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1、机械设计 课程设计说明书设计题目： 两级圆柱齿轮减速器 姓 名： 专 业： 机械设计制造及自动化 班 级： 机日101 学号： 指导教师： 完成日期： 20 年 12 月 18日 目 录一设计任务书2二传动方案的拟定及说明3三电动机的选择3四传动装置的运动和动力参数的计算5五传动件的设计计算6六轴的设计计算20七滚动轴承的选择及计算32八键联接的选择及校核计算34九联轴器的选择37十减速器附件的选择37十一润滑与密封38十二设计小结38十三参考书目39一 设计任务书题目：两级圆柱齿轮减速器设计一个铸工车间用碾砂机上的齿轮减速器,起传动简图如图1.a）所示。单班工作，每班8小时，其载荷变化如图1

2、.b）所示，工作寿命为10年，（每年工作300天），立轴所需的扭矩为950N/m，转速为40r/min。立轴的速度允许误差为5%。开式锥齿轮的传动比，小批生产。 图1.a 运动机构简图 图1.b 载荷变化图结题项目 装配工作图张（A0图纸）2减速箱装配草图一张（A0坐标纸）3零件工作图2张（高速级出轮轴，斜齿大齿轮）4设计计算说明书一份二传动方案的拟定及说明此处，两级圆柱齿轮减速器类型可以从表2-2（设计指导书）中选择。读题，由载荷变化图可知，载荷变化不大，无需选择分流式。而同轴式的结构复杂，轴向尺寸大，中间轴较长，刚度差，中间轴承润滑轴困难，缺点颇多，故暂不考虑。最后，拟定两级展开式传动方案

3、，其传动比范围 860由于考虑设计简单，容易加工，经济等方面高速级与低速级都采用直齿轮传递，完全可以达到设计要求。另出于载荷变化，电动机输出端采用弹性联轴器，进行缓冲吸振，减速器输出端采用齿式联轴器。工作场合多粉尘，所以采用封闭式齿轮传动。三电动机的选择1电动机结构类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用常用一般用途的Y（IP44）系列型三相异步交流电动机，采用卧式及封闭式。2电动机容量（1)由输出转矩T(Nm)和转速（r/min）工作机主动轴所需功率为：=（2)从电动机到工作机的传动效率为查表： 为闭式圆柱齿轮传动效率，取0.97为一对滚动轴承效率，取0.99为弹性联轴器效率，取0.99为圆

4、锥齿轮传动效率，取0.94为一对滑动轴承效率，取0.97最后，计算得：=0.816（3）电动机额定功率为： 由，查Y系列三相异步电动机技术数据 （ZBK22007-88）得=5.5KW3、电动机转速由表2-2知，所采用两级展开式传动，最大传动比为860，以及已知锥齿轮传动比为4，推算知电动机转速范围为因此选用同步转速为1500r/min的电动机。4、 选择电动机型号根据Y系列三相异步电动机技术数据（ZBK22007-88），以及考虑到所选电动机的尺寸、重量、价格、传动装置的总传动比、结构尺寸和重量，以及现场加工条件及要求，选取Y132S-4型电动机。具体参数如下：型号 额定功率 满载转速 同步

5、转速 质量 Y132S-4 5.5kw 1440r/min 1500r/min 68kg四传动装置的运动和动力参数的计算1、传动装置总传动比：2、分配各级传动比由于开式锥齿轮的传动比。二级圆柱齿轮减速器的高级齿轮传动比，。所得、值符合一般圆柱齿轮传动比和二级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。此时传动比误差为0，在5%的允许误差之内。3、各轴转速：设轴0为电动机轴，轴为高速轴，轴为中速轴，轴为低速轴.（1）各轴转速 此时，转速误差为，在5%的允许误差之内。（2）各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即： （3）各轴输入转距将计算结果汇总列表备用，如下：项目电动机轴高速轴中间轴低速轴转速r/

6、min14401440480160功率kw5.55.395.184.87转矩Nm36.4835.75103.06290.68传动比 3 3五 传动件的设计计算(一)高速级齿轮设计两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿轮传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数、螺旋角。1)碾砂机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2)材料及热处理：由参考文献2表10-1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，二者材料硬度差为40HBS。=0.816型号：Y132S-4转速：1440r/

7、min功率：4kw 3)试选小齿轮齿数，大齿轮齿数=324=72 取=724)选取螺旋角。初选螺旋角=14。2按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.62）由参考文献2图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）由参考文献2图10-26查得5）小齿轮转距35.75N.m6）由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=610Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数=60=6014401

8、103008=2.0736=10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知载荷中等冲击，由参考文献2表10-2选取使用系数取.5根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 相比1.6较大6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17）（

9、1）确定计算参数1）计算载荷系数2） 根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.88 3）计算当量齿数 4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得； 5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大 2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲

