机设课程设计-二级斜齿轮减速器方案1.docx

机械设计课程设计任务书
专业 机械设计制造及其自动化 班级 制造081 设计者_徐康民_学号 201080246

设计题目：带式输送机传动装置___②________设计（①二级直齿圆柱齿轮减速器；②二级斜齿圆柱齿轮减速器；③二级圆锥--圆柱齿轮减速器；④一级蜗杆减速器）。
设计带式输送机传动系统。采用两级圆柱齿轮减速器的传动系统参考方案（见图）

带式输送机由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入两级圆柱齿轮减速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。
原始数据：
输送带有效拉力 F= __4000_________ N
输送机滚筒转速 n= ___40________ r/min （允许误差±5%）
输送机滚筒直径 D= ____400_______ mm
减速器设计寿命为10年。
工作条件：
两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。
设计任务：1、减速器装配图1张（0号或1号图纸）；
2、零件图2张（大齿轮，输出轴）
3、设计计算说明书1份
设计期限： 2011年 01 月 03 日至 2011 年 01 月 14日
颁发日期： 2011年 01 月 03 日

设计计算说明书

1． 按照设计要求确定传动方案
二级圆柱齿轮减速器传动选择展开式
2． 选择电动机
1）电机类型：
推荐Y系列380V，三相
异步电动机
2）选择电动机功率Ped
设：工作机（卷筒）所
需功率PW
卷筒效率ηW
电机至卷筒轴Ⅲ的传动
总效率ηa（减速器效率）
电机需要的功率Pd
计算如下：

Pd＝PWηaηW≤Ped
式中PW=F∙V1000（KW）
V=πDn60×1000（ms）
ηa＝η轴承3∙η齿轮2∙η联轴器2
ηw＝η轴承∙η卷筒η
η轴承＝滚子=0.98球=0.99
η齿轮＝0.97
η联轴器＝0.99~0.995
η卷筒＝0.96
现算出Pd＝PWηaηW＝3.94KW查手册取Ped＝4KW

设计计算、简图及说明
结果
对于Ped＝4KW的电动机型号有：

型号
Y112M-2
Y132M1-6
Y112M-4
Y160M1-8
同步转速
3000r∙min-1
1000r∙min-1
1500r∙min-1
750r∙min-1
满载转速
2890r∙min-1
960r∙min-1
1440r∙min-1
720r∙min-1
3）确定电动机转速nd
已知卷筒转速n＝40rmin
二级减速器的总传动比合理范围是ia＝8~25，所以，电动机转速为nd＝ia∙n＝8~25n＝320~1000rmin， 该范围内转速有750rmin，1000rmin
方案
电机型号
Ped
同步转速
满载转速
电动机质量㎏
参考价
减速器传动比ia
1
Y132M1-6
4KW
1000
960

24
2
Y160M1-8
4KW
750
720

18
通过比较得知：1号方案较好，其重量轻，价格便宜，传动比适中。

选择Y132M1-6
4）分配减速器传动比ia
按浸油润滑条件考虑，取高速级传动比i1＝1.3∙i2
由 ia＝1.3i2∙i2＝1.3∙i22
∴i2＝ia1.3
i1＝iai2
i2=ia1.3=4.3i1=iai2=5.6

i1=5.6
i2=4.3

设计计算、简图及说明
结果
5）运动参数计算
设nI，nII ，nIII---分别为I，II，III轴的转速rmin
TI，TII， TIII---分别为I，II，III轴的输入扭矩N∙㎜
PI，PII，PIII---分别为I，II，III轴的输入功率KW

转速：n1=nedn2=n1i1n3=n2i2 各轴功率：P1=Pd∙η联轴器P2=P1∙η轴承∙η齿轮P3=P2∙η轴承η齿轮P卷=P3∙η轴承η联轴器

各轴扭矩：T1=Td∙η联轴器T2=T1∙i1∙η轴承η齿轮T3=T2∙i2∙η轴承η齿轮T卷=T3∙η轴承η联轴器
将计算结果列成表格以便查找
轴号
功率P（KW）
扭矩T（N∙㎜）
转速
传动比
效率
电机轴
3.94
3.919×104
960

