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；
6 q! \7 s  |, \: I滚筒直径D=220mm。
运动简图
7 U+ i' n& [4 P二、电动机的选择
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：
5 Y& \' ~# K' e8 r" J; I( f5 gη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
=0.86
) X2 P/ I/ f) _(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
6 k, i9 F1 C% _: g=2.76KW
& o2 C3 c" \! {( w3、确定电动机转速：
  ^, i% m) v" O1 ~滚筒轴的工作转速：
# _" P% k# G6 fNw=60×1000V/πD
" l; ?/ d3 p7 W* w% z5 q( j! {* U=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

8 u+ r; A& C0 \( n# |- }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
1 q; y: j; u3 F! }  KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
, w( K' S2 `# A) q/ Z: l1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
3 N7 i& C3 `. v) n4 C+ }2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
4 c8 F' M" J% Y* H
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。
, ]& r& P/ v, M: U# }9 J4、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
" L  H% j, s2 I( P- R3 }0 oY100l2-4。
/ B  {! l) w7 g$ w: l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
- F* x6 z2 _% u5 E1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68
* d" y# G7 p5 a+ ?$ ?! L! M* Q2、分配各级传动比
（1） 取i带=3
（2） ∵i总=i齿×i 带π
7 Z0 y- n+ G9 r0 d' G* g∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
$ I% {5 L2 }# z四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
" ~, ~8 j4 b" NnI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
* p2 M2 i& m/ C0 x- [* W1 a滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
4 \1 N8 I7 L7 ^! Y! ^2、 计算各轴的功率（KW）
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

