减速机标准（合集五篇）

第一篇：减速机标准

各类型减速机标准

双圆弧圆柱齿轮基本齿廓（GB/T12759-1991）

ZSY、ZSZ硬齿面中硬齿面圆柱齿轮减速机（JB/T8853-2001）LZ型弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）

LZZ型带制动轮弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）LZJ型接中间轴弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）LZD型锥形轴孔弹性柱销齿式联轴器（GB/T5015-2003）LX型弹性柱销联轴器（GB5014-2003）

LXZ型带制动轮弹性柱销联轴器（GB5014-2003）YK系列圆锥—圆柱齿轮减速机（YB/T050-93）QJ－D型起重机底座式减速机（JB/T8905.2-1999）QJ型起重机减速机（JB/T89051-1999）

QJ－T型起重机套装式减速机（JB/T8905.4-1999）QJ－L型起重机立式减速机（JB/T8905.3-1999）JPT型渐开线圆柱齿轮减速器（JB/T10244-2001）KPTH型渐开线圆柱齿轮减速器（JB/T10243-2001）GS系列高速渐开线圆柱齿轮箱（JB/T7514-94）S系列斜齿-蜗杆减速器（Q/ZTB04-2000）PGB型立式行星齿轮减速器（GB/T11870-1989）谐波齿轮减速器（SJ2604-85）滚柱活齿减速器（JB/T6137-92）

ZY、ZZ系列圆柱齿轮减速器（JB/T8853-1999）ZQ、ZQH型圆柱齿轮减速器（JB1585-75）TP型平面包络环面蜗轮减速器（JB/T9051-1999）圆柱齿轮减速器标准中心距（GB/T10090-1988）

ZLY、ZLZ硬齿面中硬齿面圆柱齿轮减速机（JB/T8853-2001）ZDY、ZDZ硬齿面中硬齿面圆柱齿轮减速机（JB/T8853-2001）CW系列圆弧圆柱蜗杆减速器（JB/T7935-1999）ZC1型双级蜗杆及齿轮-蜗杆减速器（JB/T7008-1993）SCW轴装式圆弧圆柱蜗杆减速机（JB/T6387-1992）WD型圆柱蜗杆减速机（JB/ZQ4390-79）CW系列圆弧圆柱蜗杆减速器（GB9147-88）WH系列圆弧圆柱蜗杆减速机（JB2318-79）SB系列双摆线针轮减速机（JB/T5561-1991）Z系列行星摆线针轮减速机（JB/T2982-1994）带轮的材质、表面粗糙度及平衡（GB11357-89）普通V带（GB1171-89）

V带传动额定功率的计算（GB11355-89）锥齿轮胶合承载能力计算方法（GB11367-89）船用立式行星减速器（GB11870-89）NGW型行星齿轮减速器（JB1799-76）平面包络环面蜗杆减速器（ZBJ19021-89）齿轮加工工艺守则（JB/Z307.9-88）

圆柱齿轮减速器通用技术条件（ZBJ19009-88）ZK行星齿轮减速器（ZBJ19018-89）圆弧圆柱蜗杆减速器（GB9147-88）圆柱蜗杆减速器（JB/ZQ4390-86）圆柱齿轮减速器（ZBJ19004-88）

圆锥齿轮减速器箱体形位公差（JB/ZQ4283-86）圆柱齿轮减速器箱体形位公差（JB/ZQ4282-86）渐开线行星齿轮减速器产品质量分等（JB/ZQ8067-89）平面二次包络环面蜗杆传动的精度（ZBJ19021-89）圆弧圆柱齿轮精度（JB4021-85）

齿轮孔与轴的轻热压配合（带键）（JB/ZQ4285-86）插齿、滚齿退刀槽（JB/ZQ4239-86）齿轮的画法（GB4459.2-84）

圆柱形与圆锥形轴伸（GB1569-90、GB1570-90）锥齿轮承载能力计算方法（GB10062-88）

小模数圆柱齿轮减速器通用技术条件（GB/T12473-90）小模数渐开线圆柱齿轮精度（GB2363-90）

平面二次包络环面蜗杆减速器系列、润滑和承载能力（GB/T16444-1996）平面二次包络环面蜗杆传动术语（GB/T16442-1996）平面二次包络环面蜗杆传动精度（GB/T16445-1996）平面二次包络环面蜗杆传动几何要素代号（GB/T16443-1996）渐开线圆柱齿轮精度（GB10095-88）

