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
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
（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。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
滚筒直径D=220mm。
& n. P1 M+ |1 E 运动简图
二、电动机的选择
  I! @& X' C( i$ M7 a1 j* l: ~1、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。
2、确定电动机的功率：
（1）传动装置的总效率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
' D2 \) v+ |) h7 X, d. @=0.86
& u7 w  f3 g* \$ ?; o) b(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
! W! d( K9 h" X# e% i% z9 a& A8 s3、确定电动机转速：
滚筒轴的工作转速：
1 Y; }# I' z7 ~3 @Nw=60×1000V/πD
, d+ b: f# [& Y' t2 c5 ?=60×1000×1.4/π×220
9 E) I! K0 o5 J9 b4 Y; x' o7 q=121.5r/min

# m: J+ }4 l& X2 v8 {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
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
  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
2 b8 [4 y7 q4 C, ?- H8 k
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
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
, n# Z+ J# s. i5 u4 EY100l2-4。
- r7 L# Z4 |  B3 D8 ]$ |其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2。
2 Z) E$ X% a5 T2 g9 v: f) Q% c三、计算总传动比及分配各级的传动比
/ V1 R2 }" ]7 T9 ]' O1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
! O2 R6 j5 B/ g& l2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
8 e  m$ i9 q1 L+ r（2） ∵i总=i齿×i 带π
6 M4 M' w3 G1 m5 x8 C∴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)
7 W  ^* C+ I: ^# O" u: U) rnII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
+ Y' I3 d9 C! g2、 计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
: H- c5 [) P* h6 F7 n' Q2 J3 o PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

5 q$ E$ S1 N( X0 O3 y3 O3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
      TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
      
; U" F  i7 _" j1 }, p6 ?: V4 ^/ e: j     TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
     
