电动机驱动带式运输减速器设计与减速器加工工艺毕业设计论文

前言 (2)
第1章减速机齿轮的设计 (3)
1.1 减速机高速级齿轮的设计 (3)
1.1.1 要求分析 (3)
1.1.2 选择齿轮的材料、热处理方式及疲劳极限应力 (3)
1.2 减速机低速级传动齿轮的设计 (10)
1.2.1 要求分析 (10)
1.2.2 选择齿轮的材料、热处理方式及疲劳极限应力 (10)
第2章轴的设计 (16)
2.1 按轴的扭矩初选轴径和联轴器 (16)
2.2 轴的结构设计 (17)
2.3 轴的受力分析 (17)
2.4 轴的强度校核 (18)
第3章电机的选择 (21)
第4章箱体的设计 (22)
4.1 结构和尺寸 (22)
4.2 箱体内壁线的确定 (24)
4.2.1 圆柱齿轮减速器 (24)
4.2.2 输油沟的确定 (24)
4.2.4 箱体结构设计还应考虑的几个问题 (25)
4.2.5 减速箱的附件 (26)
第5章键、轴承、带传动的选择与校核 (28)
5.1 键的选择与校核 (28)
5.2 轴承的选择与校核 (29)
5.2.1 轴承的选择 (29)
5.2.2 轴承寿命的计算 (29)
5.3 带传动的选择与校核 (30)
结论 (33)
主要参考文献 (34)
前言
减速器是电机和皮带机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。

本次设计的减速器为二级圆柱齿轮减速器，速比为16，传递功率为 3.8Kw。

高速级齿轮为一对模数mn=2.5mm、螺旋角β=13°32´的斜齿轮，低速级齿轮为一对模数m=4mm 的直齿轮。

电机与减速器的传动为三角带传动，选用A型三角带，带轮为4槽结构，带传动速比为1.54。

电机为Y系列电机，功率4KW，同步转速1500rpm。

本设计对减速器齿轮、轴等零件进行了强度校核，对轴承进行了寿命计算，均能满足设计要求。

对箱体进行了设计，在满足使用要求的前提下，力求结构简单，易于加工，节约材料。

关键词：减速器；齿轮；电机；箱体；强度校核
第1章 减速机齿轮的设计
1.1 减速机高速级齿轮的设计
1.1.1 要求分析
（1）使用条件分析 传递功率：P 1=7.1 KW ；
减速机输入轴转速：n 1=960 rpm ； 电机与减速机传动方式：V 形带传动； 齿数比u=4；
转矩：T=9.55 106 1
1n P =9.55 106
960
8
.3=70630 Nmm 圆周速度：估计v< 4m/s 。

属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。

（2）设计任务
确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案，包括： 齿轮的基本参数：m n ,z 1,z 2,x 1,x 2,β,Φd 齿轮的主要尺寸：d 1,d 2,a,d a1,d a2
1.1.2 选择齿轮的材料、热处理方式及疲劳极限应力
（1）齿轮材料及热处理方式及疲劳极限应力
按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动，可选用软齿面齿轮，也可选用硬齿面齿轮。

本例选用软齿面齿轮，根据《机械设计手册》（3）表23.2-38，具体选用：
小齿轮：40Cr ，调质处理，硬度为241-286HBS ； 大齿轮：45，正火处理，硬度为217-255HBS 。

由图23.2-18c 查得：ζHlim1
=800 MPa ζ
Hlim2
=650 MPa
由图23.2-29查得：ζ
FE1
=320 MPa ζFE2
=240 MPa
（2）按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数 由表23.2-21 a ≥476 (u+1) 3
21
u
KT HP a σφ
式中，T 1—小齿轮传递的转矩，Nm 。

T 1=9.55 106 1
1n P =9.55 106
960
8
.3=70630Nmm=70.6 Nm K —载荷系数，由于载荷较平稳，速度较低，取K=1.5 齿宽系数：Φa =0.4 齿数比：u=4
许用接触应力ζHP ，按大齿轮计算，ζ
HP2
=
lim
2
lim H H S σ=
2
.1650
=541 MPa （按表23.2-21，取最小安全系数S Hlim =1.2） 则：a ≥476 (4+1) 324
5414.08
.375.1⨯⨯⨯=86.17 mm
取a=135 mm
按经验公式：m n =(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)135=0.945-2.7 mm 取标准模数m n =2.5 mm 初取齿轮螺旋角β=9˚ cos β=0.9877 由表23.2-7： z 1=
)
1(cos 2+u m a n β=)14(5.29877
.01352+⨯⨯⨯=21.33 取z 1=21 则z 2=21 u=21 4=84
精确计算cos β=a
z z m n 2)(21+=1352)
8421(5.2⨯+=0.9722 β=13˚32
m t =
βcos n m =9722
.05
.2=2.5715 mm d 1=m t z 1=2.5715 21=54.001 mm b=Φa a=0.4 135=54 mm （3）校核齿面接触强度 按表23.2-22 ζH =Z H .Z E .Z εβu
bd K K K K u F H H V A t 1)1(∂
+⋅β
分度圆上的圆周力F t =
1
12d T =054.08
.372⨯=1400 N 由表23.2-24得，使用系数K A =1.25
由式23.2-12求，动载系数K V =1+（b
F K K t A
1+K 2）22
11100u
u v z +⨯ v=
1000
60960
001.541000
601
1⨯⨯⨯=
⨯ππn d =2.714 m/s
由表23.2-46，齿轮的精度等级为8级。

