斜齿圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目一级斜齿圆柱齿轮减速器学院（系）：酒泉职业技术学院

专业：机械制造及其自动化

班级：11机制（1）班

姓名：周颜鹏

学号：111103036

指导老师：周俊华

完成日期：2014年4月21日

酒泉职业技术学院

目录

第一部分绪论 (1)

第二部分课题题目及主要技术参数说明 (1)

2.1 课题题目 (1)

2.2 主要技术参数说明 (1)

2.3 传动系统工作条件 (1)

2.4 传动系统方案的选择 (2)

第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算 (2)

3.1 减速器结构 (2)

3.2 电动机选择 (2)

3.3 传动比分配 (3)

3.4 动力运动参数计算 (3)

第四部分齿轮的设计计算 (4)

4.1 齿轮材料和热处理的选择 (4)

4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 (4)

4.3 齿轮的结构设计 (8)

第五部分轴的设计计算 (10)

5.1 轴的材料和热处理的选择 (10)

5.2 轴几何尺寸的设计计算 (10)

5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 (11)

5.2.2 轴的结构设计 (11)

5.2.3 轴的强度校核 (14)

第六部分轴承、键和联轴器的选择 (16)

6.1 轴承的选择及校核 (16)

6.2 键的选择计算及校核 (17)

6.3 联轴器的选择 (18)

第七部分减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 (18)

7.1 润滑的选择确定 (18)

7.2 密封的选择确定 (18)

7.3减速器附件的选择确定 (19)

7.4箱体主要结构尺寸计算 (19)

第八部分总结 (20)

参考文献 (21)

计算及说明计算结果第一部分绪论

本课程设计主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设

计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公

差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，

因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实

践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主

要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用

机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分

析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计

方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，

使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思

想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及

相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方

面的能力。

（4）加强了我们对Word功能的认识和运用。

第二部分课题题目及主要技术参数说明

2.1 课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆

柱齿轮减速器。

2.2 主要技术参数说明

输送带的最大有效拉力F=2.6KN，输送带的工作速度V=2 m/s，输送机滚筒直径D=500mm。

2.3 传动系统工作条件

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。F=2.6KN V=1.7m/s D=320mm

2.4 传动系统方案的选择

图2-1 带式输送机传动系统简图

第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算

3.1 减速器结构

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。 3.2 电动机的选择 1）工作机输出功率:

k w FV

P w

1000

== =4.42kw

2） 传动效率η：查《设计手册》P:5表1-7 ①V 带传动96.01=η ②滚子轴承：99.02=η

③斜齿轮传动：8级精度的一般齿轮传动(油润滑)98.03=η ④联轴器：弹性联轴器99.04=η ⑤滚筒：97.05=η

总传动效率3

123450.89ηηηηηη==总 3） 电动机输入功率d P

4.42

4.970.89

w

d P P kw kw kw η=

=

=总

因电动机额定功率ed P 需要略大于d P 即可，由附表3—1查出Y 系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率 5.5ed P kw =。 4）转速

kW P w 96.3=

η总=0.89

4.97d P kw =

5.5ed P kw =

工作机滚筒转速为:

601000601000 1.7

101.51/min 3.14320

V n r D π???=

==?

由于总传动比等于齿轮的传动比与带的传动比之积，查（机械

设计课程设计指导书）附表1

圆柱齿轮传动其传动比常用值：3-6 V 带传动其传动比常用值：2-4 则总传动比i 总合理范围为：6-24 故电动转速的大致可选范围为

'n i n =总=（6-24）×101.51=609r/min —2436r/min 对额定功率为5.5kw 的Y 系列电动机而言，可供选择的同步转速有：750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min ，取转速为1000 r/min.

型号为Y132M2-6

5） 由《设计手册》P167表12-1 选Y132S-4型电动机，主要技术数据如下：

型号

额定功率（KW ） 满载转速（r/min ） 额定转矩

堵转转矩 额定转矩最大转矩

Y132M2-6 5.5

960

2.2

2.2

表3-1电动机的型号

3.3 传动装置的总传动比及其分配 系统总传动比

由表1可知电动机的转速n ‘

=1140r/min

根据关系式'