5.6

4.3

I轴
3.9
3.880×104
960
II轴
3.75
2.087×105
171.4
III轴
3.6
8.618×105
40
卷筒
3.53
8.447×105
40

1.1.6传动零件计算
斜齿轮要计算的参数
a1 ，a2，mn12，mn34；z1，z2，z3，z4；b1，b2，b3，b4 ；β12，β34，
dai，dfi，di（i＝1~4）

设计计算、简图及说明
结果
高速级齿轮的计算：

1． 选择齿轮材料

考虑到该减速器的功率不大，故大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数 z2=z1∙i1=25×5.6=140，按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数φd=1.0；初选螺旋角β＝13°
大、小齿轮均为45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS；7级精度；
z1=25，z2=140，φd=1.0；β＝13°
2． 按齿面接触疲劳强度设计

d1t≥32kT1φd∙u±1uZHZEZεZβσH
⑴确定公式中各参数
1） 载荷系数
试选Kt＝1.5
2） 小齿轮传递的扭矩T1
T1＝3.880×104 N∙㎜
3） 材料系数ZE
查表6.3得ZE=189.8MPa
4） 大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1、σHlim2
按齿面硬度查图6.8得
σHlim1＝600 MPa、σHlim2＝560MPa
5） 应力循环次数
N1=60n1jLh=60×960×1×10×250×16=2.304×109
N2=N1i1=4.114×108
6） 接触疲劳寿命系数KHN1、KHN2
查图6.6得KHN1＝0.91，KHN2 ＝0.96
7） 确定许用接触应力σH1、σH2
取安全系数SH＝1
σH1＝KHN1σHlim1SH＝0.91×600 MPa
σH2＝KHN2 σHlim2SH＝0.96×560MPa

σH1＝546 MPa

σH2＝537.6 MPa

⑵设计计算
1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
取σH＝σH1+σH22＝541.8 MPa，
ZH=2.44，Zε＝0.8，Zβ＝cosβ＝cos13°＝0.987
d1t≥32×1.5×3.880×1041×5.6±15.6×2.44×189.8×0.8×0.987541.82

2） 计算圆周速度v
v＝πd1tn160×1000＝π×39.68×96060×1000ms

3） 计算载荷系数K
查表6.2得使用系数KA＝1；根据v＝1.99ms、7级精度查图6.10得动载系数Kv＝1.07；查图6.13得Kβ＝1.15
则K＝KAKvKβ＝1×1.07×1.15 =1.2305

4） 校正分度圆直径d1T
由式（6.14），d1T＝3KKt＝39.68×31.23051.5㎜

d1t＝39.68㎜

v＝1.99ms

KA＝1
Kv＝1.07
Kβ＝1.15
K＝1.2305

d1T＝37.145㎜

⑶计算齿轮传动的几何尺寸
1） 计算模数mn12
mn12＝d1Tcosβz1＝37.145×cos13°25＝1.45，按标准取模数
mn12＝1.5㎜
2） 中心距a1
a1＝mn122cosβz1+z2=1.52cos13°×25+140=127㎜

3） 螺旋角β12
β12=arccosmn12z1+z22a1＝arccos1.5×25+1402×128°

4）两轮分度圆直径d1、d2
d1＝ mn12z1cosβ＝1.5×25cos14°48'36"㎜

d2=mn12z2cosβ=1.5×140cos14°48'36"㎜

5）齿宽b1、b2
b=φdd1=1×38.79㎜=38.79㎜
b1=b+5~10㎜

6） 法面齿顶高系数han*=1，法面顶隙系数cn*=0.25

7） 齿顶高ha ha=mn12han*=1.5㎜
8） 齿根高 hf hf=mn12han*+cn*=1.875㎜
9） 齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha=41.79㎜