渐开线圆柱齿轮胶合承载能力计算方法（GB6413-86）渐开线圆柱齿轮 基本齿廓（GB1358-88）渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法（GB3480-83）齿轮轮齿损伤的术语、特征和原因（GB3481-83）齿轮几何要素代号（GB/T2821-92）

工业闭式齿轮的润滑油选用方法（JB/T8831-2001）齿轮传动装置清洁度（JB/T77929-19999）高速渐开线圆柱齿轮箱（JB/T7514-94）齿轮装置质量检验总则（JB/T6078-92）通用齿轮装置 型式试验方法（JB/T5077—91）齿轮装置噪声评价（JB/T507-91）

工业用闭式齿轮传动装置（GB/Z19414-2003）齿轮磨削后表面回火的浸蚀检验（GB/T17879-1999）齿轮装置效率测定方法（GB/T14231-93）齿轮弯曲疲劳强度试验方法（GB/T14230-93）齿轮接触疲劳强度试验方法（GB/T14229-93）齿轮胶合承载能力试验方法（GB/T13672-92）透平齿轮传动装置技术条件（GB8542-87）齿轮装置噪声及功率级测定方法（GB6404-86）齿轮碳氮共渗工艺及质量控制（JB/T9173-1999）齿轮渗氮、氮碳共渗工艺及质量控制（JB/T9172-1999）齿轮火焰及感应淬火工艺及其质量控制（JB/T9171-1999）齿轮气体渗碳热处理工艺及其质量控制（JB/T7516-94）齿轮调质工艺及其质量控制（JB/T6077-92）重载齿轮 失效判据（JB/T5664-91）

高速齿轮材料选择及热处理质量控制的一般规定（JB/T5078-91）齿轮材料及热处理质量检验的一般规定（GB/T8539-2000）行星传动基本术语（GB11366-89）

摆线针轮行星传动 几何要素代号（GB10107.3-88）摆线针轮行星传动 图示方法（GB10107.2-88）摆线针轮行星传动 基本术语（GB10107.1-88）

SWL蜗轮螺杆升降机型式、参数与尺寸（JB/T8809-1998）直廓环面蜗杆、蜗轮精度（GB/T16848-1997）

圆柱蜗杆、蜗轮图样上应注明的尺寸数据（GB/T12760-91）小模数圆柱蜗杆、蜗轮精度（GB10227-88）小模数圆柱蜗杆基本齿廓（GB10226-88）圆柱蜗杆、蜗轮精度（GB10089-88）圆柱蜗杆模数和直径（GB10088-88）圆柱蜗杆基本齿廓（GB10087-88）

圆柱蜗杆、蜗轮术语及代号（GB100086-88）圆柱蜗杆传动基本参数（GB10085-88）锥齿轮图样上应注明的尺寸数据（GB12371-90）锥齿轮和准双曲面齿轮术语（GB12370-90）直齿及斜齿锥齿轮基本齿廓（GB12369-90）锥齿轮模数（GB12368-90）

锥齿轮和准双曲面齿轮精度（GB11365-89）小模数锥齿轮精度（GB10225-88）小模数锥齿轮基本齿廓（GB10024-88）

锥齿轮承载能力计算方法 齿根弯曲强度计算（GB/T10062.3-2003）

锥齿轮承载能力计算方法 齿面接触疲劳（点蚀）强度计算（GB/T10062.2-2003）锥齿轮承载能力计算方法 概述和通用影响系数（GB/T10062.1-2003）圆弧圆柱齿轮精度（GB/T15753-1995）圆弧圆柱齿轮基本术语（GB/T15752-1995）双圆弧圆柱齿轮承载能力计算方法（GB/T13799-92）

高速渐开线圆柱齿轮和类似要求齿轮承载能力计算方法（JB/T8830-2001）渐开线直齿和斜齿圆柱齿轮承载能力计算方法 工业齿轮应用（GB/T19406-2003）圆柱齿轮 检验实施规范 表面结构和轮齿接触斑点的检验（GB/Z18620.4-2002）圆柱齿轮 检验实施规范 齿轮坯、轴中心距和轴线平行度（GB/Z18620.3-2002）圆柱齿轮检验实施规范 径向综合偏差、径向跳动、齿厚和侧隙的检验（GB/Z18620.2-2 圆柱齿轮检验实施规范 轮齿同侧齿面的检验（GB/Z18620.1-2002）渐开线圆柱齿轮精度检验规范（GB/T13924-92）齿条精度（GB10096-88）

