工学机械设计课程设计说明书10机电师许桂玲.doc

机械设计课程设计
计算说明书
题目：铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器

目　录

§一　机械设计课程设计任务书 3
§二　传动方案的分析 4
§三　电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 4
一、电动机的选择 4
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 5
三、运动参数和动力参数计算 6
§四　传动零件的设计计算 6
一、V带传动设计 7
二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计 10
（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 10
（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表 15
（三）斜齿轮设计参数表 21
§五　轴的设计计算 21
一、Ⅰ轴的结构设计 21
二Ⅱ轴的结构设计 24
三、Ⅲ轴的结构设计 26
二、校核Ⅱ轴的强度 28
§六　轴承的选择和校核 31
§七　键联接的选择和校核 33
一、Ⅱ轴大齿轮键的选择 33
二．Ⅱ轴大齿轮键的校核 33
§第八章　联轴器的选择 33
§九　减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择 34
一、传动零件的润滑 34
二、减速器密封 34
§十　减速器箱体设计及附件的选择和说明 35
一、箱体主要设计尺寸 35
二、附属零件设计 37
§十一　设计小结 41
§十二　参考资料 43

§ 一、机械设计课程设计任务书

一、 设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。
二、 设计条件：整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。
v
F
二、原始数据：

学号
1-9
10-18
19-27
28-36
37-46
输送带拉力F（N）

3200

2800

2200

2500

3500
输送带速度v（m/s）

0.9

1.1

1.3

1.2

0.9
鼓轮直径D（mm）

340

380

450

430

350

三、设计内容：
1． 分析传动方案；
2． 减速器部件装配图一张(0号图幅)；
3． 绘制轴和齿轮零件图各一张；
4． 编写设计计算说明书一份。

§ 二、传动方案的分析

本设计中采用原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比一般为8-40，结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。
带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿齿轮传动。

§ 三、电动机选择，传动系统运动和动力参数计算
一、电动机的选择
1.确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
2.确定电动机的容量
（1）工作机卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =
(2)电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由表1-7查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.96，η5 = 0.95，则传动装置的总效率为
η总=η1η22η33η4η5 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.96 x 0.95 =0.8499

3.选择电动机转速
由[2]表13-2推荐的传动副传动比合理范围
普通V带传动 i带=2～4
圆柱齿轮传动 i齿=3～5
则传动装置总传动比的合理范围为
i总=i带×i齿1×i齿2
i‘总=（2～4）×（3～5）×（3～5）=（18～100）
电动机转速的可选范围为
nd=i‘总×nw=（18～100）×nw=18nw～1000nw=18×50.96～1000×50.96＝917.28～50960r/min
根据电动机所需功率和同步转速，查[2]表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。
选用同步转速为1500r/min
选定电动机型号为Y112M-4
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
1.传动装置总传动比
i总= nm / nw=1440/53.3=27
式中nm----电动机满载转速，1440 r/min;
nw----工作机的转速，53.3r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i带×i齿1×i齿2

分配原则： （1）i带＜i齿
（2）i带=2～4 i齿=3～5 i齿1=（1.3～1.5）i齿2
根据[2]表2-3，V形带的传动比取i带 =2.5 ，则减速器的总传动比为
i = i总 / i带=27/2.5=10.8
双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
i齿1 = =
低速级的传动比
i齿2 = i/i齿1 = 10.8/3.83
三、运动参数和动力参数计算
1.各轴转速计算
1440r/min
nⅠ= nm / i带 = 1440/2.5=576r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 = 576/3.7=155.68r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 = 155.68/3=51.9 r/min

2.各轴输入功率
P0= Pd=3.53kw
PⅠ= Pdη4 = 3.53×0.963.39kw
PⅡ= PⅠη2η3 =3.39×0.98×0.99=3.29kw
PⅢ= PⅡη2η3 =3.29×0.98×0.99=3.19kw

3.各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =9550×3.53/1440=23.41N·m
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ =9550×3.39/576=56.21 N·m
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550×3.29/155.68=201.82 N·m
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550×3.19/51.9=587.0 N·m