由表23.2-27，K 1=34.79 K 2=0.0087
则：K V =1+（54
140025
.179.34+0.0087）22
414100714.221+⨯=1.53 齿向载荷分布系数，K H β=K βS +K βM 按Φd =
1001
.54541==d b ， 由图23.2-14c, K βS =1.3; 图23.2-15, K βM =0.19 则：K H β=1.3+0.19=1.49
齿向载荷分布系数，按K A 41.3254
140025.1==b
F t N/m
由表23.2-28，K H α=1.5
按β=13˚32 ，x=0,由图23.2-16得，节点区域系数 Z H =2.42 查表23.2-29，材料弹性系数Z E =189.8 2/mm N 按接触强度计算的重合度及螺旋角系数z εβ： 当量齿数：z v1=
8.229722.021cos 31==βz z v2
=3.919722
.084
cos 32==βz 当量齿数的端面重合度，εv α
=ε
v Ⅰ
+ε
v Ⅱ
按β=13˚32 ，z v1=22.8，z v2=91.3， 由图23.2-10查，εv Ⅰ
=0.78,ε
v Ⅱ
=0.87
则：εv α
=0.78+0.87=1.65
按Φm =
6.215
.254==n m b ，β=13˚32 ， 由图23.2-11得： 纵向重合度εβ
=1.5
按ε
v α
=1.65，εβ
=1.5，β=13˚32 ，
由图23.2-17得，z εβ=0.76 齿面接触应力为：
ζH =2.42 189.8Z 0.764
001.54545.149.153.125.1)14(1400⨯⨯⨯⨯⨯+⨯=559 MPa
计算安全系数S H ： 由表23.2-22 , S H =H
X
W LVR N H z z z z σσ⨯⨯⨯⨯lim
求寿命系数z N :
应力循环次数:N 1=60γn 1t=60 1 960 30000=1.728 109
(满载工作小时数t:每的工作300天,每天工作10小时,寿命10年) N 2=60γn 2t=60 1 240 30000=4.32 108 对调质钢，允许有一定点蚀，由图23.2-19查N ∞=109 因N 1> N ∞，取z N1=1； 由图23.2-19查z N2=1.05 润滑油膜影响系数z LVR :
v=2.714 m/s 选90#中极压工业齿轮油，γ50=90 mm 2/s 由图23.2-20查z LVR =0.83
工作硬化系数z W :因小齿轮齿面未硬化，取z W =1 按接触强度计算的尺寸系数z X :由图23.2-23查z X =1 则：S H1=H
X W LVR N H z z z z σσ⨯⨯⨯⨯lim =
187.15591
183.01800=⨯⨯⨯⨯ S H2=
H
X W LVR N H z z z z σσ⨯⨯⨯⨯lim =
013.15591
183.005.1650=⨯⨯⨯⨯ 由式23.2-19知，S Hmin =1，S H1，2> S Hmin 故安全
（4）校核齿根弯曲强度 由表23.2-22，ζF =
εββY Y K K K K bm F FS F F V A n
t
∂ 弯曲强度计算的载荷分布系数：K F β=K H β=1.49，
K F α=K H α=1.5
复合齿形系数Y FS ：由z v1=22.8，z v2=91.3
图23.2-24查得，Y FS1=4.3，
Y FS2=3.94
弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Y εβ： 按ε
v α
=1.65，β=13˚32 ，图23.2-28得，Y εβ=0.64
则： ζF1=
εββY Y K K K K bm F FS F F V A n
t ∂=
MPa 12264.03.45.149.153.125.15.2541400
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯ ζF2=ζ
F1
MPa Y Y FS FS 1123
.494
.312212=⨯= 计算安全系数S F ： 由表23.2-22 ， S F =
F
X
RrelT relT N FE Y Y Y Y σσδ
寿命系数Y N ：对调质钢，由图23.2-30查得弯曲疲劳应力的循环基数N ∞=3 106
因N 1=1.728 109> N ∞ N 2=4.32 108> N ∞ ，取Y N1=Y N2=1 相对齿根圆角敏感系数Y δrelT ：图23.2-24，q s1>1.5，q s2>1.5
由表23.2-30得，Y δrelT = Y δrelT =1
相对齿根表面状况系数Y RrelT ： 表23.2-45，齿面粗糙度R a1=R a2=1.6 由式23.2-24得，Y RrelT = Y RrelT =1 尺寸系数Y X ：
图23.2-31，由m n =2.5得，Y X =1 则：
S F1=
62.2122
1
111320=⨯⨯⨯⨯
S F2=
14.2112
1
111240=⨯⨯⨯⨯ 由式23.2-20 ，S Fmin =1.4
S F1，S F2均大于S Fmin故安全。

