单级斜齿圆柱齿轮减速器(10号)用于双滚式压碎机的传动系统中.

中北大学
课程设计任务书
2015/2016学年第 1 学期
学院：中北大学信息商务学院
专业：机械设计制造及其自动化
学生姓名：XXX 学号：XXXXX
课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器
起迄日期：2015年12月14至2016年1月1号课程设计地点：A306
指导教师：XXX
系主任：XXX
下达任务书日期: 2015年 12 月 14 日
课程设计说明书
学生姓名：XXX 学号：XXXXX 学院：中北大学信息商务学院
专业：机械设计制造及其自动化
题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器
指导教师： XXX 职称: 教授
2015 年 12 月 24 日
目录
一、传动方案的分析和拟定 (1)
二、电动机的选择 (1)
三、传动装置运动及动力参数计算 (3)
四、传动零件的设计计算 (5)
五、轴的计算 (13)
六、滚动轴承的选择和计算 (20)
七、键连接的选择和计算 (23)
八、联轴器的选择 (24)
九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 (24)
十、参考资料 (25)
一、传动方案的分析和拟定
机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。

传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。

合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。

带传动可用于两轴中心距离较大的传动并且带具有弹性,可缓和冲击和振动载荷,运转平稳,无噪声，当过载时,带即在轮上打滑,可防止其他零件损坏，结构简单,设备费低,维护方便故本文在选取传动方案时，采用带传动。

本文设计传动系统的传动装置由电动机、带、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。

所以，如果要设计该减速器，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。

二、电动机的选择
1、选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V ，Y 型。

2、选择电动机的容量
电动机所需的功率为
kW Fv
p p a
a
w
d ηη=
=
由电动机到工作机的传动总效率为
5
433
21ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=a
式中1η、2η、3η、4η、5η分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。

取=1η0.96（带传动），=2η0.99（轴承），=3η0.97（齿轮精度为8级），=4η0.99（弹性联轴器），则：
η总=η１×η₂³×η３×η４=0.894 所以
==
a
w
d p p η 5.48kW
根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW 的电动机。

3、确定电动机转速
工作机轴转速为
D
v
n π100060⨯=
=130 min /r
取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。

故电动机转速的可选范围为
⨯=⋅'='20)~(6n i n a d
130.00 =780 —2600 r/min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132S-4，将总传动比合理分配给 V 带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。

表2.1 电动机主要技术参数
电动机型号为Y132S-4，主要外形尺寸见表 2.2。

图2.1 电动机安装参数
表2.2 电动机主要尺寸参数
中心高 外形尺寸
底脚安装尺
寸 地脚螺栓孔直
径 轴伸尺寸
装键部位尺
寸 H L ×HD A ×B K D ×E F ×G 132 475×315 216×140
12
38×80 10×33
三、传动装置运动及动力参数计算
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。

1 、计算各轴转速
Ⅰ轴 ==
1i n n d
480 min /r Ⅱ轴 ==
1
1
2i n n 130 min /r 工作机轴 ==23n n 130 min /r 2、计算各轴输入功率、输出功率
各轴输入功率
Ⅰ轴 1P =d P 1η=5.48×0.96=5.2608kW
Ⅱ轴 2P =1P 2η3η=5.2608×0.99×0.97=5.0519kW
工作机轴 =3
P 2P 2η2
4η=5.0519×0.99×0.99×0.99=4.9017kW 各轴输出功率
Ⅰ轴 1P '=1P 2η=5.2608×0.99=5.2082kW Ⅱ轴 2P '=2P 2η=5.0519×0.99=5.0014kW 工作机轴 3P '=3P 2η=4.9017×0.99=4.8526kW 3、计算各轴的输入、输出转矩
电动机的输出转矩d T 为
==d
d
d n p T 9550
29.04 m N ⋅ Ⅰ轴输入转矩==1
1
19550
n p T 104.668m N ⋅ Ⅱ轴输入转矩==2
2
29550
n p T 371.120m N ⋅ 工作机轴输入转矩==3
3
39550
n p T 359.962m N ⋅ 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。

