基于CAD的一级减速器的二维设计毕业设计

毕业综合实践报告报告题目：基于CAD的一级减速器设计
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教研室（或答辩小组）及教学系意见
摘要
本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。

使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核。

第一，计算传动装置的运动和动力学分析，包括转速、功率、转矩的计算；第二进行齿轮传动的设计，包括计算分度圆直径、确定模数、并校核齿根弯曲疲劳强度、齿轮的几何尺寸、齿轮精度校核；第三传动轴的设计，包括高速轴和低速轴的设计并校核危险截面；第四滚动轴承和箱体的设计；最后，根据上述计算得出的参数，绘制一级直齿减速器的二维工程图纸。

关键词：减速器设计，运动和动力学分析，齿轮传动，传动轴设计，二维工程图
目录
摘要 (1)
目录 (3)
1. 绪论 (5)
1.1 选题背景 (5)
1.1.1 汽车上的齿轮传动装置简介 (5)
1.1.2 AutoCAD简介 (6)
1.2 研究内容 (6)
2. 传动装置的运动和动力学分析 (7)
2.1 参数和传动方案 (7)
2.2 动力和运动分析 (7)
2.2.1 转速 (7)
2.2.2 功率 (8)
2.2.3 转矩 (8)
2.3 本章小结 (9)
3. 齿轮传动的设计 (10)
3.1 齿轮参数的初步确定 (10)
3.2 模数的确定 (10)
3.2.1 计算分度圆直径 (10)
3.2.2 模数的选择 (10)
3.3 按齿根弯曲疲劳强度校核 (11)
3.4 齿轮的几何尺寸 (11)
3.5 齿轮精度校核 (12)
3.6 本章小结 (12)
4. 传动轴的设计 (14)
4.1 高速轴的设计 (14)
4.1.1 估算最小直径 (14)
4.1.2 轴各段直径和长度的确定 (14)
4.1.3 高速轴危险截面校核 (15)
4.2 低速轴的设计 (17)
4.1.1 估算最小直径 (17)
4.1.2 轴各段直径和长度的确定 (17)
4.1.3 低速轴危险截面校核 (18)
4.3本章小结 (20)
5. 滚动轴承及箱体的设计 (21)
5.1 滚动轴承的设计 (21)
5.1.1 高速轴上的滚动轴承设计 (21)
5.1.2 低速轴上的滚动轴承设计 (21)
5.2 箱体的设计 (21)
5.2.1 箱体总体尺寸和螺栓设计 (21)
5.2.2 箱体吊耳设计 (22)
5.2.3 轴承端盖设计 (22)
5.3 润滑与密封 (22)
5.3.1 润滑 (22)
5.3.2 密封 (23)
5.4 极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择 (23)
5.4.1 极限与配合 (23)
5.4.2 形位公差 (23)
5.4.3 表面粗糙度选择 (24)
5.5 本章小结 (24)
结论 (27)
致谢 (28)
参考文献 (29)
附录 (1)
1. 绪论
1.1 选题背景
1.1.1 汽车上的齿轮传动装置简介
中国百年追求富强的强国之路，是与开放、共享人类进步思想紧密联系在一起的，而中国的汽车工业在最近这快速增长的三十年，逐渐走进中国的千家万户。

在我国，经过了三十年的发展，产能和质量逐年上升，汽车产业已经成为了支柱产业。

据中国汽车工业协会统计分析，2013年12月，汽车产销保持稳定增长，当月产销再创月度新高。

2013年，汽车产销双双超过2000万辆，增速大幅提升，高于年初预计，并且再次刷新全球记录，已连续五年蝉联全球第一[1]。

图1.1 汽车主减速器
圆柱齿轮减速机，是一种动力传达机构，其利用齿轮的速度转换器，将电机的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的装置,是原动机和工作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。

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、噪声低等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。

图1.2 节气门
1.1.2 AutoCAD简介
AutoCAD（Auto Computer Aided Design）是Autodesk（欧特克）公司首次于1982年开发的自动计算机辅助设计软件，用于二维绘图、详细绘制、设计文档和基本三维设计。

