减速器设计

湛 江 师 范 学 院

学生实验报告

课程名称：单级齿轮减速箱设计 指导老师：李明圣 年 级：12汽本2班 学 号：2012954231 姓 名：许 娴 日 期：2014年6月

1

单级齿轮减速箱设计

1、工作情况：

（1）一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命8 年，减速器输出扭矩300N.m，输出转速不大于500r/min；

第二部分 传动方案的拟定及说明

2.1工作情况选择

一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命6年，减速器输出扭矩300N.mm，输出转速不大于500r/min； 2.2多种传动类型优缺点对比

2.3总体传动方案的确定

为考虑双向旋转性能和中等冲击的工作环境，选择一级平行轴斜齿圆柱齿轮传动，总体传动方案简图如下：

1电动机 2弹性联轴器 3一级斜齿圆柱齿 轮减速器V带传动 4运输带带轮 5

6防护罩

2.4总体方案说明

1、V带传动竖直布置。（因为带传动会出现紧边、松边传动性能差异，V带可缓冲吸振） 2、电动机和减速器在运输带带轮的下方。（节约空间）

3、采用弹性联轴器。（缓冲吸振） 4、V带传动部分应加防护罩。

5、使用圆锥滚子轴承。（可承受较大的单向轴向力，抗振动）

第三部分 电动机的选择

1）选择电动机的类型

2

按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）小型三相笼型异步电动机，该型电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式结构，具有防止灰尘或其他杂物入侵的特点，B级绝缘，可采用全压或降压起动。该型电动机的工作条件为：环境温度 -15～+40℃,相对湿度不超过90%，海拔高度不超过1000m，电源额定电压360V，频率50Hz。 2）选择电动机的容量

由《机械手册》表1-5（常用机械传动的效率）可知：

由公式T

PTn

得P n9550

工作机的有效功率为

Tn

P15.7kWw9550

P所以电动机所需工作功率为 Pd



Pdmin

PminPmax



0.157kW

21.7kW

72.1%

0.217kW

17.1kW

91.7%

取

Pdmax



Pd21.7kW

3）确定电动机转速

根据教材《机械设计手册》表1-6（常见机械传动主要性能指标）可知减速器总传动比

i3~7

电动机的转速nd

n*i ,所以电动机转速的可选范围为

nd3n~7n1500~3500r/min

符合这一范围的同步转速有1500r决定选用同步转速为1500r

min和3000rmin两种。由于输出转速不大于500r/min；所以

min的电动机。

根据《机械设计手册》表12-1，选定电动机型号为Y802-4。其主要性能如下表：

4）确定电动机的外形和安装尺寸

： 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数

1)确定减速器总传动比 i



nd1500r/min3 n500r/min

i3 所以电动机与减速器之间的V带传动比 i21

1470rmin

斜齿圆柱齿轮的传动比 i1

2)各轴的转速减速器主动轮主轴I轴 n减速器从动轮 II轴 n3)各轴的输入功率 电动机输出主轴I轴 P



1470

490rmin 3

22kw

减速器主动轮主轴II轴 P减速器从动轮III轴 P输出轴 IV轴 PIV4）各轴的输入转矩

电动机输出主轴I轴 TI

P121.78kw

2

P3218.67kw

P415.87kw

9.55106

P1

142.93Nm n1

减速器主动轮主轴II轴 T 减速器从动轮III轴 T 输出轴 IV轴 TIV

T1141.5Nm

2

T32i1363.84Nm

T4i2309.26Nmm

第五部分 齿轮的设计

1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)齿轮类型选择

由于减速器的工作环境存在中等冲击且要求双向旋转，所以选用平行轴斜齿圆柱齿轮传动。 (2)由于该减速器工作在低速状态，故选择7级精度。 (3)材料选择。

查《机械设计基础》表11-16 小齿轮：20CrMnTi 硬度60HRC；

大齿轮：20Cr（调质）硬度60HRC； （硬度差40HBs） (4)齿数选择

标准斜齿轮不发生根切的最少齿数Z

min

可由其当量直齿轮的最少齿数计算出来，所以

Z

min

Zvmincos318cos3

取分度圆上的螺旋角 取小、大齿轮齿数Z1

18 得 Z

min

17cos32014.1

19，Z2Z1i157

2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1)按面接触疲劳强度设计

d1KT1(u1)3.17ZE

duH



2

1> 确定公式内的各计算数值

Ⅰ.由《机械设计基础》表11-3选择载荷系数 Ⅱ.取小齿轮传递的转矩 T1

K1.3。

TII141.5Nmm

Ⅲ.由《机械设计基础》表11.11查得材料的弹性影响系数 ZE

189.8MPa。

Ⅳ.由《机械设计基础》图11.25按齿面硬度查得实验小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：