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表

项目
轴号
功率
转速
转矩
传动比
0轴
3.53
1440
23.41
2.5
Ⅰ轴
3.39
576
56.21
3.7
Ⅱ轴
3.29
155.68
201.82
3
Ⅲ轴
3.19
51.9
587.0

§ 四、传动零件的设计计算
一、V带传动设计
1.设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
(1)确定计算功率Pca
Pca=d
查[1]表9.21
Pca =1.1×3.53=3.88kw

3.88
(2)选择带的型号
查[1]图9,13
取A型带

A型
(3)选择小带轮直径
查[1] 表9.6及9.3
90

90
(4)确定大带轮直径
=
＝2.5×90＝225mm
取标准值＝224

224
(5)验算传动比误差

＝

0.44%
(6)验算带速

6.78
(7)初定中心距

取＝400

400
(8)初算带长

＝1304.2

1304.2
(9)确定带的基准长度
查[1]表9.4
取=1400

1400
(10)计算实际中心距离（取整）

取=448

448
(11)安装时所需最小中心距（取整）

427
(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距

490
(13)验算小带轮包角

度

(14) 单根V带的基本额定功率
查[1]表9.9插值法

=0.93+0.1344
=1.064kw

1.064
(15) 单根V带额定功率的增量
查[1]表9.10插值法

＝0.15+0.0192
＝0.169kw

0.169
(16) 长度系数
查[1]表9.4
=0.96

0.96
(17)包角系数
查[1]表9.12插值法

=0.956

0.956
(18)单位带长质量
查[1]表8-3
=0.1

0.1
(19)确定V带根数

取Z=4
根
4
(20)计算初拉力

查[1]表8-3得q= 0.1
＝135.02

135.02
(21)计算带对轴的压力

＝1068.65

1068.65
2.带型选用参数表
带型

A型
90
224
6.78
448
162.86
4
1068.65
47
3．带轮结构相关尺寸
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
(1)带轮基准宽bd
查表9.5
bd＝11mm
mm
11
(2)带轮槽宽b

mm
13
(3)基准宽处至齿顶距离ha
查9.5

取ha＝3mm
mm
3
(4)基准宽处至槽底距离hf
查9.5

取hf＝9mm
mm
9
(5)两V槽间距e
查9.5

mm
15
(6)槽中至轮端距离
查9.5

mm
9
(7)轮槽楔角φ
查9.5

度

(8)轮缘顶径

mm
230
(9)槽底直径

mm
206
(10)轮缘底径D1
查9.5 ＝6mm

mm
194
(11)板孔中心直径D0

mm
117
(12)板孔直径d0

取d0＝35mm
mm
35
(13)大带轮孔径d
由装带轮的轴决定见

mm
20
(14)轮毂外径d1

取d1＝40mm
mm
40
(15)轮毂长L

取L＝78mm
mm
78

二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计
（一）、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查[1]表11.20
选用7级
级
7
2．材料选择
查[1]表11.8
小齿轮：40Cr(调质)
大齿轮：45刚（调质）

40Cr(调质) 45刚（调质）
3．选择齿数Z

取
取

个

4．选取螺旋角β

取

5．按齿面接触强度设计
（1）试选K
1.4～1.6
取Kt＝1.5

1.5
(2)计算小齿轮传递的转矩T1
查表1

Nmm

(3)齿宽系数Фd
由[1]表11.19
Фd=1

1
(4)材料的弹性影响系数ZE
由[1]表11.11
ZE=189.8 MPa1/2
MPa1/2
189.8
(5) 齿轮接触疲劳强度极限
由[1]图11.25ｄ
600
530

600
530
（6）应力循环次数N
N1 = 60n1jLh
N1=60n1jLh=
N2= N1/i齿1
=

（9）接触疲劳强度寿命系数KHN
由[1]图11.28
zHN1 = 1.02
zHN2 = 1.11

zHN1 = 1.02
zHN2 = 1.11
（10）计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由公示得
[σH]1= =
[σH]2=
=