10）齿根圆直径df1 df1=d1-2hf=35.04㎜

11）齿顶圆直径da2 da2=d2+2ha=220.22㎜

12）齿根圆直径df2 df2=d2-2hf=213.47㎜

mn12＝1.5㎜

圆整为a1＝128㎜

β12=14.81°=14°48'36"

d1＝38.79㎜

d2=217.22㎜

取b2=40㎜，
b1=45㎜

han*=1，cn*=0.25
3． 校核齿根弯曲疲劳强度

由式（6.19），σF=2KT1bdmn12YFaYSaYεYβ≤σF
⑴确定公式中各参数值
1）大、小齿轮的弯曲疲劳极限σFlim1、σFlim2
查图6.9取σFlim1＝240 MPa σFlim2＝220 MPa
2）弯曲疲劳寿命系数查图6.7取KFN1、KFN2
查图6.7取KFN1＝0.885、KFN2＝0.905
3）许用弯曲应力σF1、σF2
取定弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST＝2，得
σF1=KFN1YSTσFlim1/SF＝0.885×2×240/1.4 MPa
σF2=KFN2YSTσFlim2/SF=0.905×2×220/1.4 MPa
4）齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2
根据当量齿数
zv1=z1/cos3β=25/cos314°48'36"＝27.67
zv2=z2/cos3β=140/cos314°48'36"＝154.93
由表6.4查取齿形系数和应力校正系数
5）计算大小齿轮的YFaYSaσF并加以比较
YFa1YSa1σF1=2.55×1.61303.43=0.0135
YFa2YSa2σF2=2.14×1.83284.43=0.0138
6）重合度系数Yε及螺旋角系数Yβ
取Yε=0.7，Yβ=0.86

σFlim1＝240 MPa
σFlim2＝220 MPa
（2）校核计算
σF2=2×1.2305×3.88×10440×217.22×1.5×2.14×1.83×0.7×0.86=17.27 MPa≤σF2

σF2=17.27 MPa≤σF2
弯曲疲劳强度足够

低速级齿轮的计算
1． 选择齿轮材料

考虑到该减速器的功率不大，故大小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS，属软齿面闭式传动，载荷平稳，齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数z3=40，大齿轮齿数 z4=z3∙i2=40×4.3=172，按软齿面齿轮非对称安装查表6.5，取齿宽系数φd=1.0；初选螺旋角β＝13°
大、小齿轮均为45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS、260HBS；7级精度；
z3=40，z4=172，φd=1.0；β＝13°
2． 按齿面接触疲劳强度设计

d3t≥32kT3φd∙u±1uZHZEZεZβσH
⑴确定公式中各参数
1）载荷系数
试选Kt＝1.5
2）小齿轮传递的扭矩T3
T3＝8.618×105 N∙㎜
3） 材料系数ZE
查表6.3得ZE=189.8MPa
4） 大小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3、σHlim4
按齿面硬度查图6.8得
σHlim3＝600 MPa、σHlim4＝560MPa
5） 应力循环次数
N3=60n2jLh=60×171.4×1×10×250×16=4.114×108
N4=N3i2=9.567×107
6） 接触疲劳寿命系数KHN3、KHN4
查图6.6得KHN3＝0.96，KHN4 ＝0.97
7） 确定许用接触应力σH3、σH4
取安全系数SH＝1
σH3＝KHN3σHlim3SH＝0.96×600 MPa
σH4＝KHN4 σHlim4SH＝0.97×560MPa

Kt＝1.5

σH3＝576 MPa
σH4＝543.2 MPa
⑵设计计算
1） 试算小齿轮分度圆直径d3t
取σH＝σH3+σH42＝559.6 MPa，
ZH=2.44，Zε＝0.8，Zβ＝cosβ＝cos13°＝0.987
d3t≥32×1.5×8.618×1051×4.3±14.3×2.44×189.8×0.8×0.987559.62
2） 计算圆周速度v
v＝πd3tn260×1000＝π×110.81×171.460×1000ms
3） 计算载荷系数K
查表6.2得使用系数KA＝1；根据v＝0.994ms、7级精度查图6.10得动载系数Kv＝1.03；查图6.13得Kβ＝1.15
则K＝KAKvKβ＝1×1.03×1.15 =1.1845
4） 校正分度圆直径d3T
由式（6.14），d3T＝3KKt＝110.81×31.18451.5㎜