Hlim11500MPa Hlim21500MPa。

Ⅴ.计算应力循环次数

N160n1jLh601470112436586.2109

N2

N1

2.1109 i1

Ⅵ.由《机械设计基础》图11.27和图11.28取接触疲劳寿命系数；

ZN11 ZN21

Ⅶ.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数SH

1

[H]1[H]2

Hlim1

SH

1500MPa

Ⅷ.查《机械设计基础》表11-6，取齿宽系数φ=0.5 2>.计算

Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径d1，代入[H]中较小的值,齿数比u=3。

KT1(u1)3.17ZEd1

duHd43

1

所以模数mt

1.3141500(31)3.17189.80.5*31500

2

2



d1

2.26 Z1

查《机械设计基础》表4-1，取模数mt2.3mnmtcos2.2

d1mtZ157，d2mtZ2165.3

(2)按齿根弯曲强度设计

KT1cos2YFYS

弯曲强度的设计公式 mn1.17dz12F1>.确定公式内的各计算数值

套用按齿面接触疲劳强度计算时的数据：K

1.3，T1TII141.5Nm，

KHN1lim1

0.5

。 S

N16.210

9

，N2

2.110

9

，

[H]1

查《机械设计基础》图11.1得Flim1查《机械设计基础》表11.5得SF

476MPa,Flim2476MPa

1.25

YN1YN20.76

[F]1

YN1Flim1

516.8MPaSF

YN2Flim2

516.8MPa [F]2

SF

查《机械设计基础》表11.8和表11.9得YF1

2.88，YF22.27

YS11.56，YS21.73

YF1YS1YF2YS2

0.00870.0076

[F]1[F]2

2>.计算

2

KT2cos2YF2YS21.3*141500cos18*2.88*1.73mn1.171.2.122

dz1F20.5*19*516.8

mt

mn

2.2cos

3).齿轮模数和齿数的确定

综合齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算可确定 小齿轮的螺旋角1

18右旋，大齿轮的螺旋角218左旋。

两个齿轮的端面模数mt2.3，法面模数mnmtcos2.7

57

小齿轮的齿数Z119，大齿轮的齿数Z2法面压力角n

20

4).齿轮几何尺寸计算

1>.计算分度圆直径

d1z1mt57 d2z2mt131

d1d2

94 2>.计算中心距 a2

3>.计算齿轮宽度

bdd128.5 B230，B135。

ha1ha2mn2.8

取

4>.齿根高

5>.齿顶圆直径da1

d12ha162.6，da2d22ha2136.6

6>.齿根高hf1.25mn2.875

7>.齿根圆直径

df1d12hf51.23df2d22hf125.5

5).齿轮结构设计

采用腹板式结构， 因为d2=136.6，所以

第六部分 轴的设计 1、主动轴的设计

Ⅰ.初步确定轴的最小直径 根

据

《

机

械

设

计

基

础

》

表

15-3

，

取

C1100

，

Cdmin

Pn

1100,,dmin

15.7

22.68,

1470

由于键槽的影响，故dminⅡ.主动轴形状的确定

,,dmin122.68试取dmin123 ，1.03dmin

1).初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查《机械设计基础课程设计指导书》表12.6选用圆锥滚子轴承30302 其尺寸为dDB2).轴肩高度h1

15mm42mm13mm，

0.07d12.31,。试取h13。

3).初步选用弹性套柱联轴器，型号TL2联轴器1214 ，J型轴孔，L=42。 4).主动轴的形状如下：

Ⅲ.主动轴的尺寸设计

1).第4段是齿轮，直径27，宽度b4=35。

2)为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以第3和5段轴的宽度b3

b520。3522h115621。

615，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的

3).第2和6段的直径均与轴承内径相等2要求，取第2段的宽度b2

70，由轴承宽度可知第6段宽度b615。

42，取1dmin112。

4).由联轴器轴孔宽度可知第1段的宽度b15).主动轴的总长LI

b1b2b3b4b5b6197

6).轴上零件的周向定位

联轴器与轴的周向定位采用普通平键圆头A型键连接。查《机械设计基础课程设计指导书》表11.5选用键436GB/T 1096，bh偏差N90.030

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为

0.1

44,L36，轴上键槽深度t2.50，轴上键槽宽度b采用极限

m6。

7).轴端倒角为C2，轴肩圆角为R1。 Ⅳ.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于圆锥滚子轴承30302，

a9.6mm

。两轴承支撑点的距离

l=a+b4+b3+b5=84.6mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

上图中，a为轴的受力图，c为水平面内的弯矩图，e垂直面内的弯矩图，f为合成弯矩图，g转矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中