（5）主要几何尺寸
m n=2.5mm m t=2.5715mm z1=21 z2=84 β=13˚32 d1=z1m t=21 2.5715=54.002mm
d2=z2m t=84 2.5715=216.006mm
d a1=d1+2h a=54.002+2 2.5=59.002mm
d a2=d2+2h a=216.006+2 2.5=221.006mm
a=(d1+d2)/2=135.004
b2=Φa a=0.4 135=54mm
b1=60mm
1.2 减速机低速级传动齿轮的设计
1.2.1 要求分析
（1）使用条件分析 传递功率：P 1=3.8 KW ； 主动齿轮转速：n 1=240 rpm ； 齿数比u=4；
转矩：T=9.55 106 1
1n P =9.55 106
240
8
.3=151208 Nmm=151.208 Nm 圆周速度：估计v< 4m/s 。

属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。

（2）设计任务
确定一种能满足功能要求和设计约束的较好的设计方案，包括： 齿轮的基本参数：m,z 1,z 2,x 1,x 2,β,Φd 齿轮的主要尺寸：d 1,d 2,a,d a1,d a2
1.2.2 选择齿轮的材料、热处理方式及疲劳极限应力
（1）齿轮材料及热处理方式及疲劳极限应力
按使用条件，属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动，可选用软齿面齿轮，也可选用硬齿面齿轮。

本例选用软齿面齿轮，根据《机械设计手册》（3）表23.2-38，具体选用： 小齿轮：40Cr ，调质处理，硬度为241-286HBS ； 大齿轮：45，正火处理，硬度为217-255HBS 。

由图23.2-18c 查得：ζHlim1
=800 MPa ζ
Hlim2
=650 MPa
由图23.2-29查得：ζ
FE1
=320 MPa ζFE2
=240 MPa
（2）按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数 由表23.2-21 a ≥476 (u+1)
3
21
u
KT HP a σφ
式中，T 1—小齿轮传递的转矩，Nm 。

T 1=9.55 106 1
1n P =9.55 106
240
8
.3=151208 Nmm=151.208 Nm K —载荷系数，由于载荷较平稳，速度较低，取K=1.5 齿宽系数：Φa=0.4 齿数比：u=4
许用接触应力ζHP ，按大齿轮计算， ζ
HP2
=
lim
2
lim H H S σ=
2
.1650
=541 MPa （按表23.2-21，取最小安全系数S Hlim =1.2） 则：a ≥476 (4+1) 32
4
5414.0208
.1515.1⨯⨯⨯=186.86 mm 取a=210 mm
按经验公式：m n =(0.007-0.02)a=(0.007-0.02)210=1.47-4.2 mm 取标准模数m n =4mm
初取齿轮螺旋角β=9˚ cos β=0.9877 由表23.2-7： z 1=
)
1(cos 2+u m a n β=)14(49877
.02102+⨯⨯⨯=20.54
取z 1=21 则z 2=21 u=21 4=84
精确计算cos β=
a
z z m n 2)(21+=2102)
8421(4⨯+=1 β=0˚ 低速级齿轮传动为直齿圆柱齿轮传动。

d 1=mz 1=4 21=84 mm b=Φa a=0.4 210=84 mm （3）校核齿面接触强度 按表23.2-22 ζH =Z H .Z E .Z εβu
bd K K K K u F H H V A t 1)1(∂
+⋅β
分度圆上的圆周力F t =
1
12d T =084.0208.1512⨯=3600 N
由表23.2-24得，使用系数K A =1.25
由式23.2-12，动载系数K V =1+（b
F K K t A
1+K 2）22
11100u
u v z +⨯ v=
1000
60240
841000
601
1⨯⨯⨯=
⨯ππn d =1.055 m/s
由表23.2-46，齿轮的精度等级为8级。