d3t＝110.81㎜

v＝0.994ms

KA＝1 Kv＝1.03
Kβ＝1.15

K＝1.1845

d3T＝102.42㎜

⑶计算齿轮传动的几何尺寸
1）计算模数mn34
mn34＝d3Tcosβz3＝102.42×cos13°40＝2.49，按标准取模数
mn34＝2.5㎜
2）中心距a2
a2＝mn342cosβz3+z4=2.52cos13°×40+172=272㎜
3）螺旋角β34
β34=arccosmn34z3+z42a2＝arccos2.5×40+1722×275°
4）两轮分度圆直径d3、d4
d3＝ mn34z3cosβ＝2.5×40cos15°30'00"㎜
d4=mn34z4cosβ=2.5×172cos15°30'00"㎜
5） 齿宽b3、b4
b=φdd3=1×103.77㎜=103.77㎜
b4=b+5~10㎜
6） 法面齿顶高系数han*=1，法面顶隙系数cn*=0.25
7） 齿顶高ha ha=mn34han*=2.5㎜
8） 齿根高 hf hf=mn34han*+cn*=3.125㎜
9） 齿顶圆直径da3 da3=d3+2ha=108.77㎜
10）齿根圆直径df3 df3=d3-2hf=97.52㎜
11）齿顶圆直径da4 da4=d4+2ha=451.23㎜
12）齿根圆直径df4 df4=d4-2hf=439.98㎜

mn34＝2.5㎜

圆整为a2＝275㎜

β34=15.50°=15°30'00"

d3＝103.77㎜

d4=446.23㎜

取b3=110㎜， b4=105㎜
han*=1，cn*=0.25
3． 校核齿根弯曲疲劳强度

由式（6.19），σF=2KT3bdmn12YFaYSaYεYβ≤σF
⑴确定公式中各参数值
1）大、小齿轮的弯曲疲劳极限σFlim3、σFlim4
查图6.9取σFlim3＝240 MPa σFlim4＝220 MPa
2）弯曲疲劳寿命系数查图6.7取KFN3、KFN4
查图6.7取KFN3＝0.905、KFN4＝0.910

3）许用弯曲应力σF3、σF4
取定弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST＝2，得
σF3=KFN3YSTσFlim3/SF＝0.905×2×240/1.4 MPa
σF4=KFN4YSTσFlim4/SF=0.910×2×220/1.4 MPa

4） 齿形系数YFa3、YFa4和应力修正系数YSa3、YSa4
根据当量齿数
zv3=z3/cos3β=40/cos315°30'00"＝44.70
zv4=z4/cos3β=172/cos315°30'00"＝192.22
由表6.4查取齿形系数和应力校正系数

5）计算大小齿轮的YFaYSaσF并加以比较
YFa3YSa3σF3=2.35×1.68310.29=0.013
YFa4YSa4σF4=2.12×1.865286=0.014

6）重合度系数Yε及螺旋角系数Yβ
取Yε=0.7，Yβ=0.86
（2）校核计算
σF4=2×1.1845×8.618×105105×446.23×2.5×2.12×1.865×0.7×0.86=41.49 MPa≤σF4

σFlim3＝240 MPa
σFlim4＝220 MPa

KFN3＝0.905
KFN4＝0.910

SF=1.4
YST＝2
σF1=310.29 MPa
σF2=286 MPa

YFa3=2.35，YFa4=2.12
YSa3=1.68，YSa4=1.865

YFa3YSa3σF3<YFa4YSa4σF4故按大齿轮进行齿根
弯曲疲劳强度设计
Yε=0.7，Yβ=0.86

σF4=41.49 MPa≤σF4
弯曲疲劳强度足够
计算卷筒实际转速及误差:
n卷筒=ned/i1i2=nedz2z1z4z3=96014025×17240=39.87
误差=n卷筒-nn＝39.87-4040＝0.325%≤5%