[σH]1=612

[σH]2=610.5

（11）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－21）试算

=43

mm
=43.0
（12）计算圆周速度v

m/s
V=1.296

（13）计算齿宽B
b = φdd1t
B1=52mm
B2=
mm
B1=52
B2=48
（14）模数

度
=1.81

（15）计算纵向重合度
εβ= 0.318φdz1tanβ
=
=1.95

1.95
（16）计算载荷系数K
由[1]表10-2查得使用系数
根据v=1.296 m/s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数1.05
由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10-3
×52=1.42
由[1]图１０－１３查得KFβ=1.35
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.4×1.42=2.09

v=1.305m/s1.05
KHβ=1.42
KF=1.351.4
K=2.09
（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径
由[1]式１０－１０ａ
d1=d1t
d1=d1t=43.0×

47.0
（18）计算模数

=
mm
2
6．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ
K=1×1.05×1.4×1.35=1.98

1.98
（2）螺旋角影响系数
根据纵向重合度εβ=1.95，从[1]图10-28
0.89

0.89

（3）计算当量齿数ZV

=
=

=25.52
=95.43
（4）齿形系数YFa
由[1]表11.12
YFa1=
YFa2=2.156

YFa1=2.605 YFa2=2.156
（5）应力校正系数YSa

由[1]表11.13
YSa1=1.612
YSa2=1.776

YSa1=1.612
YSa2=1.776
（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限
由[1]图11.26
500
380

500
380
（7）弯曲疲劳强度寿命系数
由[1]图11.27
0.87
0.9

0.87
0.9
（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，
由式得
[σF]1= =
[σF]2= =

[σF]1
=334.62

[σF]2
=263.08
（9）计算大小齿轮的并加以比较

=

=
结论：大齿轮的数值大

＝0.0124
＝0.0147
（10）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式　
＝1.7

1.7
结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.0mm来计算应有的齿数。于是由= 取23，则Z2 = Z1×i齿1 = 23×3.7＝85.1 取Z2 =86
3．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

将中心距圆整为115mm
mm
115

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

因值改变不多，故参数、、等不必修正。
度

（3）计算齿轮的分度圆直径d

=

mm
=47.66
=178.20
（4）计算齿轮的齿根圆直径df

=47.66-
2.5×2=42.66mm

=178.2-2.5×2=172.2mm
mm
=42.66
=172.2
（5）计算齿轮宽度B

b = φdd1
圆整后取：
B1 = 55 mm
B2 = 50mm
mm
B1 = 55
B2 = 50
（6）验算
=N = 2.36×N
= N/mm =42.90N/mm＜100N/mm
合适
（二）、低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查[1]表11.21
选用7级
级
7
2．材料选择

小齿轮材料：40Cr(调质)
大齿轮材料：45刚（调质）

40Cr(调质) 45刚（调质）
3．选择齿数Z

取

个

4．选取螺旋角β

取

5．按齿面接触强度设计

5．按齿面接触强度设计
（1）试选Kt
1.4～1.6
取Kt＝1.5

1.5
(4)计算小齿轮传递的转矩TⅡ
查表1

Nmm

(5)齿宽系数Фd
由[1]表10.7
Фd=1

1
(6)材料的弹性影响系数ZE
由[1]表11.11
ZE=189.8 MPa1/2
MPa1/2
189.8
(7) 齿轮接触疲劳强度极限
由[1]图11.25ｄ
600
550

600
550
（8）应力循环次数N
由[1]式１０－１３
N3=60n3jLh= N4= N3/i齿2
=

（9）接触疲劳强度寿命系数KHN
由[1]图11.27
KHN3 = 0.975
KHN4 = 0.99

KHN1 = 0.975
KHN2 = 0.99
（10）计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式得
[σH]3= =
[σH]4=
=