4、计算结果
运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。

表 3.1 运动和动力参数计算结果
四、传动零件的设计计算
1、带传动的设计计算 （1）已知条件和设计内容
设计V 带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率d p ；小带轮转速d n ；
大带轮带轮转速2n 与初选带传动传动比0i =3。

（2） 设计步骤
A 、确定计算功率ca p
查得工作情况系数K A =1.1。

故有： ca p = d A P K 1.1×5.57 =6.028 kW B 、选择V 带带型
据ca p 和d n 选用A 带。

C 、确定带轮的基准直径d d 并验算带速
1）初选小带轮的基准直径d d ，取小带轮直径1d d =100mm 。

2）验算带速v ，有： 1000
601⨯⨯⨯=
d
d n d v π=
3.14159×100×1440.000
60×100
=7.54 m/s
因为7.54 m/s 在5m/s —30m/s 之间，故带速合适。

3）计算大带轮基准直径2d d
=⨯=1d 02d i d d 100×3=300mm 取2d d =300mm D 、确定V 带的中心距a 和基准长度d L
1)初定中心距0a =389mm 2)计算带所需的基准长度
2
212104)()(220a d d d d a L d d d d d -+++≈π
=1453 mm
选取带的基准长度d L =1400mm 3）计算实际中心距 2
0d d L L a a -+
≈=373.5 mm 中心距变动范围：=-=d L a a 015.0min 373.5-0.015×1400 = 352.5 mm =+=d L a a 03.0max 373.5+0.03×1400 = 415.5 mm E 、验算小带轮上的包角
a
d d d d ︒︒
⨯--=3.57)(18012α
=180°-（300-100）×0.1535︒=149.317 ︒>90︒ F 、计算带的根数z
1）计算单根V 带的额定功率r P 由=1d d 100mm 和=0n 1440r/min 查得
P 0=1.32kW
据=d n =1440r/min ，0i =3和A 型带，查得 ∆P 0=0.17kW
查得αK =0.95，L K =0.93，于是：
r P =(0P +∆0P )⨯L K ⨯αK
=(1.32+0.17)×0.93×0.95 =1.32 kW
2）计算V 带根数z
==
r
ca
P p Z 4.47 故取5 根。

G 、计算单根V 带的初拉力最小值min 0)(F
查得A 型带的单位长质量q=0.1kg/m 。

所以 2min 0)5.2(500)(qv v
z K P K F ca
+⨯⨯-⨯
=αα
=261.33N
应使实际拉力0F 大于min 0)(F H 、计算压轴力p F
压轴力的最小值为： min )(p F =2
sin )(2min 0a
F z =2520.18 N （3） 带传动的计算结果
把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。

表 4.1 带传动的设计参数
2、 齿轮的设计计算
选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS ，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS 。

初选齿轮1齿数20，齿轮2齿数86，初选螺旋角=β14°。

按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径
3
2
1111][12⎪⎪⎭⎫
⎝⎛+≥H E
H d t t Z Z i i T K d σεφα
其中：
t K ——载荷系数，选=t K 1.6
d φ——齿宽系数，取=d φ 1
αε——端面重合度，21αααεεε+=，查得=1αε0.75，=2αε0.89，
则=αε 1.64
1i ——齿轮副传动比，1
i =4
H Z ——区域系数，查得=H Z 2.433
E Z ——材料的弹性影响系数，查得=E Z 189.82
1MPa
[]H σ——许用接触应力，[][][]2
21H H H σσσ+=
查得齿轮1接触疲劳强度极限=1lim H σ600MPa 。