现已经成为国际上广为流行的绘图工具。

AutoCAD具有良好的用户界面，通过交互菜单或命令行方式便可以进行各种操作。

它的多文档设计环境，让非计算机专业人员也能很快地学会使用。

在不断实践的过程中更好地掌握它的各种应用和开发技巧，从而不断提高工作效率。

AutoCAD具有广泛的适应性，它可以在各种操作系统支持的微型计算机和工作站上运行[2]。

本文结合给定参数，使用CAD软件对一级直齿减速器进行设计，并对主要零部件进行了强度校核，为汽车主减速器及汽车上其它齿轮传动零部件的设计奠定基础。

1.2 研究内容
本文以一级减速器机构为研究对象，以CAD2010为画图软件，并结合给定相关参数，建立了圆柱齿轮的参数化设计，通过该系统可以快速完成不同参数的圆柱齿轮的图纸。

主要内容如下：
（1）通过给定的参数，并计算出相关的数据，然后进行运动和动力设计；
（2）根据给定的参数，并且结合上面所算出数据，对主要零部件尺寸进行设计，并对强度进行校核；
（3）根据计算出的零部件尺寸，绘画出各零部件和一级减速器的二维图纸。

2. 传动装置的运动和动力学分析
2.1 参数和传动方案
选用Y 系列三相异步电动机（Y132.M1-6），其技术数据：额定功率为5.5kw ，满载转速为960r/min ，V 带连接，其中V 带的传动比为2.5，一级直齿减速器齿轮的传动比为5。

传动方案如下图所示：
图2.1 传动方案
2.2 动力和运动分析
2.2.1 转速
由满载转速和V 带传动比计算高速轴转速：
1,
w n n i (2.1)
其中，1n 为高速轴转速；w n 为额定转速；
,i 为V 带的传动比。

