在接下来的时间里，我将尽力为大家解答关于一级圆柱齿轮减速器的问题，希望我的回答能够给大家带来一些思考。关于一级圆柱齿轮减速器的话题，我们开始讲解吧。

一级圆柱齿轮减速器各部分结构用途

1、窥视孔和窥视孔盖；在减速器上部开窥视孔，可以看到传动零件啮合处的情况，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

2、放油螺塞；减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。

3、油标；油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。

4、通气器；减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙（如剖面、轴外伸处间隙）向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由逸出，达到机体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

5、启盖螺钉；机盖与机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后接合较紧，不易分开。为便于取下机盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺订，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

6、定位销；为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些以保证定位精度。如机体结构是对称的(如蜗杆传动机体)，销孔位置不应对称布置。

传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

仅供参考

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据2表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由2表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

（1） 取i带=3

（2） ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9，取dd2=280

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（适用）

（5） 确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下：传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k : 取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

(5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=195mm

②求转矩：已知T2=198.58N?m

③求圆周力：Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图（如图d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定

，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴

承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通

过两端轴承盖实现轴向定位，

4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=50mm

②求转矩：已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（7） 滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取f P=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-79

2．键的强度校核

大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~

1、减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M12

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8

(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)

(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)

(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200

(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)

(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1

(15) Df.d2

(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）

(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm

(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm

(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

D～轴承外径

(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；

[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

减速器的结构是怎样的？

减速器的外形虽然各式各样，但基本构造均是由轴系部件、箱体及附件等组成。下面以单级圆柱齿轮减速器为例进行行明。

（1）轴系部件。

轴的作用是支承轴上旋转的零部件（如齿轮、滚动轴承等），并传递扭矩。轴系部件是轴及其上所安装的齿轮、套筒、轴承、轴承端盖等零件的总称，它是减速器的核心部分。图3-21为低速轴系部件，从左端起轴段①用于安装外联零部件（齿轮、链轮或联轴器），轴段②上装有毛毡密封圈（防止箱内润滑油外泄）和轴承端盖，轴段③安装有滚动轴承与套，轴段④安装有齿轮，轴段⑦上装有滚动轴承。其中①—②、④—⑤、⑥—⑦之间的台阶分别用于确定外联零部件、齿轮以及滚动轴承的轴向位置。为便于装拆滚动轴承及齿轮，②—③以及③—④之间也各自留有一个台阶。

图3-21　轴系部件1—轴；2—密封圈；3—轴承端盖；4—滚动轴承；5—套；6—齿轮；7—键外联零部件包括齿轮、带轮、链轮和联轴器等。它们通过键与轴相连用于输入或输出转矩，低速轴上的外联零部件用于输出转矩，高速轴上的外联零部件用于输入转矩。由于轴系部件是多个零部件装配在一起构成的，为便于装拆其上零件，需拟定出零件的装配顺序。轴系部件装配方案见图3-22。齿轮、套、左边的滚动轴承、轴承端盖依次从轴的左端向右安装，右边的滚动轴承及其轴承端盖从轴的右端向左安装。

图3-22　轴系部件装配图①齿轮。

齿轮的作用是传递运动和动力，改变角速度大小。它依靠两齿轮的轮齿相互啮合，由主动轮的轮齿依次推动从动轮的轮齿进行工作。齿轮传动类型根据具体需要分为圆柱齿轮传动、人字齿轮传动、圆锥齿轮传动和蜗杆蜗轮传动，如图3-23所示。

图3-23　齿轮传动类型②滚动轴承。

轴承是用来支承轴及轴上零件的不可缺少的组成部分。轴承可以大大减少转轴与支承之间的摩擦与磨损，保证轴的旋转精度。根据轴承工作时的摩擦性质不同，可分为滑动轴承和滚动轴承两大类。滚动轴承的基本结构由内圈、外圈、滚动体和保持架组成，如图3-24所示。内圈通常装在轴上随轴一起转动，外圈通常装在轴承座孔内，一般不转动。滚动体在内外圈滚道上滚动，保持架把滚动体彼此隔开并使其沿圆周均匀分布，避免滚动体之间相互接触，减小摩擦和磨损。滚动体的形状如图3-25所示，有球、圆柱、滚针、圆锥滚子、球面滚子、非对称球面滚子等几种形式。滚动体的形状、大小和数量直接影响滚动轴承的承载能力及使用性能。

