机械设计
课程设计说明书
设计题目：带式输送机二级圆柱齿轮减速器
专 业： 机械设计制造及其自动化
班 级： 机械设计制造及其自动化 114 班
学生姓名： 王鑫
学 号： 5901111172
2014 年 1 月 14 日
目录
一． 设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器.......................................................2
二． 传动装置总体设计.......................................................................................2
三． 选择电机.......................................................................................................2
四． 确定传动装置的总传动比和分配传动比...................................................3
五． 传动装置动力参数及运动参数...................................................................3
六． 齿轮的设计...................................................................................................4
1. 高速级.........................................................................................................5
2. 低速级.........................................................................................................9
3. 开式齿轮...................................................................................................12
七． 轴的设计.....................................................................................................15
八． 输出轴的校核.............................................................................................18
九． 轴承的校核.................................................................................................23
十． 键的校核.....................................................................................................28
十一．润滑方式...................................................................................................28
十二．联轴器的选择...........................................................................................29
十三．减速器附件...............................................................................................29
一、
原始
数据
二、
传动
装置
总体
设计
一．题目：用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器
年限 10年
工作班制 两班制
载荷性质 轻微冲击
生产批量 小批量
滚筒圆周力 17000N
带速
滚筒直径 450mm
滚筒长度 800mm
允许误差 ±5%
二．传动装置总体设计
1.组成：电机、减速器、开始齿轮、工作机
2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：减速器高速轴端通过弹性柱销联轴器与电机输出
