机械设计毕业论文2级展开式圆柱齿轮减速器.doc

1 1 湖南工贸技师学院湖南工贸技师学院 机械设计（机械设计（2 2 级展开式减速器）级展开式减速器） ( (任务分配：王幸主要负责说明书，袁丹主要负责装配任务分配：王幸主要负责说明书，袁丹主要负责装配 图，最后共同修改图，最后共同修改) ) 主创：王幸主创：王幸. . 袁丹袁丹 2 2 目录目录 设计任务书：.3 一 电动机的选择及运动参数的计算4 11 电动机的选择4 12 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比5 13 计算传动装置的运动和动力参数5 二 直齿圆柱齿轮的设计6 2. 1 高速级齿轮设计6 2. 2 低速级齿轮设计.10 三 轴的设计各轴轴径计算.14 3. 1 高速轴 i 的设计.13 32 中间轴 ii 的设计16 32 低速轴 iii 的设计及计算.18 四 滚动轴承的选择及计算.25 4. 1 低速轴 iii 上轴承的计算.25 五 键联接的选择及计算27 51 低速轴 iii 上键和联轴器的设计计算.27 52 中间轴 ii 上键的设计计算27 53 高速轴 i 上键和联轴器的设计计算27 3 3 六 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.27 6. 1 齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.29 6. 2 滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.29 6. 3 密封方式的选择.29 七 减速器箱体及附件的设计29 7. 1 箱体设计.31 72 减速器附件设计.32 八 减速器技术要求.33 结束语34 一、设计任务书一、设计任务书 设计题目设计题目: :二级展开式直齿圆柱齿轮减速器二级展开式直齿圆柱齿轮减速器 工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，单班制工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载启动，单班制 工作，使用期限工作，使用期限 5 5 年，输送带速度容许误差为年，输送带速度容许误差为5%5%。 减速器设计基础数据 输送带工作拉力f（n） 2.6103 输送带速度 v(m/s) 1.0 卷筒直径 d(mm) 300 4 4 系统简图系统简图 带式运输机传动系统简图参见图带式运输机传动系统简图参见图 5 5。 带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连 轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱 齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的 刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动. 一一 电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算 1.11.1 电动机的选择电动机的选择 （1）选择电动机类型 按已知工作要求和条件选用 y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠三相异步 电动机。 （2）确定电动机功率 工作装置所需功率按式计算 w p w w vf p 1000 式中，,，工作装置的效率本例考虑胶带滚筒及其轴承的效2600fsmv/0 . 1 率。代入上式得：96. 0 w 联轴器 电动机 减速器 联轴器 滚筒 v 输送带 5 5 7 . 2 96 . 0 1000 1.06002 1000 w w vf p 电动机的输入功率按式计算 0 p w p p 0 式中，为电动机轴至滚筒轴的转动装置总效率。 由式；取齿轮传动轴承效率，8 级精度齿轮传动（稀油 54 2 3 3 2 2 1 995 . 0 1 润滑）效率，滑块联轴器效率，滚筒轴的轴承效率,97 . 0 2 98 . 0 3 98. 0 4 滚筒的的效率,则96. 0 5 84 . 0 96. 098 . 0 98 . 0 97 . 0 995 . 0 223 故21. 3 84 . 0 7 . 2 0 w p p 因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，按 y 系列中电动机技术数 m p 0 p 据，选电动机的额定功率为 4.0kw. m p （3）确定电动机转速 滚筒轴作为工作轴，其转速为： min/66.63 300 1106 106 4 4 r d v nw 按推荐的各传动机构传动比范围：单极圆柱齿轮传动比范围， 53 g i 则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：2595533 i min/ 5 . 159194.57266.63)259(rnin w 符合这一范围的同步转速有 750r/min，1000r/min 和 1500r/min 三种，为 减少电动机的重量和价格，由表 8-184 选常用的同步转速为 1000r/min 的 y 系 列电动机 y132m1-6，其满载转速 。电动机的安装结构型式以及 min/960rnm 其中心高、外形尺寸. 1.21.2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 （1）传动装置总传动比 08.15 66.63 960 w m n n i 6 6 （2）分配传动装置各级传动比 由式，取， 21 iii4 1 i77 . 3 2 i 1.31.3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速由式 i轴min/960 1 rn ii轴min/240 4 960 1 1 2 r i n n iii轴min/66.63 77 . 3 240 2 2 3 r i n n 工作轴min/66.63 3 rnnw （2）各轴输入功率由式 i轴kwpp15. 398 . 0 21 . 3 301 ii轴kwpp04. 397 . 0 995. 015. 3 2112 iii轴kwpp93 . 2 97. 0995 . 0 04 . 3 2123 工作轴kwpp83 . 2 97 . 0 995. 093 . 2 2123 （3）各轴输入转矩由式 i轴mn n p t33.31 960 15. 3 95509550 1 1 1 ii轴mn n p t97.120 240 04. 3 95509550 2 2 2 iii轴mn n p t55.439 66.63 93 . 2 95509550 3 3 3 工作轴mn n p t w w w 04.405 66.63 7 . 