可以看出截面C(即齿轮宽度中间截面)是轴的危险截面。

Ft1

2T22141500

N5524Ndf151.23

tanntan18

Fr1Ft15524N1887N

coscos18Fa1Ft1tan1887tan18N613N

1).水平面内 支指点反力FHAFHB

Ft1

2762N 2

C截面处的弯矩MHCFHA

l84.62762Nmm1168326Nmm 22

2）.垂直面内 支点反力FVA



Fr1Fa1d2

468.9N 22l

FVBFr1FVA1418.1N

1

234.45Nmm 21

FVB709.05Nmm

2FVA

2HC

C截面左侧的弯矩为MVC左 C截面右侧的弯矩为MVC右

3).作合成弯矩4).当量弯矩

22

MC左MVCMNmmHC1168326左

MC右M

2

VC右

M1168327Nmm

因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数 MeC

2

MCNmm 左T21176863

2

1。

5).按弯扭合成应力校核C截面的强度 eC



MeCMeC

0.60MPa 3

W0.14

查表《机械设计基础》表16.3得的强度，并有较大的裕度。 Ⅴ.精确校核轴的疲劳强度

1b75MPa，满足e1b的条件，故设计的轴有足够

2、从动轴的设计

Ⅰ.初步确定轴的最小直径 根

据

《

机

械

设

计

基

础

》

表

15-3

，

取

C21

1

，

Cdmin

P3.67

2110,,dmin37

n2490

由于键槽的影响，故

,,dmin238 试取dmin240 dmin1.03dmin

Ⅱ.从动轴形状的确定 1).带轮选择

查《机械设计基础》表11-3，K=1.2*1.1=1.56 Pc

KAPIII1.5618.67kw29.1kw

由于轴较小，查《机械设计基础》表13-16，选Y型V带，取d=40,Po=18.67，轮槽数Z=5，查表取

hf4.7,5,B(51)82636,所以轴的最小直径dmindd12hf220.6

2).轴肩高度取h2

6

3).初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查《机械设计基础课程设计手册》选用圆锥滚子轴承329/32 其尺寸为dDB4).从动轴的形状和主动轴的形状一样。 Ⅲ.从动轴的尺寸设计

1).第4段是齿轮，直径Φ=78，宽度B1=35。

2).为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，且结合主动轴的安装，取该间距为17.5mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以第3和5段轴的宽度b3=b5=23.5。353).第2和6段的直径均与轴承内径相等2段的宽度b2

32mm52mm14mm，T14

22h1321244。

632，根据箱体距轴承盖要有一定距离的要求，取第2

70，由轴承宽度可知第6段宽度b614。

36，取1dmin120.6。

4).由V带带轮宽度可知第1段的宽度b1

5).从动轴的总长L=b1+b2+b3+b4+b5+b6=185 6).轴上零件的周向定位

V带带轮与轴的周向定位采用普通平键圆头A型键连接。查《机械设计基础课程设计指导书》表11.5选用键632GB/T 1096，bh66,L32，轴上键槽深度t差N90.030

滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 7).轴端倒角为C2，轴肩圆角为R2。 Ⅳ.求轴上的载荷

0.1

，轴上键槽宽度b采用极限偏40

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于圆

锥滚子轴承30302，a

14.5mm。两轴承支撑点的距离Lab4b5b396.5。根据轴的计

算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

上图中，a为轴的受力图，c为水平面内的弯矩图，e垂直面内的弯矩图，f为合成弯矩图，g转矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C(即齿轮宽度中间截面)是轴的危险截面。