由表23.2-27，K 1=34.79 K 2=0.0087
则：K V =1+（84
360025
.179.34+0.0087）22
414100055.121+⨯=1.13 齿向载荷分布系数，K H β=K βS +K βM 按Φd =
1001
.54541==d b ，由图23.2-14c, K βS =1.3; 图23.2-15, K βM =0.23，则： K H β=1.3+0.23=1.53
齿向载荷分布系数，按K A 57.5384
360025.1==b
F t N/m
由表23.2-28，K H α=1.2
按β=0˚ ，x=0，由图23.2-16得，节点区域系数 Z H =2.5 查表23.2-29，材料弹性系数Z E =189.8 2/mm N 按接触强度计算的重合度及螺旋角系数z εβ： 当量齿数：z v1=z 1=21 z v2=z 2=84 当量齿数的端面重合度，ε
v α
=ε
v Ⅰ
+ε
v Ⅱ
按β=0˚，z v1=21，z v2=84，由图23.2-10查， ε
v Ⅰ
=0.76，ε
v Ⅱ
=0.9
则：εv α
=0.76+0.9=1.66
按Φm =214
84==m b ，β=0˚，图23.2-11得，纵向重合度εβ
=0
按ε
v α
=1.66，εβ
=0，β=0˚，图23.2-17得，z εβ=1
齿面接触应力为：
ζH =2.5 189.8 14
001.84842.153.113.125.1)14(3600⨯⨯⨯⨯⨯+⨯=610 MPa
计算安全系数S H ： 由表23.2-22 ,S H =H
X
W LVR N H z z z z σσ⨯⨯⨯⨯lim
求寿命系数z N :
应力循环次数:N 1=60γn 1t=60 1 240 30000=4.32 108
(满载工作小时数t:每的工作300天,每天工作10小时,寿命10年) N 2=60γn 2t=60 1 60 30000=1.08 108
对调质钢，允许有一定点蚀，由图23.2-19查N ∞=109 由图23.2-19查，z N1=1.05；z N2=1.15
润滑油膜影响系数z LVR : v=1.055 m/s 选90#中极压工业齿轮油，γ50=90 mm 2/s
由图23.2-20查z LVR =0.83
工作硬化系数z W :因小齿轮齿面未硬化，取z W =1 按接触强度计算的尺寸系数z X :由图23.2-23查z X =1 则：S H1=
H X W LVR N H z z z z σσ⨯⨯⨯⨯lim =
143.16101
183.005.1800=⨯⨯⨯⨯ S H2=
H
X W LVR N H z z z z σσ⨯⨯⨯⨯lim =
017.16101
183.015.1650=⨯⨯⨯⨯ 由式23.2-19知，SH min =1，SH 1，2> SH min 故安全
（4）校核齿根弯曲强度 由表23.2-22，ζF =
εββY Y K K K K bm F FS F F V A n
t
∂ 弯曲强度计算的载荷分布系数：K F β=K H β=1.53，K F α=K H α=1.2 复合齿形系数Y FS ：由z v1=21，z v2=84，图23.2-24查得，Y FS1=4.35，Y FS2=3.94
弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数Y εβ： 按εv α
=1.66，β=0˚ ，图23.2-28得，Y εβ=0.72 则：
ζF1=
εββY Y K K K K bm F FS F F V A n
t ∂=
MPa 8772.035.42.153.113.125.14843600
=⨯⨯⨯⨯⨯⨯ ζF2=ζ
F1
MPa Y Y FS FS 82.7835
.494
.38712=⨯= 计算安全系数S F ：
由表23.2-22 ， S F =
F
X
RrelT relT N FE Y Y Y Y σσδ
寿命系数Y N ：对调质钢，由图23.2-30查得弯曲疲劳应力的循环基数N ∞=3 106
因N 1=4.32 108> N ∞ N 2=1.08 108> N ∞ ，取Y N1=Y N2=1 相对齿根圆角敏感系数Y δrelT ：图23.2-24，q s1>1.5，q s2>1.5
由表23.2-30得，Y δrelT = Y δrelT =1
相对齿根表面状况系数Y RrelT ：
根据表23.2-45，齿面粗糙度R a1=R a2=1.6 由式23.2-24得，Y RrelT = Y RrelT =1
尺寸系数Y X ：图23.2-31，由m=4得，Y X =1 则，S F1=
68.387
1
111320=⨯⨯⨯⨯
S F2=
04.382
.781
111240=⨯⨯⨯⨯ 由式23.2-20 ，S Fmin =1.4 S F1，S F2均大于S Fmin 故安全。