渐开线圆柱齿轮精度 径向综合偏差与径向跳动的定义和允许值（GB/T10095.2-2001 渐开线圆柱齿轮精度 轮齿同侧齿面偏差的定义和允许值（GB/T10095.1-2001）通用机械渐开线圆柱齿轮承载能力简化计算方法（GB10063-88）齿轮螺旋线样板（GB/T6468-2001）齿轮渐开线样板（GB/T6467-2001）

渐开线圆柱齿轮图样上应注明的尺寸数据（GB/T6467-2001）

圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法积分温度法（GB/Z6413.2-200 圆柱齿轮、锥齿轮和准双曲面齿轮胶合承载能力计算方法闪温法（GB/Z6413.1-2003）渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法（GB/T3480-1997）

通用机械和重型机械用圆柱齿轮标准基本齿条齿廓（GB/T1356-2001）谐波齿轮传动基本术语（GB/T12601-90）齿轮轮齿磨损和损伤术语（GB/T3481-1997）齿轮基本术语（GB/T3374-92）

平面二次包络环面蜗杆减速器技术条件（GB/T16446-1996）蜗杆减速器加载试验方法（JB5558-91）

机械无级变速器分类及型号编制方法（JB/T7683-95）机械无级变速器试验方法（JB/T7346-94）摆线针轮减速机噪声测定方法（JB/T7253-94）验收试验中齿轮装置机械振动的测定（GB8543-87）圆柱齿轮减速器加载试验方法（JB/T9050.3-1999）圆柱齿轮减速器接触斑点测定方法（JB/T9050.2-1999）圆柱齿轮减速器通用技术条件（JB/T9050.1-1999）

摆线针轮减速机承载能力及传动效率测定方法（JB/T5288.3-91）圆柱齿轮减速器基本参数（GB10090-88）少齿数渐开线圆柱齿轮减速器（JB/T5560-91）摆线针轮减速机清洁度测定方法（JB/T5288.2-91）摆线针轮减速机温升测定方法（JB/T5288.1-91）齿轮几何要素代号（GB/T2821-2003）

小模数渐开线圆柱齿轮基本齿廓（BG/T2362-1990）渐开线圆柱齿轮模数（GB/T1357-1987）圆弧圆柱齿轮模数（GB/T1840-1980）全封闭甘蔗压榨机减速器（JB/T6121-92）辊道电机减速器(JB/T5562-91)谐波传动减速器(GB/T 14118-93)机械式联轴器选用计算（JB/T 7511-94）联轴器术语（GB/T 3931-1997）

紧固件机械性能螺母粗牙螺纹（GB/T3098.2-2000）螺纹紧固件应力面积和承载面积（GB/T16823.1-1997）

螺栓、螺钉贺螺柱的公称长度和普通螺栓的螺纹长度（GB3106-82）螺纹紧固件电镀层（GB5267-85）

钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副技术条件（GB/T3633-1995）钢结构用扭剪型高强度螺栓连接副（GB/T3262-1995）

钢结构用高强度大六角头螺栓、大六角螺母、垫圈技术条件（GB1231-91）钢结构用高强度大六角螺母（GB/T1229-91）钢结构用高强度大六角螺栓（GB/T1228-91）等长双头螺柱C级（GB953-88）等长双头螺柱B级（GB901-88）钢结构用高强度垫圈（GB/T1230-91）地脚螺栓（GB799-88）双头螺柱（GB897-88）

紧固件验收检查、标志与包装（GB90-85）ZK行星齿轮减速机（JB/T 9043.1－1999）机械式联轴器公称扭矩系列（GB3507-83）

第二篇：减速机维修标准

减速机维修标准

减速机在使用一段时间后，为保证其安全工作需进行检修，很多时候检修者并非专业技术人员，那么该怎么判定其是否达标？小编整理出了减速机维修检验标准，按照下列标准进行参考，基本上可以让非技术人员对减速机进行正确判断。