本文中w n =960r/min ，,i =2.5，代入式(2.1)，求得高速轴转速1n =384r/min 。

由高速轴和一级直齿减速器齿轮的传动比计算低速轴转速：
12n
n i = (2.2)
其中，2n 为高速轴转速；i 为一级直齿减速器齿轮的传动比。

将1n 和i 的数据代入式(2.2)，得到低速轴转速2n =76.8r/min 。

2.2.2 功率
由给定的电动机额定功率和各零件传动效率计算两轴功率。

高速轴输入功率：
114w p p ηη=⋅⋅ (2.3)
其中，1p 为高速轴输入功率；w p 为额定功率；1η为V 带传动效率；4η为联轴器传动效率。

由文献[3]表2-3查得：10.96η=，4η=0.98。

电动机额定功率w p 为5.5kW ，将数据代入式(2.3)，计算得到高速轴输入功率1p 为5.17kW 。

高速轴功率：
0112p p η=⋅ (2.4)
其中，01p 为高速轴功率；2η为滚动轴承传动效率。

由文献[3]中表2-3查得：2η=0.99。

将数据代入式(2.4)，得到高速轴功率01p 为5.12kW 。

低速轴功率：
02011p p η=⋅ (2.5)
其中，02p 为低速轴功率；3η为闭式齿轮传动效率。

由文献[3]中表2-3查得：3η=0.97。

将数据代入式(2.5)，计算得到低速轴功率02p 为4.97 kW 。

低速轴输出功率：
2022p p η=⋅ (2.6)
其中，2p 为低速轴输出功率。

将数据代入式(2.6)，得到低速轴输出功率2p 为4.92 kW 。

2.2.3 转矩
由高速轴输入功率，低速轴功率，高速轴转速和各零件传动效率计算转矩。

高速轴输入转矩：
1
11
9550p T n ⋅=
(2.7) 其中，1T 为高速轴输入转矩。

将数据代入式(2.7)，计算得到高速轴输入转矩1T 为128.58N m ⋅。

高速轴转矩：
0112T T η=⋅ (2.8)
其中，01T 为高速轴转矩。

将数据代入式(2.8)，得到高速轴转矩01T 为127.29N m ⋅。

低速轴转矩：
02
022
9550p T n ⋅=
(2.9) 其中，02T 为低速轴转矩。

将数据代入式(2.9)，计算得到低速轴转矩02T 为618.01N m ⋅。

低速轴输出转矩：
2022T T η=⋅ (2.10)
其中，2T 为低速轴输出转矩。

将数据代入式(2.10)，得到低速轴输出转矩2T 为611.83N m ⋅。

2.3 本章小结
根据上述计算得出，减速器的运动和动力学参数如表2.1所示：
表2.1 运动和动力设计参数 轴名 功率kw 转矩N.m
转速r/min
传动比
输入 输出 输入 输出 电动机轴 5.5 2.5
高速轴 5.17 5.12 128.58 127.29 384 5 低速轴
4.97
4.92
618.01
611.83
76.8
3. 齿轮传动的设计
3.1 齿轮参数的初步确定
由参考文献[4]表11-1可知齿轮轴小齿轮45#调制，齿面硬度197-286HBS ，接触疲劳极限 lim1620H MPa σ=，弯曲疲劳极限1480FE MPa σ=，大齿轮用ZG35SiMn 调制，齿面硬度241-269HBS ，接触疲劳极限lim2620H MPa σ=，弯曲疲劳极限2510FE MPa σ=；由参考文献[4]表11-5可知，安全系数为 1.1H S =、 1.25F S =。

3.2 模数的确定
3.2.1 计算分度圆直径
按照齿面接触疲劳强度计算分度圆直径，其表达式如下：
1d ≥ (3.1) 其中，1d 为分度圆直径；k 为载荷系数，d φ为齿宽系数，由文献[4]中表11-6查得齿宽系数d φ为1。

由文献[4]中表11-3查得：k 为1.5；E z 为材料弹性影响系数，由文献[4]中表11-4查得：E z 为189.8；H z 为区域系数，取值2.5；[H σ]为许用应力，其表达式为：
lim
[]H H H
s σσ=
(3.2)
将lim1620H MPa σ=、 1.1H S =代入式(3.2)可得1[]564H MPa σ=；将lim2620H MPa σ=、
1.1H S =代入式(3.2)可得2[]564H MPa σ=。

因为2H σ等于1H σ，所以[]H σ取564MPa 。

将数据带入式(3.1)，可得分度圆直径168.78d mm ≥
3.2.2 模数的选择
小齿轮齿数128Z =，由小齿轮的分度圆直径和齿数确定模数，其表达式如下：
11d m z =⨯ (3.3)
其中，m 为模数。

将齿数及分度圆直径数据带入式(3.3)中，可得模数m=2.46，取标准
值为2.5。

逆推式(3.3)，小齿轮分度圆直径170d mm =。

3.3 按齿根弯曲疲劳强度校核
由模数可以校核齿根弯曲疲劳强度，其达式如下：
m ≥
(3.4) 其中， Fa Y 为外齿轮的齿形系数，Sa Y 为外齿轮齿根修正系数。

由文献[4]图11-8查得，小齿轮的齿形系数1Fa Y 为2.65；齿轮的齿形系数2Fa Y 为2.18；由文献[4]图11-9查得，小齿轮齿根修正系数1Sa Y 为1.62，大齿轮齿根修正系 2Sa Y 为1.81。

[F σ]为许用应力，其表达式为：
[]FE
F F
s σσ=
(3.5)
将160FE MPa σ=、 1.25F S =带入式(3.5)，可得1480FE MPa σ=；将2510FE MPa σ=、
1.25F S =带入式(3.5)，可得1[]384FE MPa σ=，2[]408FE MPa σ=。

计算
11
22
1
2
Fa Sa Fa Sa F F Y Y Y Y σσ⋅⋅>
，
取较大值带入式(3.4)，计算可得 1.76m ≥，由于所取的标准模数大于计算得到的模数，因此满足齿根弯曲疲劳强度要求。