10、强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=53.96mm来计算应有的齿数。于是由取=26，则=87。4几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为117mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因b值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度mm圆整后取；。 低速级齿轮的设计两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，低速级也用斜齿轮。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1)碾砂机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2)材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大

11、齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差13)试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4)选取螺旋角。初选螺旋角=14。2按按齿面接触强度设计按参考文献2式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.62）由参考文献2图10-30选取区域系数ZH=2.4333）由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14）由参考文献2图10-26查得5）小齿轮转距=115.59N.m6）由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数7）由参考文献2图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=610Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限8）由参考文献2式（10-13）计算应力循环

12、次数=6.22 =9）由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献2式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知载荷中等冲击，由参考文献2表10-2选取使用系数取.5根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献2式（10-10a）得7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由参考

13、文献2式（10-17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.883）计算当量齿数4）查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5）查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得； 6）由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献2式（10-12）得9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，

14、取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=54.06mm来计算应有的齿数。于是由取=31，则=93。4几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为109mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因b值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度mm圆整后取； 低速级齿轮的设计两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，低速级用直齿轮1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1)碾砂机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2)材料及热处理：由参考文献2表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280

15、HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差13)试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2.按接触强度设计：(1)确定参数1）选取载荷系数:2）计算小齿轮的传递扭矩:3）取齿宽系数:4）材料弹性影响系数:5）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 6)计算应力循环次数7)选取接触疲劳系数为： 8)计算许用接触应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，则： 较小(2)计算1)计算小齿轮分度圆直径，代入较小的计算：2)速度:3)齿轮宽度:4)齿宽与齿高之比模数: 齿高: 齿宽与齿高之比: 5)计算载荷系数根据，由图10-8查得7级精度齿轮动载系数。直齿轮，由图10

16、-2得使用系数查表10-4，用插值法查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时，。 由 查机械设计书中图10-3得。6)按实际载荷系数计算得到小齿轮分度圆直径：， 模数： 3.按弯曲强度设计 : （1）参数确定1)查图得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2)由图10-18取弯曲疲劳系数：， 取安全系数3)查齿形系数由表10-5查得， 4)查应力校正系数 由表10-5查得， 6)计算大小齿轮并进行比较, 大齿轮的数值大（2）设计计算: 由于齿轮模数大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，可取由弯曲强度算得的模数2.07并就近圆整为标准值m=2.5.算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取87

17、4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径小齿轮大齿轮（2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度，圆整后取，将绘图所需数据整理如下: 项目d/mmzmn/mm材料旋向B/mm高速级齿轮154.5311.714.7740Gr左旋60齿轮2163.59314.7745钢右旋55低速级齿轮372.5292.540Gr80齿轮4217.58745钢757级精度7级精度六 .轴的设计计算 高速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得 高速轴的

18、最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图2-4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。 因高速轴最小直径有键槽，所以轴直径增大6%，联轴器的计算转距 ，查参考文献2表14-1，考虑到中等冲击载荷，故取，则按照计算转距，查参考文献3标准GB/T843-2003，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转距为160000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用

19、轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取。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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32905，其尺寸为的,故。 左右两端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得32905型轴承轴间高度h=3mm，因此，取轴承采用油润滑，且轴承旁小齿轮直径大于轴承外径，故无需加档油盘。3）为防止应力集中，设置阶梯5-6与7-8令其直径为45mm，长度为65mm、10mm。

20、 4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）已知高速级齿轮轮毂长b=60mm,做成齿轮轴， 则。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=10mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=10.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=5mm。已知滚动轴承宽度T=12mm，低速级小齿轮轮毂长L=80mm。 则至此，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半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献2表6-1查得

21、平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为20mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。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考参考文献2表15-2，取轴左端倒角为，右端倒角为，具体结构见图4-1。4求轴上的载荷图2-5 高速轴的受力简图首先根据轴的结构图（图2-4）做出轴的受力简图（图2-5），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于32905型圆锥滚子轴承，由参考文献3P.20-203中查得a=12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图(图2-6)。

22、图2-6 高速轴载荷分析图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于表2-7。载荷平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T表2-75按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。4.2中速轴的设计 图2-8 中速轴结构图已知参数：，1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为而 由受力分析和相互作

23、用力的对称性，中速轴大齿轮的力为，圆周力，径向力及轴向力的方向如图2-9所示。2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图2-8。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）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轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承32905，其尺寸为的。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知

24、齿轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=6mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为80mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=6mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=12mm。则 至

25、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与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为45mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。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考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，具体结构见图2-8。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图2-9）做出轴的计算简图（图2-10），在确

26、定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于32905型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图2-10）。图2-9 中速轴的受力简图 图2-10 中速轴载荷分析图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值列于下表载荷平面H垂直面V支反力支反力FN弯矩M弯距M总弯矩总弯距弯距扭距T表2-115按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应