查得齿轮2接触疲劳强度极限=2lim H σ550MPa 。

计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）
h jL n N 1160=⨯=60480(1⨯⨯2×8×300×10=)13.82 810⨯
==
1
1
2i N N 3.455 810⨯
查得接触疲劳寿命系数=1HN K 0.93，=2HN K 0.95 取失效概率为%1，安全系数=S 1，得：
[]==S
K H HN H 1lim 11σσ0.93×600
1
=558MPa []=
=S
K H HN H 2
lim 22σσ0.95×550
1
=522.5MPa 则许用接触应力
[][][]2
21H H H σσσ+== 558+522.5
2 =540.25MPa
有
3
2
1111][12⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+≥H E
H d t t Z Z i i T K d σεφα =56.75 mm
圆周速度
=⨯=
1000
601
1n d v t π 1.42 s m /
齿宽
==t d d b 1φ1×56.75 =56.75mm
模数
==
1
1cos z d m t nt β
2.66 mm ==nt m h 25.2 2.25×2.66 =5.985mm =h b /56.75/5.985=9.48
纵向重合度
==βφεβtan 318.01z d 0.318×1×20×tan 14°=1.59
计算载荷系数K ：
已知使用系数=A K 1.25；
根据=v 1.32 s m /，8级精度，查得动载系数=v K 1.04；
用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=βH K 1.42 ；
查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数=βF K 1.3； 查得齿间载荷分配系数==ααF H K K 1.2； 故载荷系数
==βαH H v A K K K K K 1.25×1.04×1.2×1.42 =2.21
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
==3
11t
t K K
d d 56.75 ×3 2.21 1.6 =63.2 mm 计算模数n m ：
==
1
1cos z d m n β
3.06mm 按齿根弯曲强度：
[]3
2
121cos 2F Sa
Fa d n Y Y z Y KT m σεφβα
β⋅≥ 计算载荷系数
==βαF F v A K K K K K 1.25×1.04×1.2×1.3=2.03
根据纵向重合度=βε 1.59 ，查得螺旋角影响系数=βY 0.88 计算当量齿数
==
β3
11cos z z v 20cos 14º3 =21.89 ==
β322cos z z v 86cos 14º3
=94.14 查取齿形系数：查得=1Fa Y 2.72 ，=2Fa Y 2.20 查取应力校正系数： =1Sa Y 1.57，=2Sa Y 1.784 查得齿轮1弯曲疲劳极限=1FE σ500MPa
查得齿轮2弯曲疲劳极限=2FE σ380MPa 取弯曲疲劳寿命系数=1FN K 0.93，=2FN K 0.95 计算弯曲疲劳使用应力： 取弯曲疲劳安全系数=S 1.4，得
[]==S
K FE FN F 111σσ0.93×500
1.4 =33
2.14 MPa
[]=
=S
K FE FN F 2
22σσ0.95×380
1.4
=257.86 MPa 计算齿轮的
[]
F Sa
Fa Y Y σ并加以比较
[]=
1
1
1F Sa Fa Y Y σ 2.719 ×1.57
332.14 =0.0129
[]=
2
2
2F Sa Fa Y Y σ 2.198 ×1.784
257.86
=0.0152
齿轮2的数值大 则有：
[]3
2
121cos 2F
Sa Fa d n Y Y z Y KT m σεφβαβ⋅≥=
1.84 mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数n m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数=n m 2mm ，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的分度圆直径=1d 63.2 mm 来计算应有的齿数。

则有：
==
n
m d z β
cos 11(63.2×cos14°)/2≈31 取=1z 31，则=2z 4 ×31=124 实际传动比i==12/z z 4
齿轮传动比差值为i ∆= (4-4)/4×100%=0% 几何尺寸计算
计算中心距：
()β
cos 221n
m z z a +=
=159.74mm
将中心距圆整为160mm 。

按圆整后的中心距修正螺旋角：
()a
m z z n
2arccos
21+=β=14.35º
因β值改变不多，故参数αε、βK 、H Z 等不必修正。

计算齿轮分度圆直径：
==
β
cos 11n
m z d 64.00 mm ==
β
cos 22n
m z d 256.01 mm 计算齿轮1宽度：
==11d b d φ1×64.00 =64.00 mm
圆整后取=1B 70mm 。

齿轮2宽度=2B 65mm 。

表4.1 各齿轮主要参数
五、轴的计算
1、轴的概略设计 （1）材料及热处理
根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。