1 q1 K8 I6 @" K7 o& S0 E7 v五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
& R8 L! Z% f" @由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2   P=2.76KW
$ x( ]8 n/ _- `  D* c( [PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
# t5 A# _+ |1 F6 b( N7 y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
, o& l3 q0 {3 C# p由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75
* A, ?, H- l& o1 d6 odd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
( e/ ^5 N/ }  d5 N由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
8 T) U: i* f  }) ?$ s2 m/ z带速V：V=πdd1n1/60×1000
3 k) ?& i2 F, ?, `' b=π×95×1420/60×1000
            =7.06m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
4 v2 R* @; Z1 [, M（3） 确定带长和中心距
. C2 H. ~- A/ q6 M* ^7 a初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
: h* n: {4 v6 o根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
    (4)          验算小带轮包角
8 Q- c: B0 ^" {" ?3 Bα1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
0 z8 A, S0 @6 L2 r" N=1800-57.30×(280-95)/497
6 m( v! U* O. x=158.670>1200（适用）
   （5）       确定带的根数
. G/ a; F' L4 K, u: H, F& `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
" P" H, x1 k/ V, V7 d$ H) ^2 xi≠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
0 A, p: o4 E; Z: ~3 S. ~查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
9 d5 I5 j7 j2 D1 C8 BZ= PC/[(P1+△P1)KαKL]
) j1 s' P+ E% Z. m5 Q  M+ P=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
7 M. p, f* q" {+ \=2.26  (取3根)
  X5 R* w# p2 |4 ^& m; {4 y     (6)        计算轴上压力
" P. w2 ^1 l' x0 u4 g! w2 ~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
, p/ A' M4 k* @# jFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
  C! R7 I6 O! ~9 X# |
2、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
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。
(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
+ v# p% V. y1 p4 X5 e+ z取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78                           
4 ?; v7 b  N6 r& C0 L由课本表6-12取φd=1.1
(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
( G- u  M7 H* t( c& B(5)许用接触应力[σH]
! {) t( d: n8 _5 [2 p[σH]= σHlim ZN/SHmin  由课本[1]图6-37查得：
) ?6 d8 X' ?+ e* ]# M0 y9 g1 I* MσHlim1=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
$ ?" n4 K/ W' MN1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
2 b: d. ?& k& v5 F( r" F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
8 c9 Q$ H4 ?$ @" o* \+ r  @$ q- h[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
- J' P# m$ j; \  P5 Y; A故得：
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
& b8 j" H- M- r3 T* V取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
' g  |+ @5 o! y) s1 a  I(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
; n# u  Z/ ]7 Y: w& Z确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
                 d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
0 \8 i( W; M, X9 \9 _齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
1 `6 M0 z9 R  ]+ ?; Z6 c取b2=55mm   b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs   由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
  _5 T7 u. J- V' b- a2 F[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa  σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1   YN2=1
9 O0 ~4 `. t% l; x1 |) n弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
9 y3 h& ^. ~) u* K8 K* p计算得弯曲疲劳许用应力为
4 _6 U; W5 |8 ^( U' ]  I- i6 ?3 N[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
4 Q/ ^- L3 ^- Y3 Y8 z, D) I) ?, d! K% S[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
1 ?6 w' Y: o- p8 i- o5 x: a  h: L校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
6 m* r! o* B4 P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
! W. j1 Z) p8 n! Ta=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
7 b" O* V' H4 b(10)计算齿轮的圆周速度V
6 t* [: q; B: ^1 C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．
/ l& w4 `# J2 l. @9 x; }
六、轴的设计计算
3 m2 i, B6 }$ H" S* |/ F   从动轴设计
  [2 x2 m+ s7 ^: F" g% x    1、选择轴的材料   确定许用应力
  l/ S" M+ y$ G- }: }& y       选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
6 a+ p' ~' x( W, @+ L/ H! _       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
. Q) q9 z; {2 q" b5 D: G0 G9 |! `       [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
1 {4 x  F7 ]8 ^4 M: ?( N    2、按扭转强度估算轴的最小直径
6 B' `; F" Y) X1 t  q       单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
% ]) R9 l) x2 t* `! J7 ]+ O从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
- X- O* ?- s0 r1 ~$ b* r6 F               d≥C
8 I, k; l3 ^: p9 S  H; M6 R4 \; ~       查[2]表13-5可得，45钢取C=118
       则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm  
       考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm
+ K- b1 \% M/ d3 E2 O8 F, K* h    3、齿轮上作用力的计算
       齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
- S9 T3 Z6 I4 n5 P3 @       齿轮作用力：
                  圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
9 P* c3 Q% k9 O2 p                  径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
5 A9 ?, C3 R' V/ \9 \, \% Q5 K    4、轴的结构设计
7 D3 R) U9 N' t4 h       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。
( w0 p! s( b$ q       （1）、联轴器的选择
, V* j! H5 o# B) H7 @, m              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
       （2）、确定轴上零件的位置与固定方式
% K% \: A3 {% D' P/ m      单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
3 _  X! E7 F. z. x2 p. ]" R, A! }; X      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
! z' Z/ ^7 K, p1 h" E' z$ |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，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
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
# r0 ~6 ?/ u: ^5 _. u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
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.
$ a8 L7 X0 Z. \1 d! Z                 (5）确定轴各段直径和长度
& l& {: X0 a( w- CⅠ段：d1=35mm   长度取L1=50mm
& a# e# C" ~% N- \
II段:d2=40mm
5 B+ ^* t6 P5 d/ o+ y1 k初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
5 d3 e# r7 u: b" x( @: o+ r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：
: f8 m- L1 j/ C, J& d* W1 X- rL2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mm
; l9 X) {! e: WL3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
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
①求分度圆直径：已知d1=195mm
2 E" c0 s, _. W, i②求转矩：已知T2=198.58N?m
③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
+ o' e/ t  ]" f( n( DFt=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
9 `) j) s/ R. u2 ]! D7 TFr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

8 v0 [% n/ {) |  z7 L(1)绘制轴受力简图（如图a）
/ Z6 v; ]2 U9 g# V/ p4 {（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
3 [, @/ n' `( q% M8 G7 f7 ~FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
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：
' I1 K  j6 D6 F: D1 ZMC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
: c. F# }' h+ \5 E, |4 ^9 yMC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图（如图e）
6 ^- ]# W4 E: Z  f- d; }) {转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
& o: s0 M4 I' G. i$ i& o; L(6)绘制当量弯矩图（如图f）
9 c/ g& ^' [% j" M2 e# U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：
" v: [( B" N9 M: `- l6 kMec=[MC2+(αT)2]1/2
  h; s/ e, D+ P8 a=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
8 j( i) y: ~* v( l) {4 k8 O  u(7)校核危险截面C的强度
* [; F% Y% L8 ]由式（6-3）
- V2 J5 q  K- i7 C2 ?5 U( W