轴连接，低速轴端与滚筒通过联轴器与开始齿轮连接，达到减速传
动的目的。
4.传动方案图示：
1－电动机
2－联轴器
3－二级圆柱齿
轮减速器
4－卷筒
5－开式齿
6－运输带
1
2
6
4
3
V
F
5
三、
选择
电机
四、
确定
传动
装置
三．选择电机
1.计算电机所需功率：
8级精度啮合传动效率（内）
滚动轴承圆锥滚子轴承
联轴器效率
滑动轴承一
外圆柱齿轮传动效率
滑动轴承二
故电机至工作机之间的传动装置的总效率：
2.确定所需功率及转速：
卷筒所需功率：
所需电机功率：
滚筒转速：
对比如下两种电机，选择 Y160M2-8 更为合适
Y160M2-8 额定功率
转速 720
额定转矩
传动比
Y132M2-6 额定功率
转速 960
额定转矩
传动比
四．确定传动装置的总传动比和分配传动比
总传动比：
取传动比之间的比值为 ，则
3
2
1
4
5
6
22
3
2
1
3
2
kwFVPw
1000
kwPP wr
)(
)(60 r
w D
Vn
0总 wni
的总
传动
比和
分配
传动
比
五、
传动
装置
动力
参数
及运
动参
数
，
，
=60，
外齿轮传动比： ，
低速级传动比：
高速级传动比：
五．传动装置动力参数及运动参数
0 轴 电机轴：P0=Pr=
n0=720r/min
T0=9550P0/n0=9550*
1 轴 减速器高速轴：P1=P0*η联=
n1=n0=720r/min
T1=9550P1/n1=
2 轴 减速器中间轴 P2=P1*η齿*η承=**=
n2=n1/i12=720/=
T2=9550P2/n2=9550*
3 轴 减速器低速轴 P3=P2*η齿*η承=**=
n3=n2/i23=154/=
T3=9550*P3/n3=9550*
4 轴 输出轴 P4=P3*η承*η联=**=
n4=n3=39r/min
T4=9550*P4/n4=9550*
5 轴 传动滚筒轴 P5=P4*η齿*η承=**=
n5=n4/i45=
T5=9550*P5/n5=9550*
故各轴运动及动力参数如下：
轴序号 功率 kw 转速 r/min 转矩 Nm
0 720
1 720
2 154
21 ii
32 ii
321 iii
3 ii
3
2 ii
21 ii
六、
齿轮
的设
计
高速
级
3 39
4 39
5 12
传动形式 传动比 效率
开式齿轮 3,26
齿轮传动
齿轮传动
联轴器 1
六．齿轮的设计
1.高速级
1) 选择材料及齿数：
高速级小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 280HBS。高速级大齿
轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 240HBS，8 级精度。小齿轮 24 齿，
大齿轮齿数由传动比可知 113，螺旋角 14°。
2) 按齿面接触强度计算：
1.试选 Kt=
由图 10-30 及表 10-6 查得 ZH=. =,
由图 10—25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
，
应力循环次数(设每年工作 300 天）
，
由图 10-23 得 KHN1=，KHN2=，取失效概率 1%，安全系
数 S=1，有
，
，
取较小者 =
2.试算小齿轮分度圆直径：
H 2H
Z
Z
MPaH 6001lim MPaH 5502lim
2074000000)10*300*8*2(*1*720*0660 11 hjLnN
440000000/12 uNN
MPaS
KHN
H
MPaS
KHN
H
3.计算圆周速度：
4.计算齿宽 b 与模数 ：
5.计算载荷系数 K：
使用系数 ，根据速度 v= 级精度，由图 10-8 查
得动载系数 ；查表 10-3 得齿间载荷分配系数 ；
由表 10-4 用插值法得 8 级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，
。
故动载系数
按实际的载荷系数矫正所算得分度圆直径：
Ⅰ 计算模数 ：
3) 按齿根弯曲强度设计：
由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 。
=1- =
由图 10-17 查得齿形系数 ， ；
)
517
***
(*
*1
*72950**2
12
3 2
3
2
1
1
H
EH
d
t
t
ZZZZ
u
uTK
d
s
mt
nd
v )1000*60/(720**
100060
11
ntm
mmdb td *11
AK
vK HK
HK
mmKKKKK HHVA ***
mm
K
K
dd
t
t
3
311
nm mmz
d
mn
cos
1
1
)cosarctan(tan tb
cos2
b
v
v
Y
Y
Y o120