n i n

=总得：

'9609.46101.51

n i n ===总 参考《设计手册》P:5表1-8：取取V 带传动13i =

则：齿轮的的传动比219.46

==3.15 3.23

i i i =≈总

3．4动力动力参数的计算 1）每个轴的转速

电动机输出轴的转速'0960/min n n r ==

n=101.51r/min

电动机型号： Y132M2-6

9.46i =总

带传动比：13i =

齿轮传动比：2 3.2i =

0960/min n r = 1320/min n r = 2101.59/min n r =3101.59/min n r =

小齿轮轴I 的转速011960320/min 3n n r i =

== 大齿轮轴II 的转速22320

=101.59/min 3.15

n n r i ==2

滚筒轴的转速32101.59n n ==r/min

3）每个轴的输入功率 电动机输出轴的输入功率0 4.97d p p kw == 小齿轮轴I 的输入功率10=4.970.96=4.77P P kw η=?1 大齿轮轴II 的输入功率21

3=4.770.990.98=4.63P P kw ηη=??2 滚筒轴的输入功率324=4.770.990.99=4.54P P kw ηη=??2

4）各个轴的转矩计算

电动机输出轴的转矩：

000 4.79

9549954949.44m 960

P T N n =?=?=?

小齿轮轴I 的转矩：

10=49.440.963=142.39T T i N m η=???11

大齿轮轴II 的转矩：

21=142.390.980.99 3.15=439.56m T T i N ηη=????322

滚筒轴的转矩： 324=439.560.990.99=430.81m T T N ηη=???3 以上计算结果列表如下：

轴名 功率P/KW 转矩/(N ·m) 转速

n/(r/min)

电动机轴 4．97 49．44 960．00

小齿轮I 轴 4．77 142．39 320．00 大齿轮II 轴 4．63 439．56 101．59 滚筒轴 4．54 430．81 101．59

表面3-2

第四部分 齿轮的设计

4.1齿轮材料和热处理的选择：

材料选择:由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为45Cr 调质，齿面硬度为280HBS 。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240HBS 。二者材料硬度差为40HBS 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算

0 4.97p kw =

1 4.77p kw =

2 4.63p kw =

3 4.54p kw =

049.44T N m =? 1142.39T N m =?

2143.56T N m =?

3430.81T N m =?

1．选择精度等级及齿数

1）按图2-1传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动

2）运输机为一般工作机器，速度不高，设计为通用减速器,故选用7级精度（GB10095-88）

3）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选用小齿轮齿数为1Z =24,大齿轮齿数2Z =24?3.2=76.8,取2Z =77。 4）选取螺旋升角：初选螺旋升角 14=β。 2．按齿面接触强度设计：

按《机械设计》（10-21）试算，即

3

2

2121[]t H E t H K T Z Z u d d u αεσ??

+≥

?? ????

（1）确定公式内的各计算数值

1）试选t K =1.6。

2）由《机械设计》217页图10-30选取区域系数H Z =2.4330 3）由《机械设计》215页图10-26查得：

1αε=0.78, 2αε=0.87,则65.121=+=αααεεε。 4) 由《机械设计》表10-7选取齿宽系数1d ?=。 5) 由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数：

MPa Z E 8.189=2

1

6) 由《机械设计》图10-21c 、d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5502lim =σ

7）由表3-2查得小齿轮传递的转矩：

1142.39142390T N m N mm =?=?

8) 由式《机械设计》式10-13计算应力循环次数

8

1160603201(2830010)9.21610N n jlh ==??????=?

8

829.21610 2.88103.2

N ?==?

9) 由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数=1HN K 0.90；

=2HN K 0.95

10) 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》式10-12得

T 1=

142390N mm ? N 2=

142390N mm =?

==

S

K HN H 1

lim 11][σσ0.9600540MPa ?=

==

S

K HN H 2

lim 22][σσMPa 5.52255095.0=? 许用接触应力：

[][][]12

540522.5

531.252

2

H H H MPa MPa σσσ+=

=

= （2）计算

1）计算小齿轮分度圆直径1t d ，由计算公式得

t d 12

3

2 1.6142390 4.2 2.433189.864.801 1.65 3.2531.25mm ?????

≥

??= ????

2) 计算圆周速度 11 3.1464.80320/ 1.1/601000601000t d n v m s m s π??===??

3) 计算齿宽b 及模数nt m

1.