Ft2

2T32363840

N5798Ndf2125.5

tanntan18

Fr2Ft25798N1792N

coscos18Fa2Ft2tan831tan18N582N

1).水平面内 支指点反力FHA

FHB

Ft2

2899N 2

l

14426Nmm 2

C截面处的弯矩MHC2).垂直面内 支点反力FVB

FHA



Fr2Fa2d1

724N 22l

FVAFr2FVB1086N

FVA

1

534Nmm 21

FVB362Nmm

2

C截面左侧的弯矩为MVC左 C截面右侧的弯矩为MVC右

3).作合成弯矩4).当量弯矩

22

MC左MVCMNmmHC14435左

MC右M

2

VC右

M

2HC

14434Nmm

因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数 MeC

2

MCNmm 左T3364126

2

1。

5).按弯扭合成应力校核C截面的强度 eC



MeCMeC110000

MPa0.0018MPa W0.1df20.172.06253

查表《机械设计基础》表16.3得的强度，并有一定的裕度。

1b65MPa，满足e1b的条件，故设计的轴有足够

第七部分 滚动轴承的选择及计算

轴承的预计寿命LH Ⅰ计算输入轴承

已选定的圆锥滚子轴承30302，由轴的校核可知，B方向的轴承所受载荷比A方向的大，所以对于收入轴，只校核B方向的轴承。 (1).已知n1 Fr1B

'

24365870080h

1470rmin，两轴承的径向反力

22

FHBFVB1887N。



(2).轴向力Fa1B (3). Fa1B

Fa1613N

Fr1B0.32，查手册可得e0.29，由于Fa1BFr1Be，查《机械设计基础》表

X10.4,Y10.38,Cr22.8kN;

16-11及《机械设计基础课程设计手册》80页得， (4).计算当量载荷

由《机械设计基础》表16-8，取 P1B

fp1.8，则

fp(X1Fr1BY1Fa1B)1778N

(5).轴承寿命计算 对于滚子轴承取

10/3，查《机械设计基础》表16-8取ft1

16670ftCr16670122.810310/3

 Lh()()4.51011LH

nIP147017781B

故满足预期寿命。 Ⅱ. 计算输出轴承

已选用圆锥滚子轴承33008,由轴的校核可知，轴承在A方向所受载荷比B方向大，故对于输出轴承，只校核A方向轴承。 (1).已知n Fr2A

490rmin，两轴承的径向反力 

22FHAFVA1792N

。

(2).轴向力Fa2A(3).Fa2A

Fa2582N

Fr2A0.32，查手册可得e0.25，由于Fa2AFr2Ae，查《机械设计基础》16-11

X21,Y20,Cr23.8kN;

及《机械设计基础课程设计指导书》表得， (4).计算当量载荷

由《机械设计基础》表16-8，取 P2A

fp1.8，则

fp(X2Fr2AY2Fa2A)10476N

(5).轴承寿命计算 对于滚子轴承取

10/3，查《机械设计基础》表16-9取ft1

16670ftCr16670123.810310/3

 Lh()()41537LH

nIIIP2A49010476

故满足预期寿命。 第八部分 减速器附件的选择 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M6紧固 B 通气器：采用M18×1.5

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。由于在室内使用，选通气器（一次过滤）， C 定位销：采用GB/117 630 高定位精度.

D 起吊装置：采用吊钩

在箱盖铸造吊耳和箱座铸造吊钩，用以起吊或搬运。

第九部分 箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。

1.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

2.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.

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

3.减速器机体结构尺寸如下：

第十部分 润滑与密封

1、润滑类型选择

查《机械设计手册》7-2，齿轮和联轴器选用7407号齿轮润滑脂（SY 4036—1984）润滑（滴点不低于160C，工作锥入度75~90/10mm）。 2、滚动轴承的润滑与密封

采用滚珠轴承脂（SY 1514—1998）润滑，润滑脂的填充量不超过轴承空间的1/3~1/2。 采用毛毡密封方式密封轴承。

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Ra6.3 3、箱盖密封

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，其表面粗糙度为Ra6.3。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。 第十一部分 设计小结

总结：这次课程设计是我们理论联系实际、实际证明理论的一个很重要的方法。机械是一门综合很强的学科，既有各种机械的运用，也有我们生活的常识，更把电脑制图运用到里面，是我们全面的升华。我们作为机械一员要秉承着不怕苦，不怕累的谨慎认真的太多去对待。设计开始我们有点不知所措，但老师细心教导，和我们认真努力，终于完全成了此次设计，对于设计中存在问题希望老师给予指导。并加强自己课程学习，提高专业认知。