FaY FaY
由图 10-18 查得应力修正系数 ， ；
由图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
， ；
由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数
，
取弯曲疲劳强度安全系数 S=，得
，
Ⅰ 计算大小齿轮 并加以比较：
大齿轮数值大。
Ⅰ 设计计算：
；
V=；
b=；
；
b/h=。
根据 v=,8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 。
查表 10-3 得齿间载荷分配系数
由表 10-4 查得
SaY SaY
MPaH 5001lim MPaH 3802lim
FNK FNK
MPa
S
K FFN
F 300][
1lim1
1
MPa
S
K FFN
F ][
2lim2
2
F
SaFaYY
1
11
F
SaFa YY
2
22
F
SaFa YY
)2^24*1/(*2)^14cos(***72950**2
][
cos
2
3
3
2
2
1
1
F
SF
d
t
n
YY
z
YYTK
m
d
)1( ** ntnan mChh
vK
FK
FK
由式 10-13 可得
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯
曲疲劳强度计算的法面模数，取 可满足弯曲强度，同时
为满足接触疲劳强度，取分度圆直径 计算齿数。故
，取 ，则
；
=127
4) 几何尺寸计算：
Ⅰ 计算中心距：
Ⅰ 螺旋角：
Ⅰ 计算齿轮分度圆直径：
计算齿轮宽度：
，圆整后取 B2=56mm，B1=63m
2z
mmKKKKK FFVAF ***
Ft
F
ntn K
K
mm
mmmn
mmd
)/(14*
cos1
1
nm
d
z
271 z
*272 z
))cos(*2/()12727(*
cos2
)( 21
zzm
a n
158*2
*)12727(
arccos
2
)(
arccos 21
a
mzz n
)
cos
1
1
zm
d n
mm
mz
d n
cos
2
2
mmdb d
名称 代号 小齿轮 大齿轮
中心距 a 158
传动比 i
模数 m
齿数 z 27 127
分度圆直径 d
齿顶圆直径 da
2.低速级
1) 选择材料及齿数：
高速级小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 280HBS。高速级大齿
轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 240HBS，8 级精度。小齿轮 24 齿，
大齿轮齿数由传动比可知 95，螺旋角 14°。
2) 按齿面接触强度计算：
Ⅰ 试选 Kt=
由图 10-30 及表 10-6 查得 ZH=. ZE=
应力循环次数
，
由图 10-19 得 KHN1=，KHN2=，取失效概率 1%，
安全系数 S=1，有 ，
，
许用接触应力
试算小齿轮分度圆直径：
Ⅰ 计算圆周速度：
443500000)10*300*8*2(*1*154*0660 11 hjLnN
11200000095/24*443500000/12 uNN
MPaS
KHN
H
MPaS
KHN
H
MPaHHH 5322
506558
2
21
)14cos/20arctan(tant
zd
3
)(
3
)1(4
1
a
a
Z
)
532
***
(*
*1
*337660**2
12
3 2
3
2
1
1
H
EH
d
t
t
ZZZZ
u
uTK
d
Ⅰ 计算齿宽 b 与模数 ：
；
Ⅰ 计算载荷系数 K：
使用系数 ，根据速度 v= 级精度，由图 10-8 查
得动载系数 ；由表 10-4 查得 ；由图 10-13 查
得 ；由表 10-3 查得 。
故动载系数
Ⅰ 按实际的载荷系数矫正所算得分度圆直径：
Ⅰ 计算模数 ：
3) 按齿根弯曲强度设计：
Ⅰ ；由图 10-28 有
Ⅰ 计算当量齿数： ；
Ⅰ 查取齿形系数：
由表 10-5 查得 ；
Ⅰ 查取应力校正系数：
由表 10-5 查得 ；
s
mt
nd
v )1000*60/(154**
100060
11
ntm
mmdb td
mm
z
d
m tnt
cos
1
1
AK
vK HK
FK HF KK
mmKKKKK HHVA ***
mm
K
K
dd
t
t
3
311
nm mmz
d
mn
cos
1
1
*** FFVA KKKKK
Y
)(tanb
22 bav
vY
cos3
1
1
z
zv
2
2
z
zv
FaY FaY
SaY SaY
Ⅰ 计算大小齿轮 并加以比较：
计算弯曲疲劳许用应力
取失效概率为１％，安全系数为 S=，由式１０－１２得
大齿轮数值大。