符合要求
各轴的结构设计：
轴1的尺寸计算
轴段直径计算，轴段长度设计
⑴确定轴上零件的装配方案
如图所示，为方便表述，记轴的右端面为I，并从右往左每个截面变化处依次标记为II、III、……，对应每轴段的直径和长度则分别记为d12、d23 、… 和L12、L23、…
⑵确定轴1最小直径d1min
I~III轴段仅受转矩作用，直径最小
1) 估算轴的最小直径d1min
45钢调质处理，查表11.3确定轴的C值
d1min＝C3P1n1=13533.94×0.99/960＝21.54㎜，单键槽轴径应增大5%~7%，即增大至22.617~23.0478㎜

取C=135
取d1min＝22㎜
2）选择输出轴联轴器型号

联轴器的计算转矩Tca
查表10.1 确定工作情况系数KA
Tca＝KAT1＝1.3×3.880×104N∙㎜
取KA＝1.3
Tca＝5.044×104N∙㎜
输出轴上联轴器型号
选择弹性柱销联轴器，按T≥Tca=5.044×104N∙㎜、n≥960r/min，查标准GBT4323-2002
选用TL4型弹性套柱销联轴器，T=6.3×104N∙㎜
n＝5700r/min
半联轴器长度L
L＝52mm
与轴配合毂孔长度L1
L1＝38mm
半联轴器的孔径d2
d2＝22mm
确定轴的最小直径dmin
应满足dmin＝d12=d2≥d1min

取dmin＝22mm
⑶确定各轴段的尺寸

I~II段轴头的长度L12
为保证半联轴器轴向定位的可靠性，L12应略小于L1

取L12＝36mm
II~III段轴身的直径d23
II处轴肩高h=0.07~0.1d=1.54~2.2mm ，
但因该轴肩几乎不承受轴向力，故取h＝1.5mm ，则d23＝（22+1.5×2）mm

d23=25mm
确定d34、d78，选择滚动轴承型号
取d34＝d78＝30mm>d23，查轴承样本，选用型号为7206C的角接触球轴承，其内径d=30mm ，外径D=62mm ，宽度B=16mm

d34＝d78＝30mm
选7206C角接触球轴承
III~IV段轴颈长度L34
取L34＝B＝16mm
IV~V段轴身的直径d45
查轴承样本，轴承的安装高度为36mm
d45＝36mm
VI~VII段轴身的长度L67
L67略小于轴毂1宽，b1＝45mm，

取L67＝40mm
V~VI段轴身的直径d56
h＝0.07~0.1d＝2.52~3.6mm

取h＝3.5mm
d56=43mm
V~VI段轴身的长度L56
L56≥1.4h=4.9mm

取L56＝6mm
VI~VII段轴身直径d67
查轴承样本，轴承的安装高度为36mm
取d67＝36mm
IV~V段轴身的长度L45
参见图
L45＝b3+C+a+s-L56＝110+10+16+8-6=138mm

L45＝138mm
VII~VIII段轴身的长度L78
参见图L78=B+S+a+b1-L67＝16+8+16+5=45mm

L78=45mm
II~III段轴身的长度L23
参见图，轴承端盖的总厚度为20mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l＝20mm，L23＝l+20=40mm