3.4 齿轮的几何尺寸
由小齿轮齿数及齿轮传动比可以确定大齿轮齿数，其表达式如下：
21z z i =⨯ (3.6) 其中2z 为大齿轮齿数，将128z =、5i =带入式(3.6)，可得大齿轮齿数2140z =。

由模数和齿数可以确定大齿轮分度圆直径，其表达式如下：
22d m z =⋅ (3.7)
其中2d 为大齿轮分度圆直径，将m=2.5、2140z =带入式(3.7)，可得2350d mm =。

由齿数1z 、2z 、模数m 以及齿顶高系数*a h 可计算齿顶圆直径1a d 、2a d ，其表达式如下：
()*2a a d z h m =+ (3.8)
根据GB1356-1988规定：对于正常齿制，*a h =1，*c =0.25。

将128z =，模数m=2.5带入式(3.8)可得齿顶圆直径175a d mm =，将2140z =，模数m=2.5带入式(3.8)可得齿顶圆直径
2355a d mm =。

由齿数1z 、2z 、模数m 以及齿顶高系数*a h 和顶隙系数*c 可计算齿顶圆直径1a d 、2a d ，其表达式如下：
()**22f a d z h c m =-- (3.9)
其中f d 为齿根圆直径，*c 为顶隙系数，将数据带入式(3.9)，可得小齿轮齿根圆直径
163.75f d mm =、大齿轮齿根圆直径2343.75f d mm =。

由分度圆直径和齿宽系数计算可得齿轮宽度，其表达式如下
d b d φ=⋅ (3.10)
将2350d mm =，1d φ=带入式(3.10)，可得大齿轮齿宽270b mm =，小齿轮比大齿轮大5mm ，则小齿轮齿宽175b mm =。

由两分度圆直径可确定齿轮的中心距a ，其表达式如下：
121
()2
a d d =
+ (3.11) 将170d mm =、2350d mm =带入式(3.11)可得中心距210a mm =。

3.5 齿轮精度校核
齿轮的精度等级由小齿轮的圆周速度决定，其表达式如下：
11
601000
d n v π=
⨯ (3.12)
将170d mm =、1384/min n r =带入式(3.12)，可得小齿轮圆周速度 1.41/v mm s =，参照文献[4]表11-2，可知选择8级精度合适。

3.6 本章小结
(1)本章通过模数的确定、弯曲疲劳强度校核和几何尺寸的计算，并计算齿轮的圆周速度来确定齿轮的精度得出大小齿轮具体的齿轮的几何尺寸，如表3.1所示。

(2)齿轮的零件图在附录中已给出。

表3.1 齿轮几何尺寸
分度圆直径
/mm 齿顶圆直径
/mm
齿根圆直径
/mm
齿轮宽度
/mm
中心距/mm
小齿轮70 75 63.75 75
210 大齿轮350 355 343.75 70
4. 传动轴的设计
4.1 高速轴的设计
4.1.1 估算最小直径
按扭转强度估算轴的直径，选45#，由文献[5]表15-3，可知扭转强度25-45MPa ，材料常数0126103A =-，0A 取125，其表达式如下
0d A ≥ (4.1) 将0125A =、1384/min n r =、01 5.12p kw =带入式(4.1)可得029.64d mm =。

高速轴最小轴直径计算表达式如下：
0110(10.05)d d n =⨯+ (4.2)
其中，011d 为高速轴最小轴直径；n 为键槽数为1，带入式(4.2)可得011d 为31.12mm 由文献[6]表14-3，可得01132d mm =。