设计计算：
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根
弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 可满足弯曲强度，同
时为满足接触疲劳强度，取分度圆直径 计算齿数。故
，取 ，则
4) 几何尺寸计算：
Ⅰ 计算中心距：
圆整为 186m
Ⅰ 修正螺旋角：
变化不多
F
SaFaYY
1 1
1
500
[ ]
FN FE
F
K
MPa MPa
S
2 2
2
380
[ ]
FN FE
F
K
MPa MPa
S
1
11
F
SaFa YY
2
22
F
SaFa YY
)2^24*1/(*2)^14cos(***337660**2
][
cos
2
3
3
2
2
1
1
F
SF
d
t
n
YY
z
YYTK
m
mmmn 3
mmd
30)/3cos(14*
cos1
1
nm
d
z
311 z 1222 z
))14cos(*2/()12231(*3
cos2
)( 21
zzm
a n
236*2
3*)12231(
arccos
2
)(
arccos 21
a
mzz n
Ⅰ 计算齿轮分度圆直径：
Ⅰ 计算齿轮宽度：
故
名称 代号 小齿轮 大齿轮
中心距 a 236
传动比 i
模数 m 3
齿数 z 31 122
分度圆直径 d
齿顶圆直径 da
3.开式齿轮
1) 选择材料及齿数：
高速级小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 280HBS。高速级大齿
轮选用 45 钢调质，齿面硬度为 240HBS，8 级精度。小齿轮 24 齿，
大齿轮齿数由传动比可知为 79 齿，螺旋角 14°。
2) 按齿面接触强度计算：
Ⅰ 试选 Kt=
由图 10-30 及表 10-6 查得 ZH=. ZE=
应力循环次数(设每年工作 300 天）
，
由图 10-19 得 KHN1=，KHN2=，取失效概率 1%，安全系
数 S=1，有 ，
，
许用接触应力取较小者 = H 2H
mm
zm
d n
cos
1
1
mm
mz
d n
cos
2
2
mmdb d
mmB 952 mmB 1001
112300000)10*300*8*2(*1*39*6060 11 hjLnN
34120000/12 uNN
MPaS
KHN
H
MPaS
KHN
H
)14cos/20arctan(tant
zd
Ⅰ
试算小齿轮分度圆直径：
Ⅰ 计算圆周速度：
Ⅰ 计算齿宽 b 与模数 ：
；
Ⅰ 计算载荷系数 K：
使用系数 ，根据速度 v= 级精度，由图 10-8
查得动载系数 ；由表 10-4 查得 ；由图 10-13
查得 ；由表 10-3 查得 。
故动载系数
Ⅰ 按实际的载荷系数矫正所算得分度圆直径：
Ⅰ 计算模数 ：
3) 按齿根弯曲强度设计：
由图 10-28 有
3
)(
3
)1(4
1
a
a
Z
)
539
***
(*
*1
*1280430**2
12
3 2
3
2
1
1
H
EH
d
t
t
ZZZZ
u
uTK
d
s
mt
nd
v
100060
11
ntm
mmdb td *11
AK
vK HK
FK HF KK
*** HHVA KKKKK
3311
t
t K
K
dd
nm mmz
d
mn
cos
1
1
)(tanb
22 bav
vY
Y
Ⅰ 查取齿形系数： ；
Ⅰ 查取应力校正系数： ；
Ⅰ 计算大小齿轮 并加以比较：
；
所以
Ⅰ 设计计算：
mm
mm
mm
mm
4.计算载荷系数 ：
使用系数 ，根据速度 v= 级精度，由图 10-8
查得动载系数 ；由表 10-4 查得 ；由图 10-13
查得 ；由表 10-3 查得
故动载系数
mm
对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算法面模数大于由齿根弯
FaY FaY
SaY SaY
F
SaFaYY
1
11
F
SaFa YY
2
22
F
SaFa YY
F
SaFaYY
)2^24*1/(*2)^14cos(***1280430**2
][
cos
2
3
3
2
2
1
1
F
SF
d
t
nt
YY
z
YYTK
m
zmd nt
sm
nd
v /
1000*60
11
db d
)2( ** ntnan mchh
hb
FK
AK
vK HK
FK FK
*** FFVAF KKKKK
Ft
F
ntn K
K
mm
七、
轴的
设计
曲疲劳强度计算的法面模数，取 可满足弯曲强度，同时
为满足接触疲劳强度，取分度圆直径 计算齿数。故
，取 ，则
所以
4) 几何尺寸计算：
Ⅰ 计算中心距： 将其圆整为 307mm
Ⅰ 修正螺旋角： 变化不多
Ⅰ 计算齿轮分度圆直径：
Ⅰ 计算齿轮宽度： 故