[σH]3=585

[σH]4=544.5

（11）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－21）试算

=71

mm
=71.0
（12）计算圆周速度v

m/s
V=0.578
（13）计算齿宽B
b = φdd3t
B1=78mm
B2=
mm
B1=78
B2=71
（14）模数

度
=2.22

（15）计算纵向重合度
εβ= 0.318φdz3tanβ
=
=2.46

2.46
（16）计算载荷系数K
由[1]表10-2查得使用系数
根据v= 0.578m/s，７级精度，由[1]图１０－８查得动载荷系数1.04 由[1]表１０－４查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b
=1.12+0.18×(1+0.6×1)×1+0.23×10-3 ×78=1.43
由[1]图１０－１３查得KFβ=1.355
假定，由[1]表１０－３查得1.4
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.04×1.4×1.43＝2.08

v=0.568m/s1.04
KHβ=1.43
KF=1.3551.4
K=2.08
（17）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3
由[1]式１０－１０ａ
D3=d3t=71.0×

77.49
（18）计算模数

＝
mm
＝2.22
6．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ

K＝1×1.04×1.4×1.355＝1.97

1.97
（2）螺旋角影响系数
根据纵向重合度εβ=2.46，从[1]图１０－２８
0.88

0.88

（3）计算当量齿数ZV

=
=

=33.94
=101.81
（4）齿形系数YFa
由[1]表１０－５
YFa3=2.456
YFa4=2.174

YFa3=2.456

YFa4=2.174
（5）应力校正系数YSa

由[1]表１０－５
YSa3=1.63
YSa4=1.89

YSa3=1.63

YSa4=1.89
（6）齿轮的弯曲疲劳强度极限

由[1]图１０－２０ｃ
500
380

500
380
（7）弯曲疲劳强度寿命系数
由[1]图１０－１８
　0.89
0.91

0.89
0.91
（8）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.3，由式１０－１２得
[σF]3= =
[σF]4= =

[σF]3
=342.31

[σF]4=
266
（9）计算大小齿轮的并加以比较

=
=
结论：大齿轮的数值大

=0.01186
=0.0146
（10）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式１０－１７　

＝1.94

1.94
结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝2.5 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=78.14mm来计算应有的齿数。于是由= 取35 ，
则Z4 = Z3×i齿2 = 35×3＝105 取Z4 = 105
3．几何尺寸计算
（1）计算中心距a

将中心距圆整为160 mm
mm
160
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

因值改变不多，故参数、、等不必修正。
度

（3）计算齿轮的分度圆直径d

＝

＝

mm
＝7999
＝239.99
（4）计算齿轮的齿根圆直径df

＝79.99-2.5×2.5＝74.49mm

=239.99-2.5×2.5=234.49mm

mm
=74.49
=234.49
（5）计算齿轮宽度B

b = φdd3
圆整后取：
B3 = 90mm
B4 =75mm
mm
B3 = 90
B4 = 75

（6）验算
= N =5.05×N
= N/mm = 63.07N/mm＜100N/mm 合适

（三）、斜齿轮设计参数表
传动类型
模数
齿数
中心距
齿宽
螺旋角
高速级
斜齿圆柱齿轮

2mm

115mm
B1 = 55 mm
B2 = 50 mm

低速级
斜齿圆柱齿轮
2.5mm

160mm
B3 = 90mm
B4 = 75mm

§ 五、轴的设计计算
减速器轴的结构草图

一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。
2．确定轴的最小直径
按扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表162，C=118-107
考虑键：齿轮直径小于100mm，有一键时，轴径增大5％～7％，则
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

且由前面的带轮的设计可得，带轮的孔径为20 ＝20

20

考虑毡圈，查[2]表7-12，
取＝25mm

25

因为处装轴承，所以只要＞即可，选取7类轴承，查 [2]表6-6，选取7206AC，故 ＝30

＝30

查[2]表7-12

35

e<2.5m,此轴为齿轮轴,根据高速斜齿圆柱齿轮的齿根圆直径

35

35

30

30
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]，dn=1.728 <， 故选用脂润滑。
将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果