L23＝40mm
因d67=36>df1＝35.04mm
所以此处采用齿轮轴

轴2的尺寸计算
确定轴的最小直径dmin

应满足dmin＝d12≥d2min
取dmin＝40mm
⑶确定各轴段的尺寸

确定d12、d45，选择滚动轴承型号
取d12＝d45＝40mm，查轴承样本，选用型号为7208C的角接触球轴承，其内径d=40mm ，外径D=80mm ，宽度B=18mm
d12＝d45＝40mm
选7208C角接触球轴承
II~III段轴身的直径d23
II处轴肩高h=0.07~0.1d=2.8~4mm ，
但因该轴肩几乎不承受轴向力，故取h＝3mm ，则d23＝（40+3×2）mm
d23=46mm
III~IV段轴段直径d34
h＝0.07~0.1d=3.22~4.6mm
d34＝46+2×4=54mm
取h=4mm
d34＝54mm
III~IV段轴段长度L34
L34＝1.4h＝5.6mm
取L34＝10mm
II~III段轴身的长度L23
L23略小于轴毂2宽，b2＝40mm，
取L23＝35mm
IV~V段轴身的长度L45
L45略小于轴毂3宽，b3＝110mm
取L45＝105mm
I~II段轴头的长度L12、V~VI段轴身的长度L56 待定

轴3的尺寸计算
轴段直径计算，轴段长度设计
⑴确定轴上零件的装配方案
如图所示，为方便表述，记轴的左端面为I，并从左往右每个截面变化处依次标记为II、III、……，对应每轴段的直径和长度则分别记为d12、d23 、… 和L12、L23、…

2）选择输出轴联轴器型号

联轴器的计算转矩Tca
查表10.1 确定工作情况系数KA
Tca＝KAT3＝1.3×8.618×105N∙㎜
取KA＝1.3
Tca＝1.12034×106N∙㎜
输出轴上联轴器型号
选择弹性柱销联轴器，按T≥Tca=1.12034×106N∙㎜、n≥40r/min，查标准GB/T5014-1985
选用HL4型弹性套柱销联轴器，T=1.25×106N∙㎜
n＝4000r/min
半联轴器长度L
L＝112mm
与轴配合毂孔长度L1
L1＝84mm
半联轴器的孔径d2
d2＝55mm
确定轴的最小直径dmin
应满足dmin＝d12=d2≥d1min

取dmin＝55mm
⑶确定各轴段的尺寸

I~II段轴头的长度L12
为保证半联轴器轴向定位的可靠性，L12应略小于L1

取L12＝82mm
II~III段轴身的直径d23
II处轴肩高h=0.07~0.1d=3.85~5.5mm ，
但因该轴肩几乎不承受轴向力，故取h＝3.5mm ，则d23＝（55+3.5×2）mm

d23=62mm
确定d34、d78，选择滚动轴承型号
取d34＝d78＝65mm>d23，查轴承样本，选用型号为7213C的角接触球轴承，其内径d=65mm ，外径D=120mm ，宽度B=23mm

d34＝d78＝65mm
选7213C角接触球轴承
III~IV段轴颈长度L34
取L34＝B＝23mm
IV~V段轴身的直径d45
查轴承样本，轴承的安装高度为74mm
d45＝70mm
VI~VII段轴身的长度L67
L67略小于轴毂4宽，b4＝105mm，

取L67＝100mm
V~VI段轴身的直径d56
h＝0.07~0.1d＝5.18~7.4mm

取h＝6mm
d56=82mm
V~VI段轴身的长度L56
L56≥1.4h=8.4mm

取L56＝12mm
VI~VII段轴身直径d67
查轴承样本，轴承的安装高度为74mm
取d67＝72mm
IV~V段轴身的长度L45
参见图
L45＝b2+C+a+s-L56＝40+10+16+8-12=62mm

L45＝62mm
VII~VIII段轴身的长度L78
参见图L78=B+S+a+b4-L67＝23+8+16+5=52mm

L78=52mm
II~III段轴身的长度L23
参见图，轴承端盖的总厚度为20mm，为便于轴承端盖的拆卸及对轴承添加润滑剂，取端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l＝20mm，L23＝l+20=40mm

L23＝40mm

III轴的校核计算

1．求轴上载荷

1） 计算齿轮受力如图

齿轮4的分度圆直径
d4=mn34z4/cosβ＝2.5×172/cos15°30'＝446.23mm

d4=446.23mm
圆周力 Ft=2T3/d4=2×8.618×105/446.23N
Ft=3863N
径向力 Fr=Fttanαn/cosβ34=3863×tan20°/cos15°30'N
Fr=1459N
轴向力 Fa=Fttanβ34=3863×tan15°30'N
Fa=1071N
Fa对轴心产生的弯矩
Ma=Fad4/2=1071×446.23/2N∙㎜