（5）主要几何尺寸 m=4mm z 1=21 z 2=84 d 1=z 1m=21 4=84mm d 2=z 2m=84 4=336mm d a1=d 1+2h a =84+2 4=92mm d a2=d 2+2h a =336+2 4=344mm a=(d 1+d 2)/2=210 mm b 2=Φa a=0.4 210=84mm b 1=90mm
第2章 轴的设计
2.1 按轴的扭矩初选轴径和联轴器
轴的材料：45 轴的转速：60rpm 轴所传递的功率：7.1KW 轴所传递的转矩：
T=9.55 106 1
1n P =9.55 106
60
8
.3=604833 Nmm=1128.526 Nm 轴上装有齿轮，轴端装有联轴器，需开键槽。

由表26.1-1查，
ζb =650 Mpa （抗拉强度） ζs =360 Mpa （屈服强度） ζ-1=270 Mpa （弯曲疲劳极限） η
-1
=155Mpa （扭转疲劳极限）
E=2.15 105MPa
表26.3-1选公式初步估算轴径：d min =A mm n P 83.4560
8
.311533== (由表26.3-2选A=118-107，取A=115)
装联轴器、齿轮的轴开有键槽，轴径增加3-5%，取轴端直径为48mm 。

选联轴器，考虑动载荷及过载，取联轴器工作情况系数K=1.5。

联轴器工作转矩：
T c =KT=1.5 604.833=907250 Nmm=1692.7 Nm
根据工作要求选联轴器，由d=48mm,T c 选联轴器型号： HL 4
110
5080
48⨯⨯YA YA 柱销联轴器，允许最大转矩T P =1600Nm
2.2 轴的结构设计
根据轴的受力，选取6000型滚动轴承，为便于轴承装配，取装轴承处直径d 1=55mm ，d 2=60mm 。

初选6311型轴承，轴承规格为55 120 29，轴环宽为15mm 。

齿轮周向固定为平键，轴向固定为轴环和轴套，轴承的固定靠轴套、轴肩、轴承盖固定，联轴器靠轴肩固定。

2.3 轴的受力分析
轴传递的转矩：T 1=9.55 106 60
8
.3=604833 Nmm=604 Nm 齿轮所受的圆周力：F t =
N d T 3595336
604833
2212=⨯= 轴的弯矩、扭矩。

齿轮所受的径向力：F r =F t
N n 13091
364
.03595cos tan ==βα (αn =20˚) 齿轮所受的轴向力：Fx=F t tan0˚=0
联轴器由于制造、安装误差所产生的附加圆周力： F 0=0.3
N Di T 268135
.0604
23.021=⨯= 求支反力：
水平面内：ΣM A =0，R BZ （a+b ）-F r a=0 R BZ =
N b a a F r 444146
75751309=+⨯=+
ΣR Z =0，R AZ =F r -R BZ ，则R AZ =1309-444=865N 在垂直面内：ΣM A =0，R BY （a+b ）-F t a=0 R BY =
N b a a F t 1220146
7575
3595=+⨯=+ R AY =F t -R BY =3595-1220=2375N F 0作用在A 、B 点的支反力： ΣM B =0，R A0（a+b ）-F 0c=0 R A0=
N b a c F 1275221
105
26840=⨯=+ R B0=R A0+F 0=1275+2684=3959N
则，齿轮的作用力在水平面内的弯矩：M DZ =63Nm
齿轮的作用力在垂直面内的弯矩：M Dy =173Nm 齿轮的作用力的合成弯矩： M D =N M M D Y D Z 184173632222=+=+ F 0作用的弯矩：M D0=281Nm
M D0的作用平面不定，但当其与上述合成弯矩共面时是最危险的，此时 ，M D = M D + M D0=184+281=465 Nm 轴所受的转矩为：T 1=604 Nm
2.4 轴的强度校核
a 确定危险截面
根据轴的结构尺寸及弯、扭矩图，截面B 处弯矩较大，且有轴承配合引起的应力集中；E 处也较大，直径较小，有圆角引起的应力集中；D 处弯矩最大，且有齿轮配合与键槽引起的应力集中，属危险截
面，故对D 截面进行强度校核。