图3-24　滚动轴承的基本结构1—内圈；2—外圈；3—滚动体；4—保持架

图3-25　滚动体的类型国家标准局对滚动轴承的技术规格（结构形状、尺寸、材料、热处理等）制定了标准。一般滚动轴承由专门的厂家集中生产，在进行机械设计时，只需根据相应需要选择适当的轴承型号到市场上购买即可。像这种经过优化、选择、简化、统一后，给予标准代号的零件和部件称为标准件，例如，螺钉、螺母、键、联轴器、电动机等。标准件通常由专业厂家成批生产。统一制定标准，由专门厂家成批生产的部件，称为标准部件。像链条、减速器、电动机等均已属于标准部件。

③轴承端盖。

轴承端盖的作用是固定轴承、调整轴承间隙并承受轴向力，同时防止箱内润滑油向外渗漏。它通过螺栓或直接与箱体相连来定位，并使整个轴系部件沿轴向具有确定位置，保证两齿轮沿齿宽方向完全接触。轴承端盖有嵌入式（图3-26）和凸缘式（图3-27）两种形式。嵌入式轴承端盖结构简单、重量轻，但密封性差，调整轴承间隙比较麻烦，需要打开箱盖，不宜用于要求准确调整轴承间隙的场合。凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，因而应用广泛。

图3-26　嵌入式轴承端盖

图3-27　凸缘式轴承端盖④套。

当轴上两相邻零件间的距离较小时，常用套作轴向定位，避免因使用台阶而使轴径增大。其结构形状为空心圆柱体，图3-21所示的套一端用于固定齿轮，另一端用于固定滚动轴承。套的结构尺寸由所需定位的零件决定。

⑤密封。

密封的作用是防止减速器内的润滑油（脂）向外泄漏和灰尘、杂质、水分等进入减速器。机械产品的密封性能是评价其质量的重要指标之一，有些机械产品就是因为其中某部分密封不佳而不能正常工作。由于现代机器正向着高速、高压和高温方向发展，而且人们对环境污染也更为关注，因而且对密封提出了更高更苛刻的要求。

密封方式分接触式密封（图3-28）和非接触式密封（图3-29）两大类。接触式密封是在轴承端盖内放置毛毡、橡胶、皮革等材料制成的密封件与转动轴直接接触进行密封，包括毛毡密封、皮碗密封等类型。接触式密封结构简单，但其接触处有滑动摩擦，常用于脂润滑和速度不高的场合。非接触式密封相互运动的两表面间没有直接接触，避免了接触式密封的缺点，但加工成本高，常用于速度较高的场合，包括间隙密封、迷宫式密封等形式。

图3-28　接触式密封

图3-29　非接触式密封⑥键。

键的作用是使轴和轴上的零件实现周向固定，进行转矩的传递。键有多种类型，常用的有平键如图3-30所示、半圆键如图3-31所示等。键也是标准件。

图3-30　平键

图3-31　半圆键（2）箱体。

箱体是用来安装减速器上其他零部件，保证传动件准确运转、良好润滑和密封的重要零件。为便于安装轴系部件，箱体多采用剖分式结构。即由箱盖（图3-32）和箱座（图3-33）两部分组成。在剖分面上通常涂一层薄薄的水玻璃或密封油，以保证箱体的密封性。在成批生产时，箱体通常用灰铸铁铸成；在单件或小批量生产时，常用钢板焊接而成。

图3-32　箱盖

图3-33　箱座常用一定数量的螺栓把箱盖与箱座连接成一体，并用两个圆锥销保证精确定位。螺栓的位置应尽量靠近轴承。为了保证螺栓和螺母连接时能与箱体的支承面很好地接触，一般支承面需要加工平整。安装螺栓处，应留足扳手的活动空间。箱体在设计制造时应满足：