Ma=238956 N∙㎜
求支反力,参见图

轴承的支点位置 参见图，由7213C角接触球轴承查手册
a＝24.2mm
齿宽中点距左支点距离
L2=100/2+12+85+23-24.2mm

L2=145.8mm
齿宽中点距右支点的距离
L3=100/2+56.5-24.2mm

L2=82.3mm
左支点水平面的支反力
MD＝0 ，FNH1＝L3Ft/L2+L3＝82.3×3863/145.8+82.3N

FNH1＝1394N
右支点水平面的支反力
MB＝0 ，FNH2＝L2Ft/L2+L3＝145.8×3863/145.8+82.3N

FNH2＝2469N
左支点垂直面的支反力

FNV1=L3Fr+Ma/L2+L3=82.3×1459+238956/145.8+82.3N
FNV1=1574N
右支点垂直面的支反力
FNV2=L2Fr-Ma/L2+L3=145.8×1459-238956/145.8+82.3N

FNV2=-115N
左支点的轴向支反力
FNV1'=Fa

FNV1'=1071N
2．绘制弯矩图和扭矩图 参见下图

截面C处水平面弯矩
MH=FNH1L2=1394×145.8N∙mm

MH=203245 N∙mm
截面C处垂直面弯矩
MV1=FNV1L2=1574×145.8N∙mm
MV2=FNV2L3=-115×82.3N∙mm

MV1=229489 N∙mm
MV2=-9465 N∙mm
截面C处合成弯矩
M1=MH2+MV12=2032452+2294892 N∙mm
M2=MH2+MV22=2032452+94652 N∙mm

M1=306551 N∙mm
M2=203465 N∙mm
4． 弯扭合成强度校核
通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面的强度

危险截面C

截面C处计算弯矩
考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环应变力，取α=0.6 ，
Mca=M12+αT32=3065512+0.6×8.618×1052

Mca=601120 N∙mm
截面C处计算应力
σca=McaW
查手册有一个键槽的轴的W公式为W=πd332-btd-t22d
此处d＝72mm,b×h=20×12 ,t=h2=6
求得W=33014
σca=McaW=60112033014＝18.2MPa

σca=18.2MPa
强度校核
45钢调质处理，由表11.2查得σ-1＝60 MPa
σca<σ-1

弯扭合成强度满足要求
箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。
（1）机体有足够的刚度
箱体有加强肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。
（2）考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，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50mm。
（3）机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为10，圆角半径为R10。机体外型简单，拔模方便.

减速器机体结构尺寸如下：

名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10

箱盖壁厚

10
箱盖凸缘厚度

15
箱座凸缘厚度

15

箱座底凸缘厚度

25

地脚螺钉直径

M20

地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M8

箱盖与箱座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
10
，，至箱外壁距离

查机械课程设计指导书表4
14

，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
12

箱外壁至轴承座端面的距离

=++（8~12）
38
大齿轮顶圆与箱内壁间的距离

>1.2
30
齿轮端面与箱内壁的距离

>
16
箱盖、箱座的肋厚

取 10
轴承座外径

+（5~5.5）
104（1轴）120（2轴）
174（3轴）
轴承旁联接螺栓的距离

82（1轴）100（2轴）
145（3轴）

附件的结构设计

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M8螺栓紧固,螺栓孔孔径,孔数n=6，孔盖厚度为,材料为Q235．

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。在本次设计中，可选为，封油圈材料为耐油橡胶，油塞材料为Q235

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。选用带螺纹的游标尺，可选为M12．

D 通气器：
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. 可选为M42X1.5

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 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.

润滑方式选择

（1）齿轮润滑方式
齿轮，应采用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。齿轮润滑选用150号机械油（GB 443－1989），最低－最高油面距(大齿轮)10～20mm，需油量为1.5L左右。
（2）轴承润滑方式
轴承采用润滑