2 95509550 电动机轴输出转矩mn n p t m 93.31 960 21. 3 95509550 0 0 将以上算的的运动和动力参数列表如下： 7 7 轴名 参数 电动机 轴 i 轴 ii 轴 iii 轴工作轴 转速 n(r/min) 96096024063.6663.66 功率 p(kw) 2.73.153.042.932.83 转矩 t(nm) 31.9331.33120.97439.55405.04 传动比 i 143.771 效率0.970.960.960.98 二、二、 直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计 2.12.1 高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计 2.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）选用 8 级精度 3）材料选择，选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。24 1 z96244 2 z 2.1.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式进行试算，即 2.32 1 d 3 2 1 1 h e z u u d kt （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmnmmn n 4 5 1 1 5 1 10133 . 3 960 15 . 3 1095.5p1095.5 t 选取尺宽系数 1 d . 8 8 查得材料的弹性影响系数 2 1 a 8 . 189 mpze 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解600 1lim h 除疲劳强度极限mpa；550 2lim h 计算应力循环次数 60njlh60 960 1 （8 300 5）6.912 1 n 8 10 8 8 2 10728. 1 4 10912 . 6 n 接触疲劳寿命系数:0.93；1.04 1nt z 2nt z 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 s1，由式得 mpampa s z h hnt h 55860093 . 0 1lim1 1 mpampa s z h hnt h 57255004. 1 1lim1 2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1，代入中较小的值。 h 1 d 3 2 1 1 32 . 2 h e d z u ukt =42.164mm 3 2 4 558 8 . 189 4 14 1 10193 . 3 3 . 1 32 . 2 计算圆周速度 v v=2.11m/s 100060 11 nd 100060 960164.42 计算齿宽 b b=d=142.164mm=42.164mm 1 d 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 m=1.756mm 1 1 z d 24 42.164 齿高 =2.251.756mm=3.952mm2.25mh 9 9 b/h=42.164/3.952=10.669 计算载荷系数。 根据 v=2.11m/s,8 级精度，查得动载系数=1.13； v k 直齿轮=1 fh kk 查得使用系数 ka=1 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.450 h k 由 b/h=10.669，=1.450,查得 =1.40；故载荷系数 h k f k k=kakvkhkh=11.1311.450=1.639 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 =mm=45.549mm 1 d 3 1 / tt kkd 3 3 . 1/639 . 1 164.42 计算模数 m m=mm=1.89mm 1 1 z d 24 42.549 2.1.3 按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 f sf d yy z kt （1）确定公式内的各计算数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强 1flim 度=380mpa 2flim 取弯曲寿命系数=0.87 , =0.91 1nt y 1nt y 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 见表（10-12）得 =（）/s=310.7mpa 1 f 11flimnt y 4 . 1 50087 . 0 = （）/s=247mpa 2 f 11flimnt y 4 . 1 38091. 0 计算载荷系数 k k=kakvkfkf=11.1311.40=1.582 查取应力校正系数 =1.58；=1.80 1s y 2s y 查取齿形系数 查得 =2.1765 . 2 1f y 2f y 10 10 计算大、小齿轮的并加以比较 f safay y =0.01348 1 11 f sf yy 71.310 58 . 1 65. 2 =0.01581 2 22 f sf yy 247 80 . 1 17 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=1.36mm 3 2 4 01581.0 241 10915.2582.12 对结果进行处理取 mn=1.5mm 小齿轮齿数 =/m=43.858/1.530 1 z 1 d 大齿轮齿数 =4.5 30=135 2 z 11z i 2.1.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(+)/2=(45+202.5)/2=123.75mm， 1 d 2 d (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =mn=30 1.5=45mm =mn=135 1.5 =202.5mm 1 d 1 z 2 d 2 z (3)计算齿轮宽度 145 d bdmm b1=50mm，b2=45mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 2.1.5 小结 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 1.5455030 大齿轮 1.5202.545135 2.22.2 低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计 2.