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湛 江 师 范 学 院

学生实验报告

课程名称：单级齿轮减速箱设计 指导老师：李明圣 年 级：12汽本2班 学 号：2012954231 姓 名：许 娴 日 期：2014年6月

1

单级齿轮减速箱设计

1、工作情况：

（1）一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命8 年，减速器输出扭矩300N.m，输出转速不大于500r/min；

第二部分 传动方案的拟定及说明

2.1工作情况选择

一般条件，通风良好，连续工作，中等冲击，双向旋转，一天1班，寿命6年，减速器输出扭矩300N.mm，输出转速不大于500r/min； 2.2多种传动类型优缺点对比

2.3总体传动方案的确定

为考虑双向旋转性能和中等冲击的工作环境，选择一级平行轴斜齿圆柱齿轮传动，总体传动方案简图如下：

1电动机 2弹性联轴器 3一级斜齿圆柱齿 轮减速器V带传动 4运输带带轮 5

6防护罩

2.4总体方案说明

1、V带传动竖直布置。（因为带传动会出现紧边、松边传动性能差异，V带可缓冲吸振） 2、电动机和减速器在运输带带轮的下方。（节约空间）

3、采用弹性联轴器。（缓冲吸振） 4、V带传动部分应加防护罩。

5、使用圆锥滚子轴承。（可承受较大的单向轴向力，抗振动）

第三部分 电动机的选择

1）选择电动机的类型

2

按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）小型三相笼型异步电动机，该型电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式结构，具有防止灰尘或其他杂物入侵的特点，B级绝缘，可采用全压或降压起动。该型电动机的工作条件为：环境温度 -15～+40℃,相对湿度不超过90%，海拔高度不超过1000m，电源额定电压360V，频率50Hz。 2）选择电动机的容量

由《机械手册》表1-5（常用机械传动的效率）可知：

由公式T

PTn

得P n9550

工作机的有效功率为

Tn

P15.7kWw9550

P所以电动机所需工作功率为 Pd



Pdmin

PminPmax



0.157kW

21.7kW

72.1%

0.217kW

17.1kW

91.7%

取

Pdmax



Pd21.7kW

3）确定电动机转速

根据教材《机械设计手册》表1-6（常见机械传动主要性能指标）可知减速器总传动比

i3~7

电动机的转速nd

n*i ,所以电动机转速的可选范围为

nd3n~7n1500~3500r/min

符合这一范围的同步转速有1500r决定选用同步转速为1500r

min和3000rmin两种。由于输出转速不大于500r/min；所以

min的电动机。

根据《机械设计手册》表12-1，选定电动机型号为Y802-4。其主要性能如下表：

4）确定电动机的外形和安装尺寸

： 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数

1)确定减速器总传动比 i



nd1500r/min3 n500r/min

i3 所以电动机与减速器之间的V带传动比 i21

1470rmin

斜齿圆柱齿轮的传动比 i1

2)各轴的转速减速器主动轮主轴I轴 n减速器从动轮 II轴 n3)各轴的输入功率 电动机输出主轴I轴 P



1470

490rmin 3

22kw

减速器主动轮主轴II轴 P减速器从动轮III轴 P输出轴 IV轴 PIV4）各轴的输入转矩

电动机输出主轴I轴 TI

P121.78kw

2

P3218.67kw

P415.87kw

9.55106

P1

142.93Nm n1

减速器主动轮主轴II轴 T 减速器从动轮III轴 T 输出轴 IV轴 TIV

T1141.5Nm

2

T32i1363.84Nm

T4i2309.26Nmm

第五部分 齿轮的设计

1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (1)齿轮类型选择

由于减速器的工作环境存在中等冲击且要求双向旋转，所以选用平行轴斜齿圆柱齿轮传动。 (2)由于该减速器工作在低速状态，故选择7级精度。 (3)材料选择。

查《机械设计基础》表11-16 小齿轮：20CrMnTi 硬度60HRC；

大齿轮：20Cr（调质）硬度60HRC； （硬度差40HBs） (4)齿数选择

标准斜齿轮不发生根切的最少齿数Z

min

可由其当量直齿轮的最少齿数计算出来，所以

Z

min

Zvmincos318cos3

取分度圆上的螺旋角 取小、大齿轮齿数Z1

18 得 Z

min

17cos32014.1

19，Z2Z1i157

2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1)按面接触疲劳强度设计

d1KT1(u1)3.17ZE

duH



2

1> 确定公式内的各计算数值

Ⅰ.由《机械设计基础》表11-3选择载荷系数 Ⅱ.取小齿轮传递的转矩 T1

K1.3。

TII141.5Nmm

Ⅲ.由《机械设计基础》表11.11查得材料的弹性影响系数 ZE

189.8MPa。

Ⅳ.由《机械设计基础》图11.25按齿面硬度查得实验小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为：

