二级减速器说明书

2、电动机的选择 1）选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式
结构，电压380V 。

2）选择电动机的容量
工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为
5
42
3
421ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=∑
由《机械设计基础课程设计》表9-1可知：
1η：卷筒传动效率 0.96
2η：滚动轴承效率 0.99（球轴承）
3η：齿轮传动效率 0.97（8级精度一般齿轮传动）
4η：联轴器传动效率 0.99
5η：V 带传动效率 0.95
所
以
电
动
机
所
需
工
作
功
率
kw P P w
d 047.78160
.075
.5===∑η
3）确定电动机转速 总传动比
范围为120~8=∑i 而工作机卷筒轴的转速为
min /rad 56.64185
.060
25.160≈⨯⨯==
ππD v n w 所以电动机转速的可选范围为：
)6.10329~48.516(min 56.64)160~8('
r
n i n w d =⨯==∑
基础课程13页式。

基础课程9页公1-2-5。

基础课程107页2-11-1查 基础课程9页公1-2-2。

基础课程7页表和1072-11-1
w n T P w
W k 75.59550
=⋅=
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500min r ，型号为Y132M-4的电动机。

主要参数
为：
3、计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比 （1）总传动比∑i
为 31.2256
.641440n ≈==∑w m n i
（2）分配各级传动比 i i i ⋅=∑0
0i 为V 带轮传动比；i 为减速器传动比；
21i i i ⋅=
1i 为高速轴传动比；2
i 为低速轴传动比；取5
.20=i ，则
924.8=i ，41.3924.83.11=⨯≈
i ；
62.21
2==i i
i
V 带轮传动比5.20
=i
高速轴传动比41.31
=i
低速轴传动比62.22=i
由《机械设计基础课程设计》189页表2-19-1和190页表2-19-2查得电机数据。

4、计算传动装置的运动和动力参数 1).各轴的转速 电动机：min /14401
r n n m ==
输入轴：min /5760
12
r i n n == 中间轴：min /91.1681
2
3r i n n ==
输出轴：min /47.642
3
4r i n n ≈= 卷筒轴：min /47.6445
r n n ==
2).各轴的输入功率 电动机：kW p p d 047.71== 输入轴：kW
p p 70.62512==ηη
中间轴：kW p p 43.62323==ηη 输出轴：kW p p 17.62334==ηη
卷筒轴：
kW
p p 05.62445==ηη 2).各轴的输入转矩
电动机：m N n p T T m
d
d ⋅=⨯==74.4695001 输入轴：m N i T T ⋅==09.11102512ηη 中间轴：m N i T T ⋅==55.36312323ηη 输出轴：m N i T T ⋅==97.91322334ηη 卷筒轴：m N T T ⋅==19.8962445
ηη
将上述计算结果汇总与下表，以备查用
5、设计V 带和带轮 1）选择型号 根据
d p =7.047kW ，m n =1440r/min , 由图13-15查出应选
择A 型V 带。

2）求大、小带轮基准直径2d 、1d 由表13-9可知，1d 应不小于75mm ，取mm d 1001
= ,
由公式13-9得：
()mm d n n d 245112
1
2=-=ε 由表13-9取mm d 2502=
3）验算带速v s m n d v /54.760000
1440
10010006011=⨯⨯=⨯=
ππ
带速在s m /25~5 范围内，合适。

4）求V 带基准长度d L 和中心距 a 初步选取中心距 ()mm d d a 5255.1210=+=
取mm a 5500
=，符合()217.0d d +<0a <()212d d +
带长()()mm a d d d d a L 73.16594220
2
212100
=++++=π
查表13-2 ，选得带长
mm L d 1800= ，计算实际中心距
mm L L a a 6202
1
20=-+≈
5）验算小带轮包角1α
由《机械设计基础》219页图13-15可查到V 带型号。

由《机械设计基础》211页查得公式13-9。

由《机械设计基础》219页表13-9查得带轮基准直径。

由《机械设计基础》212页表13-2查得V 带基准长度。

001
20112014.1663.57180>=⨯--=a
d d α 合适
6）求V 带根数z 由公式13-15得
L
a d
K K P P P z )(00∆+=
min /14401
r n = ，mm
d 1001= ，查表13-3得: 32
.10=P 传动比i=2.55,查表13-5得
17
.00=∆P 由0
114.166=α，查表
13-7，得
97
.0=a
K ；查表13-2，得01.1=L K
所以
80.5)(00=∆+=L
a d
K K P P P z
取6根。