①有足够的刚度，以避免在载荷作用下产生过大的变形。

②剖分面有合适的宽度，且加工精度高，以保证密封可靠。

③对箱座的高度有一定的要求，以便容纳足够的润滑油润滑零件，并起散热作用。

（3）附件。

为了检查减速器内传动件的啮合、注油及排油、指示油面高度、通气、装拆吊运等情况，通常还需在减速器箱体上设置一些装置或附加结构，统称附件，如图3-34所示。

图3-34　减速器附件①窥视孔和窥视孔盖。

箱盖上的窥视孔是为了检查传动件啮合情况、润滑状况及往箱内注入润滑油用的。窥视孔设置在靠近传动件啮合区上方的箱盖上，并有足够的大小，以便手能伸入进行操作。窥视孔平时用窥视孔盖盖住。

②通气器。

减速器工作时，箱内温度升高，气压增大，润滑油可能从剖分面处被挤出。为此，常在箱盖顶部或窥视孔盖上装有通气器，使箱内空气能自由逸出，以保证箱体内外压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。简易的通气器常用带孔螺钉制成，但通气孔不要直通顶端，以免灰尘进入。

③油标尺。

油标尺用来检查箱内油面高度，它常被装在便于观测油面及油面稳定之处（如低速级传动件附近）。油标尺有各种形式，常用的有油尺、圆形油标、长形油标等，有的已标准化。

④油塞。

箱座底部设有放油孔，用于放出污油。放油孔的位置位于油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔平时用油塞堵住。

⑤启盖螺钉。

为了便于启盖，在箱盖侧边的凸缘上常装有一至两颗启盖螺钉。在拆卸箱盖时拧入启盖螺钉即可顶起箱盖。

⑥定位销。

为了保证轴承座孔的装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销相距尽量远些，以提高定位精度。定位销是在箱盖与箱座用螺栓连接紧固后，镗制轴承座孔前加工的。选择定位销的位置时，要不妨碍邻近连接螺栓的装拆。

⑦吊环螺钉、吊环和吊钩。

为了拆卸及搬运，应在减速器上装有吊环螺钉，或者铸出吊环或吊钩。吊环螺钉为标准件，可按减速器重量根据手册选取。吊环螺钉用于拆卸机盖，但减速器重量不大时，也允许用来吊运减速器。采用吊环螺钉增加加工工序，所以，常在箱盖上直接铸出吊环或吊钩提升箱盖，而箱座两端铸出的吊钩用于整个减速器的提升与搬运。

