二级斜齿轮圆柱齿轮减速器设计

湖北工业大学商贸学院毕业设计摘 要减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。上世纪7080年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。其主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。当今世界减速器正被越来越多地应用各种民用和军用设备上，另一方面，人们对减速器的要求随着时代的变革也在发生着变化，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高的减速器更受人们喜爱，减速器也正朝着高水平、高性能的方向不断推进。关键字：减速器 转矩 传动零件 轴承 AbstractSpeed reducer in the original motivation and implement mechanism between the matching speed and torque transfer function, in the modern machine is widely applied in the. Speed reducer can be classified according to use general reducer and special reducer two categories, both the design, manufacture and use of characteristics of different.70 of the last century80s, the world speed reducer technology had very great progress, and the development of new technology revolution closely reducer is the prime mover and machine between independent closed gearing device, used to reduce speed and increase torque, to meet the operational needs, in some occasions also used to speed-up, called the speeder. The reducer is a kind of relatively sophisticated machinery, the use of it is designed to reduce the speed, increased torque. It is mainly composed of a driving parts ( gear or worm ), shaft, bearing, box and its accessories. Speed reducer can be classified according to use general reducer and special reducer two categories, both the design, manufacture and use of characteristics of different. In todays world of reducer are being increasingly applied in various civil and military equipment, on the other hand, people on the reducer requirements with the change of time is also changing, small volume, light weight, low noise, high efficiency, high reliability of the reducer is more influenced by people like love, speed reducer is also facing the high level, high performance continuously in the direction of advance.Keywords: Retarder Torque Transmission parts Bearing目 录摘 要IAbstractII目 录III引 言11 设计任务书21.1 设计题目21.3 设计内容21.4 设计要求22 传动装置的总体方案设计32.1 对传动方案的要求32.2 拟定传动方案32.2.1 选用闭式斜齿圆柱齿轮32.2.1 选用带传动32.3 电动机的选择32.3.1 选择电动机的类型和结构形式32.3.2 电动机转速的确定42.3.3 确定电动机的功率和型号42.4 传动比的分配62.5 计算传动装置的运动和动力参数62.5.1 各轴转速的计算62.5.2 各轴输入功率计算62.5.3 各轴的输入转矩据算73 传动零件的设计计算83.1 设计带传动的设计83.2 高速级齿轮传动的设计计算103.2.1 选定高速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数103.2.2按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数103.2.3 确定传动尺寸113.2.4 校核齿根弯曲强度123.2.4 齿轮结构设计133.3 低速级齿轮传动的设计计算143.3.1 选定低速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数143.3.2 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数143.3.3 确定传动尺寸153.3.4 校核齿根弯曲强度163.3.4 齿轮结构设计174 轴的设计194.1 轴的材料选择和最小直径估算194.2 轴的结构设计194.2.1 高速轴的结构设计194.2.2 中间轴的结构设计204.2.3 低速轴的结构设计215 轴的校核225.1 轴的力学模型的建立225.1.1 