7）求作用在带轮轴上的压力Q F
查表13-1得
m kg q /1.0= ，由公式13-17得单根V 带初拉力：
N qv K zv
P F a d
17.15315.250020
=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-= 作用在轴上的压力为：
N
zF F Q 61.18242
sin
21
0==α
6、齿轮设计 高速级齿轮的设计
(1)齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高。

都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜可取多些。

由《机械设计基础》表11-1选择齿轮1材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,σHlim1=570MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢(正火)，硬度为240HBS, Hlim2=380 MPa, σFE=320 MPa 。

由《机械设计基础》表11-5 取 SH=1.25,SF=1.6。

由《机械设
计基础》218页得到V 带根数计算公式。

由《机械设
计基础》212
页到217页
的表13-2、
13-3、13-5、13-7查得
L K 、a K 、
0P ∆、0P
由《机械设计基础》220页查得公式13-17、13-18。

由《机械 设计基础》166页表11-1查得齿轮材料的力学性能。

[σH1]= σHlim1/SH=600/1.25=456 Mpa [σH2]= σHlim2/SH=380/1.25=304 Mpa [σF1]= σHFE1/SF=450/1.6=281.25 Mpa [σF2]= σHFE2/SF=320/1.6=200 Mpa
2）按齿面接触强度设计
齿轮按7级精度制造。

取载荷系数K=1.5，齿宽系数
8
.0=d φ ，小齿
轮 的转矩
m
N T T .09.1112== ，取
188
=E Z
[]
mm Z Z u u KT d H H E d 03.831232
1
1=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⨯
≥σφ
齿数取
301=z ，则1023041.32=⨯=z
模数:
mm z d m 87.230
03.8311===
齿宽: mm d b d 42.6603.838.01=⨯==φ
取mm b 602=
m m
b 701=
按表4-1取模数mm
m 3=
实际的mm zm d 903301=⨯==
mm zm d 30631022=⨯==
中心距：
由《机械设计基础》171页表11-5查
得最小安全系数
由《机械设计基础》169页到175页的表11-3、11-6、11-4分别查得载荷系数、齿宽系数、弹性系数。

由《机械
设计基础》57
页表4-1查得标准模数系列。

mm d d a 1982
30690221=+=+=
3）验算轮齿弯曲强度 齿形系数：
6.21=Fa Y 63.11=Sa Y
2.22=Fa Y 8.12=Sa Y
由公式11-5得
[]MPa MPa z bm Y Y KT F Sa Fa F 25.28173.74211
21
121
=≤==σσ
[]MPa
MPa Y Y Y Y F Sa Fa Sa Fa F F 20083.6911
12
212
=≤==σσσ 安全。

4）齿轮的圆周速度
s m n d v /72.260000
576
9014.3600001
1=⨯⨯==
π 对照表11-2可知选用8级精度是合适的。

低速级齿轮的设计
(1)齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高。

都采用45号
钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用
8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动
平稳性，齿数宜可取多些。

由《机械设计基础》表11-1选择齿轮3材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,
σHlim3=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢(正火)，硬度为240HBS, Hlim4=380
MPa, σFE=320 MPa 。

由《机械设计基础》表11-5 取SH=1.25,SF=1.6。

MPa Pa 480M 25
.1600
S ][H Hlim3
H3==
=
σσ MPa Pa 304M 25
.1380
S ][H
Hlim4
H4==
=
σσ
由《机械
设计基础》
173页和174页的图11-8和11-9查出齿形系数和齿根修正系数。

由《机械设计基础》172页得到验算公式11-5。

由《机械设计基础》168页表11-2查得齿轮各精
度的速度限
制。

由《机械设
计基础》166
页表11-1查
得齿轮材料
的力学性能。

由《机械设计基础》171页表11-5查得最小安全系数。

MPa Pa 25.281M 6
.1450S ][F
FE3
F3===σσ MPa Pa 200M 6
.1320S ][F
FE4
F4===
σσ 2）按齿面接触强度设计
齿轮按8级精度制造。