一、标准件部分

1、齿轮的啮合面积一定要符合要求，轴水平度、平行度的误差也应在保证啮合面积的前提下进行适当的调整。

2、齿轮各轴应平行且水平，其平行度、水平度误差不应大于0.04mm。

二、外壳及安装检查

1、箱体与底座接触良好，箱体不得有裂纹和严重沙眼，用煤油装入箱体，检查不得有渗漏；各结合面严密不漏油(可用0.05mm厚塞尺检查)。

2、纵向水平度可按联轴器中心标高测定，其允差为±0.04/1000。

3、横向水平度在下箱加工面上测定，其允差为±0.04/1000。

4、底座与基础的接触面间隙允差为0.1mm，否则用调整垫片调整，不允许用紧固螺栓的办法消除间隙。

5、各连接螺栓应紧固，防松垫圈等不得有遗漏，不合适的螺栓、螺帽要及时更换。

6、修理外壳时要更换所有的垫片和填料，结合面必须平滑。油位要合适，油质要清洁，没有漏油现象。

7、箱体内有冷却水管的减速机，水管应畅通并按工作压力的1.5倍做水压试验，不得有渗漏。

三、试运转

运转时减速机声音正常无异音，轴承温度正常，合金轴承

不应高于65℃，铜瓦、滚动轴承不应高于70℃；运转平稳不振动，在轴承处测量间隙不应大于0.06mm；检查孔、油位计、轴承盖、油管等无泄漏。

大家都知道保养对延长机器的使用寿命很重要，减速机也不例外，减速机正确的保养方法有：

(1)、所有减速机严禁带负荷启动。更换配件后必须经过磨合和负荷试车后，才能正常使用。

(2)、减速机在使用过程中，应密切注意各传动部分的转动灵活性，对使用过程中发现的异常声音及高温现象应及时通知维修人员。

(3)、经常检查螺栓牢固程度和油量，油位低于油标尺的下刻度线时应及时通知维修人员进行补油。

(4)、为使减速机易于散热，应保持表面清洁，通气孔不得堵塞。

(5)、应对运行中的减速机每小时巡检一次，注意观察油泵供（立式摆线减速机）油情况。对油温过高造成油管断裂的减速机应进行重点巡查。

矿中机械整理提供

第三篇：减速机生产厂家

1、上海锡蓝减速机

上海锡蓝减速机有限公司是专业制造减速机厂家之一,拥有国际同行中最先进的制造和检测设备。十几年来,通过自主开发和引进,美、日、德、意等国先进技术,形成了六万余各种规格的主导产品和千余种专用产品。产品覆盖冶金、矿山、起重、建筑、运输、化工、轻纺、食品、医药、印刷、橡塑及国防等行业。

主导产品:H、B系列工业齿轮箱、P系列工业齿轮箱、R系列斜齿轮减速机、S系列斜齿轮-蜗轮减速机、F系列平行轴斜齿轮减速机、K系列斜齿轮-锥齿轮减速机、T系列螺旋锥齿轮转向箱、X.B摆线针轮减速机、RV系列蜗轮蜗杆减速机、WB微型摆线针轮减速机、MB行星摩擦式机械无级变速器、SWL系列蜗轮丝杆升降机、WP系列蜗轮蜗杆减速机、MB无级变速器与X、F、R、S、K、RV系列的组合。ZDY、ZLY、ZSY硬齿面圆柱齿轮减速机、JZQ、ZD、系列圆柱齿轮减速机等数千种规格的产品，是目前国际上工业动力传输领域最普遍采用的减速驱动装置。

加工设备:德国克林贝格蜗杆磨床、德国普发特滚齿机、日本加工中心数控处理设备、数控蜗杆砂轮磨齿机、数控剃齿机、数控滚刀刃磨床等„„

上海锡蓝减速机有限公司铭刻:坚持以质量为根本,以信誉求发展,向国内外用户提供可信性的产品为宗旨,不断引进新设备新技术,并有最优秀的人才投入开发与研究,使企业具备了赶超先进水平的技术实力,使产品的技术性能、内部结构和外观造型都具有优良的品质。企业的各类产品销往全国各地,出口东南亚、新加坡、香港等地。

优秀的员工团队,雄厚的研发能力,先进的加工设备,完善的销售网络,严格的质保体系,赋予震威公司充满未来,也给客户最大的信心保证,让我们携手共创辉煌的明天!