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定225.1.2 绘制轴的力学模型图225.2 计算中间轴上的作用力235.3 计算支反力235.4 绘转矩、弯矩图245.5 弯扭合成强度校核256 零件的选择与校核266.1 键的选择与校核266.2 联轴器的选择267 滚动轴承的选择和校核277.1 中间轴滚动轴承的选择277.2 滚动轴承的校核277.2.1 计算径向载荷277.2.2 计算内部轴向力277.2.3 计算轴承所受的轴向载荷277.2.4 计算当量载荷287.2.5 验算轴承寿命288 润滑与密封的设计298.1 润滑设计298.2 密封设计299 箱体的结构设计309.1 确定箱体的尺寸与形状309.2 合理设计肋板309.3 合理选择材料3010 减速器附件的结构设计3211 减速器输出轴加工工艺3311.1 输出轴的零件图和技术要求3311.2 输出轴的加工工艺分析3311.2.1主要加工表面3311.2.2 次要加工表面3411.3 输出轴加工工艺路线和加工过程3411.3.1输出轴加工工艺路线3411.3.2 输出轴加工过程3411.4 检验 按图样技术要求项目检查3811.4.1 选择机床与工艺装备3811.5.1 粗车工序图3911.5.2 半精车工序图3911.5.3 精车工序图3911.5.4 粗铣工序图4011.5.5 精铣工序图4011.5.6 粗磨工序图4011.5.7 精磨工序图40结 束 语41参 考 文 献42致 谢4346湖北工业大学商贸学院毕业设计引 言减速器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。本设计采用的是二级斜齿轮传动机器，主要研究其传动部分的结构和效率，传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为二级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。 主要设计的部分包括带传动、斜齿轮、高速轴、中间轴以及输出轴、轴承、键、零部件及其箱体的结构设计。1 设计任务书1.1 设计题目运用机械设计中机械传动装置的设计原理,完成带式输送机的传动方案的设计,完成减速器装配图,要求选用带传动,选用标准中心距。1.2 设计任务（1）减速器装配图（0号） 1张 （2）低速轴零件图（2号） 1张（3）低速级大齿轮零件图（2号） 1张 （4）设计计算说明书 1份1.3 设计内容设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器。有轻微冲击,工作经常满载,原动机为电动机,齿轮单向传动,单班制工作（每班8小时）,运输带速度误差为5%,减速器使用寿命5年,每年按300天计,小批量生产,启动载荷为名义载荷的1.5倍。 1.4 设计要求1）各级齿轮传动的强度验算2）中间轴的弯扭合成强度验算3）中间轴键的强度验算（只验算一处）4）中间轴上的滚动轴承寿命验算5）两级传动大齿轮浸油深度验算6）选择减速器内齿轮润滑方式验算V7）选择滚动轴承的润滑（剂）方式验算dn2 传动装置的总体方案设计2.1 对传动方案的要求 合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠、机构简单、尺寸紧凑、传动效率高、重量轻、成本低廉、工艺性好、使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要统筹兼顾，满足最主要的和最基本的要求。将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。2.2 拟定传动方案 满足同一工作机功能要求，往往可采用不同的传动机构，不同的组合和布局，从而可得到不同的传动方案。拟定传动方案时，应充分了解各种传动机构的性能及适用条件，结合工作机所传递的载荷性质和大小、传动方式和速度以及工作条件等。将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.2.1 选用闭式斜齿圆柱齿轮齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动装置中一般采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级采用闭式斜齿轮传动。另一方面，其润滑及防护条件最好，传动较平稳，动载荷较小、结构简单紧凑。其加工上只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.2.1 选用带传动带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起到过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递相同功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。由以上条件可初步确定带式运输机传动装置及其简图。2.3 电动机的选择选择电动机的内容包括：选择电动机类型、结构形式、功率、转速和型号。2.3.1 选择电动机的类型和结构形式电动机的类型和结构形式应根据电源种类、工作天剑、工作时间的长短及载荷性图2-1 带式运输机传动装置及其简图质、大小、起动性能和过载情况等条件来选择。工业上一般采用三相交流电动机。Y系列三相异步电动机由于具有结构简单、价格低廉、维护方便等优点，故应用最广泛。因此，根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。2.3.2 电动机转速的确定同一功率功率的异步电动机有同步转速1500、1000、750r/min等几种。一般来说，电动机的同步转速越高，磁极对数越少，外廓尺寸越小，价格越低；反之，转速越低，外廓尺寸越大，价格越贵。当工作机转速高时，选用高速电动机教经济。但若工作机转速较低也选用高速电动机，则总传动比会增大，会导致传动结构复杂，造价较高。所以在确定电动机转速时，应全面分析。2.3.3 确定电动机的功率和型号电动机的功率选择是否合适，对电动机的正常工作和经济性都有影响。功率选得过小，不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载而过早损坏；功率选得过大，则电动机价格较高，且经常不在满载下运行，电动机效率和功率都较低，造成很大的浪费。