取载荷系数K=1.5，齿宽系数
8
.0=d φ ，小齿
轮
的转矩
m N T T .55.3633== ，取188=E Z
[]
mm Z Z u u KT d H H E d 78.1211232
3
3=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯
≥σφ 齿数取
293=z ，则762962.24=⨯=z
模数:
mm z d m 2.429
78
.12133===
齿宽: mm d b d 42.9778.1218.03=⨯==φ
取
m m b 904=
m m b 100
3= 按表4-1取模数mm
m 4=
实际的mm zm d 1164293=⨯==
mm zm d 3044764=⨯==
中心距
mm d d a 2102
304
116243=+=+=
3）验算轮齿弯曲强度 齿形系数：
62.23=Fa Y 62.13=Sa Y
30.24=Fa Y 76.14=Sa Y
由《机械设计基础》169页到175页的表11-3、11-6、11-4分别查得载荷系数、齿宽系数、弹性系数。

由《机械
设计基础》57页表4-1查得标准模数系列。

由《机械
设计基础》173页和174页的图11-8和11-9查出齿形系数和齿根修正系数。

由公式11-5得
[]MPa MPa z bm Y Y KT F Sa Fa F 25.28135.46233
23
333=≤==σσ []MPa MPa Y Y Y Y F Sa Fa Sa Fa F F 20021.4443
34
434=≤==σσσ
安全。

4）齿轮的圆周速度
s m n d v /03.16000091.16811614.3600003
3=⨯⨯==
π 对照表11-2可知选用8级精度是合适的。

汇总计算结果如下表：
高速轴的设计
1）输在轴上的功率2P 、转速2n 和转矩2T 由上可知：
kw P 70.62=，min 5762r n =，m N T ⋅=09.1112
2）求作用在齿轮上的力
因已知高速小齿轮的分度圆直径
圆周力：N d T F t
67.246875
1110902212=⨯==
径
向
力
：
N N F F t r 52.89820tan 67.2468tan =︒⨯==α
轴向力:
N F a 0=
3）初步确定轴的最小直径
材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取110C =，于是
mm
92.24576
70
.6110332
2'min =⨯==mm n P d
Ｃ 由于键槽的影响，故mm d d 26%51'
min min =+=
）（ 4）齿轮轴的结构设计 1、初步确定轴的结构如下图
2、分析确定轴各段的直径与长度 输入轴的最小直径显然是安装带轮处的直径1d ，取mm d 361=，根据
带轮结构和尺寸，取mm l 651=。

为了满足带轮的轴向定位要求，1段左端需制出一轴肩，故取2段的直 径mm d 472=。

初步选择滚动轴承。

因轴承受有径向力，还可能会受轴向力的作用，故选用角接触球轴承。

按照工作要求并根据mm d 472=，查手册选取单列角接触
球轴承70011AC ，其尺寸为mm mm mm B D d 189055⨯⨯=⨯⨯，故：
mm d d 5573==
齿轮装在6段轴上，根据高速轴小齿轮的尺寸，取mm d d 6046==
因为62d d a < ，故应将轴设计为齿轮轴，最终确定轴的结构如下图
由《机械设计基础》
245页表14-2查得C
值
由《机械
设计基础》224页表
13-10确定
带轮的宽度
可确定mm d d 6046== ，mm l 75= 。

3段和7段为滚动轴承的
安装位置，所以mm d d 5573== ，mm l 377= ，mm l 343=
结合以上已知条件及滚动轴承、轴承端盖的之间的关系综合分析，确定 剩余轴段的长度为：
mm l 676
= mm l 954=
mm l 642=
将轴的各段的长度和直径汇入下表
5）轴上零件的周向定位
由《机械设计基础课程设计》表2-12-13查得带轮与轴的周向定位采用A 型平键连接。

按1d 平键截面mm mm mm h b 501118L ⨯⨯=⨯⨯。

滚动轴承与
轴的周向定位是由过度配合来保证的，由表2-13-5查得此处选轴的直径尺寸公
差为6k 。

6）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计基础课程设计》表2-11-3，取轴端圆角
456.1⨯7） 7)求轴上的载荷
根据轴的结构，画出轴的计算简图（a ），再根据轴的计算简图画出弯矩图和 扭矩图。