6 E- S: S& t" a3 k
/ l( x) |# t8 z( Y5 I  d+ _2 f0 X
8 A1 ^8 M0 P6 q3 C
( i, U1 D% \3 u5 R
9 c, O$ |/ f/ Y# L

1 h" x' J4 c' V' k
& @- {, D, H9 y4 |) c3 C+ P  bσe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
: C9 I  k- t0 c. C: M=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
( C) m' E/ |5 L9 l+ G5 d8 X∴该轴强度足够。


7 B+ `' V- \/ O- x       主动轴的设计
      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：
7 G3 m. F- [) ^. ^+ @  I       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
+ \; p7 |; q( g' w       单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
               d≥C
! T" i4 G& _8 I/ l/ x! b       查[2]表13-5可得，45钢取C=118
       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
* x  |$ Y% Z" s$ a    3、齿轮上作用力的计算
& Z. S7 [, }: v7 J       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：
5 y# g* O% D! e                  圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
+ m, H8 `7 M5 B                  径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
           确定轴上零件的位置与固定方式
* O. l7 _( Q$ E: b% a7 F# o      单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
  ]1 K3 [5 V* v. c% \      在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现  轴向定位和固定   
- R, \6 P7 m6 k' H，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
3 R- s( }7 w/ {承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
4 g/ `- @/ s3 G8 C- _过两端轴承盖实现轴向定位，
) r* A  \6 I1 W 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。
  e( ?; P9 E1 l4 L" 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
, P" |, @: {; h. b) ]; i& z9 KFt=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
7 B! B3 {; y, x- b- X! f, N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
4 m7 L8 l; {& mFr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
( H0 Z8 R$ b* [6 D& ^$ ?- j⑤∵两轴承对称
: j0 Q- I& x* n  U; _6 k: m∴LA=LB=50mm
4 L" W. e+ k6 K/ g. E(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
8 U2 ^8 Q( J! s' G  }FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
; w) N& Y7 {8 b* g8 e1 }) N' r(2) 截面C在垂直面弯矩为
# |) N( }  K4 _7 GMC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
4 t( @! p# `/ p3 X5 P7 K7 f1 }MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
/ z) W+ m0 W: RMC=（MC12+MC22）1/2
. z5 \; s- j6 u: {=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
, P, W- _! K3 y. T(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
! l4 g( [9 _- ]% ?Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
4 q: w5 F  o0 T9 t6 V# J(6)校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
+ L& m+ J( X* y=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
: n7 I; E5 o" A; ?* E6 [∴此轴强度足够
" \! h1 }' P( p. ?" @" ?1 I
3 j  J+ ?8 J. p1 r5 T$ @
/ o* B; c( J9 K: z: H0 \（7） 滚动轴承的选择及校核计算
' N! o0 y8 r5 c9 Z       一从动轴上的轴承
! V* g8 Y4 \& b1 e1 I1 D) j, D7 x根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h         
(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,     
7 d5 ?; v( x  b% y' E4 f6 p- q" y9 Q) y     查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
           
( `# E: P( l. r3 b- K1 s. w        （1）已知nII=121.67(r/min)
9 q' X  X* [, o* U* q
两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
( t+ a* h: K! b& B1 n故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
% x4 F" L" w1 H. P0 {3 V+ |FA1=FS1=682N   FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
# p; n: J8 K7 P! o8 h9 ZFA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
! t: R) l3 d* ?7 p3 q9 f2 QFA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
y1=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
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
# r2 z# e  S# n3 e* D! ~(5)轴承寿命计算
; b4 \$ b. a8 _+ C7 R5 Z0 F∵P1=P2  故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
: Y7 W! A0 I7 w& F, Z根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
& X* T  L4 s9 Y* Q5 I=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
6 {# z' g/ o: I% m∴预期寿命足够