4.1.2 轴各段直径和长度的确定
高速轴为齿轮轴，共分为7段。

左起第一段轴与带轮用键连接，直径01132d mm =，长度01160L mm =，根据参考文献[3]表10-26，键槽选用108b h ⨯=⨯，132j L mm =；左起第二段轴穿过轴承透盖，直径01236d mm =，长度01240L mm =；左起第三段轴安装深沟球轴承，直径01340d mm =，长度01320L mm =，并加工退刀槽；左起第四段轴为深沟球轴承的定位轴肩，直径01445d mm =，长度01420L mm =；左起第五段轴为齿轮轴，直径01570d mm =，长度为小齿轮宽度01575L mm =，左起第六段为深沟球轴承的定位轴肩，直径01645d mm =，长度01620L mm =；左起第七段轴安装深沟球轴承并加工退刀槽，直径01740d mm =，长度
01720L mm =。

4.1.3 高速轴危险截面校核
高速轴上所承受的作用力大小及方向如下图所示：
图4.1 高速轴作用力示意图
其中，1t F 为作用在小齿轮上的圆周力；1r F 为作用在小齿轮上的径向力；1ah R 和1bh R 为一对水平方向上的支座反力；1av R 和1bv R 为一对垂直方向上的支座反力；1L 为两轴承中心
之间的距离(轴承宽度的一半与左起第六段的长度与小齿轮宽度的一半之和为11
2
L ，经计算
1L =133mm)。

作用在小齿轮上的圆周力计算公式如下所示：
01
11
2t T F d =
(4.3) 将小齿轮转矩01T =127.29Nm 和分度圆直径1=70d mm 代入式(4.3)，计算得到作用在小齿轮上的圆周力1t F 为3636.86N 。

由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，
1111
1818.432
ah bh t R R F N ==
=。

作用在小齿轮上的径向力计算公式如下所示：
11tan r t F F α=⋅ (4.4)
其中，α为啮合角，对于标准直齿圆柱齿轮，啮合角20o α=。

将作用在小齿轮上的圆周力1t F 代入式(4.4)，计算得到作用在小齿轮上的径向力1r F 为1323.71N 。

由于齿轮为圆柱直齿，且由于选用深沟球轴承，不存在轴向力，因此，垂直方向的支座反力大小相等，
1111
661.862
av bv r R R F N ===。

高速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示：
11111111
1212h ah v av C e M R L M R L M M ⎧
=⋅⎪⎪
⎪=⋅⎪
⎨
⎪=⎪⎪=⎪⎩ (4.5) 其中，1h M 为水平弯矩；1v M 为垂直弯矩；1C M 为合成弯矩；1e M 为当量弯矩；α为折合系数(由于扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6α≈)。

将数据代入式(4.5)，
1h M =120.93Nm ；1v M =44.01Nm ；1C M =128.69Nm
；1e M =149.65Nm 。

弯矩图如下所示：
图4.2
左起第四段与第五段接触的截面（如示意图中C 处所示）处的当量弯矩最大，所以C 处的剖面较为危险。

该剖面的当量弯矩为149.65Nm ，该处应力的计算公式为：
1ca C
σ= (4.6) 其中，1ca C σ为高速轴C 截面的计算应力；W 为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数30140.1W d ≈，经计算39112.5W mm =）。

经计算116.42ca C MPa σ=。

查文献[6]中表15-1可知，许用弯曲应力[]1σ-为60MPa ，由于1ca C σ小于许用弯曲应力[]1σ-，所以确定的尺寸符合安全规定。

左起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D 处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。

该截面计算应力如下所示：
011ca D T
W
ασ= (4.7)
其中，1ca D σ为高速轴D 截面的计算应力。

该截面为圆截面，抗弯截面系数3
0110.1W d ≈，
经计算33276.8W mm =。

经计算125.3ca D MPa σ=，由于1ca D σ小于许用弯曲应力[]1σ-，所以确定的尺寸符合安全规定。

4.2 低速轴的设计
4.1.1 估算最小直径
按扭转强度估算轴的直径，选45#，由文献[5]表15-3扭转强度25-45MPa ，材料常数
0126103A =-，0A 取125，其表达式如下
d A '≥ (4.8) 将0125A =、276.8/min n r =、02 4.97p kw =带入式(4.8)可得0
50.19d mm '=。