电动机功率的确定，主要与其载荷的大小、工作时间长短、发热多少有关。对于长期连续工作、载荷较稳定的机械，可根据电动机所需的功率来选择，而不必校核电动机的发热和起动力矩。选择时应使电动机的额定功率稍大于电动机的所需功率，具体计算如下：1） 工作机所需要的有效功率为：kW 2.（1）为了计算电动机所需功率，需要确定传动装置总效率。为V带的效率,为轴承1的效率，、为齿轮啮合传动的效率，为联轴器的效率，为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。则传动装置的总效率为：0.950.990.960.8；电动机所需工作功率为： PP/1.98/0.82.5kW 2.（2）查表选取电动机的额定功率为3kW。2） 电动机转速的选择 选用常用同步转速1500r/min和1000r/min两种作对比。工作机转速 2.（3）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3.0kw。满载转速1430 r/min，同步转速1500r/min。由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为1430/70.02820.42 2.（4） 图2-2 电动机的外型图表2-1 电动机主要参数方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速电动机重量N参考价格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y100L2-43150014303321020.42210.21中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD100380 283 245160 1401228608 542.4 传动比的分配 由可得，式中分别为V带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2，则减速器传动比为20.42/210.21取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比 2.（5）则低速级的传动比 2.（6）2.5 计算传动装置的运动和动力参数2.5.1 各轴转速的计算 1430/2715r/min 715/4.38196.43r/min /196.43/2.8=70 r/min =70 r/min2.5.2 各轴输入功率计算 2.50.952.375kW22.3750.980.982.281kW42.2810.980.982.191kW8=2.1910.980.992.126kW2.5.3 各轴的输入转矩据算电动机轴的输出转矩=9550 =95502.5/1430=16.696 Nm 2.（7）所以: 2.375/715=31.722 Nm 2.281/196.43=110.897Nm 2.191/70=298.915Nm = 2.126/70=289.911 Nm将传动装置的运动和动力参数归纳于表2-1表2-1 运动和动力参数轴号转速n（r/min功率/kw 转矩/N.m 014302.5 16.696 7152.375 31.722 196.43 2.281110.897 70 2.191 298.915 702.126 289.9113 传动零件的设计计算注：本计算采用西北工业大学编机械设计（第七版）的计算方法。有关设计计算公式、图标、数据均引自此书。3.1 设计带传动的设计(1)确定计算功率查教材表8-6得工作情况系数，P为传递的额定功率,既额定功率P=2.5kw。, 3.（1）（2）选择带型号根据，,查教材表8-8和表8-9选用带型为Z型带（3）确定大、小带轮的基准直径选取带轮基准直径查教材表8-3和表8-7得小带轮基准直径，则大带轮基准直径； 3.（2）式中带传动的滑动率，通常取（1%2%），圆整后取。误差小于5，是允许的。 （4）验算带速v ； 3.（3） 在525m/s范围内，带充分发挥。（5）确定中心距 中心距,所以初步选取中心距mm，初定中心距，（6） 基准长度计算 =； 3.（4）对于Z型带，查教材表8-2选取基准长度 得实际中心距，取 3.（5）(7)验算小带轮包角，包角合适。 3.（5）(8)确定v带根数z因，带速，传动比,查教材表8-5a或8-5c和8-5b或8-5d,并由内插值法得 。查教材表8-2得=1.08，查教材表8-8,并由内插值法得=1.0由公式8-22得 3.（6）故选Z=4根带。（9）计算预紧力查教材表8-4可得,故: 单根普通带张紧后的初拉力为（10）计算作用在轴上的压轴力 利用公式可得: 3.（7）表3-1 V带传动的主要参数名称结果名称结果名称结果带型Z 传动比根数Z=4带轮基准直径基准长度预紧力中心距a=370mm压轴力查表8-10可得：槽间距e=120.3mm；槽边距f=81mm。则带轮轮缘宽度：B=（z-1)e+2f=(4-1)x12+27mm=50mm；大带轮毂孔直径由后续高速轴设计而定，d= 20mm，大带轮毂宽度L：当B1.5d时，取L=B=50mm。3.2 高速级齿轮传动的设计计算3.2.1 选定高速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数考虑到带式运输机为一般机械，故用斜齿轮传动，高速级小齿轮选用45钢调质，平均齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45钢正火，平均齿面硬度为200HBS。选用8级精度。3.2.2按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数 因为是闭式软齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度进行设计，即 3.（8）确定上式各参数的值:（1）试选=1.4，31722N/mm，u=3.64；（2）按表10-7取齿宽系数1.0；（3）取，取初选螺旋角 则由公式可得： 1.88-3.2（） 3.（9） 1.883.2（1/251/91）cos141.666（4） 由，查图18-19得区域系数Z=2.41；（5） 由表10-5查得材料的弹性影响系数 （6） 许用接触应力按计算。 