2、泰隆减速机

江苏泰隆减速机股份有限公司现拥有总资产9.15亿元，固定资产6.92亿元，占地面积80 万平方米，员工3000多人，专业工程技术人员1100 人。从美国、德国、日本、俄罗斯、奥地利等国家引进的大型数控磨齿机、大型数控镗铣床、蜗杆磨床、加工中心、碳氮共渗炉等一批高精尖的生产设备和检测设备占48%，加工工件直径最大达到5米，生产的单台减速机最大达120 吨。建立了全国同行业中检测功能最全、仪器最先进的2000kW 测试中心，创建了江苏省技术中心、江苏省传动机械与控制工程技术研究中心、泰隆集团-哈工大工程技术研究中心、博士后科研工作站。公司的主打产品减速机在原有十几个系列，几十万种规格的基础上，采用先进的模块化、点线啮合等技术开发出了TL模块化齿轮减速电机、TXP 行星模块化减

速器、重载模块化齿轮减速器、点线啮合减速器、立式磨机及边缘传动磨机齿轮箱、铝冶行业的联合开卷

卷取齿轮箱、三环减速器、星轮减速器、风电齿轮箱、水力发电变速装置、核电循环水泵驱动变速装置等高新技术产品，以及各类特殊非标齿轮箱。泰隆工业园区已经成为国内最大的钢帘线设备生产基地，双叶、三叶罗茨风机及高温风机批量出口东南亚及欧美。

3、通力减速机

浙江通力重型齿轮股份有限公司（原通力减速机有限公司）是一家从事通用减速机、风力发电齿轮箱

及重载齿轮箱研发、制造、销售的专业性公司。产品被评为浙江省名牌产品，公司先后荣获国家重点高新技术企业、全国诚信守法企业、浙江省著名商标、浙江省技术创新优秀企业等荣誉称号。

4、宇减减速机

上海宇减传动机械有限公司（原山东德州德奥减速机厂），老厂成立于2002年, 内部分为蜗轮蜗杆部、齿轮部和搅拌部。产品分十几类上百个型号，公司生产的减速机特点：承载能力强，按装方便，外型美观，传动平稳，噪声小，模块化设计，并能代替国外产品。产品通过ISO9001：2000 国际质量体系认证，畅销全国，受到广大用户的一致好评。宇减传动机械有限公司是一家专业从事蜗轮蜗杆减速机、RSKF 四大系列减速机、硬齿面齿轮减速机、齿轮减速机加工、蜗轮蜗杆加工、RV 蜗轮蜗杆减速机、丝杆升降机、摆

线针轮减速机、精密无间隙减速机、蜗轮蜗杆副、搅拌设备、污水处理设备、脱硫脱销设备及各种环保设备的研发、生产、工程承包、技术服务、设计、制造的专业公司。

宇减减速机主要有蜗轮蜗杆减速机、齿轮减速机、RSKF 四大系列减速机、平面二次包络减速机、软

硬齿面齿轮减速机、丝杆升降机、太阳能回转减速机、回转支承、精密无间隙减速机、蜗轮蜗杆副、无噪

音无间隙减速机、减速机配件、蜗轮蜗杆加工、联轴器、机械密封、搅拌器、搅拌装置、搅拌设备、浓密

机、脱硫塔、选矿设备、常压容器等机械产品。在电力、煤炭、水泥、冶金、港口、船舶、起重、环保、舞台、物流、纺织、造纸、轻工、塑料等领域应用较多。

5、泰星减速机

泰星减速机股份有限公司（江苏省泰兴减速机厂），现已成为中国最大的减速机生产基地，中国机械工业500强重点企业。现有员工近3000人，其中工程技术人员286人，占地38 万平方米，拥有固定资产3.8亿元，已形成年产20方台减速机的规模。公司以一流的管理、一流的质量、一流的技术、一流的产品、一流的服务闻名全国，各项经济技术指标连续16 年雄居全国同行榜首。泰星牌减速机荣获中国名牌产品、中国减速机行业唯一的国家“121”重点保护名优产品、全国用户满意产品，赢得了国家重点工程、重点企业、重点项目的青睐。企业获得了科学管理先进企业、全国创名牌重点企业、全国科学管理示范基地、江苏省文明单位等荣誉称号。

第四篇：一级减速机课程设计

仅供参考

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=2.2KN；带速V=2m/s； 滚筒直径D=350mm。

运动简图

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：

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 =0.86(2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总

=2200×2.0/1000×0.86 =3.784KW

3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.4/π×220 =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

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

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 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

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比（1）取i带=3（2）∵i总=i齿×i 带π ∴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)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

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

3、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

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

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

由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2

P=2.76KW PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW 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

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 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 在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距 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 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 α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =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 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 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)