11164.8064.80cos 64.80cos14 2.62242.25 2.25 2.62 5.89564.80

/10.995.895

d t t nt nt b d mm

d m mm

z h m mm b h ?β==?=?=====?==

=

4) 计算纵向重合度βε

βε=10.318tan 0.318124tan14 1.903d z ?β=???=

5) 计算载荷系数K

由《机械设计》查表10-2得使用系数A k =1,根据v=1.1m/s,7级精度,由《机械设计》图10-8查得动载系数 1.1v k =;由《机械设计》表10-4查得 1.42H k β= ；由《机械设计》图10-13查得

=βF k 1.35；

由表10-3查得 1.4H F k k αα==

故载荷系数k=1 1.11 1.4 1.42 2.21A V H H k k k k αβ=???= 6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由《机械设计》式（10=10a ）得：

33

11 2.2164.8072.171.6

t t k d d mm k ==?= 7) 计算模数n m

11cos 72.17cos14

2.9224

n d m mm z β?=

==

v =1.1m/s

b=64.80mm m nt =2.62

h=5.895

d 1=72.17mm

m n =2.92

3．按齿根弯曲强度设计

由《机械设计》式（10-17） []213212cos Fa Sa

n d F kTY Y Y m z βαβεσ≥?? （1）确定计算参数 1)计算载荷系数

1 1.1 1.4 1.35 2.10A v F F k k k k k αβ==???=

2)根据纵向重合度 1.903βε=,从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数88.0=βY 。 3)计算当量齿数

1133

223324

26.27cos cos 1477

84.29cos cos 14

v v z z z z ββ======

4)查取齿形系数

由《机械设计》表10-5查得=1Fa Y 2.592 =2Fa Y 2.211 5)查取应力校正系数 由《机械设计》表10-5查得=1Sa Y 1.592 =2Sa Y 1.774

6)由《机械设计》图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3802=σ。 7)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数=1FN k 0.85 =2FN k 0.88。

8)计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由《机械设计》式（10-12）

[][]111222

0.85500303.571.40.88380238.861.4

FN FE F FN FE F K MPa S K MPa S σσσσ?=

==?=== 9)计算大小齿轮的[]F Sa

Fa Y Y σ并加以比较 []111

2.592 1.5960.0136330

3.57Fa Sa F Y Y σ?==

[]222 2.211 1.774

0.01642238.86Fa Sa F Y Y σ?==

小齿轮的数值较大

(10)设计计算

402

32

2 2.100.8814239010(cos14)0.01642124 1.652.65n m mm

?????≥???= 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯

曲疲劳计算的法面模数，可取弯曲疲劳计算的法面模数2.65n m mm =,并就近圆整为标准值 3.0n m mm =，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度圆直径172.17d mm =来计算应有的齿数。于是由

11121cos 72.17cos14

23.343

23, 3.22374n d z m z z uz β?======?≈取则 (1)计算中心距 ()1223743()149.952cos 2cos14

n z z m a mm

mm

β+?+===?将中心距圆整为150 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 ()()120'''

23743arccos arccos

14.0714********

,,,.

n a H z z m a K Z βββε++?====?因值改变不多故参数不必修正 (3)计算大小齿轮的分度圆直径 112223371.13cos cos14.07743228.87cos cos14.07

n n z m d mm z m d mm

ββ?===?===

(4)计算齿轮宽度：

1171.13.71.13d b d mm ?==?=

圆整后取2175,80B mm B mm == 大齿轮有关参数整理于下表：

齿轮名 模数n m /mm

齿数Z 齿宽B/mm 分度圆直径d/mm 螺旋角

β/度 小齿轮 3 23 80 71．13 '''

14412 大齿轮 3 74 75 228．87 '''

14412 表面4-1

4．3齿轮的结构设计

1.确定齿轮的外形尺寸（以大齿轮为例） 齿顶圆直径22228.8723234.87a a n d d h d m mm mm =+=+=+?=

因齿顶。圆直径大于160mm ，而又小于500，故选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图10-39推荐用的结构尺寸设计并绘制大齿轮零件图如图4-1所示 有关尺寸参数：

123Z =

274Z =

149.95a mm =

171.13d mm =

2228.87d mm =

180B mm =

275B mm =

图10-39

22228.8723234.87a a n d d h d m mm mm =+=+=+?= 取4D d 55mm ==Ⅱ,d Ⅱ为Ⅱ轴安装大齿轮处的轴径。

34D 1.7D 93.5mm ==，圆整为90mm

0212234.87243198.87a n D d m mm =-=-?=，圆整为195mm 2030.3()0.3(19590)31.5D D D mm =-=?-=,圆整为35mm