查教材图10-21得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接 触疲劳强度极 限。 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =607151（83005） 3.（10） =5.14810h N=N/u=1.41410查图10-22得接触疲劳寿命系数，失效概率为1%,取安全系数,应用公式10-12得:= 3.（11）= 3.（12） 取 初算小齿轮的分度圆直径d，得 3.（13）=3.2.3 确定传动尺寸（1）计算圆周速度，因此7级精度合用（2）计算载荷系数K。查教材表10-2可得使用系数=1.25；根据,7级精度, 查教材由表10-8得动载系数K=1.04；查教材表10-3可得齿间载荷分配系数；查教材图10-8可得齿向载荷分配系数故载荷系数:（3） 对进行修正。 3.（14）（4）确定模数。=， 3.（15）取为标准模数=2mm（5） 计算中心距。 a=119.55 3.（16）圆整为a=120（6） 精算螺旋角。=arccos 3.（17） 因为值与初选值相差不大，故与值有关的数据不需修正。（7） 精算分度圆直径。 3.（18）（8）计算齿宽，取3.2.4 校核齿根弯曲强度由式可得 3.（19）式中各参数为：（1） 值同前；（2） 由当量齿数 3.（20） 由图10-17、10-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数Y2.62 ；Y2.20 应力校正系数Y1.59； Y1.78（3）计算斜齿轮的纵向重合度=0.318=2.949 3.（21）查图10-21得螺旋角影响系数为（4） 许用弯曲应力由式，即按计算，查图10-15可得弯曲疲劳极限查图10-22可得弯曲疲劳寿命系数取，安全系数，故 3.（22） 3.（23） = 3.（24）满足齿根弯曲疲劳强度。（5） 高速级各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：，中心距，模数3.2.4 齿轮结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的中间轴配合段直径计算，见表3-2；大齿轮2结构图参见设计图。高速级齿轮传动尺寸归于表3-3。表3-2 大齿轮2结构尺寸名 称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径由中间轴设计而定40轮毂直径64轮毂宽度65（取为与齿宽b2相等）腹板最大直径150板孔分布圆直径107板孔直径25腹板厚度153.3 低速级齿轮传动的设计计算3.3.1 选定低速齿轮类型、精度等级、材料，热处理及齿数考虑到带式运输机为一般机械，故用斜齿轮传动，高速级小齿轮选用45钢调质，平均齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45钢正火，平均齿面硬度为200HBS。选用8级精度。3.3.2 按齿面接触疲劳强度初步计算齿轮参数 因为是闭式软齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度进行设计，即确定上式各参数的值:（1）试选=1.4，110897N/mm，u=2.8；（2）按表10-7取齿宽系数1.0；（3）取，取初选螺旋角则由公式可得： 1.88-3.2（） 1.883.2（1/301/87）cos121.7（4）由，查图18-19得区域系数Z=2.45；（5）由表10-5查得材料的弹性影响系数 （6）许用接触应力按计算。查教材图10-21得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =60196.431（83005） =1.41410h N=N/u=5.0510查图10-22得接触疲劳寿命系数，失效概率为1%,取安全系数,应用公式10-12得:= 取初算小齿轮的分度圆直径d，得=3.3.3 确定传动尺寸（1）计算圆周速度，因此8级精度合用（2）计算载荷系数K。查教材表10-2可得使用系数=1.25；根据,7级精度, 查教材由表10-8得动载系数K=1.02；查教材表10-3可得齿间载荷分配系数；查教材图10-8可得齿向载荷分配系数故载荷系数:（3）对进行修正。（4）确定模数。=，取为标准模数=4mm（5）计算中心距。 a=239.23圆整为a=240（6）精算螺旋角。=arccos 因为值与初选值相差不大，故与值有关的数据不需修正。（7）精算分度圆直径。（8）计算齿宽，取3.3.4 校核齿根弯曲强度由式可得式中各参数为：（1）值同前；（2）由当量齿数 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数Y2.40 ；Y2.16 应力校正系数Y1.67； Y1.81（3）计算斜齿轮的纵向重合度=0.318=2.949查图10-21得螺旋角影响系数为（4）许用弯曲应力由式，即按计算，查图10-15可得弯曲疲劳极限查图10-22可得弯曲疲劳寿命系数取，安全系数，故 =满足齿根弯曲疲劳强度。（5）低速级各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：，中心距，模数3.3.4 齿轮结构设计小齿轮3由于直径较小，采用键连接结构；大齿轮4采用孔板式结构，结构尺寸按经验公式和后续设计的低速轴配合段直径计算，见表3-4；大齿轮4结构图参见设计图。高速级齿轮传动尺寸归于表3-5。表3-4 大齿轮4结构尺寸名 称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径由中间轴设计而定65轮毂直径104轮毂宽度125（取为与齿宽b4相等）腹板最大直径323板孔分布圆直径214板孔直径55腹板厚度38 表3-3 高速级齿轮传动的尺寸 表3-5 低速级齿轮传动的尺寸名 称计算公式结果/mm名 称计算公式结果/mm法面模数2法面模数4法面压力 角20法面压力 角20螺旋角14.84螺旋角12.84齿数25齿数309187传动比3.64传动比2.80分度圆直 径51.72分度圆直 径123.08188.28356.93齿顶圆直 径55.72齿顶圆直 径131.08192.28364.93齿根圆直 径46.72齿根圆直 径113.08183.28354.93中心距120中心距240齿宽60齿宽130551254 轴的设计4.1 轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。 