高速轴最小轴直径计算表达式如下：
0210
(10.05)d d n '=⨯+ (4.9) 其中，027d 为高速轴最小轴直径；n 为键槽数为2，带入式(4.9)可得027d 为55.21mm 由文献[6] 表14-3 可得02756d mm =。

4.1.2 轴各段直径和长度的确定
低速轴为非齿轮轴，共分为7段，右起第一段轴与带轮用键连接，直径02156d mm =，
长度02160L mm =，根据参考文献[3]表10-26 键槽选用1610b h ⨯=⨯，145j L mm =；右起第二段轴穿过轴承透盖，直径02263d mm =，长度02240L mm =；右起第三段安装深沟球轴承并用套筒定位，直径02370d mm =，长度02348L mm =；右起第四段安装齿轮与轴用键槽连接，根据参考文献[3]表10-26 键槽选用2214b h ⨯=⨯，长度350j L mm =，轴直径
02475d mm =，长度02469.5L mm =；右起第五段为定位轴环直径02585d mm =，长度02510L mm =；右起第六段为定位轴肩，直径02675d mm =，长度02612.5L mm =；右起第七段轴安装深沟球轴承，直径02770d mm =，长度02724L mm =。

4.1.3 低速轴危险截面校核
低速轴上作用力大小及方向如下图所示：
图4.3 低速轴作用力示意图
其中，2t F 为作用在大齿轮上的圆周力；2r F 为作用在大齿轮上的径向力；2ah R 和2bh R 为一对水平方向上的支座反力；2av R 和2bv R 为一对垂直方向上的支座反力；2L 为两轴承中心之间的距离(轴承宽度的一半与右起第六段的长度与轴环长度与大齿轮轴长度的一半之和为21
2
L ，经计算2L =116mm)。

作用在大齿轮上的圆周力计算公式如下所示：
02
22
2t T F d = (4.10)
将大齿轮转矩02T =618.01Nm 和分度圆直径2d =350mm 代入式(4.10)，计算得到作用在
小齿轮上的圆周力2t F 为3531.49N 。

由于齿轮为圆柱直齿，水平方向的支座反力大小相等，
2221
1765.752
ah bh t R R F N ==
=。

低速轴的水平弯矩、垂直弯矩、合成弯矩和当量弯矩公式如下所示：
222222221212h ah v av C e M R L M R L M M ⎧
=⋅⎪⎪
⎪=⋅⎪⎨
⎪=⎪⎪=⎪⎩ (4.11)
其中，2h M 为水平弯矩；2v M 为垂直弯矩；2C M 为合成弯矩；2e M 为当量弯矩。

将数据代入式(4.11)，2h M =122.72Nm ；2v M =44.67Nm ；2C M =130.60Nm ；
2e M =393.13Nm 。

弯矩图如下所示
图4.4低速轴的载荷分析图
右起第三段与第四段接触的截面（如示意图中C 处所示）处的当量弯矩最大，所以C 处的剖面较为危险。

该剖面的当量弯矩为393.13Nm ，该处应力的计算公式为：
2ca C
σ= (4.12)
其中，2ca C σ为高速轴C 截面的计算应力；W 为高速轴的抗弯截面系数（对于圆截面，抗弯截面系数3130.1W d ≈，经计算334300.0W mm =）。