已知N F t 67.2468
= ，N F r 52.898= ，N F a 0= ；N F 61.1824=
分析后得出：S=60mm , L=222mm , K=105.3mm 。

取齿轮中间截面为a-a 1、 求垂直面的支撑反力（图b1） N L d F S L F F a r V 67.6562)(1
1=⋅--⋅=
N F F F V r V 85.24267.65652.89812=-=-=
由《机械
设计基础课
程设计》122
页表
2-12-13选
择平键
由《机械
设计基础课程设计》109页表2-11-3
确定倒角
2、 求水平面的支撑反力（图c1） N L S L F F
t H 46.1801)
(1=-⋅= N L S
F F t H 2.6672=⋅=
3、 F 力在支点产生的反力（图d1） N L K F F F 5.8652223
.10561.18241=⨯=⋅=
N F F F F F 11.26905.86561.182412=+=+=
4、 绘出垂直面的弯矩图（图b2） m N S L F M V V a ⋅=-⨯=-⋅=34.39)60222(85.242)(22
m N S F M V V a ⋅=⨯=⋅=34.396067.65511
5、 绘出水平面的弯矩图（图c2） m N S L F M H H a ⋅=-⋅=108)(22
m N S F M H H a ⋅=⋅=10811
6、 F 力产生的弯矩图（图d2） m N K F M F ⋅=⨯=⋅=13.1921053.061.18242
a-a 截面F 力产生的弯矩为：
m N S F M F aF ⋅=⨯=⋅=93.5106.05.8651
7、 求合成弯矩图（图e ） 考虑到最不利的情况，把aF M 与2
2aH aV M M +直接相加 m N M M M M aF H a V a a ⋅=++=87.1662
2222 m N M M M M aF H a V a a ⋅=++=87.166)()(2
1211 m N M M F ⋅==13.19222
8、 求轴传递的转矩（图f ） m N d F T t ⋅=⨯=⋅
=09.111209
.067.246821 9、 求危险截面的当量弯矩(图g) 由图g 可见，a-a 截面最危险，其当量弯矩为
2
211)(T M M a e α+= 轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数6.0=α ,代入上式
可得： m N M e ⋅≈⨯+=1.16709.1116.087.1662
21）（）（
10、 计算危险截面处轴的直径 轴的材料为45钢，正火处理，由表14-1查得MPa B 600=σ
，由
表14-3查得[]
MPa b 551=-σ ，则： []
mm M d b e 2.311.0311=≥-σ
实际设计的危险截面为mm
mm d
2.345.67>=，故该轴符合要
求。

由《机械
设计基础》
241页表14-1查得强
度极限，再由
246页表
14-3查得[]
b 1-σ
中间轴的设计
1）输在轴上的功率3P 、转速3n 和转矩3T 由上可知：
kw
P 43.63=，
min
91.1683r n =，mm N T ⋅⨯=531063.3
2）求作用在齿轮上的力
该轴有两个齿轮，大齿轮2d 和小齿轮3d 作用在大齿轮2d 上的力为： 圆周力：N
d T F t 14.2376306
362000
222
3
1=⨯==
径向力：N
F F t r 84.86420tan 14.2376tan 11=︒⨯==α 轴向力: N
F a 01= 作用在小齿轮3d 上的力为：
圆周力：N
d T F t 1.6268116
3630002233
2=⨯==
径向力：N
F F t r 4.228120tan 1.6268tan 2
2=︒⨯==α 轴向力: N
F a 02=
3）初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取110C =，于是 mm
mm n P d
3791
.16843.61103333'min =⨯==Ｃ 4）齿轮轴的结构设计
1、初步确定轴的结构如下图
2、分析确定轴各段的直径与长度 轴的最小段显然是安装滚动轴承的地方，初步选择滚动轴承。

