1440r/min
65
20°

2求作用在齿轮上的力
Ft1=2T1/d1=2*46.60*103/65=1433.85N

3 初步确定轴的直径
先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表[1]15-3选取A0=112。于是有

4 联轴器的型号的选取
查表《机械设计（第八版）》表14-1，取Ka=1.6，则
Ka =Ka*T1=1.6*46.60=74.56N*m
按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003《机械设计课程设计（第三版）》表8-1，选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63 N·m。
半联轴器的孔径d1=25mm .固取d1-2=25mm.。
5. 轴的结构设计

拟定轴上零件的装配方案如下

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段左要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=27mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm , 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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=42mm
b 初步选择滚动轴承。
考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8`-16`〉，大量生产价格最低固选用角接触轴承,又根据d2-3=27mm,所以选7006C轴承。右端采用轴肩定位 查[2] 又根据d2-3=27mm和上表取d3-4=30mm.。L3-4=12mm。
c 由于锥齿轮很小，所以该处齿轮轴选30mm, L4-5=23mm。
d 由于箱体厚等，取L2-3=16mm。
轴哦的校核与3号轴类似，此处省略。
到此两级减速器的轴的设计计算结束。

六．轴承的计算

为减少本次设计的负担，本次只对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，其他的轴承类似可以校核。
在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为51211，其基本额定动载荷Cr=48500N，基本额定静载荷C0a=112000N,现对它们进行校核。

由上可知在三号轴承上的两个轴承中，2号轴承所受的载荷远大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。
1．求比值
轴承所受轴向力Ft=T3/d=426.16*1000/45=9470.22N

所受的径向力
它们的比值为
根据《机械设计（第八版）》表13-5，推力球轴承的最小e值为0.19，故此时
2．计算当量动载荷P
根据《机械设计（第八版）》式（13-8a）
按照《机械设计（第八版）》表13-5，X=1，Y=0,按照《机械设计（第八版）》表13-6，取。则
P=1.1*(1*9470.22+0)=10417.2N
3．验算轴承的寿命
按要求轴承的最短寿命为L=8*365*24=70080h
根据《机械设计（第八版）》式（13-5）

（ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承6013满足要求。

七．连接的选择和计算

本次设计只对低速轴3上的两个键进行选择及校核。
1．对连接齿轮4与轴3的键的计算
（1）选择键联接的类型和尺寸
一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。
根据d=52mm从《机械设计（第八版）》表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=45mm。
（2）校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料都是钢有轻微冲击，由《机械设计（第八版）》表6-2查得许用挤压应力,取平均值，。
键的工作长度L’=L-b=45mm-14mm=31mm。键与轮毂键槽的接触高度
k=5.5mm。根据[1]式（6-1）可得

所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键20×12×63 GB/T 1069-1979。

八．润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择

由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查《机械设计（第八版）》表4-1和图4-7，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。
由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查《机械设计（第八版）》表4-1和图4-7，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。
为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。

九．箱体及其附件的结构设计

箱座壁厚
符号
减速器型式及尺寸关系
圆锥圆柱齿轮减速
箱座壁厚

二级0.025a+1>=8
箱盖壁厚

二级0.02a+1>=8
箱座凸缘厚度
b
1.5
箱盖凸缘厚度
b1
1.5
箱座底凸缘厚度
b2
2.5
地螺钉直径
df
0.036a+12
地螺钉数目
n
a=<250时，n=4
轴承旁联接螺栓直径
d1
0.75 df
箱盖与箱座联接螺栓直径
d2
（0.5～0.6）df
联接螺栓d2的间距
l
150～200mm
轴承端盖螺钉直径
d3
（0.4～0.5）df
窥视孔盖螺钉直径
d4
(0.3～0.4) df
定位销直径
d
（0.7～0.8）d2
大齿轮与内壁的距离

>1.2
齿轮端面与箱体距离

>
箱盖，箱座肋厚
m1,m
m1,=0.85 m=0.85
轴承端盖外径
D2
轴承座孔直径+（5～5.5）d3
外箱壁至轴座端面距离
l1
C1+C2+(5～10)
df, d1, d2至外箱壁距离
C1
查表机械设计课程设计（北京工业大学出版）表4-2
df, d2至凸缘边缘距离
C2
查表机械设计课程设计（北京工业大学出版）表4-2
轴承旁凸台半径
R1
C2
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以扳手便操作为准
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，一般取S≈D2

十.设计总结

通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：
1）能满足所需的传动比
齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了的总传动比。
2）选用的齿轮满足强度刚度要求
由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强
度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。
3）轴具有足够的强度及刚度
由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形
时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，通过了对轴长时间的精心设计，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。
4）箱体设计的得体
设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。
5）加工工艺性能好
设计时考虑到要尽量减少工件与刀具的调整次数，以提高加工的精度和生产率。
此外，所设计的减速器还具有形状均匀、美观，使用寿命长等优点，可以完全满足设计的要求。
（6）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。

十一.参考资料

[1]《机械设计》（第八版）—濮良贵，纪名刚主编
北京：高等教育出版社，2008。
[2]《机械设计课程设计手册》（第3版）—吴宗泽，罗盛国主编
北京：高等教育出版社，2006。
[3] 《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。
[4] 《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
[5] 《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版；

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