Hlim11500MPa Hlim21500MPa。

Ⅴ.计算应力循环次数

N160n1jLh601470112436586.2109

N2

N1

2.1109 i1

Ⅵ.由《机械设计基础》图11.27和图11.28取接触疲劳寿命系数；

ZN11 ZN21

Ⅶ.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数SH

1

[H]1[H]2

Hlim1

SH

1500MPa

Ⅷ.查《机械设计基础》表11-6，取齿宽系数φ=0.5 2>.计算

Ⅰ. 试算小齿轮分度圆直径d1，代入[H]中较小的值,齿数比u=3。

KT1(u1)3.17ZEd1

duHd43

1

所以模数mt

1.3141500(31)3.17189.80.5*31500

2

2



d1

2.26 Z1

查《机械设计基础》表4-1，取模数mt2.3mnmtcos2.2

d1mtZ157，d2mtZ2165.3

(2)按齿根弯曲强度设计

KT1cos2YFYS

弯曲强度的设计公式 mn1.17dz12F1>.确定公式内的各计算数值

套用按齿面接触疲劳强度计算时的数据：K

1.3，T1TII141.5Nm，

KHN1lim1

0.5

。 S

N16.210

9

，N2

2.110

9

，

[H]1

查《机械设计基础》图11.1得Flim1查《机械设计基础》表11.5得SF

476MPa,Flim2476MPa

1.25

YN1YN20.76

[F]1

YN1Flim1

516.8MPaSF

YN2Flim2

516.8MPa [F]2

SF

查《机械设计基础》表11.8和表11.9得YF1

2.88，YF22.27

YS11.56，YS21.73

YF1YS1YF2YS2

0.00870.0076

[F]1[F]2

2>.计算

2

KT2cos2YF2YS21.3*141500cos18*2.88*1.73mn1.171.2.122

dz1F20.5*19*516.8

mt

mn

2.2cos

3).齿轮模数和齿数的确定

综合齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算可确定 小齿轮的螺旋角1

18右旋，大齿轮的螺旋角218左旋。

两个齿轮的端面模数mt2.3，法面模数mnmtcos2.7

57

小齿轮的齿数Z119，大齿轮的齿数Z2法面压力角n

20

4).齿轮几何尺寸计算

1>.计算分度圆直径

d1z1mt57 d2z2mt131

d1d2

94 2>.计算中心距 a2

3>.计算齿轮宽度

bdd128.5 B230，B135。

ha1ha2mn2.8

取

4>.齿根高

5>.齿顶圆直径da1

d12ha162.6，da2d22ha2136.6

6>.齿根高hf1.25mn2.875

7>.齿根圆直径

df1d12hf51.23df2d22hf125.5

5).齿轮结构设计

采用腹板式结构， 因为d2=136.6，所以

第六部分 轴的设计 1、主动轴的设计

Ⅰ.初步确定轴的最小直径 根

据

《

机

械

设

计

基

础

》

表

15-3

，

取

C1100

，

Cdmin

Pn

1100,,dmin

15.7

22.68,

1470

由于键槽的影响，故dminⅡ.主动轴形状的确定

,,dmin122.68试取dmin123 ，1.03dmin

1).初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查《机械设计基础课程设计指导书》表12.6选用圆锥滚子轴承30302 其尺寸为dDB2).轴肩高度h1

15mm42mm13mm，

0.07d12.31,。试取h13。

3).初步选用弹性套柱联轴器，型号TL2联轴器1214 ，J型轴孔，L=42。 4).主动轴的形状如下：

Ⅲ.主动轴的尺寸设计

1).第4段是齿轮，直径27，宽度b4=35。

2)为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以第3和5段轴的宽度b3

b520。3522h115621。

615，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的

3).第2和6段的直径均与轴承内径相等2要求，取第2段的宽度b2

70，由轴承宽度可知第6段宽度b615。

42，取1dmin112。

4).由联轴器轴孔宽度可知第1段的宽度b15).主动轴的总长LI

b1b2b3b4b5b6197

6).轴上零件的周向定位

联轴器与轴的周向定位采用普通平键圆头A型键连接。查《机械设计基础课程设计指导书》表11.5选用键436GB/T 1096，bh偏差N90.030

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为

0.1

44,L36，轴上键槽深度t2.50，轴上键槽宽度b采用极限

m6。

7).轴端倒角为C2，轴肩圆角为R1。 Ⅳ.求轴上的载荷

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于圆锥滚子轴承30302，

a9.6mm

。两轴承支撑点的距离

l=a+b4+b3+b5=84.6mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

上图中，a为轴的受力图，c为水平面内的弯矩图，e垂直面内的弯矩图，f为合成弯矩图，g转矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中

