机械设计课程设计一级齿轮减速箱的分享

UG的天空

一、传动方案拟定
3 I( @, T1 `/ q+ m- M+ M+ y5 i0 b第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
5 m( v6 |0 L+ z5 w（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。
/ \" S( b7 E0 _7 u（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
, n' O, K7 ?5 j4 n滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
/ Y3 F( }& J6 u7 ^" ?) ]' n5 P1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。
$ f7 b: }0 R7 t+ d, h+ t2、确定电动机的功率：
" x% x; {+ T6 {（1）传动装置的总效率：
2 ?  `0 {$ ~) J! y9 U% Vη总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
: ?$ \+ @: p5 K- d0 v=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
$ L2 h' }; @2 E7 c) W=0.86
2 C9 s# l1 X* I0 X, E; R(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
; w" c6 R  |! M=1700×1.4/1000×0.86
9 ^" D( [0 d3 n=2.76KW
, s& ^* ~5 a  K/ D# z7 s3、确定电动机转速：
; v- h$ f! s2 ^滚筒轴的工作转速：
3 T! m4 q! P6 ?  q) d& G/ NNw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
4 L1 t3 u1 k- ?3 c=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
8 B6 r& \- g( q& D方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
+ [) o! \8 a* j  KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

* Y! w  ]9 V3 m* C* ^8 c$ t综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
4、确定电动机型号
3 t1 g6 g+ M% ~8 u1 x- h0 r# w" L7 i根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为
7 i3 i( p2 \5 I' H, a$ u( R. ~Y100l2-4。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
, Z+ }  b" b- z+ u1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
- i& P' [8 N/ d+ e+ ?（1） 取i带=3
% |+ ?4 R( H1 H) U* v* o（2） ∵i总=i齿×i 带π
! ?0 B$ ~" R$ O7 @: L∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
) T3 o8 O! i) T4 W0 ~% V" rnII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
7 v* e2 M% \" c$ o/ U2、 计算各轴的功率（KW）
8 R. K8 c% C, ?& r3 N4 {$ y7 J PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

0 K! r1 ?8 K* l* b3、 计算各轴转矩
; c) W) \; h* o! e- o7 B5 h0 {* VTd=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
      TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
      
/ D) n1 m- L& R+ Z8 K$ A' }     TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
     
: _) d! k! _8 g" O1 g五、传动零件的设计计算
7 a" R5 I  u; s4 N. S0 S! E& [! A1、 皮带轮传动的设计计算
' A5 r7 b$ h$ w& |+ |- W" g（1） 选择普通V带截型
; v8 g( d1 M1 B" @; l由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2   P=2.76KW
! b; S' k6 b9 ^# J8 S0 e& Z; c4 nPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
0 {4 N) n, }: ~! M据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
& F) [1 }& |/ K) d) \: n7 N; u由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
, C  o  G5 S5 x) d/ }由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
6 v/ H8 F5 I: H. h( z% K# w            =7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心距
% B4 f7 Q1 U( B初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
9 b7 [9 @. j; F! J# Q, Z* ^=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
' O4 H! T4 h8 m1 x根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
$ q4 t# d9 y. U确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
; i) |+ y. }9 w3 w2 P0 |( m=497mm
    (4)          验算小带轮包角
* l! Y9 O' Q+ Z# u) }α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
1 S7 E2 N7 }, x% q! `7 x# g=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
   （5）       确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得  P1=1.4KW
# H% I( l; q0 p$ g1 Ti≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得  △P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
9 M9 ?$ |8 C' x! [Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
& k. G& M2 `( w" q& n- Y=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
- b  K4 a$ _+ V+ D8 R+ m=2.26  (取3根)
     (6)        计算轴上压力
6 q" k; l, I; r  ]由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
0 g8 x3 S* x9 g2 Y0 I* Z! m% o! S=791.9N