D 1=2

D D 30+=142.5mm,圆整为145mm

20.250.27515C B mm =?=?=

0.50.53 1.5n n m mm ==?= mm r 5= 2.确定检验项目及其允许值

大齿轮分度圆直径为234.87mm ，查《互换性与测量技术基础》表10-6到10-9， 得：

单个齿距极限偏差0.013pt f mm =± 齿距累积总公差0.05p F mm = 螺旋线总公差0.016F mm β=

3.确定中心距极限偏差f α± 中心距为149.95，查《互换性与测量技术基础》表10-1得70.0202

IT f α=±=±，因此，中心距表示为：149.950.020a mm =±

4.确定确定最小侧隙和齿厚偏差

（1）确定最小侧隙min bn j ，由《互换性与测量技术基础》式

0.013pt f mm =±

（10-4）得：

min 2

(0.060.005)0.030.143

bn j a mm mm

=++= （2）确定齿厚上偏差sns E ，由《互换性与测量技术基础》式

10-9得：

min 00

0.14

0.07452cos 202cos 20bn sns j E mm ===

取负值为0.075sns E mm =-

（3）确定齿厚下偏差sni E ，查《互换性与测量技术基础》表10-5得：

切齿径向进刀公差90.115r b IT mm == 按式10-10计算

2202202tan 200.0390.1152tan 200.088sn r r T F b mm =+?=+?= 所以，0.0750.0880.163sni sns sn E E T mm =-=--=-

5.确定齿坯精度

（1）内孔尺寸公差，查《互换性与测量技术基础》表10-12得7IT ，即507H φ。

（2）齿顶圆直径偏差，查《互换性与测量技术基础》表10-12得

0.050.0530.15m mm ±=±?=± （3）查《互换性与测量技术基础》表10-13得，端面圆跳动公差和顶圆径向圆跳动公差为0.022mm 。

（4）齿坯表面粗糙度 由《互换性与测量技术基础》表10-14查得齿面a R 的上限值为1.25m μ，由表10-15查得齿坯内孔表面a R 的上限值为1.25m μ，端面a R 的上限值为2.5m μ，顶圆a R 的上限值为3.2m μ，其余加工表面粗糙度a R 的上限值取12.5m μ

五部分 轴的设计计算

5.1 轴的材料和热处理的选择

选取轴的材料为45钢，调质处理。查《机械设计》表15-1，可知

[]11640,275,155,60b s Mpa Mpa Mpa Mpa σστσ--====

5.2 轴几何尺寸的设计计算 1．Ⅱ轴的设计

0.05p F mm =

0.016F mm β=

149.950.020a mm =±

(1) 由表3-2可知轴上的功率2P 、转速2n 和转矩2T

2 4.63P KW = 2101.59/min n r = 2439.56T N m =? (2) 初定轴的最小直径

先按《机械设计》式（15-2）初步估计轴的最小直径。材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取0118A =

从动轴：112

2

21min

02 4.6311842.1101.59P d A mm n ????=?=?= ? ?????

主动轴：1

12

2

12min 01 4.7711829.0101.59P d A mm n ????

=?=?= ? ?????

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d I-II （ 参看图5-2），为了使所选的轴直径d I-II 与联轴器的孔径相适合，故先选联轴器。

联轴器的计算转矩2ca a T K T =，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故a K =1.3,，则：

2 1.3439560571.428ca a T K T N m N m =?=??=?

按照计算转矩ca T 要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:710571.428N m N m ?>?。

半联轴器的孔径:45I d mm =,故取45d mm I-II =， 半联轴器轴孔长度1112L mm =,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:60I L mm =。即取1min 45d mm = 。

(3) 轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案

经综合分析，选用从动轴上零件的装配方案见图5-1所示的装配方案。 (a)从动轴的装配

(b)主动轴的装配方案 图5-1主、从动轴的装配方案

(2)根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度

1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,II I -轴段右端需制出一轴肩,由定位轴肩高度h=(0.07-0.1)d,故取III II -段的直径50II III d mm -=,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径55D mm =,半联轴器与轴配合的毂孔长度:1112L mm =,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,故段的长度应比1L 略短2-3mm,取:110I II l mm -=。 2)初步选择滚动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作