因轴承受 有径向力，还可能会受轴向力的作用，故选用角接触球轴承。

由最小直径综
合考虑，查手册选取单列角接触球轴承7012AC ，其尺寸为
mm mm mm B D d 189560⨯⨯=⨯⨯，
故：
mm d d 6051==
小齿轮装在2段上，大齿轮装在4段上，根据大小齿轮的尺寸，取 mm d 652= mm d 704= mm 893602=-=mm l mm 9641004=-=mm l
齿轮轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 5=，则轴肩处的直径
mm d 753=，mm l 73=
结合以上已知条件及滚动轴承、轴承端盖的之间的关系综合分析，确定 剩余轴段的长度为：
mm l 381= mm l 425= 将轴的各段的长度和直径汇入下表：
5）轴上零件的周向定位
由《机械设计基础课程设计》表2-12-13查得带轮与轴的周向定位采用A
型平键连接。

大齿轮与轴的连接，选用平键截面mm mm mm h b 501118L ⨯⨯=⨯⨯ 小齿轮与轴的连接，选用平键截面mm mm mm h b 601220L ⨯⨯=⨯⨯
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，由表2-13-5查得此处选 轴的直径尺寸公差为6k 。

6）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计基础课程设计》表2-11-3，取轴端圆角
452⨯。

7）求轴上的载荷
根据轴的结构，画出轴的计算简图，再根据轴的计算简图画出弯矩图和 扭矩图。

已知
N F t 14.23761= ，N F r 84.8641= ，N F a 01=
N F t 1.62682= ，N F r 4.2281
2= ，N F a 02= 分析后得出：L=60mm , K=87mm , J=71mm 。

其中取大齿轮中间截面 为b-b ，取小齿轮中间截面为c-c 。

1、求垂直面的支撑反力
N J
K L J K F J F F r r V 2.116)
(121=+++⋅-⋅=
N F F F F V r r V 4.13001122=--=
2、 求水平面的支撑反力
N J
K L J K F J F F
t t H 3.319)
(121=+++⋅-⋅=
N F F F F H t t H 7.35721122=--=
3、 绘出垂直面的弯矩图
m N L F M V V b ⋅=⋅=97.611
m N K F J K F M r V V b ⋅=⋅-+⋅=97.6)(222 m N K L F K F M V r V c ⋅=+⋅-⋅=16.58)(111 m N J F M V V c ⋅=⋅=3.9222
4、 绘出水平面的弯矩图
m N L F M H H b ⋅=⋅=2.1911
m N J K F M H H b ⋅=+⋅=5.564)(22
m N K L F M H H c ⋅=+⋅=9.46)(11 m N J F M H H c ⋅=⋅=7.25321
5、 求合成弯矩图
考虑到最不利的情况
m N M M M H b V b b ⋅=+=202
1211 m
N M M M H b V b b ⋅=+=5.56422222
m N M M M H c V c c ⋅=+=7.7421211 m N M M M H c V c c ⋅=+=27022222
6、 轴的传递转矩 mm N T
⋅⨯=51095.3
7、 求危险截面的当量弯矩
截面最危险，其当量弯矩为
2
21
)(T M M a e α+=
轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数6.0=α ,代入上式
可得：
m N M e
⋅≈⨯+=605)3636.0()5.564(22
11、 计算危险截面处轴的直径
轴的材料为45钢，正火处理，由表14-1查得MPa B 600=σ，由
表14-3查得
[]MPa b 551=-σ ，则：
[]
mm M d b e
9.471.031=≥-σ 考虑到键槽的削弱，将d 值加大5%，故
mm d 507.4805.1=⨯=
实际设计的危险截面为mm mm d 5070>=，故该轴符合要求
低速轴的设计 1）输在轴上的功率4P 、转速4n 和转矩4T 由上可知： kw P 17.64=，min 47.644r n =，mm N T ⋅⨯=541013.9 2）求作用在齿轮上的力 圆周力：N d T F t 96.6012304913970
2244=⨯== 径向力：N F F t r 54.218820tan 96.6012tan =︒⨯==α 轴向力: N F a 0= 3）初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取110C =，于是 mm mm n P d 32.5047.6417
.61103344'min =⨯
==Ｃ 考虑到键槽的影响，故加大5%mm d d 58%51'
min min =+=）（ 4）齿轮轴的结构设计 1、初步确定轴的结构如下图
2、分析确定轴各段的直径与长度 轴的最小段是与联轴器连接的，联轴器选择梅花形弹性联轴器LM8型， 轴孔直径为mm d 561=，mm L 60=推荐
故可确定轴段1的直径mm d 561= mm l 707=，为了满足联轴器的 轴向定位要求，1段右端需制出一轴肩，故取2段的直径 mm d 602= 初步选择滚动轴承。