可以看出截面C(即齿轮宽度中间截面)是轴的危险截面。

Ft1

2T22141500

N5524Ndf151.23

tanntan18

Fr1Ft15524N1887N

coscos18Fa1Ft1tan1887tan18N613N

1).水平面内 支指点反力FHAFHB

Ft1

2762N 2

C截面处的弯矩MHCFHA

l84.62762Nmm1168326Nmm 22

2）.垂直面内 支点反力FVA



Fr1Fa1d2

468.9N 22l

FVBFr1FVA1418.1N

1

234.45Nmm 21

FVB709.05Nmm

2FVA

2HC

C截面左侧的弯矩为MVC左 C截面右侧的弯矩为MVC右

3).作合成弯矩4).当量弯矩

22

MC左MVCMNmmHC1168326左

MC右M

2

VC右

M1168327Nmm

因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数 MeC

2

MCNmm 左T21176863

2

1。

5).按弯扭合成应力校核C截面的强度 eC



MeCMeC

0.60MPa 3

W0.14

查表《机械设计基础》表16.3得的强度，并有较大的裕度。 Ⅴ.精确校核轴的疲劳强度

1b75MPa，满足e1b的条件，故设计的轴有足够

2、从动轴的设计

Ⅰ.初步确定轴的最小直径 根

据

《

机

械

设

计

基

础

》

表

15-3

，

取

C21

1

，

Cdmin

P3.67

2110,,dmin37

n2490

由于键槽的影响，故

,,dmin238 试取dmin240 dmin1.03dmin

Ⅱ.从动轴形状的确定 1).带轮选择

查《机械设计基础》表11-3，K=1.2*1.1=1.56 Pc

KAPIII1.5618.67kw29.1kw

由于轴较小，查《机械设计基础》表13-16，选Y型V带，取d=40,Po=18.67，轮槽数Z=5，查表取

hf4.7,5,B(51)82636,所以轴的最小直径dmindd12hf220.6

2).轴肩高度取h2

6

3).初步选择滚动轴承。因平行轴斜齿圆柱齿轮同时产生径向力和轴向力，查《机械设计基础课程设计手册》选用圆锥滚子轴承329/32 其尺寸为dDB4).从动轴的形状和主动轴的形状一样。 Ⅲ.从动轴的尺寸设计

1).第4段是齿轮，直径Φ=78，宽度B1=35。

2).为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，且结合主动轴的安装，取该间距为17.5mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以第3和5段轴的宽度b3=b5=23.5。353).第2和6段的直径均与轴承内径相等2段的宽度b2

32mm52mm14mm，T14

22h1321244。

632，根据箱体距轴承盖要有一定距离的要求，取第2

70，由轴承宽度可知第6段宽度b614。

36，取1dmin120.6。

4).由V带带轮宽度可知第1段的宽度b1

5).从动轴的总长L=b1+b2+b3+b4+b5+b6=185 6).轴上零件的周向定位

V带带轮与轴的周向定位采用普通平键圆头A型键连接。查《机械设计基础课程设计指导书》表11.5选用键632GB/T 1096，bh66,L32，轴上键槽深度t差N90.030

滚动轴承与轴的周向定位由过度配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 7).轴端倒角为C2，轴肩圆角为R2。 Ⅳ.求轴上的载荷

0.1

，轴上键槽宽度b采用极限偏40

首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于圆

锥滚子轴承30302，a

14.5mm。两轴承支撑点的距离Lab4b5b396.5。根据轴的计

算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。

上图中，a为轴的受力图，c为水平面内的弯矩图，e垂直面内的弯矩图，f为合成弯矩图，g转矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C(即齿轮宽度中间截面)是轴的危险截面。