用 ,故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求并根

据:50II III d mm -=.由《机械设计简明手册》，初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310型,其尺

寸:5011029.25d D T mm mm mm ??=??，

故50II IV VI VII d d mm --==

轴的材料为45钢 调质处理

右端轴承采用轴肩定位，由定位轴肩高度h=(0.07-0.1)d,轴肩高度取h=2.5mm,因此60V V d mm -I =。而左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，

3)取安装齿轮处轴段的直径：55IV V d mm -=，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为75mm ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度2-3mm,

故取：

72IV V l mm -=,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度0.07h d >,取

2.5h mm =,则轴环处的直径：50260V VI d h mm -=+= 。 4)轴承端盖的总宽度为：mm 20（由减速器及轴承端的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半联轴器右端面间的距离30l mm =故取50II III l mm -=。

5)取齿轮距箱体内壁距离为:16a mm =，考虑到箱体的铸造误差，在确定流动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s, 取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=29.25mm ≈30mm ，则

(7572)30816357III IV l T s a mm -=+++-=+++=,

同理可算出：16824V VI l s a mm -=+=+=.

至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.

(3)轴上零件的周向定位 齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接

1)齿轮与轴的连接

按55IV V d mm -=查《机械设计》表6-1,得平键截面

1610b h mm mm ?=?,键槽用键槽铣刀加工,根据键长等于或略小于毂长度，即L=B-（5-10）mm ，故取：L=63mm,

为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为:7

6

n H 2）半联轴器与轴的联接, 查《机械设计》表6-1，选用平键为:149100b h L mm mm mm ??=??,半联轴器与轴的配合为: 76

H

k 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:m6。

(4)确定轴上圆角和倒角尺寸

参照《机械设计》表15-2,取轴端倒角为:

456.1?，各轴肩处圆角半径取2R 主、从轴尺寸结构简图如图5-2所示：

1min 45d mm = 弹性柱销联轴器,型号为:LT8

型联轴器

(5)求轴上的载荷

1)首先根据轴的结构图（图5-3）做出轴的受力简图如图（5-2）。确定轴承的支点位置,对30310型圆锥滚子轴承，由《机械设计简明手册》中查得a=23mm。因此，作为简支梁的轴承支承跨距

2371.538.5110

L L mm mm mm

+=+=，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截

图5-3 轴的载荷分析图

(6)按弯扭合成应力校核轴的强度

1)作用在齿轮上的力，如图5-3所示

50

II III

d mm

-

=

50

II IV

d mm

-

=

50

VI VII

d mm

-

=

55

IV V

d mm

-

=

60

V VI

d mm

-

=

110

I II

l mm -

=

50

II III

l mm -

=

72

IV V

l mm

-

=

57

III IV

l mm -

=

24

V VI

l mm -

=

切向力:2222439560

3841228.87

t T F N N d ?=

== 径向力:'''

tan tan 20

38411441cos cos14412

r t F F N αβ==?= 轴向力'''tan 3841tan14412963a t F F N β==?=

2)求作用于轴上的支反力，如图5-3所示

水平面内支反力:=1NH F 1344N =2NH F 2497N 垂直面内支反力: 11506NV F N =265NV F N =- 3)作出弯矩图 分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.

水平面内：2274632H t M F L N mm ==? 垂直面内：112150671.5107679V NV M F L N mm ==?=? 2236538.52503NV NV M F L N mm ==-?=-? 计算总弯矩:由公式2

2v H M M M += 222211274632107679294987H V M M M N mm =+=+=?

2222212746322503274643H V M M M N mm =+=+=?

4)作出扭矩图:2439560T N m =? ，如图5-3所示。

5)按弯扭合成应力校核轴的强度 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图（图5-3）中可以看出截面C 是轴的危险截面。根据《机械设计》式（15-5）及上述数据，以及轴单向旋转、扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α=

轴的计算应力： ()

2

2

22

1

22

294987(0.6439560)

23.80.155

ca M T Mp W

ασ++?=

=

=? 前选定轴的材料为45钢，调质处理，上述过程中已查得1[]60MPa σ-=，因此1[]ca σσ-<，故安全。 6) 根据从动轴的设计方法同样可以定出主动轴的尺寸，由于方法类似，这里不重复，主、从动轴尺寸见图5-2。