. b4 r, C/ K3 g( l& z2 S2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
( ^$ i5 m0 z9 T, e- G/ W0 j0 e/ U齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；
精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
$ N: K! i/ N( |4 B: v; C(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78                           
由课本表6-12取φd=1.1
% U' O% p. E* c0 y( g* N(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k  :  取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
: u5 F3 U* M3 F4 }% E[σH]= σHlim ZN/SHmin  由课本[1]图6-37查得：
σHlim1=610Mpa   σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1  ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
5 c5 e) Z( O3 w3 ~, l[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
) l7 X" M! G# d, D6 ~: `5 s[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
  Q! \& k6 y: ]- }) L故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
7 `' ^/ ?! v3 }" D7 r! }模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
; U9 \" t$ X3 o+ o' u取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
' S5 L2 G4 u6 [% t) W3 i0 [1 y& ~                 d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
& h% T& _2 w3 H$ b! d取b2=55mm   b1=60mm
1 c0 P1 _% V0 W: z* c(7)复合齿形因数YFs   由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
* R& x  Y4 M4 a4 h) X! G (8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
[σbb]= σbblim YN/SFmin
7 i3 S$ `4 q/ Y" Y. d由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa  σbblim2 =410Mpa
. D6 D  y5 ?) |% b3 G! f: s5 S7 B由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1   YN2=1
  B7 Q5 W0 n' ~2 Q弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
9 Z. N& b% [8 X/ g! T' d7 o故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
- D! e* N% F2 N- j% Y5 |$ y/ Ta=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
! d) G$ N* }8 M1 n计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．

# z: q$ A; k2 T- m& l& X# }六、轴的设计计算
   从动轴设计
5 K" W- U, A) }" [    1、选择轴的材料   确定许用应力
       选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
" n% U1 \' \5 q* A3 w5 L$ N* ]7 a       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
       [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
. O: Y, a7 Q5 `2 e  J  Y    2、按扭转强度估算轴的最小直径
  \' L9 I$ E! R- k) v- `       单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
) ~  }1 `7 n. }  z, Z/ o3 W2 Z从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
1 }. z3 ~/ M: p               d≥C
       查[2]表13-5可得，45钢取C=118
4 I4 \* Y. J' L7 `# o       则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm  
  U8 E3 w; t6 M7 D       考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
8 ^/ Y! m2 U$ e- w    3、齿轮上作用力的计算
! f- b) X! U* i% _: b       齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
       齿轮作用力：
                  圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
                  径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
* D. _+ q: Y8 x0 t' E    4、轴的结构设计
       轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
       （1）、联轴器的选择
( I$ y/ ]1 p1 G$ m5 x              可采用弹性柱销联轴器，查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82  GB5014-85
9 q' Q& D. M  t( F       （2）、确定轴上零件的位置与固定方式
      单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
      在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
+ H/ a0 i' O0 t" X! ?* N1 I承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
% v0 ~0 I8 o. p) r% }过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
+ C, k! }* z3 n6 q+ J分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
% q, Y- |  u3 g8 p' L, ~' o9 j满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
                 (4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
                 (5）确定轴各段直径和长度
& L; d  f6 }# p& u8 u$ T; dⅠ段：d1=35mm   长度取L1=50mm
2 X$ N0 _! Z4 t
; c2 {" W4 u: w5 L" D! E8 `. q, x9 cII段:d2=40mm
5 ?, w+ \  v( C) e& f初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
' O5 j6 F: N% W; gL2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
; C$ T" {, A# b+ y8 F1 m$ SL3=L1-L=50-2=48mm
3 X4 \0 n5 k9 i$ _0 CⅣ段直径d4=50mm
/ ^) t* |- T5 t& P* R9 @- X长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm.  长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
/ }# O+ b- @+ \! d* a. T①求分度圆直径：已知d1=195mm
9 f  C! X. O6 D; l②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
$ h2 T  y$ w" Z! @( a& k" t% ?根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
( |& v( ]" h7 N* J6 M2 e( n# W7 o7 Y④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
+ N' N) {+ ]7 f8 m⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm
8 d( E- Z6 s  G7 |# b4 ]  f7 ]
- L& y3 F6 n. s3 U, F(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
* i7 n* H! i) J1 J0 }% B4 N8 {* DFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
- a' E# `8 A9 y. Y* h% V9 \由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为：
% e" C$ Z9 E( x" ]( QMC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
0 r* ^! c& \1 J, m(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
/ T6 _  g6 J( x! O6 B$ e(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
* P$ {$ N" h  \9 f9 O(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
3 w$ O2 H6 W' m+ F3 f' ]) K=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）