（2）按照扭转强度法进行最小直径估算
mm n
P
A d 3
min 。

算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对
轴强度的影响。

当该轴段界面上有一个键槽时，d 增大5%-7%，当该轴段界
面上有两个键槽时，d 增大10%-15%。

查得A=103—126，则取A=110。

Ⅰ轴=≥1
1
3
1n P A d 24.25mm Ⅱ轴=≥2
2
3
2n P A d 38.0 mm （3）装V 带轮处以及联轴器处轴的直径
考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为： Ⅰ轴=+⨯≥%)71(11min d d 25.9475 mm Ⅱ轴=+⨯≥0%)11(22min d d 41.811 mm
将各轴的最小直径分别圆整为：1m in d =30mm ，2m in d =45mm 2 、轴的结构设计及校核 （1）高速轴的结构设计 各轴段直径及长度的确定：
d11：轴1的最小直径，d11=1m in d =30mm 。

d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈
密封）d12应比d11大5-10mm ，取d12=36mm 。

d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm ，选取轴承型号为角接触球
轴承7207C ，根据轴承内圈尺寸取d13=40mm 。

d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=47mm 。

d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶
圆直径d15=64 mm 。

d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=47mm 。

d17：滚动轴承轴段，d17=40mm 。

各轴段长度的确定
l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=40mm 。

l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=65.6mm l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=30mm
l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=10mm l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=70mm
l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10mm l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=32mm
图5.1高速轴的尺寸图 表5.1高速轴各段尺寸
直径
d11 d12 d13 d14 d15 d16 d17 mm 30 36 40 47 64 42 47 长度
l11 l12 l13 l14 l15 l16 l17 mm
40
65.6
30
10
70
10
32
（2）高速轴的校核
已知条件：
高速轴传递的扭矩1T =102.567 m N ⋅，转速1n =480min /r ，齿轮的螺旋 角
β=14.35 °，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径1d =64 mm 。

齿轮1的作用力 圆周力==
1
1
12d T F t 3205.2N 径向力==β
αcos tan 1
1n
t r F F 1185.9N 轴向力==n t a F F αtan 111089.072 N
齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。

A 、支撑反力，在水平面上为
其中带轮压轴力Q =min )(p F =2520.18 N
如高速轴结构图所示 1l =92.1mm 2l =63.5mm 3l =63.5mm
3
211
3132112)(l l d F l F l l l Q R a r H +--++=
=3480.134 N
112r H H F R Q R --==1137.69 -1307.38 -929.95 =-2145.9 N
式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。

在垂直平面上为
=
+=
3
2311l l l F R t V 2465.04 ×63.50
63.50 +63.50 =1602.5N =-=V t V R F R 1122465.04 -1232.52 =1602.7 N
轴承1的总支承反力为
=+=21211V H R R R 3831.36 N
轴承2的总支承反力为
=+=2
2222V H R R R 2677.93 N
B 、弯矩计算
在水平面上a-a 剖面右侧
=='32l R M H aH
-136264.65 mm N ⋅ a-a 剖面左侧
=-'=2
1
1d F M M a aH
aH -171112.65mm N ⋅ b-b 剖面为
=-=1Ql M bH -232108.578 mm N ⋅
在垂直面上为
=-=21l R M V aV -101758.75mm N ⋅
合成弯矩a-a 剖面左侧
=+=2
2aV aH a M M M 199083.86 mm N ⋅
合成弯矩a-a 剖面右侧
=+'='2
2aV aH a M M M 170067.34 mm N ⋅
合成弯矩b-b 剖面
=+=22bV bH b M M M 232108.578 mm N ⋅
C 、转矩
=1T 102567 mm N ⋅
齿轮轴和b-b 处弯矩较大，且该点轴颈较小，故b-b 剖面为危险剖面。

其抗弯截面系数为
==
32
3
13
d W π6280 3mm
抗扭截面系数为
==
16
313
d W T π12560 3mm
最大弯曲应力为
==
W
M b
A σ16.33 MPa 扭剪应力为
==
T
W T 1
τ8.1MPa 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故
取折合系数=α0.6，则当量应力为
=+=22
)(4ατσσA e 19.00MPa
查得=][1-σ60MPa e σ< ][1-σ，故强度满足要求。