1 Q; ]1 e" V: @1 E. Q' A3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
8 G' A3 J5 \( o7 _4 y$ I# f" I      TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
5 k. d/ Y: {' `' i  A      
     TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
0 P, U: E( R! {3 H     
1 U+ k% Z# e2 R4 b: g( g五、传动零件的设计计算
5 S3 e( J/ f  V9 I5 U9 C: N1、 皮带轮传动的设计计算
0 E4 ^+ m0 j- Z  N2 a6 i（1） 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2   P=2.76KW
- G2 I6 l; q3 \, L) SPC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
- E, M9 ^3 D0 ~* i由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
% ^3 {" M8 g3 j9 X! _（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
+ d; Z- C* U) M- J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
& Y, @0 g8 z+ M由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
            =7.06m/s
8 O) l0 l7 p6 D3 l- A' F2 w- |2 a在5~25m/s范围内，带速合适。
7 W9 w2 v; s6 T  t  J8 f$ G# r- Q（3） 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
7 ^' B% @7 x2 kLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
) V  W# C, ~- N5 d/ d2 _根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
  U6 O: N& |+ F& p: v确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
% ?; k7 E4 s9 X4 P' J2 B" T! l=497mm
+ ^) A/ p' F4 Z- r- @! U    (4)          验算小带轮包角
) @$ X; k' ?* h* r9 Zα1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
6 V% y0 @$ h# s. X  G0 @# [=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200（适用）
$ S3 E: L2 T& b! s6 r4 Z- m2 u   （5）       确定带的根数
3 [6 T0 m% A7 M' H) n" e& [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
i≠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
& K* u/ I4 x1 X$ d1 P  Z. W查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26  (取3根)
/ B# M& B$ M) v0 s     (6)        计算轴上压力
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：
5 _1 {" L1 g' p0 UF0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
) w$ E9 L% Y! z! o  e% z5 z则作用在轴承的压力FQ
3 L7 g  _; C. V( Y" O: S% MFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
1 O! |: e5 N7 E8 T- x. K=791.9N
" c7 \# a. S9 @" z0 o
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；
- c8 e3 a8 {# U9 t) ], K精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
7 e9 `* e! Y! {5 z9 d(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
7 [) ?$ `( y" L+ Z# s( b确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
( I( }1 H* W* L; F/ p; l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
! l4 l: U- k2 Y( F! m9 k(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]
[σH]= σHlim ZN/SHmin  由课本[1]图6-37查得：
& E: I9 Z. T+ f- g/ S4 O; 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
! `& g7 ?& H0 @! }+ ?: `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
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
/ D6 k: {7 j( ?9 a% R$ c5 F0 \[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
6 G3 v2 w7 c- l* e% [# O7 m7 Y2 Q故得：
( v- t, T& N6 t+ zd1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
6 {" [5 B1 D0 L- r: S* b=49.04mm
模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
+ I$ b/ G, J( i7 G取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=2.5
, k0 \$ s+ Y& X7 @0 `(6)校核齿根弯曲疲劳强度
5 v, Z* X$ h8 C# dσ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
9 o$ B3 ?+ g& F2 O" E$ ~6 f分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
                 d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
& I# N( G4 n! U: T齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
/ y4 E' `$ r! G$ ~7 N& ]取b2=55mm   b1=60mm
5 z8 e. V5 \! h1 q( I(7)复合齿形因数YFs   由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
1 p# B1 p" ~2 }8 Z$ I8 L (8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116：
7 h* l2 D% q) q3 w; Y) |1 ~' g8 T$ d& 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
6 f- e* D1 y  C6 p弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1
# Q9 Z8 Q) Q/ b计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
: C1 g( m- q; U& d  w[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
& T2 G4 u! y/ J# `) {σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
/ i* t0 W: g# z5 N4 c0 H; 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
6 _+ T/ s9 u& R1 {6 S9 va=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
* j7 i* e, q4 h8 Q' e/ y# n  Y( G; n(10)计算齿轮的圆周速度V
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．
5 y1 U1 l; S9 l* {
六、轴的设计计算
0 d% G7 S! y6 L5 }   从动轴设计
9 R! Q  _0 X1 `' J    1、选择轴的材料   确定许用应力
0 V$ q' h; v- K& U       选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知：
- H5 o, y* B$ F" r" b: W* N4 q       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
4 u3 p$ E# q) \0 V  F- b       [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
, u+ I8 a! u1 s+ z: c    2、按扭转强度估算轴的最小直径
: U, t  U. n& B+ F* u4 l. y' T4 v       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
0 [; O7 o. b6 R& d1 T0 }  G       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
! o4 s+ ?0 u; C5 x    3、齿轮上作用力的计算
8 V% X, m; L% B) q! v2 }7 o       齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
. M: e8 V5 X! a+ w, y! E8 b& O       齿轮作用力：
, r/ |% M6 Z% Q& V& W' @                  圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
. g: s8 ]; t% M1 U, F. S                  径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
( D4 h3 r, L8 w9 A; o    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。
  ?# c2 ?- s) F* Y( _' B) E       （1）、联轴器的选择
              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
      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
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
& b9 a- @- ]  } （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），
; h9 v& Y9 ~3 t. z; w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
2 _7 r9 ]! |" O) [% m( ~% b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
Ⅰ段：d1=35mm   长度取L1=50mm

9 i0 ?$ a4 P$ }0 s, ^2 m7 YII段:d2=40mm
; s) Q  D  R' Y( P9 {: \- o初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,
# \. u, @4 M. q1 g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：
9 a$ a6 p. g% \4 F0 l: I/ BL2=（2+20+19+55）=96mm
7 t! w% Q( m. L- xIII段直径d3=45mm
# P( m' `; m" l% t4 D  m6 \L3=L1-L=50-2=48mm
* u0 @4 B6 w) F) \! }. ]1 A4 M$ iⅣ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
7 e# A- [+ o, d- {' L( t(6)按弯矩复合强度计算
( O, S& L4 Z2 x! w' y1 H6 S- A①求分度圆直径：已知d1=195mm
+ N+ x$ Y: `. E" f②求转矩：已知T2=198.58N?m
  a; l& M4 C0 n9 [③求圆周力：Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