27、力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。4.3低速轴的设计 图2-12 低速轴结构图已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，圆周力，径向力的方向如图2-13所示2初步确定轴的最小直径先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献2表15-3，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图2-12）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查参考文献2表14-1，考虑到中等冲击载荷，故取，则按照计算转距应小

28、于联轴器公称转距条件，查参考文献3 GB/T5014-1985，选用LT8型弹性柱销联轴器，其公称转距为710000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图2-12。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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-段长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用

29、深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6011，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=4.5mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）取齿轮距箱体内壁之

30、距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度B=25mm，高速级小齿轮轮毂长L=45mm，右端套筒长。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。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，半联轴器与轴的配合为。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

31、和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，详细结构见图2-12。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图2-12）做出轴的计算简图（图2-13），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6011型深沟球轴承，由参考文献1中查得B=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图2-14）。图2-13 低速轴的受力简图 图2-14 低速轴载荷分析从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FN弯距M弯距扭距T表2-155按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴

32、上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。七 滚动轴承的选择及计算(一)滚动轴承的选择1高速轴轴选轴承为圆锥滚子轴承32905, GB292-1994 2中间轴轴选轴承为圆锥滚子轴承32905，GB292-1994。3低速轴轴选轴承为圆锥滚子轴承32309，GB292-1994。(二)轴承的寿命校核1高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知角接触球轴承7205AC的基本额定动载荷C=15800N。2

33、求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 3求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.30，因此可算得： 按参考文献2中式（13-11）得： 4求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.43，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则: 5校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。 按照此方法，同理可以得出其他两

34、滚动轴承寿命要求合格，这里不再赘述。八.键联接的选择及校核计算1键的选择此处，各键均选择圆头平键。具体如下：高速轴联轴器处键，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=20mm中间轴小齿轮处键，宽度b=8mm,高度h=7mm，键长L=70mm中间轴大齿轮处键，宽度b=8mm,高度h=7mm，键长L=45mm低速轴齿轮处键，宽度b=14mm,高度h=9mm，键长L=63mm低速轴联轴器处键，宽度b=10mm,高度h=8mm，键长L=50mm2键的校核计算（一）高速轴上键的校核高速轴齿轮处键的校核已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=20mm。联轴器、

35、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其中间值，=140Mpa。键的工作长度l=L-b=18mm-6mm=12mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.56mm=3mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核（1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=8mm,高度h=7mm,键长L=70mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其中间值，=140Mpa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=

36、60mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。（2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=36mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其中间值，=140Mpa。键的工作长度l=L-b=36mm-10mm=26mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得： 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核（1）低速轴上联轴器处键的校核已知轴与联轴器采用键

37、联接,传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm，键长L=40mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取其中间值，=140Mpa。键的工作长度l=L-b=40mm-10mm=30mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。（2) 低速轴上齿轮处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=9mm,键长L=56mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100200Mpa,取

38、其中间值，=140Mpa。键的工作长度l=L-b=56mm-14mm=42mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由参考文献2式（6-1）可得：满足强度要求。九联轴器的选择根据设计轴的直径，联轴器选择结果如下：高速轴处联轴器，选择ZL1型弹性柱销齿式联轴器，GB5015-85,参数，d=20mm,L=52mm。低速轴处联轴器，选择ZL3型弹性柱销齿式联轴器，GB5015-85,J型参数，d=40mm,L=84mm十.减速器附件的选择主要尺寸及数据：箱体壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径箱盖、箱座联接螺栓

39、直径箱盖、箱座联接螺栓间距 轴承端盖螺钉直径和数目，定位销（圆锥销）最大直径 最小直径df 、d1 、d2至外箱壁的距离 或 df、d2至凸缘边缘的距离 或 凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚， 箱盖肋厚轴承端盖外径：凸缘式端盖：以上尺寸参考机械设计课程设计P17P21十一. 润滑与密封1减速器的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周

40、速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。3.密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查参考文献3表7-3-44，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。十二.设计小结 本减速器的设计，采用直齿轮，能充分考虑到了经济，实用等方面的相关因素。可以说比较切合实际。 还有，这里减速器的每一个尺寸都是通过必要的计算，查表，校核通过得来的，所以说此次设计准确度及严密性较高。总之，本次设计较为成功。此次课程设计，我收获颇多。我再次体会到了一个设计者应该具备的严密，严谨，求实，细心的基本素质，使我个人的专业素质得到了很大的提高。通过查图，查表，查手册，计算，我的设计能力得到了很好的锻炼。另外，坐标草图，CAD装配图的制图极大的锻炼了我的动手能力，使我运用CAD的水平又提高了一个新的层次。最后，非常感谢老师的耐心指导。参考文献1陈殿华主编.机械设计课程设计指导书.大连：大连大学机械工程学院2濮良贵、纪名刚主编.机械设计.第八版.北京：高等教育出版社.2006.53孙桓、陈作模、葛文杰主编.机械原理.第七版.北京：高等教育出版社.2007.12