一级圆柱齿轮减速器设计（数据计算）

已知：滚筒直径d=260mm，切向力Ft=3000N，滚筒线速v=1.35m/s。

所以滚筒转速n=99.2r/m,取为100r/m，工作转矩T=Ft*d/2000=390N.m，

所需功率P=T*n/9549=4kW，

如果安全系数定为1.2-1.5的话，则电机和减速机输入功率可以选为5.5kW，

一般4级电机性价比较高，所以电机选用Y132S-4，转速为1440r/m，

所以减速机速比为i=1440/260=5.538，

以ZDY型单级圆柱齿轮减速器为例，可以选用ZDY80-5.6的，

该减速器具体参数：公称速比5.6实际5.5，输入转速约为1500r/m时的公称输入功率为10kW，能够满足需要。

如果要选用6级电机的话，电机选用Y132M2-6，转速为960r/m，

所以减速机速比为i=960/260=3.692，可以选用ZDY80-3.55或ZDY-4，实际速比分别为3.471和3.905。

一级圆柱齿轮减速器设计

数据有些不一样 但可以给你一个参考。今年大几啊?好好学习吧！

一种单级圆柱齿轮减速器，主要由主、从动变位齿轮、轴承、挡圈、端盖、主、副壳体、花键轴、内花键套法兰、压盖、轴承座组成。

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N

输送带工作速度：1.5m/s

滚筒直径：400mm

每日工作时数：24h

传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录

设计任务书……………………………………………………1

传动方案的拟定及说明………………………………………4

电动机的选择…………………………………………………4

计算传动装置的运动和动力参数……………………………5

传动件的设计计算……………………………………………5

轴的设计计算…………………………………………………8

滚动轴承的选择及计算………………………………………14

键联接的选择及校核计算……………………………………16

连轴器的选择…………………………………………………16

减速器附件的选择……………………………………………17

润滑与密封……………………………………………………18

设计小结………………………………………………………18

参考资料目录…………………………………………………18

机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器

一． 总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器

二． 工作情况：

载荷平稳、单向旋转

三． 原始数据

鼓轮的扭矩T（N?m）：2200n

鼓轮的直径D（mm）：450mm

运输带速度V（m/s）：1.6m/s

带速允许偏差（％）：5

使用年限（年）：10

工作制度（班/日）：2

四． 设计内容

1. 电动机的选择与运动参数计算；

2. 斜齿轮传动设计计算

3. 轴的设计

4. 滚动轴承的选择

5. 键和连轴器的选择与校核；

6. 装配图、零件图的绘制

7. 设计计算说明书的编写

五． 设计任务

1． 减速器总装配图一张

2． 齿轮、轴零件图各一张

3． 设计说明书一份

六． 设计进度

1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择

1） 工作机所需功率Pw

Pw＝3.4kW

2） 电动机的输出功率

Pd＝Pw/η

η＝ ＝0.904

Pd＝3.76kW

3．电动机转速的选择

nd＝（i1’?i2’…in’）nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配

1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw

nw＝38.4

i＝25.14

2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。

因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5

速度偏差为0.5%<5%，所以可行。

各轴转速、输入功率、输入转矩

项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮

转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4

功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57

转矩（N?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4

传动比 1 1 5 5 1

效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

1． 选精度等级、材料及齿数

1） 材料及热处理；

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。

2） 精度等级选用7级精度；

3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；

4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°

2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算

按式（10—21）试算，即

dt≥

1） 确定公式内的各计算数值

（1） 试选Kt＝1.6

（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433

（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1

（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62

（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa

（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；

（7） 由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8

N2＝N1/5＝6.64×107

（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98

（9） 计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa

[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa

[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa

2） 计算

（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t

d1t≥ = =67.85

（2） 计算圆周速度

v= = =0.68m/s

（3） 计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm

mnt= = =3.39

h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

（4） 计算纵向重合度εβ

εβ= =0.318×1×tan14 =1.59

（5） 计算载荷系数K

已知载荷平稳，所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，

故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得

d1= = mm=73.6mm

（7） 计算模数mn

mn = mm=3.74

3．按齿根弯曲强度设计

由式(10—17 mn≥

1） 确定计算参数

（1） 计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96

（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3） 计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89

z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47

（4） 查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172

（5） 查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798

（6） 计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较

= =0.0126

= =0.01468

大齿轮的数值大。

2） 设计计算

mn≥ =2.4

mn=2.5

4．几何尺寸计算

1） 计算中心距

z1 =32.9，取z1=33

z2=165

a =255.07mm

a圆整后取255mm

2） 按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos =13 55’50”

3） 计算大、小齿轮的分度圆直径

d1 =85.00mm

d2 =425mm

4） 计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm，B2=85mm

5） 结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴：

1．初步确定轴的最小直径

d≥ ＝ =34.2mm

2．求作用在齿轮上的受力

Ft1= =899N

Fr1=Ft =337N

Fa1=Fttanβ=223N；

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

3．轴的结构设计

1） 拟定轴上零件的装配方案

i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。

ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。

iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。

iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。

v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。

2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。

4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。

6. VI-VIII长度为44mm。

4． 求轴上的载荷

66 207.5 63.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故：Fa1=638N

Fa2=189N

5．精确校核轴的疲劳强度

1） 判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面

2） 截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以

（[2]P355表15-1）

a) 综合系数的计算

由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ，

（[2]P38附表3-2经直线插入）

轴的材料敏感系数为 ， ，

（[2]P37附图3-1）

故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ，

（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）

轴采用磨削加工，表面质量系数为 ，

（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为

b) 碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为 ，

c) 安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。

I轴：

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。

h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。

i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。

j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。

2） 各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。

b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。

d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f) 该段由联轴器孔长决定为42mm

4．按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。

III轴

1．作用在齿轮上的力

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1） 轴上零件的装配方案

2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII

直径 60 70 75 87 79 70

长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6. 弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、 轴承30206的校核