箱体壁厚
查 [2]表11-1

8

地脚螺栓直径及数目n
查 [2]表11-1

＝20mm
=4
轴承旁联接螺栓直径
查 [2]表11-1
，取＝16mm

16
轴承旁联接螺栓扳手空间、
查 [2]表11-1
,

=22
=20

轴承盖联接螺钉直径
查 [2]表11-1
,取＝10

10

轴承盖厚度
查 [2]表11-10

12
小齿轮端面距箱体内壁距离
查 [2]
>，＝8mm, 取＝12mm

12
轴承内端面至箱体内壁距离
查 [2]
dn<1.728小于
选择脂润滑＝8～12mm,取＝10mm

10
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查 [2]表6-6，选取7206AC轴承，
故

5.计算各轴段长度。
名称
计算公式
单位
计算结果

75

＝62

28

93.5

＝55

＝9

＝28

＝28
L（总长）

＝350.5
（支点距离）
=+++++2-2a=28+93.5+55+9+28+2
-2×21=171.5mm

=171.5
二、Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表15-3，
考虑键：最小直径处没有装键，故不考虑键的影响。
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

选用轴承7308AC,d=40mm,B=23mm，a=27.5mm，
mm

40

查 [2]表7-12，取＝45

45

53

考虑大于，查表[2]1-16,取＝42mm,考虑键

45

选用轴承7308AC,d=40mm,B=23mm，
a=27.5mm， mm

40
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2] 故选用 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查表[2]6-6，
B=23

27.5
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

＝44

＝90

＝8

=55-2=53mm

=53

=10+10+23-1+

=46.5
L（总长）
L=++++=229.5mm

241.5
（支点距离）
= L-2a+2=241.5-227.5+2=188.5mm

188.5
三、Ⅲ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表15-3，
考虑键：齿轮直径小于100mm，有一键时，轴径增大5％～7％，
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

查 [2]表8-1，取＝50

＝50

查 [2]表7-12，取＝60

＝60

选用7213AC轴承, =65mm, B=23mm a=33.5mm,mm

=65

考虑轴承定位，取安装直径并查[2]表1-16，取标准值＝75mm

＝75

取＝85mm

85

非定位轴肩，，查[2]表1-16取＝67，考虑键，

71

65
5． 选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
<故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
查表[2]6-6，

33.5
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

82

＝57

＝34

66

取＝10mm

10

=90-2=88mm

88

46.5
L（总长）
L=++++++=383.5mm

382.5
（支点距离）
=+++++2-2a=34+66+10+88+46.5+2
-2×33.5=179.5mm

178.5
二、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析：

高速级齿轮2受力:

低速级齿轮3受力:

齿轮2上的圆周力
齿轮2上的径向力
齿轮2上的轴向力
2358.79N
889.48N
639.10N
齿轮3上的圆周力
齿轮3上的径向力
齿轮3上的轴向力
5349.85N
2023.05N
1947.19N
1． 求支反力、绘弯矩、扭矩图

（1）垂直平面支反力

（2）垂直平面弯矩图

（3）水平平面支反力

（4）水平平面弯矩图

（5）合成弯矩图

（6）扭矩图

2．按弯扭合成校核轴的强度
（1）确定轴的危险截面
根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：危险截面是D截面。
（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度

查[1]表15-1得,因此,故安全。

§ 六、轴承的选择和校核
一、Ⅱ轴承的选择和校核
1．Ⅱ轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对7308AC 轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。
2．根据滚动轴承型号，查出和。
=38.5kN =30.5kN
3．校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、

（b）水平面支反力、

（c）合成支反力、

（3）求两端面轴承的派生轴向力、

（4）确定轴承的轴向载荷、

（5）计算轴承的当量载荷、

（6）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，滚子轴承的0.68 ，查[1]表13-6取冲击载荷系数1.1,查[1]表13-4取温度系数 1 ,计算轴承工作寿命：

结论：轴承受命合格

§ 七、键联接的选择和校核
一、Ⅱ轴大齿轮键
1．键的选择
选用普通圆头平键 A 型,轴径45 ,查[1]表6-1得
2．键的校核
键长度小于轮毂长度，前面算得大齿轮宽度50mm,根据键的长度系列选键长35mm。查[1]表16-2得