名称 代号 小齿轮 大齿轮
中心距 a 307
传动比 i
模数 m
齿数 z 24 79
分度圆直径 d
齿顶圆直径 da
七．轴的设计
1.初算轴颈
Ⅰ 高速轴：
选择材料 45 钢（调质），硬度 217~255HBS，对称循环弯曲需用
应力 [σ-1]=180MPa，由 A 的范围 103~126，选择 A=112，
，由于轴上开有键槽，使强度下降，故去
mmmn
mmd
cos1
1
nm
d
z
311 z z
1022 z
cos2
)( 21
zzm
a n
2
)(
arccos 21
zzmn
cos
1
1
zm
d n
cos
2
2
zm
d n
mmdb d
mmB 1442 mmB 1501
1
1
min n
PAd
最小轴径为 ，为 35mm。
Ⅰ 中间轴：
选择材料 45 钢（调质），硬度 217~255HBS，对称循环弯曲需用
应力 [σ-1]=180MPa，由 A 的范围 103~126，选择 A=112，
，由于轴上开有键槽，使强度下降，故
去最小轴径为 ，为 45mm。
Ⅰ 低速轴：
选择材料 45 钢（调质），硬度 217~255HBS，对称循环弯曲需用
应力 [σ-1]=180MPa，由 A 的范围 103~126，选择 A=112，
，由于轴上开有键槽，使强度下降，故
去最小轴径为 ，为 65mm。
2.各轴段直径及轴上零件的确定
Ⅰ 高速轴：
Ⅰ段：通过联轴器与电机相连，
根据传动装置的工作条件拟选用 LX3 弹性柱销联轴器，计算转矩
，
，故取高速轴外伸段轴径 35mm，为使
轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故取长度略小于
L1
，为 68mm 可满足要求。键的尺寸 10*8*50
Ⅰ段：满足半联轴器轴向定位要求，故制出轴肩，取 d=40mm，由
轴承座总宽度 ，故选
该段轴长 47mm。
1%)105~%103( d
2
2
min2 n
PAd
2%)105~%103( d
2
2
min3 n
PAd
3%)105~%103( d
mmdd )38~(38)~()~(
电机
mNTmNKTT nc
min0min 7205600][ rr nn
mmCCL 477141610)8~5(21
Ⅰ段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承 30309，尺寸参数
，故取该段轴径 d=45mm，轴
长 。
Ⅰ段：无配合自由表面，由轴承轴向定位要求，故取该轴段轴径
48mm，轴长由箱体尺寸及其他零件位置可微调。
Ⅰ段：齿轮轴段，由前述计算可得，该段长度 63mm。并在该轴段
左右各留出齿轮加工的退刀槽。
Ⅰ段：用于定位轴承，可取直径同Ⅰ段直径 48mm，由于齿轮与箱
体内壁相聚 10mm，且滚动轴承距箱体内壁 5mm，故该段轴长
21mm（包括齿轮加工退刀槽）。
Ⅰ段：与圆锥滚子轴承 30309C 配合，故尺寸同Ⅰ段。
Ⅰ 中间轴：
Ⅰ段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承 30309，尺寸参数
，故取该段轴径 d=45mm，轴
长 。
Ⅰ段：用于满足轴承轴向定位要求，取该段轴径 d=48mm，由于齿
轮与箱体内壁距离 10mm，轴承与箱体内壁相距 5mm，故该段轴
长 21mm。
Ⅰ段：齿轮轴段，由前所述，该段长度 90mm，并在齿轮轴段左右
留出齿轮加工的退刀槽。
Ⅰ段：齿轮轴向定位轴肩，轴径 50mm，轴段长 10mm。
Ⅰ段：与齿轮配合，齿轮右端通过套筒定位。已知齿轮轮毂尺寸
50mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽
度，取 48mm。齿轮左端通过轴肩定位，故该段轴径 46mm。键的
尺寸 b*h*l=16*10*90
Ⅰ段：套筒及轴承的配合。轴承选取圆锥滚子轴承 30309，故该段
轴径 d=45mm，由于轴承与箱体内壁相距 5mm，故该段轴长
。
Ⅰ 低速轴：
mmmmmmTDd
mmmmmmTDd
八、
轴的
校核
Ⅰ段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承 30313，尺寸参数
，故取该段轴径 d=65mm，长度
36mm。
Ⅰ段：与齿轮配合，直径 64mm。齿轮左端通过套筒定位。已知齿
轮轮毂尺寸 85mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略
小于轮毂宽度，取 83mm。齿轮右端通过轴肩定位。
故该段轴径 64mm。键的尺寸 。
Ⅰ段：轴环满足齿轮轴向定位要求，
取 74mm。长度
取 7mm。
Ⅰ段：无配合自由表面，由轴承轴向定位要求，故取该轴段轴径
70mm，长度 72mm。