经计算211.46ca C MPa σ=。

查文献[6]中表15-1可知，许用弯曲应力[]1σ-为60MPa ，由于2ca C σ小于许用弯曲应力[]1σ-，所以确定的尺寸符合安全规定。

右起第一段和第二段接触的截面（如示意图中D 处所示）处虽仅受弯矩影响，但是直径较小，因此该截面也较为危险。

该截面计算应力如下所示：
022ca D T
W
ασ= (3.22)
其中，2ca D σ为高速轴D 截面的计算应力。

该截面为圆截面，抗弯截面系数3110.1W d ≈，经计算317561.6W mm =。

经计算221.11ca D MPa σ=，由于2ca D σ小于许用弯曲应力[]1σ-，所以确定的尺寸符合安全规定。

4.3本章小结
根据上述计算得出高速轴与低速轴各段尺寸参数如表4.1所示。

高速轴与低速轴零件图已在附录中给出。

表4.1 高速轴与低速轴各段尺寸参数
高速轴参数（mm ） 低速轴参数（mm ） 直径 长度 直径 长度 第一段 32 60 56 60 第二段 36 40 63 40 第三段 40 20 70 48 第四段 45 20 75 69.5 第五段 70 75 85 10 第六段 45 20 75 12.5 第七段
40
20
70
24
5. 滚动轴承及箱体的设计
5.1 滚动轴承的设计
5.1.1 高速轴上的滚动轴承设计
初选6208深沟球轴承，当量动载荷1323.71r P F N ==，根据工作条件预算轴承寿命，只受径向力作用，轴承寿命的表达式如下：
6
11111060t r H p f c l n f P ε
⎛⎫
⋅= ⎪ ⎪⋅⋅⎝⎭
(5.1) 其中1H l 为轴承寿命；t f 为温度系数；p f 为载荷系数；ε为寿命指数；1r c 为径向基本额定动载荷。

由文献[4]中表16-8查得：温度系数t f 为1；p f 为1。

由文献[3]中表查得：1r c 为29.5kw ；ε=3。

将数据带入式(5.1)，计算得到轴承寿命1H l 为480402h ，满足每天8小时工作的条件。

5.1.2 低速轴上的滚动轴承设计
根据条件预算轴承的寿命。

当量动载荷2r2P =F =1285.36N ，由于只受径向力作用，轴承寿命表达式如下：
6
22
221060t r H p f c l n f P ε
⎛⎫
⋅= ⎪ ⎪⋅⋅⎝⎭
(5.2) 其中2H l 为轴承寿命；2r c 为径向基本额定动载荷。

由文献[4]中表16-8查得：温度系数t f 为1；p f 为1。

由文献[3]中表查得：1r c 为29.5kw ；ε=3。

将数据带入式(5.2)，计算得到轴承寿命1H l 为22987348h ，满足每天8小时工作的条件。

5.2 箱体的设计
5.2.1 箱体总体尺寸和螺栓设计
根据文献[3]表4-1可查得，箱座壁厚δ，0.025a+18≥，将数据带入式子中，壁厚取8mm ；箱盖壁厚1δ，0.02a+18≥，将数据带入公式中，壁厚取8mm ；箱盖凸缘厚度1b ，
11.5=12δmm ；箱座凸缘厚度b ，1.5=12δmm ；箱座底凸缘厚度2b ，2.5=20δmm ；地脚螺钉直径f d ，0.0361219.56a mm +=，取20mm ；地脚螺钉数目n ,250a <，=4n ；轴承旁连接螺栓直径1d ，0.75=16f d mm ；箱盖与箱座连接螺栓直径2d ，0.5=12f d mm ；连接螺栓2d 的间距l 为200；定位销直径d ，20.7=7.08d mm ，取8mm ；1d ，2d 和f d 至外箱壁距离
1C =18mm ；2d 和f d 至凸缘边缘距离2=24C mm ；轴承旁凸台半径1R 为24mm ；凸台高度30mm ；箱盖，箱座助厚m ，110.85m δ≈取8mm ，0.85m δ≈取8mm ；齿轮端面与内箱壁
2=8δ∆>mm 。

5.2.2 箱体吊耳设计
根据文献[7]查表G .10，箱体吊耳壁宽B=40mm ，吊耳宽20mm ，吊耳长h=40mm 。

5.2.3 轴承端盖设计
选用轴承螺钉连接外装式轴承，根据文献[3]表4-1可查得，轴承端盖螺钉直径3d ，
0.4=9.78f d mm, 取10mm 。

根据文献[7]查表G .5，大轴承大径D=175mm ；轴承端盖螺孔间直径0D =150mm ；外径
2D =125mm ；轴承端盖内径3D =110mm ;轴承盖厚度e=12mm ；轴承盖螺钉个数n=6。