/ C4 K2 j3 n/ M  {(1)绘制轴受力简图（如图a）
: z2 k( G! t7 d' v3 y% P+ v+ a（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
! V0 k9 A. L% i) l5 f0 ~- b$ \轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
0 N9 j: U- A# ?# t4 q8 q0 @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
7 `* N0 Q% x" Y' e截面C在水平面上弯矩为：
5 h5 I) d- y) G7 bMC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
0 f4 \+ i5 H" C3 m) s0 ]MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
' O7 h: s" N" @$ C7 u% S(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
+ j+ A* l6 k/ V2 C(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：
& f# e6 T6 K* m; v: e, o+ \Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[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）
4 N, [! g. I5 p




- I. h. Z) u+ d- I7 `. j



+ G% g$ m8 t* p' f  k2 @; F
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
  N# S' _( K3 a5 b) ~; l. ~=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
" M6 |; j) h- F1 L∴该轴强度足够。

$ e* [+ _  J& O! ~& f6 t
+ g1 U/ @% K. m2 y$ Q       主动轴的设计
! Y# P0 A1 H: N      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：
0 g" h: w% f4 c' ]' E& D       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，
' X7 _& u% d! X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
       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
% m$ h5 g3 v3 L; d" Z& G; V) X0 K       齿轮作用力：
                  圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
' B7 n9 c; N4 b                  径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
           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。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
6 a. T0 A# V  L, ?承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通
- {9 C7 N3 m' z, O, V3 j/ J过两端轴承盖实现轴向定位，
3 W6 o% O+ I  [; d% Q5 S# j9 i 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,
( y; e. W/ Q6 S8 Q$ M. e+ x- `1 _) w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。
(2)按弯扭复合强度计算
& U" X* t4 u1 o$ J7 ]①求分度圆直径：已知d2=50mm
& T* a( R( Q( ~( Y3 P% d& [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
. Z7 n, v- [2 _' Z0 T% rFt=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④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
∴LA=LB=50mm
# p. C( ^  m6 t# V: t& _+ p(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
# }! T% r' ]0 ^5 ~: l$ hFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=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
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
4 Y4 |0 q0 z4 r& nMC=（MC12+MC22）1/2
; T2 Y6 O2 b- Q: A3 }' X/ r. ]  g=（192+52.52）1/2
=55.83N?m
& b2 v, g8 b/ N- w(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
5 ]4 l) K/ D4 v- |) u. |4 kMec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
/ H/ G4 t4 Q: I5 P3 b. J$ O由式（10-3）
8 Z/ f: w4 S/ v1 [2 d% F: _σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
* o5 B0 Y6 @8 t; w=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够

# E! `+ P6 ^& k" d8 I5 v; O
（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
, r" q/ F. g- M" aL'h=10×300×16=48000h         
, g2 ^* Q2 ^, I9 a, p(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
, v: ^! _& P: L. C; [& I5 Y     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,     
     查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
& M' o7 s' w- O! o+ C6 W           
8 n2 Y% a# Z& `, Q% H+ x  x3 M        （1）已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N
& b2 [. U# w5 t$ x根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
, s; i# a7 j* n$ ?% [/ nFS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
, S& L1 j5 l3 L3 z(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
; L+ Q* B$ D3 G  N2 |故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
# R7 V/ w8 M; S5 y% Q" W% _, {FA1=FS1=682N   FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
' I/ Q; n4 C' e- E' P根据课本P265表（14-14）得e=0.68
: q& N/ d* F6 q' ^2 D; M2 t! _FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
y1=0                y2=0
& n. b$ x1 p8 Q9 D7 x" `(4)计算当量载荷P1、P2
. j1 n6 r0 a* |( p- W8 H5 x根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
: @7 _. f) n; kP1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
5 Y% {7 F" p, a7 Q" r3 cP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
. [8 {, t  o3 {- \! e(5)轴承寿命计算
" V/ j6 h' r+ E3 R4 C∵P1=P2  故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
- W$ B: B1 A3 E+ L% g- E根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264（14-5）式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够