Ⅰ段：与轴承配合。选取圆锥滚子轴承 30313，尺寸参数
，故取该段轴径 d=65mm，长度
36mm。
Ⅰ段：满足半联轴器轴向定位要求，故制出轴肩，取 d=56mm，由
轴承座总宽度 ，故选
该段轴长 57mm。
Ⅰ段：通过联轴器与开式齿轮相连，取联轴器 HL5,故该段轴径
50mm，长度略小于半联轴器长度，取为 110mm，键的尺寸
20*12*90。
八．输出轴的校核
1) 受力分析
根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定轴承支点位置及各段长
度， ， ， 。
mmmmmmTDd 3614065
mmmm 7018
mmCdd )74~()4~3(64)4~3( 11
mmmmmmTDd 3614065
mmCCL 606242010)8~5(21
lhb **
mmL 1001 mmL mmL
作受力分析：
圆周力
径向力
轴向力
① 水平面
故求得水平弯矩最大值
① 垂直面
N
d
T
Ft 4266)cos/(
7295022
N
F
F ntr
20tan4266
cos
tan
NFF ta
N
LL
LF
F tNH
32
3
1
NFFF NHtNH
mmNLFM NHH *
mmN
DF
M aa
2
2
0
N
故求得 ，
① 总弯矩
整理数据如下表
载荷 水平面 H 垂直面 V
支反力 F
FNH1=
FNH2=
FNV1=
FNH2=
弯矩 M
MH=
m
Mv1=
MV2=
总弯矩 M1=208567Nmm M2=208475Nmm
扭矩 T T=
按弯扭合成应力校核轴的强度
故安全
3) 精确校核轴的疲劳强度
由上分析可知危险截面取弯矩最大处的左右截面。
Ⅰ面：
抗弯截面系数
抗扭截面系数
3*2*
21
21
NVNV
NVNV
FF
MaLFLF
NFNV
NFNV
mmNMV mmNMV
2
1
2
1 VH MMM
2
2
2
2 VH MMM
MPaMPa
W
TM
ca
60][
)(
1
3
2222
333 mmdW
333 mmdWT
合成
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
由表 15-1 查得 ， ，
截面上由于轴肩行程的应力集中系数由表 3-2 查得。
由于 ,
故插值得 ，
轴的材料的敏性系数 ，
故有效应力集中系数
尺寸系数 扭转尺寸系数
轴按磨削加工，表面质量系数为
轴未经强化处理，故 ，求得综合系数为
由碳钢的特性系数范围，取 ，
故安全。
Ⅰ面：
抗弯截面系数
MPa
W
M
b
MPa
W
T
T
T
622150
MPaB 640 MPa2751 MPa1551
64
2
d
r
64
74
d
D
q q
)()1(1 qk
)()1(1 qk
1q
1
1
1
q
k
K
1
1
1
q
k
K
23
275
S
2
2
155
S
2222
S
SS
SS
Sca
333 mmdW
抗扭截面系数
截面上的弯曲应力
截面上的扭转应力
由表 15-1 查得 ， ，
截面上由于轴肩行程的应力集中系数由表 3-2 查得。
由于 ,
故插值得 ，
轴的材料的敏性系数 ，
故有效应力集中系数
尺寸系数 扭转尺寸系数
轴按磨削加工，表面质量系数为
轴未经强化处理，故 ，求得综合系数为
由碳钢的特性系数范围，取 ，
故安全。
333 mmdWT
MPa
W
M
b
MPa
W
T
T
T
622150
MPaB 640 MPa2751 MPa1551
64
2
d
r
64
74
d
D
q q
)()1(1 qk
)()1(1 qk
1q
1
1
1
q
k
K
1
1
1
q
k
K
275
S
2
2
155
S
2222
S
SS
SS
Sca
九、
轴承
的校
核
九．轴承的校核
经查表得圆锥滚子轴承
（1）.高速轴承
1) 求径向载荷
上已求得
又由
求得
0
N
可得
而
e Y
NFFF taae
N
LL
LF
F tNH
32
3
1
NFFF NHtNH
mmN
DF
M aa
2
2
3*2*
21
21
NVNV
NVNV
FF
MaLFLF
NFNV
NFNV
NFFF NVNVr
2
1
2
1 NFFF NVNVr
2
2
2
12
NYFF rd
NYFF rd
又因为
故
则
计算当量动载荷 P
由于工作条件有轻微冲击，故
由 Cr=104kN
所以 安全。
（2）.中速轴承
1.求径向载荷
dae FF
NFFF daea
NFF da
eFF ra 11
eFF ra 22
pf
NFYFXfP arp )()( 1111
NFYFXfP arp )()( 22222
h
h
P
C
n
Lh
4800010*300*8*2
1404000
104000
72060
10
60
10 3
10
6
2
6
1
因为高速和低速齿轮的轴向力的抵销
所以
又由
求得