所以所选用的平键强度足够。

§ 八、联轴器的选择
查[1]表14-1得: d

查[2]表8-7，选用弹性柱销联轴器: LX4
§ 九、减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择
一、传动零件的润滑
1．齿轮传动润滑
因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。
2．滚动轴承的润滑
由前面设计可知，所有滚动轴承的线速度（，d为轴承的内径，n为转速）较低，故均是选用脂润滑。
二、减速器密封
1.轴外伸端密封
因为轴承选用脂润滑，工作环境较清洁，轴颈圆周速度，工作温度不超过，所以轴外伸端选用毛毡圈密封。

1轴毡圈 3轴毡圈

2.轴承靠箱体内侧的密封
因为轴承采用脂润滑，为防止箱内润滑油和润滑脂混合，所以在轴承前设置挡油环。查图16-12可得

3.箱体结合面的密封
为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大（小于150-200mm），以保证跢的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片。为提高密封性，可在剖分面上制出回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。

§ 十、减速器箱体设计及附件的选择和说明
一、箱体主要设计尺寸
名称
计算依据
计算过程
计算结果
箱座壁厚

取＝8mm
8
箱盖壁厚

取＝8mm
8
箱座凸缘厚度

12
箱盖凸缘厚度

12
箱座底凸缘厚度

20
地脚螺栓直径

=18.3mm,取=20mm
20
地脚螺钉数目

6
轴承旁联接螺栓直径

取＝16mm
16
箱盖与箱座联接螺栓直径

10
联接螺栓的间距
查表[1]11-1
：(150~200)mm ,取＝160mm
160
轴承端盖螺钉直径

8
定位销直径

8
、、至外箱壁距离
查[1]表11-2

、至凸缘边缘距离
查[2]表5-1

轴承旁凸台半径
轴承旁联接螺栓的
＝＝20mm
20
凸台高度
保证扳手操作为准
由实际知＝40.75mm
40.75
轴承座宽度

=8+20+22+(5+10)=45~55mm
50
大齿轮顶圆与内箱壁距离
≥
=,取＝20.64mm
20.64
齿轮端面与内箱壁距离
≥10~15
≥10~15mm,取＝12.5mm
12.5
箱盖、箱昨筋厚、

=7
=7
轴承端盖外径

7206AC:112
7308AC:140
7213AC:170
轴承旁联接螺栓距离

2h
81.5

二、附属零件设计
1窥视孔和窥视孔盖
查[2] 表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，长为l=180mm，宽为b=140mm的窥视孔盖，如下图所示。

2.通气塞和通气器
减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内，外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油沿接合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。查[2] 表11-5，选取提手式通气器如下图所示

3.油标、油尺
油标尺一般安装在箱体侧面，设计时应注意其在箱座侧壁上的安置高度和倾斜角，设计应满足不溢油、易安装、易加工的要求，同时保证油标尺倾角在于或等于60度。
油标用来指示箱内油面高度，它应设置在便于检查及油面稳定之处，所以安装在低速级传动件附近。查[2] 表7-10得，选取杆式油标，

4.油塞、封油垫
为了排队油污，更换减速器箱体内的污油，在箱座底部油池的最低设置有排油孔。排油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面常做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以做一日和尚撞一天钟能将污油放尽。排油孔平时用放油螺塞堵住。
　　箱壁排油孔处应有凸台，并加工沉孔，放封没圈以增强密封效果。放没螺塞有六角头圆柱螺纹油塞自身不能防止漏油，应在六角头与放油孔接触处加封油垫片。放油螺塞的直径可按减速箱座壁厚的2~2.5倍选取。查[2] 表7-11得

5.起吊装置
为了装卸和搬运减速器，常在箱盖上铸出吊耳或吊耳环，用于起吊箱盖，也可用于起吊轻型减速器，但不允许起吊整台减速器。吊钩在箱座两端凸缘下部直接铸出，其宽度一般与箱壁外凸缘宽度相等，吊钩可以起吊整台减速器。

吊钩：