(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： 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)=791.9N

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 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(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： 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 [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得： d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 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

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 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：

[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 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] 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 a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(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．

六、轴的设计计算

从动轴设计

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：

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，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×(2.53/121.67)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

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

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

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

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

（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 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

II段:d2=40mm

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： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=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求转矩：已知T2=198.58N?m 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

(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 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： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?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(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(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

=[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）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。

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：

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，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

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

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

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，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。(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 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(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=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

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4

Mec=[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 由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够

（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

(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，查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

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 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N

FA2=FS2=682N(3)求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

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(5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3

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

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, 基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN，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 L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)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

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 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本P265表（14-14）得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

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×(1×1129+0)=1693.5N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3

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

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 2．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 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。

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

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

选用游标尺M12 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.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 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

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(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

(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)

(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)

(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

(15)

Df.d2

(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

(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

(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＝D2.九、润滑与密封 1.齿轮的润滑

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

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 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！

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。

第五篇：一级减速机课程设计

仅供参考

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=1.6KN；带速V=1.6m/s； 滚筒直径D=240mm。

运动简图

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：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.98×0.97×0.98×0.99×o.96 =0.85(2)电机所需的工作功率： Pd=FV/1000η总

=1600×1.6/1000×0.85 =3.01KW

3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=60×1000V/πD =60×1000×1.6/π×600 =44.59r/min

根据查表得到的合理传动比范围，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。由查表得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

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 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

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比（1）取i带=3（2）∵i总=i齿×i 带π ∴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)nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

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

3、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

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

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

由查表可得10-8得：kA=1.2

PC=KAP=1.2×2.76=3.3 据PC=3.3KW和n1 由图可知：选用A型V带=473.33r/min KW P=2.76KW（2）确定带轮基准直径，并验算带速 由查表可得，取dd1=95mm>dmin=75 dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm 由查表可得，取dd2=280 带速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×95×1420/60×1000

=7.06m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距 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 由查表可选取相近的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

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a =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 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 查[1]表10-3，得Kα=0.94；查表得 KL=0.99 Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99] =2.26(取3根)

(6)

计算轴上压力

由由查表可得q=0.1kg/m，由单根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)=791.9N

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。查表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 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由表取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(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由图查得： 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 查图中曲线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 [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa 故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取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

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm 齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm 取b2=55mm

b1=60mm(7)复合齿形因数YFs

由图得：YFS1=4.35,YFS2=3.95(8)许用弯曲应力[σbb] 根据课本[1]P116：

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由图得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa 由图得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1

YN2=1 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] 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 a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm(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．

六、轴的设计计算

从动轴设计

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。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[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，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查表可得，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

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

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

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

可采用弹性柱销联轴器，查表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

（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 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

II段:d2=40mm

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： L2=（2+20+19+55）=96mm III段直径d3=45mm L3=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求转矩：已知T2=198.58N?m ③求圆周力：Ft 根据公式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N ④求径向力Fr 根据公式得

Fr=Ft×tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm

(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 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： MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?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(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m(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

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度 由公式

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453 =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。

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。查表可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表可知：[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，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

d≥C

查表可得，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

齿轮作用力：

圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

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

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，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。(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：根据公式得 Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N ④求径向力Fr根据公式得

Fr=Ft×tanα=2.13×0.36379=0.76N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=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

MC=（MC12+MC22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83N?m(5)计算当量弯矩：得α=0.4

Mec=[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 由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

（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

(1)由初选的轴承的型号为: 6209，查表可知: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，查表可知极限转速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

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 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=682N

FA2=FS2=682N(3)求系数x、y FA1/FR1=682N/1038N =0.63 FA2/FR2=682N/1038N =0.63 根据表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)计算当量载荷P1、P2 根据表取f P=1.5 根据公式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N 由公式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查表可知: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，查表可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 得轴承内部轴向力

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 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据表得e=0.68 FA1/FR1

x1=1

FA2/FR2

x2=1 y1=0

y2=0(4)计算当量载荷P1、P2 根据表取f P=1.5 根据公式得

P1=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

∵P1=P2 故取P=1693.5N ∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N 由公式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h ∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算 1．根据轴径的尺寸，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 2．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 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。

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

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

选用游标尺M12 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.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 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

取z1=8

(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(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

(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)

(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)

(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

(15)

Df.d2

(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

(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

(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＝D2.九、润滑与密封 1.齿轮的润滑

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

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 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！

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。