b 安全系数校核计算
减速机轴转动，弯矩引起的为对称循环的弯应力，转矩引起的为脉动循环的剪应力。

弯曲应力幅为：ζa =
MPa W M D 4.25103.18465
6
=⨯=- W —抗弯断面系数，由表26.3-16，W=18.3 10-6m 3 由于是对称循环弯曲应力，平均应力ζm =0 由式26.3-2，S ζ=
75.30
1075.3581
.092.01027066
1
=+⨯⨯⨯⨯=
+-m
a σψσβεσσσ
σ
ζ-1—45#钢弯曲对称循环应力时的疲劳极限，
由表26.1-1，ζ-1=270MPa
K ζ—正应力有效应力集中系数，表26.3-5，K ζ=1.5 β—表面质量系数，表26.3-8，β=0.92 ε—尺寸系数，表26.3-11 ，ε=0.81 剪应力幅ηm =η
α
=
MPa W T P 65.7105.392604
26
1=⨯⨯= W P —抗扭断面系数，表26.3-16，W P =39.5 10-6m 3 由式26.3-3， S 38.71065.721.01065.781
.092.089
.1101556
66
1
=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=
+=
-m
K τψτβετττατ
τ
η
-1
—45#钢扭转疲劳极限，由表26.1-1，η-1
=155MPa
K η—剪应力有效应力集中系数，表26.3-5，K η=1.63（按键槽）
K η=1.89（按配合），取：K η=1.89 β—表面质量系数，表26.3-8，β=0.92 ε
η
—尺寸系数，表26.3-11 ，ε
η
=0.81
ψη—平均应力折算系数，表26.3-13，ψη=0.21 D 面的安全系数： 式26.3-1，S=
34.338
.775.338.775.32
2
2
2
=+⨯=
+τ
στσS S S S
由表26.3-4，[S]=1.3-1.5，S>[S]，截面D 是安全的。

轴的布置参考图 ：
第3章 电机的选择
减速机输入轴转速：n 1=960 rpm ；
传递功率：P 1=3.8 KW ；
电机与减速机传动方式：V 形带传动；
减速机速比：i=16，两级传动，齿数比u=4；
减速机输入轴转矩：T=9.55 106 11n P =9.55 106 960
8.3=37802 Nmm 圆周速度：估计v< 4m/s 。

属中速、中载，重要性和可靠性一般的齿轮传动。

由以上条件可选择电机：Y 112M-4 4KW 1500rpm 380v 。

第4章箱体的设计
4.1 结构和尺寸
箱体是减速机中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件，保证传动零件的正确相对位置并承受载荷的重要零件。

箱体一般还兼作润滑油的油箱，具有润滑和密封内零件的作用。

为保证具有足够的强度和刚度，箱体要有一定的壁厚，并在轴承孔处设置加强筋。

加强肋做在箱体外的称为外肋，由于其铸造工艺性好，故应用较广泛。

加强肋做在箱体内的称为内肋，内肋刚度大，不影响外形的美观，但它阻碍润滑油的流动而增加损耗，且铸造工艺也比较复杂，所以应用较少。

为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体大多做成剖分式，由箱座和箱盖组成，取轴的中心线所在平面为剖分面，箱座和箱盖采用普通螺栓连接，用圆锥销定位。

在大型的立式圆柱齿轮减速箱中，为了便于制造和安装，也有采用两个剖分面的。

对于小型的蜗杆减速箱，可用整体式箱体。

整体式箱体结构紧凑，重量较轻，易于保证轴承与轴承孔的配合要求，但装拆和调整不如剖分式箱体方便。

箱体的材料，毛坯种类与减速器的应用场合及生产数量有关。

铸造箱体通常采用灰铸铁铸造。

当需要承受振动和冲击载荷时，可用铸钢或高强度铸铁铸造。

铸造箱体的刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，但重量较大，适合于成批生产。

对于单
件或小批生产的箱体，可采用钢板焊接而成。

这种箱体箱壁薄，重量轻，材料省，生产周期短，但要求制造成本较高。

此外，为了便于加工和检测，同一轴线轴承孔的直径通常都相等，且使同侧各轴承座的外端面处于同一平面。

为了减少加工面积，箱体与其它零件、部件的接合处一般都做成凸台或沉头座。

4.2 箱体内壁线的确定
本阶段的设计内容，主要是初绘减速器的俯视图和部分主视图。

4.2.1 圆柱齿轮减速器
先画出传动零件的中心线，然后画齿轮的轮廓。

为了保证两齿轮的啮合宽度和降低安装精度的要求，通常小齿轮比大齿轮宽5-10mm。

其他详细结构可暂时不画出。

双级圆柱齿轮减速器可以从中间轴开始，中间轴上的两齿轮端面间距为8-15 mm。

如中间轴上小齿轮也为轴齿轮，可将小齿轮在原本基础上再做宽8-15mm，作为大齿轮轴向定位的轴肩。

按小齿轮端面距箱体内壁间的距离a2=δ(δ为底座壁厚，《机械设计手册》（3）表25.1-2查δ=0.025a+5≥8，本例a=200mm，则δ=10mm)的要求，画出沿箱体长度方向的两条内壁线。