小轴承大径D =130mm '; 轴承端盖螺孔间直径0D =105mm '；外径2D =125mm '；轴承端
盖内径3D =67mm ';轴承盖厚度
=12mm e '；轴承盖螺钉个数=6n '。

5.3 润滑与密封
5.3.1 润滑
润滑油是用在各种类型汽车、机械设备上以减少摩擦，保护机械及加工件的液体或半
固体润滑剂，主要起润滑、冷却、防锈、清洁、密封和缓冲等作用。

润滑脂主要由矿物油（或合成润滑油）和稠化剂调制而成。

其作用主要是润滑、保护和密封。

根据文献[7]表F.1可以查得，齿轮传动部分的润滑油选用L-AN15（GB 443-89），主要用于一般要求的齿轮、滑动轴承，润滑油的油面高度略高于大齿轮的齿顶圆直径的1/3，润滑油由大齿轮齿面带动与小齿轮齿面进行接触。

根据表F.2可以查得，滚动轴承传动部分的润滑脂选用ZGN 69-2（SY 1514-82），主要用于机车、电机、汽车及其他机械的滚动
轴承润滑。

5.3.2 密封
轴承和箱体间，选用挡油盘进行密封。

根据文献[7]表F.3查得，轴承透盖中，选用毡圈进行密封。

高速轴的轴承透盖选用毡圈40 JB/ZQ 4606-86，毡圈的尺寸为外径53mm，内径39mm，宽度7mm。

低速轴的轴承透盖选用84 JB/ZQ 4606-86，毡圈的尺寸外径84mm，内径63mm，宽度8mm。

5.4 极限与配合、形位公差和表面粗糙度的选择
5.4.1 极限与配合
配合的定义：基本尺寸相同的,相互结合的孔和轴的公差带之间的关系称为配合。

配合的种类分为间隙配合、过盈配合和过度配合。

（1）低速轴齿轮与轴的公差配合
齿轮与轴的配合为间隙配合，优先配合特性为基孔制，齿轮上孔的极限偏差为H7，由文献[7]中表C.4可知，上偏差为0.030mm，下偏差为0。

根据孔的极限偏差，轴的极限偏差为g6，查表C.3可知，上偏差为- 0.010mm，下偏差为-0.029mm。

（2）高速轴轴承和箱体的公差配合
高速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献[7]中表C.4可知，上偏差为0.030mm，下偏差为0。

（3）低速轴轴承和箱体的公差配合
低速轴轴承与箱体的配合为间隙配合，箱体上孔的极限偏差为H7，由文献[7]中表C.4可知，上偏差为0.035mm，下偏差为0。

（4）高速轴和轴承的公差配合
高速轴与轴承的配合为过盈配合，高速轴的极限偏差为k6，由文献[7]中表C.3可知，上偏差为0.018mm，下偏差为0.002mm。

（5）低速轴和轴承的公差配合
低速轴与轴承的配合为过盈配合，低速轴的极限偏差为k6，由文献[7]中表C.3可知，上偏差为0.021mm，下偏差为0.002mm。

5.4.2 形位公差
由文献[7]表C.6与C.7可知，对于高速轴，左起第一段安装键槽，该处的对称度为0.015mm。

左起第三段安装轴承，其圆柱度为0.011mm，圆跳动为0.030mm；左起第七段安装轴承，其圆柱度为0.011mm，圆跳动0.030mm，左起第五段为齿轮部分，该段的圆跳动为0.040mm；左起第三段和第四段连接处到左起第六段与左起第七段连接处的圆跳动为0.030mm。

由文献[7]表C.6与C.7可知，对于低速轴，右起第一段安装键槽，该处的对称度为0.012mm；右起第三段安装轴承，其圆柱度为0.013mm，圆跳动为0.040mm;右起第四段安装齿轮，其圆跳动为0.040mm；右起第四段安装键槽，该处的对称度为0.020mm，右起第。