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 11 11 2）选用 8 级精度 3）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40cr（调质） ，硬度为 280hbs，大 齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240hbs，二者材料硬度差为 40hbs 4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取24 1 z48.902477 . 3 2 z48.90 2 z 2.2.2 按齿面接触强度设计 按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32 t d1 3 2 1 1 h e d z u ukt （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 kt1.3 计算小齿轮传递的转矩。 mmnmmn n 5 5 1 2 5 1 10209 . 1 240 04 . 3 1095.5p1095.5 t 选取尺宽系数 d1 查得材料的弹性影响系数 2 1 a 8 . 189 mpze 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限mpa；大齿轮的解600 1lim h 除疲劳强度极限mpa；550 2lim h 计算应力循环次数 60njlh60 240 1 （8 300 5）1.728 1 n 8 10 7 8 2 10584 . 4 77 . 3 10728. 1 n 查得接触疲劳寿命系数:1.04；1.11 1hn k 2hn k 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 s1，由式得 mpampa s nkh h 62460004 . 1 1lim1 mpampa s nkh h 5 . 61055011. 1 2lim2 （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1，代入中较小的值。 h 1 d 3 2 2 1 32 . 2 h e d t z u utk 12 12 =62.145mm 3 2 5 5 . 610 8 . 189 77. 3 177 . 3 1 10209 . 1 3 . 1 32 . 2 计算圆周速度 v v=0.78m/s 100060 11 nd 100060 24062.145 计算齿宽 b b= 1dd =162.145mm=62.145mm 计算齿宽与齿高之比 h b 模数 =2.589mm t m 1 1 z d 24 62.145 齿高 =2.252.589mm=5.826mm t 2.25mh b/h=62.145/5.82=10.67 计算载荷系数。 根据 v=0.71m/s,8 级精度，由图 108 查得动载系数=1.05； v k 直齿轮=1 fh kk 查得使用系数 ka=1 查得 8 级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.459 h k 由 b/h=10.67，=1.459.查图 1013 查得 =1.42；故载荷系数 h k f k k=kakvkhkh=11.0511.459=1.532 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式得 =mm=65.64mm 1 d 3 1 / t kkd 3 3 . 1/532 . 1 145.62 计算模数 m m=mm=2.735mm 1 1 z d 24 65.64 2.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式得弯曲强度的设计公式为 m 3 2 1 1 2 f sf d yy z kt （1）确定公式内的各计算数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强 1flim 13 13 度=380mpa 1flim 取弯曲寿命系数=0.91 =0.95 1nt y 2nt y 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4 得 =（）/s=325mpa 1 f 11flimnt y 4 . 1 50091 . 0 = （）/s=257.86mpa 2 f 22flimnt y 4 . 1 38095 . 0 计算载荷系数 k k=kakvkfkf=11.0511.42=1.491 查取应力校正系数 查得 =1.58；=1.77 1s y 2s y 查取齿形系数 查得 =2.2265. 2 1f y 2f y 计算大、小齿轮的并加以比较 f safay y =0.01288 1 11 f sf yy 325 58 . 1 65. 2 =0.01524 2 22 f sf yy 86.257 77 . 1 22 . 2 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 m=2.12mm 3 2 5 01524.0 241 10267.1491.12 对结果进行处理取 m=2.5mm 小齿轮齿数 =/m=67.25/2.527 1 z 1 d 大齿轮齿数 =3.35 27=90.45，取=91 2 z 11z i 2 z 2.2.4 几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=(+)/2=(67.5+227.5)/2=147.5mm， 1 d 2 d (2)计算大、小齿轮的分度圆直径 =m=27 2.5=67.5mm =m=91 2.5 =227.5mm 1 d 1 z 2 d 2 z 14 14 (3)计算齿轮宽度 b= 1dd =67.5mm b1=73.5mm，b2=67.5mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多 5-10mm 2.2.5 小结 实际传动比为：37 . 3 27 91 1 i 误差为： %5%59 . 0 37 . 3 35 . 3 37 . 3 由此设计有 模数分度圆直径齿宽齿数 小齿轮 2.567.57327 大齿轮 2.5227.567.591 三三 轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算 3.13.1 高速轴高速轴的设计的设计 1.总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度 圆直径 压力角 3.15kw 29.15 nm 960r/min45mm 20 2.初步确定轴的直径 先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。