（3）低速轴的结构设计
各轴段直径及长度的确定
d21：滚动轴承轴段，d21=55mm ，选取轴承型号为角接触球轴承7211C 。

d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=62mm。

d23：齿轮处轴段，d23=57mm。

d24：滚动轴承处轴段d24=55mm。

d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=53mm。

d26：轴3的最小直径，d26=d2min=45mm。

各轴段长度的确定
l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=35mm。

l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5mm
l23：大齿轮宽度，取l23=62mm
l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=47.5mm l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=57.6mm
l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=84mm
图5.2低速轴的尺寸图
表5.2低速轴各段尺寸
直径d21 d22 d23 d24 d25 d26
mm55 62 57 55 53 45
长度l21 l22 l23 l24 l25 l26
mm35 12.5 62 47.5 57.6 84
（4）低速轴的校核
齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。

圆周力=
F3205.2N
2t
F1185.9 N
径向力=
2r
轴向力=2a F 1089.072N A 、支撑反力，在水平面上为
如低速轴结构图所示 1l =109.6mm 2l =64mm 3l =64mm
=+-=
2
3222
2
12l l l F d F R r a H 496.164N =-=H r H R F R 122689.736N 在垂直平面上为
=+=
3
22
21l l l F R t V 1602.6 N =-=V t V R F R 1221602.6 N
轴承A 、B 的总支承反力为
=+=21211V H R R R 1172.7 N
=+=22222V H R R R 1744.7N
B 、弯矩计算
在水平面上a-a 剖面左侧
==31l R M H aH 31754.496 mm N ⋅
在水平面上a-a 剖面右侧
=='22l R M H aH
44143.104 mm N ⋅ 在垂直面上a-a 剖面为
==31l R M V aV 102566.4 mm N ⋅
合成弯矩，a-a 剖面左侧
=+=22aV aH a M M M 107369.5 mm N ⋅
合成弯矩，a-a 剖面右侧
=+'='2
2aV aH a M M M 148485.9mm N ⋅
C 、转矩
=2T 393977 mm N ⋅
因a-a 剖面右侧弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。

已知低速大齿轮键槽b =16mm ,t =5mm 。

其抗弯截面系数为
=--=23223323
2)(32d t d bt d W π10645.63 3mm
抗扭截面系数为
=--=232
23323
2)(16d t d bt d W T π22911.25 3mm
最大弯曲应力为
='=W
M a
b σ13.9 MPa
扭剪应力为
==
T
W T 2
τ17.2 MPa 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故
取折合系数=α0.6，则当量应力为
=+=22)(4ατσσb e 24.88 MPa
查得=][1-σ60MPa e σ< ][1-σ，故强度满足要求。

六、滚动轴承的选择和计算
1、高速轴承
查滚动轴承样本可知，轴承7207C 的基本额定动载荷C r =30.5kN ，基本额定
静载荷C r0=20kN 。

（1）求两轴承受到的径向载荷1r F 和2r F
将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。

其中 A 点总支反力212111V H r R R R F +===1677.65 N
B 点总支反力222222V H r R R R F +===1744.72 N 。

（2）求两轴承的轴向力a F
根据轴承型号初选e=0.4，因此可估算
==11r d eF F 671.06 N ==22r d eF F 697.888 N
外部轴向力F αβt ＝F tan =1166.597 N 因此
=+=21d a a F F F 1786.96 N ==22d a F F 697.888N
计算当量动载荷
1C F a =0.089 02C F
a =0.035
利用插值法得=1e 0.45,=2e 0.406。

再计算： （3）求轴承的当量动载荷P
=11r a F F 1.5 >1e =2
2r a F F
0.4000 <2e 利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X 1=0.44,Y 1=1.255 对轴承2 X 2=1,Y 2=0
根据工况，查得载荷系数f P =1.2。

P 1=f P （X 1F r1+Y 1F a1）=3294.90 N P 2=f P （X 2F r2+Y 2F a2）=1982.11 N （4）验算轴承寿命
因P1>P2，故只需验算1轴承。

轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）
×300（天）×16（小时）=48000h 。

ε)(601026P
C n L r h ==59642 h>48000h 轴承具有足够寿命。

2、低速轴承
查滚动轴承样本可知，轴承7210C 的基本额定动载荷C r =42.8kN ，基本额定
静载荷C r0=32kN 。

（1）求两轴承受到的径向载荷Fr 1和Fr 2
将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。

其中
A 点总支反力2
2y 1Az A r F F F +==1624.65 N B 点总支反力22y 2Bz B r F F F +==1610.86 N 。

（2）求两轴承的轴向力Fa
轴承派生轴向力F d =ef r 其中，e 为判断系数，其值由0
C F a
的大小确定，由于
现轴向力Fa 未知，故先初选e=0.4，因此可估算
==11r d eF F 478.28 N ==22r d eF F 629.13 N
轴向力F αβt ＝F tan =647.8449349N 因此
=+=21d a a F F F 1276.97 N ==22d a F F 629.13 N
1C F a =0.0399 02C F
a =0.0197
利用插值法得=1e 0.412 ,=2e 0.389 。

再计算：
==111r d F e F 492.63 N ==222r d F e F 611.82 N =+=21d a a F F F 1259.67 N ==22d a F F 611.82 N
1C F a =0.0394 02C F
a =0.0191
两次计算的
C F a
值相差不大，因此确定=1e 0.412 ,=2e 0.389 ，
=1a F 1259.67 N ，=2a F 611.82 N 。

（3）求轴承的当量动载荷P
=11r a F F 1.0535 >1e =22r a F F
0.3890 =2e 利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X 1=0.44,Y 1=1.3598 对轴承2 X 2=1,Y 2=0
根据工况，查得载荷系数f P =1.2。

P 1=f P （X 1F r1+Y 1F a1）=2686.81 N P 2=f P （X 2F r2+Y 2F a2）=1887.38 N （4）验算轴承寿命
因P1>P2，故只需验算1轴承。

轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）×300（天）×16（小时）=48000h 。

ε)(601026P
C n L r h ==449137 h>48000h 轴承具有足够寿命。

七、键连接的选择和计算
1、高速轴端键选择的型号为键A8×34 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=34-8=26mm ，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3.5mm ，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得=][p σ150MPa ，则其挤压强度
=⨯=kld
T p 3
102σ73.00 MPa =≤][p σ150MPa
满足强度要求。

2、低速轴齿轮处键选择的型号为键A16×49 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=49-16=33mm ，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm ，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得=][p σ150MPa ，则其挤压强度
=⨯=kld
T p 3
102σ63.73 MPa =≤][p σ150MPa
满足强度要求。

3、低速轴端联轴器键选择的型号为键A12×78 GB/T1096
键的工作长度为l=L-b=78-12=66mm ，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm ，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得=][p σ150MPa ，则其挤压强度
=⨯=kld
T p 3102σ51.78 MPa =≤][p σ150MPa
满足强度要求。

八、联轴器的选择
由于设计的减速器伸出轴=D 40 mm ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：
主动端：J 40×84型轴孔、A 型键槽、=d 40 mm 、=L 84mm 从动端：J 140×84型轴孔、A 型键槽、=d 40mm 、=L 84 mm 选取的联轴器为：TL7 GB/T4323
联轴器所传递的转矩T=270.664 m N ⋅，查得工况系数K A =1.3，联轴器承受的转矩为
=⨯=T K T A ca 351.86 m N ⋅
查得该联轴器的公称转矩为500m N ⋅，因此符合要求。

九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
1、传动件的润滑：
浸油润滑、浸油润滑适用于齿轮圆周速度V ≤12m/s 的减速器。

为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以1~2个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7个齿高上下，但至少要有10mm,速度低时，允许浸入深度达1/6~1/3
的大齿轮顶圆半径。

油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于30~50mm。

以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约350~700cm3来确定，在大功率时用较小值。

2、滚动轴承的润滑：
减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。

3、润滑剂的选择：
润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。

轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。

而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用HT-40,HT-50号机械油，也可采用HL-20,HL-30齿轮油。

当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的1/3~1/2。

4、减速器的密封：
减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。

5、分箱面的密封：
可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶圈和唇形密封圈。

十、参考资料
1. 杨可桢,程光蕴.机械设计基础.第四版.北京:高等教育出版社,1999
2. 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,1999。