3841t F N =

1441r F N =

963a F N =

=1NH F 1344N

=2NH F 2497N

11506NV F N = 265NV F N =-

274632H M = N.m

1107679V M = N.m

(a)主动轮尺寸结构简图

（b ）从动轴尺寸结构简图

图5-2 主、从轴尺寸结构简图

第六部分 轴承、键和联轴器的选择

6.1 轴承的选择及校核

（1）由上述轴的结构设计已初步选择单列圆锥滚子轴承30310型，2个为从动轴承。 （2）计算轴承寿命： 圆锥滚子轴承30310，相关参数查《机械设计简明手册》得： 76.91, 1.00, 1.2,0.31, 1.9r t p C KN f f e N Y =====

图6-1受力简图

22503V M =-N.m

1294987M =N.m 2274643M = N.m

2439560T N m =?

1）画轴力简图如图6-1所示，求轴向力12,a a F F ： 22221112222019,2498r NH NV r NH NV F F F N F F F N =+==+=

11201953122 1.9r d F F N Y ===?，22249865722 1.9

r d F F N Y ===?

且已知963ae F N = 216579631620531d ae d F F N F N +=+=>=

∴轴承I 被压紧，轴II 被放松。

∴1222432,657a ae d a d F F F N F F N =-===。

2）计算当量动载荷 14320.210.3114019Fa N e N Fr N

==<=

查《机械设计》表13-5得111,0X Y ==

26570.260.3122498Fa N

e N Fr N ==<=

查《机械设计》表13-5得221,0X Y == ∴111 1.2120192423p r P f X F N N =??=??=

222

1.2124982998p r P f X F N N =??=??= 3）21P P >可知2P

是危险轴承。 根据《机械设计》式（13-5a ）计算轴承寿命，对于滚子轴承10

3

ε=， 10

66

331010176.911081649836060101.592998t r h f C L h n P ε

??????==

= ? ?????? 预期寿命为：10年，两班制 103008248000h L h L =???=< 因此轴承寿命合格。 6.2 键的选择计算及校核 （1）与半联轴器配合轴段处的键，在轴的结构设计中已选用圆头平键149100b h L mm mm mm ??=??选择45

钢，其许用挤压应力[]120p Mpa σ=

2'40004000439560

50.5[]98645t p p F T Mpa h l hld σσ?====

则该键强度足够，合格。

（2）与大齿轮配合轴段处的键，选择在轴的结构设计中已选用圆头平键161063b h L mm mm mm ??=?? 45钢，其许用挤压应力[]120p Mpa σ= 2'40004000439560

68.0[]104755

t p p F T Mpa h l hld σσ?====

从动轴承选圆锥滚子轴承，型号：

30310（2个）

与齿轮连接处键

149100??

与齿轮连接处键

161063??

则该键强度足够，合格。 6.3 联轴器的选择

联轴器的计算转矩2ca a T K T =，查《机械设计》表14-1，考虑到转矩的变化很小，故a K =1.3,，则：

2 1.3439560571.428ca a T K T N m N m =?=??=?

按照计算转矩ca T 要小于联轴器公称转矩的条件，又由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，查标准GB/T4323-2002，选用弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器,其公称转矩为:710571.428N m N m ?>?。

半联轴器的孔径:45I d mm =,故取45d mm I-II =， 半联轴器轴孔长度1112L mm =,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:60I L mm =

型号 公称转矩 许用转速

轴孔直径 轴孔长度

外径 轴孔类型

轴孔材料

LM5

710N m ?

2400r/min 45mm 112 mm

190mm

Y 型 HT200

表6-1 LT8型弹性柱销联轴器参数

第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算

7.1 润滑的选择确定

1.齿轮 1.08/12/v m s m s =，应用喷油润滑，但考虑成本需选用浸油润滑。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.轴承采用润滑脂润滑。选用ZL —3型润滑脂（GB 7324-1987），

用油量为轴承间隙的11

32

为宜。

7.2 密封的选择确定

（1）箱座与箱盖凸缘结合面的密封

选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。 （2）观察孔和油孔等处结合面的密封

在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。 （3）轴承孔的密封

轴的外伸端与透盖间的间隙，由于3/v m s <，故选用半粗羊毛毡加以密封。

（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

弹性柱销联轴器,型号为:LT8型联轴器

齿轮浸油润滑，用150号机械油

轴承脂润滑，用ZL —3型润滑脂