根据表选取 a0=112。于是有: 1 3 3 1 3.15 min11216.6 960 p dao n 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d1-2为了使所选的轴的直径 d1-2与联 15 15 轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 3.联轴器的型号的选取 取=1.3 则；按照计算转矩 tca 应小 于联轴器的公称转矩的条件，查标准 gb/t5014-2003，选用 lx3 型弹性柱销联轴器， 其公称转矩 1250(nm)。半联轴器的孔径 d1=30(mm) ，故取 d1-2=30(mm)。半联轴器 长度 l=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 l1=60mm。 4. 轴的结构设计 (1): 拟定轴上零件的装配方案 (2): 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 : 轴向定位要求 1-2 轴段右端要求制出一轴肩，取 ， 且 : 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高 速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价 格最低，固选用深沟球轴，又根据，选 6007。查手册可知 =35（mm） ，b=14（mm)，3-4 段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩 定位，按轴端直径取挡圈直径 d=38（mm） 。3-4 段的直径 ， 。因为 7-8 段轴也要安装一个相同轴承，故=35（mm） ，)(14 43 mml =21(mm) 。与 7-8 段轴相配合的轴承其左端需要轴肩来轴向定位。 : 6-7 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端 轴向定位，=37（mm） ；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应 该长一些，故取=110（mm） 。 : 4-5 段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要有一个轴肩以使轴承能右端 16 16 轴向定位，=37（mm） ，由于 5-6 段轴的直径较大，所以做成连轴齿，分度圆 d=45(mm) 已知齿轮的轮毂的宽度为 50（mm） ，所以=50（mm） 。 ：轴承端盖的总宽度为 30mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为 20mm。至此已初步确定轴得长度。所以=50(mm) （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 =30（mm） ， b*h=8*7 ，l=46（mm） 。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，半联轴器与轴得配合 选 h7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角为 1.6。 l 17 17 3.23.2 中间轴中间轴的设计的设计 1. 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度圆直 径 压力角 3.04 kw 126.71n m 240r/min202.5mm 20 2. 初步确定轴的直径 先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。 选取 a0=112。于是有: 1 3 3 1 3.04 min11226.1 240 p dao n 3. 选轴承 初步选择滚动轴承。选 6307 深沟球轴承；通过查手册可知 6007 深沟球轴承 d=35(mm) ，b=14（mm） ，所以 。 4. 轴的结构设计 （1）：拟定轴上零件的装配方案 （2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： l= （此为高速轴在箱体中的轴长） 1-2 段轴我们取为 ， 。与 1-2 段轴相配合的深沟球 轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。 18 18 ：2-3 段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取 h=5(mm) ，所以 ； 又由于大齿轮齿宽 b=45(mm) ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度 短 2 ，所以取 ； ：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将 3-4 段轴的直径比 2-3 段稍微大一些， h0.07d 这里取其直径为 ；由于 3-4 段轴主要是起轴肩的作用，没有与 之相配合的零件，且根据设计方案，这里取 。 ：4-5 段轴要与小齿轮相配合，且为能利用 3-4 段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比 4-5 段轴要小一些，这里我们取 ；由于小齿轮的齿宽为 b=73（mm） ， 根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 ：5-6 段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样， 故 ， 。 （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表 4-1,l=61（mm） ；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=14*9(mm)见2表 4-1,l=33（mm） 。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 h7/n6。 滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角为 1.6。 19 19 3.33.3 低速轴低速轴的设计的设计 1. 总结以上的数据。 功率转矩转速齿轮分度圆直 径 压力角 2.93k w 409.41n m 63.66r/mi n 227.5mm 20 2 初步确定轴的直径 初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为 45 号钢。 选取 a0=112。