沿箱体宽度方向，只能先画出距低速级大齿轮顶圆a1=1.2δ的内壁线。

高速级小齿轮一侧内壁涉及箱体结构，暂不画出，留到画主视图时再画。

双级圆柱齿轮减速器，按高速级小齿轮和中间轴小齿轮面与箱体内壁间的距离a2=δ的要求画出沿箱体长度方向的两条内壁线。

同样，可画出低速级大齿轮具顶圆与箱体内壁的距离a1=1.2δ的一侧的内壁线。

高速级小齿轮一侧暂不画出，留到画主视图时再画。

4.2.2 输油沟的确定
当轴承利用齿轮飞溅起来的润滑油润滑时，应在箱座连结凸缘上开输油沟。

输油沟的结构见图。

开输油沟时还应注意，不要与连接螺
栓孔相干涉。

4.2.3 箱盖，箱座凸缘及连接螺栓的布置
为了防止润滑油外漏，凸缘应有足够的宽度。

另外，还应考虑安装连接螺栓时，要保证有足够的扳手活动空间。

在布置凸缘连接螺栓时，应尽量均匀对称。

为保证箱盖与箱座接合的紧密性，螺栓的间距不要过大，对中小型减速箱不大于100-200mm。

布置螺栓时，与别的零件间也要留有足够的扳手活动空间。

4.2.4 箱体结构设计还应考虑的几个问题
a、足够的刚度
箱体除有足够的强度外，还需有足够的刚度，若刚度不够，会使轴和轴承在外力作用下产生偏斜，引起传动零件啮合精度下降，使减速器不能正常工作。

因此，在设计箱体时，除有足够的壁厚外，还需在轴承凸台上下做出刚性加强肋。

b、良好的箱体结构工艺性
箱体结构工艺性，主要包括铸造工艺性和机械加工工艺等。

箱体的铸造工艺性：设计铸造箱体时，力求外形简单，壁厚均匀，过渡平缓。

在采用砂模铸造时，箱体铸造圆角半径一般可取R=5-10mm。

为使液态金属流动通畅，壁厚应大于最小壁厚（δmin=8mm），还应注意铸件应有1：10-1：20的拔模斜度。

箱体的机械加工工艺性：为了提高劳动生产率和经济效益，应尽量减小机械加工面。

箱体上任何一处加工表面与非加工表面要分开，
不使它们在同一平面上。

是采用凸出还是采用凹入结构，应视加工方法而定。

轴承孔端面、窥视孔、通气器、吊环螺钉、油塞等处均应凸起3-8mm。

支承螺栓头或螺母的支承面，一般多采用凹入结构，即沉头座。

沉头座锪平时，深度不限，锪平为止。

箱座底面也应铸出凹入部分，以减少加工面及保证减速器安装在基础上的稳定性。

为保证加工精度，缩短工时，应尽量减少加工时工件和刀具的调整次数。

因此，同一轴线上的轴承孔的直径，精度和表面粗糙度应尽量一致，以便一次镗成。

各轴承座的外端面应在同一平面内。

箱座与箱盖用螺栓联接后，打上定位销进行镗孔，镗孔时接合面处禁止放任何衬垫。

4.2.5 减速箱的附件
a、检查孔
为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。

检查孔设在箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。

平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。

b、通气塞
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大。

为使箱体内热胀的空气能自由排出，通常在箱体顶部装设通气塞。

c、轴承盖
为固定轴系部件的轴向位置，并承受轴向负荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。

本次设计采用嵌入式轴承盖，减速器外观平整，宽度较小。

d、定位销
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。

本次设计采用2个8mm的圆锥定位销。

e、油面指示器
为检查减速器内油池油面的高度，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。

本次设计采用的是油标尺。

f、放油螺塞
换油时，排放油污和清洗剂，应在箱座底部、油池的最低位处开设放油孔，平时用螺塞将孔堵住。

放油螺塞与箱座接合面应回防漏用的垫圈。

g、启箱螺钉
这加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以密封胶，因而在拆卸时往往因胶接紧密而难于开盖。

为此，常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工2个螺孔，旋入启箱用的螺钉。

第5章 键、轴承、带传动的选择与校核
5.1 键的选择与校核
以低速轴为例，来选择、校核键。

根据《机械设计手册》（4），选择平键，尺寸为18 11，长度为70mm 。

键的校核：由于平键连接用于传递扭矩，键的侧面受挤压，故根据键的受力情况，按挤压强度进行校核。

由式 ζjy =
[]jy dkl
T σ≤2 T —大齿轮传递的扭矩，T=602 Nm
d —与齿轮配合的轴径，d=60mm
l —键的工作长度，l=70-18=52mm
k —键与轮毂的接触高度，k=h/2=11/2=5.5mm
[ζ] jy —键联接的许用挤压应力，
查表21.3-3，对于轻微冲击时，取[ζ] jy =100-120MPa
ζjy =[]jy MPa dkl T σ≤=⨯⨯⨯=16.70052.00055.006.060222 满足强度要求。