( |* [: u. k: |& R
$ A' d7 j" o, x6 A! ?$ m6 x


. _, u, u1 T0 B  q5 ]  f# T# I

" p+ C# R( X9 n' y  V4 |
4 O$ j9 ]' u$ p* f$ P6 V" l; D* B
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
  X4 ?  @4 A: G. a=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
. [8 n& T" U3 j) x0 |1 \4 }
  O$ Q* `# f$ H# U9 D# L1 y
3 q: {: a( r' c) F% h       主动轴的设计
      1、选择轴的材料   确定许用应力
! R: e+ W% G8 L' \1 \+ v       选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
1 T! O, S# r# h       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
       [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
    2、按扭转强度估算轴的最小直径
       单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
, y0 n% p" A5 ]1 Y$ J- y从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
               d≥C
       查[2]表13-5可得，45钢取C=118
# q# V$ P+ n% h2 e2 a/ y$ E       则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm  
       考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
    3、齿轮上作用力的计算
       齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
       齿轮作用力：
: E$ a% s; t" v/ k; _8 G. [4 G3 s, z                  圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
$ R* y, D: [& n9 R4 j                  径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
           确定轴上零件的位置与固定方式
5 y5 t" i0 n2 B* H      单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
      在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现  轴向定位和固定   
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
5 H8 H; t& Z: `(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=50mm
②求转矩：已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
- Q, W  E6 W. E④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
6 ^0 `, k/ N7 G1 O0 d. l6 d! r∴LA=LB=50mm
) A9 y) n8 N$ J! _6 @& H(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
& i5 P0 x9 O( _+ t2 pFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
5 B, J3 y' O* NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
  k! n+ L. R  k/ o7 x(3)截面C在水平面弯矩为
! b" l* _, J- ~- aMC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
- N' I7 d- o$ `=（192+52.52）1/2
# i6 k6 V2 B2 j, ?. S5 c% r) L6 U=55.83N?m
8 g; V, k1 k- h; ^# B  _(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
2 A3 i2 ^# n3 a; H# l/ ]Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
, h) a$ h* p+ Q7 [9 U(6)校核危险截面C的强度
3 q1 x/ X# C( O0 A% w由式（10-3）
% v9 Z: l& l5 q1 D1 [σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
" K, C; _! ?6 @; P6 a; ]1 u∴此轴强度足够
! P0 K( e* R6 b- J) m" i4 Z
& i. x" Z" l3 V4 ^
( ~+ s+ H* u6 _) ?1 {! `! P) G（7） 滚动轴承的选择及校核计算
       一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h         
- K+ y" s2 D/ U$ S, m) F8 a(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
     查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,     
  t$ v& z5 }/ n$ R8 @3 H/ J     查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
           
/ Q5 ~1 W! R1 K+ H0 a0 S        （1）已知nII=121.67(r/min)
& |# h- F% m, g7 L! \# F8 O
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
1 [1 _$ N  b% i( ?9 T根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
7 [4 D& @4 ~( [# H, `% _. wFS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
3 b3 v1 X+ L- |5 w* L/ n(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N   FA2=FS2=682N
% a- O7 m. N' m& Z7 b8 h( B2 _) G(3)求系数x、y
6 Q: S: h: ~( F$ O$ \' X5 L& `FA1/FR1=682N/1038N =0.63
% @5 f$ e- |2 h8 t. H9 D8 z- TFA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
$ @3 |% [' j; ~FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
" B4 r2 z5 f9 |: r! ^9 Ay1=0                y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
' e' z, Q, J& {根据课本P264（14-7）式得
9 p6 _% w4 U8 `& ]% g) qP1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
8 i" [+ Q' N9 F5 MP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
4 j& }! c+ A6 ]! G, m+ g(5)轴承寿命计算
. m: j- x% y5 v% E: N∵P1=P2  故取P=1624N
9 m; v3 X$ ?7 S8 e/ I  R0 r# z∵深沟球轴承ε=3
1 d& T9 [9 T* R# ~4 @# K. Y; l根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
6 f. ^: ^& M$ A$ R  O# pLH=106(ftCr/P)ε/60n
: u- R8 t8 q( t- b9 M) Y) X  \=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
6 a4 `/ Q0 K  ]0 y∴预期寿命足够
% D- \% Y' E9 d( n, V) _
. t# E$ w; t* N1 F5 D* X. N                    
            二.主动轴上的轴承:
7 I5 R* h- S& y# L' V       (1)由初选的轴承的型号为:6206
     查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
! f* X: R7 L7 F: k$ L        查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
" P3 C1 G4 X1 F- U4 l+ c           根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h         
) ~( \5 L2 x- j& }! ~- S        （1）已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
/ }3 M( M: x' f# e7 |根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
$ g8 Z: a, h; B! G(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
4 }6 x& w9 [' |) f4 _故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
* y. q$ w+ w/ wFA1=FS1=711.8N   FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
2 ~8 l- j& q4 o' DFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
/ v6 ?  [+ X" v, G# G2 t0 |5 S6 W根据课本P265表（14-14）得e=0.68
0 A$ q% [% ]- G8 K3 m* mFA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
y1=0                y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
  T( s5 H, f8 h" F根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
/ |6 w; P7 r8 I. BP1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
# ^5 F1 t: t9 |0 K' U! Z(5)轴承寿命计算
' G4 Q4 N* i. ~, E* x0 y5 Y' X∵P1=P2  故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
: D$ g, h$ `4 c# G3 r. _0 x; N根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够