因轴承受有径向力，还可能会受轴向力的作用，故 选用角接触球轴承。

按照工作要求并根据mm d 602=，查手册选取单列角 接触球轴承7213AC ，其尺寸为mm mm mm B D d 2011070⨯⨯=⨯⨯，故： mm d d 7083== 齿轮装在6段轴上，根据低速轴小齿轮的尺寸，取 mm d d 75,8074==， mm b l 8639047=-=-= 齿轮轴肩高度d h 07.0>，故取mm h 5=，则齿轮轴肩处的直径 mm d 905=，mm l 75= 结合以上已知条件及滚动轴承、轴承端盖的之间的关系综合分析，确 定剩余轴段的长度为： mm l 412= mm l 203= mm l 454= mm l 457= 将轴的各段的长度和直径汇入下表：
5）轴上零件的周向定位 由《机械设计基础课程设计》表2-12-13查得联轴器与轴的周向定位采用B 型平键连接。

平键截面为mm mm mm h b 631016L ⨯⨯=⨯⨯。

齿轮与轴的定 位采用A 型键，平键截面为mm mm mm h b 501220L ⨯⨯=⨯⨯滚动轴承与轴 的周向定位是由过度配合来保证的，由表2-13-5查得此处选轴的直径尺寸公差 为6k 。

6）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考《机械设计基础课程设计》表2-11-3，取轴端圆角 452⨯ 轴的校核略（同1,2轴）
8、 滚动轴承的校核
轴承的预计寿命h L H 29200365108'
=⨯⨯=
高速轴轴承的校核
1） 已知min 5762r n =，两轴承的径向反力 N F F V r 67.65611== N F F V r 85.24222==
由选定的角接触球轴承7011AC ，轴承内部的轴向力r S F F 68.0=
N F S 54.44667.656
68.01=⨯= N F S 14.16585.24268.02=⨯=
2）因为0=a F ，所以N F F S a 54.44611==
N F F F a S a 54.44612=+=
3）e F F r a ==68.011，e F F r a >=84.122，查表16-11可得 11=X 01=Y 41.02=X 87.02=Y 4）计算当量载荷1P 、2P N F Y F X P a r 67.65611111=+= N F Y F X P a r 06.48822222=+= 5）轴承寿命计算
由于21P P >，取N P P 67.656
1==，角接触球轴承取3=ε，由 《机械设计基础》表16-8取1=t f 和表16-9取3.1=p f 查手册得 7011AC 型角接触球轴承的2.35=r C ，则 h L h P f C f n L H P t H 29200202853567.6563.13520015766010)(6010'
366=>=⨯⨯⨯==）（ε 故满足预期寿命。

由《机械设
计基础》280页表16-11
查得X 、Y 的值
由《机械
设计基础》
279页表
16-8和表
16-9查得温
度系数和载荷系数
中间轴轴承的校核 1） 已知min 91.1683r n =，两轴承的径向反力 N F F V r 2.11611== N F F V r 36.130022== 由选定的角接触球轴承7012AC ，轴承内部的轴向力r S F F 68.0= N F S 792.11668.01=⨯= N F S 25.88436.130068.02=⨯= 2）因为0=a F ，所以N F F F a S a 25.88421=+= N F F S a 25.88422== 3）e F F r a >=8.711，e F F r a ==68.022，查表16-11可得 41.01=X 87.01=Y 12=X 02=Y 4）计算当量载荷1P 、2P N F Y F X P a r 9.81611111=+= N F Y F X P a r 36.130022222=+= 5）轴承寿命计算 由于12P P >，取N P P 36.13002==，角接触球轴承取3=ε，由《机械设计基础》表16-9取1=t f 和表16-9取3.1=p f 查手册得 7210AC 型角接触球轴承的2.38=r C ，则 '
36
6113864536.13003.13820019.1686010)(6010H P t H L h P f C f n L >=⨯⨯⨯==）（ε
故满足预期寿命
低速轴轴承的校核 1） 已知min 47.644r n =，两轴承的径向反力 N F F V r 2.87011== N F F V r 4.170922== 由选定的角接触球轴承7213AC ，轴承内部的轴向力r S F F 68.0= N F S 7.5912.87068.01=⨯= N F S 4.11624.170968.02=⨯= 2）因为0=a F ，所以N F F F a S a 4.116221=+= N F F S a 4.116222== 3）e F F r a >=34.111，e F F r a ==68.022，查表16-11可得 41.01=X 87.01=Y 12=X 02=Y 4）计算当量载荷1P 、2P N F Y F X P a r 1.136811111=+= N F Y F X P a r 4.170922222=+= 5）轴承寿命计算 由于12P P >，取N P P 4.17092==，角接触球轴承取3=ε，由 《机械设计基础》表16-9取1=t f 和表16-9取3.1=p f 查手册得 7213AC 型角接触球轴承的8.53=r C ，则 '
36
612251154.17093.1538001686010)(6010H P t H L h P f C f n L >=⨯⨯⨯==）（ε
故满足预期寿命。