4.（1）初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大57，两个键槽时，d增大1015。A0值查教材表15-3可得：高速轴A01=126，中间轴A02=120，低速轴A03=112。高速轴：，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：取为整数。 中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。 低速轴：，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，参见后面联轴器的选择，取为联轴器的孔径，4.2 轴的结构设计4.2.1 高速轴的结构设计（1） 各轴段直径的确定 ：最小直径，安装大带轮的外伸轴径，。 ：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），。 ：滚动轴承处轴段，=30mm。滚动轴承选取7206AC，其尺寸为dDBa=30mm62mm16mm14.2mm。 ：过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，间隙为10mm，考虑挡油盘的轴向定位，=35mm。齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构，所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理。：滚动轴承处轴段，=30mm。（2）各轴段长度的确定：由大带轮的毂孔宽度B=50mm确定，=48mm。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=58mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=36mm。：由装配关系、箱体结构等确定，=140mm。：由高速级小齿轮宽度确定，。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=36mm。（3）细部结构设计略，参见中间轴。4.2.2 中间轴的结构设计（1） 各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，。滚动轴承选取7206AC，其尺寸为dDBa=30mm62mm16mm18.7mm。：低速级小齿轮轴段，=40mm。：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=55mm。：高速级大齿轮轴段，=40mm。：滚动轴承处轴段，=30mm。（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm。：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定，=128mm。：轴环宽度，=10mm。：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，=53mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm。（3）细部结构设计查教材表10-1可得高速级大齿轮处键bh-L=12mm8mm-45mm（t=5mm，r=0.25mm）；低速级小齿轮处键bh-L=12mm8mm-110mm（t=5mm，r=0.25mm）:；齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为；查表7-19，各轴肩处的过渡圆角半径为2mm，各倒角为C2。4.2.3 低速轴的结构设计（1） 各轴段直径的确定：滚动轴承处轴段，=60mm。滚动轴承选取7212AC，其尺寸为dDBa=60mm110mm22mm22.4mm。：低速级大齿轮轴段，=65mm。：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=80mm。：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=65mm。：滚动轴承处轴段，=60mm。：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=55mm。：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，=42mm。（2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=49mm。：由低速级大齿轮的毂孔宽度确定，=123mm。：轴环宽度，=10mm。：由装配关系、箱体结构等确定，=55mm。：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=47mm。：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=52mm。：由联轴器的毂孔宽L1=84mm确定，=82mm。（3） 细部结构设计略，参见中间轴。5 轴的校核5.1 轴的力学模型的建立5.1.1 轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的重点。故支点跨距L240mm；低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离，两齿轮的力作用点之间的距离，高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离。5.1.2 绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为右旋，高速级大齿轮为左旋；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为左旋，低速级大齿轮为右旋。