1） 径向力

2） 派生力

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

II轴：

6、 轴承30307的校核

1） 径向力

2） 派生力

，

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

III轴：

7、 轴承32214的校核

1） 径向力

2） 派生力

3） 轴向力

由于 ，

所以轴向力为 ，

4） 当量载荷

由于 ， ，

所以 ， ， ， 。

由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为

5） 轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

代号 直径

（mm） 工作长度

（mm） 工作高度

（mm） 转矩

（N?m） 极限应力

（MPa）

高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0

12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32

中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2

低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5

18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径 ，

轴孔长 ，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，

计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）

其主要参数如下：

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长 ，

装配尺寸

半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

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。

圆柱齿轮减速机型号如何分类

摆线针轮减速器是采用k－h－v少齿差一式传动原理及摆线针齿啮合的新颖传动机械，广泛应用于纺织印染、轻工食品、冶金矿山、石油化工、起重运输及工程机械领域中的驱动和减速装置。

型号、规格及其表示方法

1.摆线针轮减速器型号分为：一级、二级 一级有10种型号：12、15、18、22、27、33、39、45、55、65； 二级有13种型号：1512、1812、1815、2215、2218、2715、2718、3318、3322、3922、4527、5527、6533； 一级减速比有：11、17、23、29、35、43、59、71、87 二级减速比由一级减速比组合而成。 2.摆线针轮减速器结构型式：bw卧式双轴型；bl立式双轴型 bwy卧式带电机型，bly立式带电机型 3.摆线针轮减速器型号表示方法示例： b—摆线针轮减速器 w—卧式结构 e—二级 l—立式结构 y—带电机

zqd型圆柱齿轮减速器

zqd型减速机器是在尽量不改变zq型减速机的输入输出轴的位置和安装尺寸的前提下，增加一高速级称为三级传动，增加的高速级在上方。 zqd型大传动比圆柱齿轮减速机共有zqd350+100、zqd400+100、zqd650+150、zqd850+250和zqd1000+250六种规格。

单级圆柱齿轮减速器各轴的传动比和效率怎么算

工作机效率=联轴器传动效率x一轴传动效率x齿轮传动效率x二轴传动效率

当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。

例如采用滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。

扩展资料：

根据公式可知：如果有用功不变，我们可以通过减小额外功.(减少机械自重.减少机械的摩擦)来增大机械效率，（例如我们用轻便的塑料桶打水，而不用很重的铁桶打水，就是运用这个道理）；如果额外功不变，

可以通过增大有用功来提高机械效率；（例如，在研究滑轮组的机械效率时，会发现同一个滑轮组，提起的重物越重，机械效率越高，就是这个道理）；当然了，如果能在增大有用功的同时，减小额外功更好。提高机械设备的机械效率有着重要的的现实意义。

圆柱齿轮减速器的齿轮采用渗碳、淬火、磨齿加工，承载能力高、噪声低；主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。

它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。圆柱齿轮减速器广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。

百度百科-机械效率

百度百科-圆柱齿轮减速器

急求一份一级圆柱齿轮减速器的课程设计，包括说明书以及装配图，齿轮和轴的零件图

减速机器是在ZQ型减速器的基础上改进设计的，为提高齿轮承载能力，又便于替代ZA型减速机，在外形、轴端和安装尺寸不变的情况下。

改变齿轮齿轴材质，齿轮轴为42CrMo，大齿轮为ZG35CrMo，调质硬度齿轮轴为291～323HB，大齿轮为255～286HB。ZQA型减速机主要用于起重、矿山、通用化工、纺织、轻工等行业。

传动方案的拟定及说明：

计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择及计算键联接的选择及校核计算。连轴器的选择减速器附件的选择润滑与密封设计小结参考资料目录机械设计课程设计任务书题。

扩展资料：

减速机是国民经济诸多领域的机械传动装置，行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机。

也包括了各种专用传动装置，如增速装置、调速装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等。产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。

我国减速机行业发展历史已有近40年，在国民经济及国防工业的各个领域，减速机产品都有着广泛的应用。食品轻工、电力机械。

建筑机械、冶金机械、水泥机械、环保机械、电子电器、筑路机械、水利机械、化工机械、矿山机械、输送机械、建材机械、橡胶机械、石油机械等行业领域对减速机产品都有旺盛的需求。

百度百科-圆柱齿轮减速器

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