9、 键的校核 1）带轮与输入轴间键的选择及校核 根据轴径mm d 36=，轮毂长度mm L 65=，选A 型平键，其尺寸为 mm mm mm L h b 501118⨯⨯=⨯⨯ (GB/T 1096-2003) 现校核其强度：mm b L l 32=-=,mm N T ⋅⨯=51011.1 a 354MP dhl T p ==σ 查手册得MPa p 120][=σ，因为][p p σσ<，故键符合强度要求。

2）中间轴与大齿轮间键的选择及校核 根据轴径mm d 65=，轮毂长度mm L 57=，选A 型平键，其尺寸为
mm mm mm L h b 501118⨯⨯=⨯⨯ (GB/T 1096-2003) 现校核其强度：mm b L l 32=-=,mm N T ⋅⨯=51064.3 a 6.634MP dhl T p ==σ 查手册得MPa p 120][=σ，因为][p p σσ<，故键符合强度要求。

3）中间轴与小齿轮间键的选择及校核 根据轴径mm d 70=，轮毂长度mm L 96=，选A 型平键，其尺寸为 mm mm mm L h b 601220⨯⨯=⨯⨯ (GB/T 1096-2003) 现校核其强度：mm b L l 40=-=,mm N T ⋅⨯=51063.3 a 2.434MP dhl T p ==σ 查手册得MPa p 120][=σ，因为][p p σσ<，故键符合强度要求。

4）输出轴与齿轮间键的选择及校核 根据轴径mm d 56=，轮毂长度mm L 60=，选A 型平键，其尺寸为
mm mm mm L h b 501220⨯⨯=⨯⨯ (GB/T 1096-2003) 现校核其强度：mm b L l 30=-=,mm N T ⋅⨯=51013.9 a 34.1814MP dhl T p ==σ 查手册得MPa p 120][=σ，因为][p p σσ<，故键符合强度要求。

2)减速器说明
1、减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖式结构为了保证齿轮啮合
质量。

2、机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。

3、考虑到机体内零件的润滑，密封散热，因其传动件速度小于12m/s，故采
用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H 大于40mm。

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应
精创，其表面粗糙度为6.3
4、机体结构有良好的工艺性，铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。

机体外型
简单，拔模方便.
5、对附件设计
A视孔盖和窥视孔：
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空
间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有
便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8
紧固。

B油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便
放油,放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺
塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，
以防油进入油尺座孔而溢出。

D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶
部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。

E 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度
方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。

F吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。

11、润滑密封设计
对于两级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且转速较低，所以其速
度较小，所以采用油润滑，箱体内选用L-CKB润滑油，装至规定高度。

油的深度为
60mm
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表
面应精刨，密封的表面要经过刮研。

而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并
均匀布置，保证部分面处的密封性。

轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。

四、设计小结
这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正
理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计
的综合素质大有用处。

通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解
和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。

五、参考资料
《机械设计基础》高等教育出版社主编杨可桢程光蕴李仲生
《机械设计基础课程设计》科学出版社主编孙德志张伟华邓子龙
《材料力学》高等教育出版社主编刘鸿文
《工程制图》北京理工大学出版社主编韩宝玲佟献英
《简明机械设计手册》北京理工大学出版社主编孔凌嘉。