) r) q6 l4 L" M. Z) G7 z七、键联接的选择及校核计算
! h8 A% Y4 F9 b/ h; C) D1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
5 U6 C$ `1 S  c" y3 T高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
6 s) t, Y  ?2 S; ~+ V大齿轮与轴连接的键为：键 14×45  GB1096-79
, \, L% S- K0 p* X$ T- J5 m$ g5 O轴与联轴器的键为：键10×40  GB1096-79
2．键的强度校核
  大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
7 K2 W! y( e3 d1 {9 a$ hb×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度： =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
6 Z; t! T6 ~# I6 G% _剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36  GB1096-79和键10×40  GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
- }" G3 t# `# Y: u5 X1 L1、减速器附件的选择
2 ?# P; f$ T$ \$ }通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
9 ^7 l% H0 e& s/ i, n; [油面指示器
! Z; g$ B  R( E, L' |. R选用游标尺M12
5 F) z7 [+ F$ V4 {起吊装置
  W; M( C; t7 B" f' q采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
% T! I) {) z0 [3 G3 F! s
! T, I1 O& a1 i6 h5 V放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：GB/T5780   M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235
螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
) J+ b( H0 b; P3 g% K# V箱体的主要尺寸：
：
      (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625                                                                取z=8
                 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
+ T9 K7 X: ~, _: z1 t                                                                取z1=8
- p) y0 s1 j: \. H0 D                 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
. E& G5 O  e" o5 |7 @* P                 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
                 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

$ j& G+ ~5 J  l+ ]) C$ M* I+ v2 T                 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
                                       0.036×122.5+12=16.41(取18)
                 (7)地脚螺钉数目n=4  (因为a<250)
3 I, ~2 s" ~6 d7 L/ e: t                 (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5   (取14)                     
                 (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55×                                                                                                                 18=9.9       (取10)                                                  
                 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200
                 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
1 \- r& O: f6 V: n                 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
5 v/ A) A6 p9 I2 N9 m6 c( [# K9 P                 (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
                 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
7 b4 W, C. P. l! ], b* H                 (15)    Df.d2
- C7 I! ^% H8 Q& Y' E                 
- i* i  l+ C& E2 P                 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm      
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm  
3 U1 @# R7 n* W+ r(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm   
4 T' t, [5 ?3 k1 G8 L: K(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3
$ Q4 X" N! e. p8 A; I% d" i
# [- }# c6 \" p                D～轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.

. y) Q" A/ k# w' g& s
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
8 {2 j% u. t; f+ X. g% d采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
# X6 i1 V  O. F& z  {, F8 {5 S2 x% R) V由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。


十、设计小结
& H* G4 h+ |# P课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！
! ]" ^0 e6 X! N课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

8 h5 n& z: |2 }* `0 t
$ P$ N4 e7 R1 }9 k) A十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；
4 D9 m; F8 |& B) _: B2 {[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社  胡家秀主编  2007年7月第1版