Ft2

2T32363840

N5798Ndf2125.5

tanntan18

Fr2Ft25798N1792N

coscos18Fa2Ft2tan831tan18N582N

1).水平面内 支指点反力FHA

FHB

Ft2

2899N 2

l

14426Nmm 2

C截面处的弯矩MHC2).垂直面内 支点反力FVB

FHA



Fr2Fa2d1

724N 22l

FVAFr2FVB1086N

FVA

1

534Nmm 21

FVB362Nmm

2

C截面左侧的弯矩为MVC左 C截面右侧的弯矩为MVC右

3).作合成弯矩4).当量弯矩

22

MC左MVCMNmmHC14435左

MC右M

2

VC右

M

2HC

14434Nmm

因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数 MeC

2

MCNmm 左T3364126

2

1。

5).按弯扭合成应力校核C截面的强度 eC



MeCMeC110000

MPa0.0018MPa W0.1df20.172.06253

查表《机械设计基础》表16.3得的强度，并有一定的裕度。

1b65MPa，满足e1b的条件，故设计的轴有足够

第七部分 滚动轴承的选择及计算

轴承的预计寿命LH Ⅰ计算输入轴承

已选定的圆锥滚子轴承30302，由轴的校核可知，B方向的轴承所受载荷比A方向的大，所以对于收入轴，只校核B方向的轴承。 (1).已知n1 Fr1B

'

24365870080h

1470rmin，两轴承的径向反力

22

FHBFVB1887N。



(2).轴向力Fa1B (3). Fa1B

Fa1613N

Fr1B0.32，查手册可得e0.29，由于Fa1BFr1Be，查《机械设计基础》表

X10.4,Y10.38,Cr22.8kN;

16-11及《机械设计基础课程设计手册》80页得， (4).计算当量载荷

由《机械设计基础》表16-8，取 P1B

fp1.8，则

fp(X1Fr1BY1Fa1B)1778N

(5).轴承寿命计算 对于滚子轴承取

10/3，查《机械设计基础》表16-8取ft1

16670ftCr16670122.810310/3

 Lh()()4.51011LH

nIP147017781B

故满足预期寿命。 Ⅱ. 计算输出轴承

已选用圆锥滚子轴承33008,由轴的校核可知，轴承在A方向所受载荷比B方向大，故对于输出轴承，只校核A方向轴承。 (1).已知n Fr2A

490rmin，两轴承的径向反力 

22FHAFVA1792N

。

(2).轴向力Fa2A(3).Fa2A

Fa2582N

Fr2A0.32，查手册可得e0.25，由于Fa2AFr2Ae，查《机械设计基础》16-11

X21,Y20,Cr23.8kN;

及《机械设计基础课程设计指导书》表得， (4).计算当量载荷

由《机械设计基础》表16-8，取 P2A

fp1.8，则

fp(X2Fr2AY2Fa2A)10476N

(5).轴承寿命计算 对于滚子轴承取

10/3，查《机械设计基础》表16-9取ft1

16670ftCr16670123.810310/3

 Lh()()41537LH

nIIIP2A49010476

故满足预期寿命。 第八部分 减速器附件的选择 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M6紧固 B 通气器：采用M18×1.5

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。由于在室内使用，选通气器（一次过滤）， C 定位销：采用GB/117 630 高定位精度.

D 起吊装置：采用吊钩

在箱盖铸造吊耳和箱座铸造吊钩，用以起吊或搬运。

第九部分 箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。

1.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

2.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.

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

3.减速器机体结构尺寸如下：

第十部分 润滑与密封

1、润滑类型选择

查《机械设计手册》7-2，齿轮和联轴器选用7407号齿轮润滑脂（SY 4036—1984）润滑（滴点不低于160C，工作锥入度75~90/10mm）。 2、滚动轴承的润滑与密封

采用滚珠轴承脂（SY 1514—1998）润滑，润滑脂的填充量不超过轴承空间的1/3~1/2。 采用毛毡密封方式密封轴承。

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Ra6.3 3、箱盖密封

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，其表面粗糙度为Ra6.3。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。 第十一部分 设计小结

总结：这次课程设计是我们理论联系实际、实际证明理论的一个很重要的方法。机械是一门综合很强的学科，既有各种机械的运用，也有我们生活的常识，更把电脑制图运用到里面，是我们全面的升华。我们作为机械一员要秉承着不怕苦，不怕累的谨慎认真的太多去对待。设计开始我们有点不知所措，但老师细心教导，和我们认真努力，终于完全成了此次设计，对于设计中存在问题希望老师给予指导。并加强自己课程学习，提高专业认知。



1