& o- c$ y6 G% B  G                    
            二.主动轴上的轴承:
8 V5 D: C' J% j* ~5 H3 z       (1)由初选的轴承的型号为:6206
! |( T8 i% M8 f0 W. |     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,
* l) r1 H7 {1 X' q* h# m        查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
           根据根据条件，轴承预计寿命
1 j: O& S+ X% B' I1 R- D% wL'h=10×300×16=48000h         
        （1）已知nI=473.33(r/min)
9 z+ ~' H$ J7 x; E! X两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
7 v: c6 x: V1 {1 _FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(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=711.8N   FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
& O0 B5 p1 x& \4 ]2 ~* wFA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
2 O) Y/ a: J, ^' w: v) [9 E根据课本P265表（14-14）得e=0.68
; u! s. M3 W7 @  w" k& H" qFA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
y1=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
根据课本P264（14-7）式得
2 f( L1 }# I& mP1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
" I4 ?$ P( x( Q∵P1=P2  故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
1 r" }; p& [7 e; }8 i% @" h' o6 V% `根据手册得6206型的Cr=19500N
) i8 q) b" ]. ~# t9 h由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
) K7 a) [. |$ C  X3 f& v=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
+ u0 N& Q( n) c! o∴预期寿命足够

$ [1 C2 t# {( O9 z七、键联接的选择及校核计算
2 @6 r6 R, o/ C5 S$ a5 [0 K, k1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：键 14×45  GB1096-79
0 a' M4 W; v1 J: Y% u* q- b轴与联轴器的键为：键10×40  GB1096-79
4 q, k' s; Y: S2．键的强度校核
  大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
6 U% L6 }4 C3 y( x7 l# B: y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
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。
. [1 B  J- i$ S
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
8 R3 n/ c( S3 x6 m0 y! m6 x; }由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
$ `1 F. S1 n8 P油面指示器
选用游标尺M12
! a7 X1 J& D! H起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
$ [7 D) w3 j" `! X9 s$ }
6 K$ }- X% o$ C0 H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：
- N% V1 j8 y0 C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
  J- O- ?( {' N; q螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235
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
$ a& ]0 n( E/ y- ~" }$ o0 U. x; P                 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
$ h# T6 B# c6 }  q6 O; U& j                                                                取z1=8
                 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
* C" h+ J4 d6 Q0 I) S6 a5 \  w$ Y                 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
; b1 N! u+ \8 C% \' L8 S                 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
3 u& A# o  `' j* O7 m- ?
                 (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)
                 (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)                                                  
' l7 h( _4 B+ C0 f                 (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)
; B# F7 Z1 y- ]  y+ `/ i                 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
! W2 l+ S+ T' [  a                 (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
6 G" k1 [4 z+ c! n! a) p; z6 r                 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
3 C# `% U: h1 U/ e+ H- R                 (15)    Df.d2
" b' X; r6 F1 }: p1 p- e                 
- E3 f$ |7 l8 r9 b. p, O5 |" 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。
2 G" p0 k% A/ f8 q(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）
0 v" B; @; w( i1 x4 r5 E. s# ](18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm      
& b$ T( @  ~3 A; V, e(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm  
(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm   
5 h  L/ S* W+ U3 @/ M% p(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

                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.

  n( r6 @! d. l
9 [9 n  O! P6 j% t九、润滑与密封
  {6 g" }( I# q8 X# M7 K0 [7 x1.齿轮的润滑
& f* g: }1 a' x$ h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。
' y# N& y2 U8 [$ r* D/ T2.滚动轴承的润滑
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。
; _( _5 X; ~0 s$ c' y0 v& Z/ C4.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。
3 @, n! `; d9 x

+ K% U5 C" \. K- @1 ^十、设计小结
3 G* k9 ?) q7 g* a9 X课程设计体会
' W5 d- x: J3 x* T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！
! G; w( v% y0 U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。

4 f( q& g& G# O3 _+ f) U
7 R; ~5 m! q  U, t# ]- t3 C# g) m' m十一、参考资料目录
3 \+ m1 r" e) f% X6 _8 C- w! t& e: l[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；
[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