0
N
可得
而
又因为
故
则
计算当量动载荷 P
由于工作条件有轻微冲击，故
NFae 0
NHF
NHF
mmN
DF
M aa
2
2
3*2*
21
21
NVNV
NVNV
FF
MaLFLF
NFNV
NFNV
NFFF NVNVr
2
1
2
1 NFFF NVNVr
2
2
2
12
NYFF rd
NYFF rd
dae FF
NFFF daea
NFF da
eFF ra 11
eFF ra 22
pf
由 Cr=104kN
所以安全。
（3）.低速轴承的校核
求径向载荷
上已求得
又由
求得
0
N
NFYFXfP arp )()( 11111
NFYFXfP arp )()( 22222
h
h
P
C
n
Lh
4800010*300*8*2
19000000
104000
72060
10
60
10 3
10
6
2
6
1
NFF aae
NFNH
NFFF NHtNH
mmN
DF
M aa
2
2
3*2*
21
21
NVNV
NVNV
FF
MaLFLF
NFNV
NFNV
可得
而
又因为
故
则
计算当量动载荷 P
由于工作条件有轻微冲击，故
由 Cr=104kN
所以 安全。
十．键的校核
轴 1
1) 发动机联轴器处选择键的尺寸
NFFF NVNVr
2
1
2
1
NFFF NVNVr
2
2
2
12
NYFF rd
NYFF rd
12 ddae FFF
NFF da
NFFF daea
eFF ra 11
eFF ra 22
pf
N
FYFXfP arp
)()( 11111
NFYFXfP arp )()( 22222
h
h
P
C
n
Lh
4800010*300*8*2
9580000
185000
72060
10
60
10 3
10
6
2
6
1
mmmmmm 50810
十、
键的
校核
十一、
润滑
方式
齿轮处键连接的挤压应力
故该键安全。
轴 2
1）键的尺寸
齿轮处键连接的挤压应力
故该键安全。
轴 3
1）键的尺寸
齿轮处键连接的挤压应力
故该键安全。
十一．润滑方式
由于所设计的减速器齿轮圆周速度小于 2m/s，故齿轮的润滑方
式选用脂润滑，故箱体上不需要油沟，但轴承上必须加甩油盘。
十二．联轴器的选择
MPaMPa
kld
T
pP
7295022
mmmmmm 901016
MPaMPa
kld
T
pP
33766022
mmmmmm 701016
MPaMPa
kld
T
pP
128043022
十二、
联轴
器的
选择
十三、
减速
器附
件
由于电动机的输出轴径（d=21mm）的限制，选择联轴器为 LX3
型弹性柱销联轴器联，孔径取 35mm。由于输出轴上的转矩大，所
选联轴器的额定转矩大，故选 LX4 型，孔径取 60mm。
十三．减速器附件
1) 检查孔及检查孔盖
位于传动件啮合区上方，尺寸 ，并设有 M8 螺
钉 4 个。检查孔平时用盖板盖住，盖板上方有防漏的垫片。箱盖上
安放盖板的表面进行刨削，并留有 3mm 凸台。
2) 油面指示装置
采用 M16 游标尺，其上刻有最高油面和最低油面的标线。游标
尺在箱体安放部位应保证可以自由取出，倾斜角度选定为 45°。
3) 放油孔及螺塞
减速器设置一个放油孔。由于圆柱螺纹螺塞自身不能防止漏油，
因此在螺塞的下面放置一石棉橡胶纸板封油垫片，螺塞尺寸选择
。
4) 起吊装置
为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。
吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的
钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取 28mm。
5) 启箱螺钉
在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂
有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下
机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为 M12×40。
其中螺纹长度为 34mm，在端部有一个 6mm 长的圆柱。
6) 定位销
本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，
在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸
缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联
接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用 GB117-86 A12×
45。
mmmm