5.2 轴承的选择与校核
5.2.1 轴承的选择
根据轴承的受力情况，减速机选择轴承型号为6000型。

由轴的尺寸及轴承的受力，选择输入轴轴承为6307；中轴轴承为6308；输出轴轴承为6311。

5.2.2 轴承寿命的计算
本次只选择低速轴（三轴）进行计算：
圆周力：Ft=3595N ；轴向力：Fa=0；轴径：d=55mm ；
转速：n=60rpm ；寿命：大于5000h ；可靠性为90%。

由表28.2-6，C or =41.91KN=41910N
C r =55.06KN=55060N
极限转速：油润滑时，n lim =6700rpm
计算轴承内部轴向力：
轴承支反力：F rA =N R R R A AY AZ 38021275237586522022=++=++ F rB =N R R R B BY BZ 52573959122044422022=++=++ F a =0，P r =F r
由式28.3-4b ，P rA =F rA =3802N ，P rB =F rB =5257N
轴承的寿命：
由式28.3-12，Lh=h h L h P C n 500031888852575506060601060103
636='>=⎪⎭⎫
⎝⎛⨯=⎪⎭⎫ ⎝⎛
5.3 带传动的选择与校核
设计功率：P d =K A P=1.3 4=5.2Kw
K A —工况系数，表22.1-9，K A =1.3 由图22.1-1，根据P d ，n ，选A 型三角带。

带传动的传动比：i=56.1960
150021==n n 小带轮基准直径：由表22.1-14，d d1=100mm 大带轮直径：d d2=i d d1(1-ε)=1.56 100 (1-0.02)=153mm
ε—滑差率，ε=0.01-0.02 由表22.1-14，取标准直径d d2=160mm 验算带速：v=s m v s m n d p /3025/85.71000601500
100100060max 1
1-=<=⨯⨯⨯=⨯ππ
带轮的圆周速度在5-25m/s 范围内，合适。

确定中心距：0.7(d d1+d d2)<a 0<2(d d1+d d2) 0.7(100+160)<a 0<2(100+160)
182<a 0<520
取a 0=480mm
确定A 带基准长度：
L d0=2a 0+()()0
2122142a d d d d d d d d -++π =2 480+()()480
410016016010022⨯-++π
=1370mm
由表22.1-6，选L d =1400 mm
带轮的实际中心距：
a= a 0+
mm l l d d 4952
1370140048020=-+=- 小带轮包角：
000120112031733.574951001601803.57180>'=⨯--=⨯--=a d d d d α 包角合适。

单根三角带传递的功率：
由表22.1-13c ，根据A 型带，d 1=100mm ，n 1=1500rpm 得：
P 1=1.32Kw ；ΔP 1=0.15Kw
三角带根数：
Z=()()7.396
.099.015.032.12.511=⨯⨯+=∆+l d K K P P P α K α—小带轮包角修正系数，表22.1-10，K α=0.99
K l —带长修正系数，表22.1-11，K l =0.96
取z=4。

单根三角带的预紧力：
F 0=N mv zv
P K d 46.13285.71.085.742.5199.05.250015.250022=⨯+⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-α m —三角带每米长质量，表22.1-12，m=0.1kg/m
三角带作用在轴上的力：
F r =2F 0zsin N 105823173sin 446.1322201
='⨯⨯⨯=α 4、带轮的材料及结构
材料：HT150；
结构：带轮槽数为4槽A型带。

由于带轮直径较小，采用腹板式结构，腹板上钻有4孔，带轮与轴用普通平键固定。

结论
通过本次设计，我综合运用了所学的专业课程知识，理论联系实际，所学的专业知识得到了系统的复习和巩固,为以后的工作和进一步的学习打下了良好的基础。

这次设计还培养了我的分析和解决实际问题的能力。

通过对减速器的设计过程，我学到了以前所没有学到的东西，学会了解决工程技术问题的基本方法，独立工作能力增强，计算机和绘图的技能大大提高。

这次设计使我受益非浅，由于本人能力有限，还望各位老师多多批评指正。

主要参考文献
1) 陈立德《机械制造技术》上海交大出版 2000
2) 范顺成《机械设计基础》机械工业出版社 2001
3) 郑文伟《机械原理》高等教育出版社 1997
4) 汪恺《机械设计标准应用手册》机械工业出版社 1997
5) 张展《减速器设计选用手册》上海科技出版社 2001
6) 任家卉《机械设计课程设计》北京航空航天大学出版社 1999
7）大连理工大学机械制图第四版高等教育出版社 1993
8）王洪欣机械设计工程学（ⅠⅡ）中国矿业大学出版社 2002
9）张树森机械制造工程学东北大学出版社 2001
10) puter-Aided Fixture Design-A Review and
Future Trends(J).Virtual Enterprise Engineering
Lab(VEEL),Industrial Engineering Department,New
Mexico State University,Las Cruves,USA
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