于是有: 1 3 3 1 2.93 min11240.1 63.66 p dao n 此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径 d7-8为了使所选的轴的直径 d7-8与联 轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。 3 . 联轴器的型号的选取 取=1.3 则； 按照计算转矩 tca 应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 gb/t5014-2003，选用 lx3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 1250(nm)。半联轴器的孔径 d1=42(mm) ，固取 d7- 8=42(mm)。 20 20 4. 轴的结构设计 （1）：拟定轴上零件的装配方案 （2）：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由高速轴的设计知 ，轴的总长度为： ：l=215(mm)（此为高速轴在箱体中的轴长） 7-8 段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为 1250(nm)。半联轴器 的孔径 d1=42(mm) ，故取 d7-8=42 (mm)。半联轴器长度 l=112mm，半联轴器与轴配合 的毂孔长度 l1=84mm。7-8 段轴的长度我们取为 ： 6-7 段轴相对于 7-8 段轴要做一个轴肩，这里我们取 ， ，同时取 d=54（mm） 。 5-6 段轴要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载 荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈 轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，故选用深沟球轴；通过查手册可知 6210 深沟球轴承 d=50(mm) ，b=20（mm） ，所以，)(25.48 65 mml 。6210 深沟球轴承的右端用轴承端盖进行轴向定位，左端用套筒)(50 65 mmd 进行轴向定位。 2-3 段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方案，此段轴的轴长要长一些， 且还要对 6210 深沟球轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为，)(53 32 mmd 。)(25.73 32 mml : 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的 0.070.1 倍） ，这里取轴肩高 度 h=5(mm)，所以；轴的宽度去 b=1.4h,取轴的宽度为)(63 43 mmd 。)(8 43 mml 21 21 : 4-5 段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿宽为 b=67.5（mm） ， ，根据与 齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短 2 ，所以取 4-5 段轴的直径 为 ； （3）：轴上零件得周向定位 齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按 ，由手册查得平键的截面 b*h=16*10(mm) l=55.5（mm） ；按 ，由手册查得平键的截面 b*h=12*8(mm) l=72（mm） 。 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选 h7/n6。 滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 m6。 （4）：确定轴的的倒角和圆角 取轴端倒角为 1.2*45，各轴肩处的圆角半径为 1.6。 5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出 a 值 参照。对于 6210 深沟球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为 195mm。l1=125mm,l2=70mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算出： 22 22 =0 所以： 故： = = 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面 c 的强度）根据 式及表取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取 0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6） ：计算轴的应力 前已选定轴的材料为 45 号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60mpa 因此2 ,齿轮采用油润滑。 12，齿轮采用浸油润滑。 即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直 箱壁上用以散热。 6.2 滚动轴承的润滑方式选择滚动轴承的润滑方式选择 高速轴深沟球轴承速度： 中间轴深沟球轴承速度： 3 22 35 2408.4 10 (. / min)vdnmmr 低速轴深沟球轴承速度： 3 33 35 63.662.673 10 (. / min)vdnmmr 因为都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂润滑。 6.3 密封方式的选择密封方式的选择 滚动轴承密封选择 滚动轴承采用毡圈密封。 箱体密封选择： 箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。 30 30 七七. . 减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计 7.17.1 箱体设计箱体设计： 低速级中心距：a=147.5（mm） 箱座壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm） 箱盖壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm） 取为 8（mm） 1 箱座凸缘厚度：b=1.5=12（mm） 箱盖凸缘厚度：=1.5=12（mm） 1 b 1 箱座底凸缘厚度：p=2.5=20（mm） 箱座上的肋厚: m0.85=6.8（mm） ，取 m=7（mm） 箱盖上的肋厚: 0.85=6.8(mm)，取=7(mm) 1 m 1 1 m 地脚螺栓直径: =0.04a+8=13.9,取 m16d 轴承旁连接螺栓直径: =0.75=12，