: y) X# E9 o; w3 D, H                    
            二.主动轴上的轴承:
       (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,
7 m+ H9 ]6 W, j1 k+ z- G$ u- q基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
0 ^6 s7 {; S) \! n/ {) d4 O: O        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
$ a/ {0 i) M7 j  v7 [1 XL'h=10×300×16=48000h         
3 C' d6 ^  n9 E% Y4 ?- U        （1）已知nI=473.33(r/min)
7 {1 O+ n( ]6 t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
/ }  B+ ~1 i+ S7 J" @4 }FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
8 a& a* ?1 k5 D(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
( @; f! a3 k0 [0 Y5 N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
- G$ Z) T- b# c7 `  g/ ]( ~& p(3)求系数x、y
. m$ s' J! S. R/ f/ tFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
y1=0                y2=0
4 m& Z/ d% I' C& r. Z4 Z(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f P=1.5
- {8 z' P/ T% A% C1 i: Z根据课本P264（14-7）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
5 m# o" o" \# ?: \4 c4 \P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
/ a( t) @3 f2 l1 W6 e4 q(5)轴承寿命计算
∵P1=P2  故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
, N1 E) ]/ I- ^1 U/ t9 J' E( F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
- s# Q, v: d+ t7 O9 h# r∴预期寿命足够
  C. y" }1 T# ]3 ^3 \' i' i
七、键联接的选择及校核计算
1．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
轴与联轴器的键为：键10×40  GB1096-79
4 a2 A& f  i% C' Y2．键的强度校核
: t3 h5 m+ ?" y' a' e% @" X  大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
! m3 p4 Y& F, K% A% T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
, F5 \# d3 Z9 x4 {* I) O9 S; x7 U剪切强度： =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
! Q9 j+ h  J/ |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~
2 r. Q! z. r9 m' x$ @5 J1、减速器附件的选择
" O8 P" X+ v- \" q( x7 {通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器
$ {: h2 K& R$ J) P选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞
! K- W1 T/ u$ f" M. X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
0 V8 \. }) F1 |6 I& h) Z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
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
: t" t5 s- e. O5 K                 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
; C( s: i8 j4 p0 v; Q' H( l, [                                                                取z1=8
                 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
2 l" y; s1 R* F1 b0 m/ X                 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
1 K2 V4 l3 r+ Y3 Y                 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

0 P* i/ O$ @( n& `$ m8 {3 n4 E                 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
                                       0.036×122.5+12=16.41(取18)
. R' }3 J! Y& q  w- q, \                 (7)地脚螺钉数目n=4  (因为a<250)
2 \! K- [+ a5 n                 (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)                                                  
" d7 y+ c: F& \$ e) J                 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200
# t, {$ X: ]: Y, z6 X                 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
  a6 O0 g' E1 E6 _$ q                 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
                 (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
6 v+ y& D6 b$ }" o                 (15)    Df.d2
: a8 X& b. G! i( j6 y                 
& l8 @  _% q& N: q) v7 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 u/ ?( X8 S3 t& b1 J) n/ }(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      
6 D6 z) v$ I0 B. p1 }(19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm  
8 \3 _- `6 E1 {( k/ O& i(20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm   
(21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3

                D～轴承外径
- p% p9 u# |& Z(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.
! q, I2 _/ ~) X5 r6 m) u! J( d

  n% n9 \- B& h: O9 Q2 O九、润滑与密封
2 E9 C& |6 N6 H1.齿轮的润滑
+ a, @+ Y# J' G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。
& |4 L- g9 O% Y4 O- N2.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。
+ e& G: K) U$ B7 H0 h3.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
# l1 I/ H$ D2 X5 ~! f+ D/ _# l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。
. S& I) k% A! R1 ^) `) L
5 Q3 ]7 s7 Y9 I' O2 y. R
, e2 H! S/ e2 H2 F4 K十、设计小结
+ S; c2 b% O: l) ]- L2 X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！
4 i8 C, D. p8 f# i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 ~; C0 D" r6 A1 ~
8 [8 W3 @+ U0 Y# |; Z3 c
十一、参考资料目录
4 G" W/ e! Q; p[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