根据要求的传动速度方向，绘制轴的力学模型图见图5-1a。图5-1 轴的力学模型及转矩、弯矩图a)力学模型图 b）V面力学模型图 c）V面弯矩图 d)H面弯矩图e)合成弯矩图 f)转矩图 g)当量弯矩图5.2 计算中间轴上的作用力 齿轮2： 5.（1） 5.（2） 5.（3） 齿轮3： 5.3 计算支反力(1) 垂直面支反力（XZ平面）参看图5-1b。由绕支点B的力矩和,得： 5.（4） ,方向向下。同理，由绕支点A的力矩和，得： 5.（5） ，方向也向下。由轴上的合力,校核：，计算无误。(2) 水平面支反力（XY平面）。由绕支点B的力矩和,得： 5.（6） 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和,得： 5.（7） 方向向下。由轴上的合力,校核：，计算无误。 (3）A点总支反力 5.（8） B点总支反力 5.（9）5.4 绘转矩、弯矩图(1)垂直面内的弯矩图参看图5-1c。C处弯矩： 5.（10） D处弯矩： 5.（11）(2)水平面内的弯矩图参看图5-1d。C处弯矩：D处弯矩：(3) 合成弯矩图，参看图5-1e。 C处： D处： (4) 转矩图，参看图5-1f。 (5) 当量弯矩图，参看图5-1g。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6C处： D处： 5.5 弯扭合成强度校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。 5.（12）根据选定的轴材料45钢，调质处理，查教材表15-1可得。因，故强度足够。6 零件的选择与校核6.1 键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处键1为bh-L=12mm8mm-45mm(t=5mm，r=0.25mm),标记：键1245GB/T1096-1979；低速级小齿轮处键2为bh-L=12mm8mm-110mm(t=5mm，r=0.25mm),标记：键12110GB/T1096-1979；由于是同一根轴上的键，传递的转矩相同，所以只需校核短的键1即可。齿轮轴段d=40mm；键的工作长度l=L-b=45-12=33mm；键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm；传递的转矩，按查表所得，键静连接时的挤压许用应力(键、齿轮轮毂、轴的材料均为45调质)。,键连接强度足够。 6.（1）6.2 联轴器的选择根据工作要求，为了缓和v轰击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。 按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630，孔径d=42mm，L=112mm，L1=84mm，许用转速为2800r/min，故适用。标记：HL3联轴器。7 滚动轴承的选择和校核7.1 中间轴滚动轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据，选取7206AC。其基本参数查表12-4得，7.2 滚动轴承的校核轴承受力图见图7-1。图7-1 轴承受力图7.2.1 计算径向载荷 根据轴的分析，可知：A点总支反力,B点总支反力。7.2.2 计算内部轴向力7206AC轴承的内部轴向力=0.68，则 7.2.3 计算轴承所受的轴向载荷因为外部轴向力，方向向左。,所以。故轴有向右移动并压紧轴承的趋势，此时由于右端盖的止动作用，使轴受到一平衡反力,因而轴上各轴向力处于平衡状态。故轴承所受的轴向载荷为 7.（1）而轴承只受到自身的内部轴向力，故，所以轴承、受到的轴向载荷分别为697.21N、589.70N7.2.4 计算当量载荷 7.（2）轴承：，查表X=1，Y=0，则轴承：，查表X=0.41，Y=0.87，则7.2.5 验算轴承寿命因为，故只需验算轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年）300（天）8（小时）=12000h。查表可得，取查表可得（常温下工作）；7206AC为球轴承，寿命指数。则： 7.（3）轴承具有足够寿命。8 润滑与密封的设计8.1 润滑设计由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度：，小于2m/s，由于大齿轮的转速接近，因此齿轮传动可采用浸油润滑，查2表7-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表7-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。采用润滑油池润滑，润滑油位高度为hs=d大/3+50=262/3+50=92+50=142,取 hs=150mm,飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.8.2 密封设计（1）高速轴轴颈的圆周速度为：，小于5m/s（见参考文献机械设计基础P255表14-11），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。（2）低速轴轴颈的圆周速度为：，小于5m/s（见参考文献机械设计基础P255表14-11），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。9 箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：9.1 确定箱体的尺寸与形状一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：可取12。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。9.2 合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。9.3 合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。将计算所得数据归纳于表9-1，相关数据参见图纸。表5-1 减速器铸造箱体的结构尺寸名称 代号 计算与说明结构尺寸/mm箱体厚度