《机械设计斜齿轮》word版.doc

- 0 - 目录 一、传动方案的分析和拟定一、传动方案的分析和拟定.- 2 - 二、电动机的选择二、电动机的选择.- 3 - 2.1、电动机的类型和结构形式的选择、电动机的类型和结构形式的选择- 3 - 2.2、电动机容量的选择、电动机容量的选择- 3 - 2.3、确定电动机的转速：、确定电动机的转速：- 4 - 三、传动装置的运动和动力参数的计算三、传动装置的运动和动力参数的计算.- 5 - 3.1、传动装置所要求的总传动比为：、传动装置所要求的总传动比为：- 5 - 3.2、传动装置的运动和动力参数、传动装置的运动和动力参数- 5 - 四、传动件的设计四、传动件的设计.- 8 - 4.1、高速级大小齿轮传动设计、高速级大小齿轮传动设计(斜齿轮斜齿轮).- 8 - 4.2、低速级大小齿轮传动设计（直齿轮）、低速级大小齿轮传动设计（直齿轮）- 12 - 五、轴的设计五、轴的设计.- 16 - 5.1高速轴的设计：高速轴的设计：- 16 - 5.2、中间轴的设计：、中间轴的设计：- 17 - 5.3、低速轴的设计：、低速轴的设计：- 18 - 六、轴及轴承的校核六、轴及轴承的校核.- 21 - 6.1、从动轮受力计算。、从动轮受力计算。- 21 - 6.2、高速轴的校核、高速轴的校核- 21 - 七、键的选择与校核七、键的选择与校核.- 24 - 7.1、高速轴、高速轴键键：- 24 - 7.2、中间轴键：、中间轴键：- 24 - 7.3、低速轴键：、低速轴键：- 24 - 八、联轴器的选择八、联轴器的选择.- 26 - 8.1、高速轴（输入轴）、高速轴（输入轴）- 26 - 8.2、低速轴（输出轴）、低速轴（输出轴）- 26 - 九、减速器的各部位附属零件的设计九、减速器的各部位附属零件的设计.- 27 - 十、减速器的润滑与密封十、减速器的润滑与密封.- 29 - 十一、设计心得十一、设计心得.- 30 - 十二、参考文献十二、参考文献.- 31 - - 1 - 一、传动方案的分析和拟定一、传动方案的分析和拟定 带式输送机由电动机驱动。电动机 1通过联轴器 2将动力传入两级圆柱 齿轮减 速器3，再通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。 图 1-1 带式输送机传动系统简图 1电动机；2联轴器；3两级圆柱齿轮减速器； 4联轴器；5滚筒；6输送带 - 2 - 二、电动机的选择 2.12.1、电动机的类型和结构形式的选择、电动机的类型和结构形式的选择 经综合分析，选用 Y 系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节 能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。 Y 系列电动机，额定电压为 380V，额定频率为 50HZ.。 本设计中电动机采用封闭式结构。 2.22.2、电动机容量的选择、电动机容量的选择 电动机所需工作效率为： a w d P P 而工作机所需功率由工作机的带圆周力 F 和带速 确定，即： w Pv = w P 1000 Fv 所以 a d Fv P 1000 查课程设计表 3-3，设： 联轴器效率：0.99 1 卷筒的传动效率：0.96 一对轴承的传动效率：0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：0.97 由电动机到运输带的传动总效率为 2 4 4 32 2 1 a 则： =0.8504 242 2 4 4 32 2 1 97. 0*99. 0*96 . 0 *99 . 0 a = w P 1000 8 . 04000 1000 Fv Kw2 . 3 所以： =3.76 d P 8504 . 0 1000 8 . 04000 1000 a Fv Kw 由表 12-1 可知，满足 条件下的三相异步电动机额定功率 Pe 应为 e P d P - 3 - 4.0KW 2.32.3、确定电动机的转速：、确定电动机的转速： 卷筒轴工作转速为： min/ 315 0.8100060100060 r D v n =48.53r/min 查表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为 860，故电动机转速的 可选范围为： =（860）48.53 =388.242911.8nin ad min/rmin/r 符合这一范围的同步转速有 1500、1000r/min、750r/min 三种。由min/r 表 8-53 查得电动机数据及计算出的总传动比列于表 1 中。 表表 1 1 电动机数据及总传动比电动机数据及总传动比 电动机转速 方 案电动机型号额定功 cd P 同步转 速 满载转 速 总传动比 a i 1Y160M1-84.075071514.73 2Y132M2-64.0100096019.78 3Y112M-44.01500144029.67 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，可 见第三方案比较适合。因此选定电动机型号为 Y132S-4。 查表 12-2，对于 Y132S-4 电动机，额定功率为 4.0Kw，满载转速 nm=1440r/min，电动机中心高 H=112mm，轴伸出部分用于装联轴器，轴段的直 径和长度分别为 D=28mm，E=60mm。 - 4 - 三、传动装置的运动和动力参数的计算三、传动装置的运动和动力参数的计算 3.13.1、传动装置所要求的总传动比为：、传动装置所要求的总传动比为： 67.29 53.48 1440 w m a n n i 由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比的 nn iiii )1(231201 , 乘积，所以： ，由传动系统方案，见传动系统简图，。 i 34231201 iiii1 01 i. 1 34 i 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比26.75，为了便于两 )*/( 3401 iiii 级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度 HBS 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速及传动 比为 211. 667.293 . 1 12 i 6 12 i取， 所以低速级传动比为= 12 i945. 4 6 67.29 1 01 i动比分别为所以传动系统中各级传6 12 i945 . 4 23 i1 34 i 3.23.2、传动装置的运动和动力参数、传动装置的运动和动力参数 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 0 轴（电动机轴） 、1 轴（减速器高 速轴） 、2 轴（减速器中间轴） 、3 轴（减速器低速轴） 、4 轴（开式圆柱齿轮 传动高速轴） ； ，依次为电机与轴 1，轴 1 与轴 2，轴 2 与轴 3，轴 3 01 与轴 4 之间的传动效率。 1.各轴的转速： min/1440 0 rnn m r/min1440 1 1440 0 1 i n n m = r/min 2 n240 6 1440 12 1 i n - 5 - = r/min 3 n53.48 945. 4 240 23 2 i n r/min53.48 1 3 4 n n 2. 各轴的输入功率（kw） Kwpp d 76 . 3 0 011 d ppKw72 . 3 99 . 0 *76 . 3 101 1212 ppKw57 . 3 9603 . 0 *72 . 3 2112 2323 ppKw43 . 3 9603. 0*57 . 3 3223 3434 ppKw36. 39801. 0*43 . 3 4334 3各轴输入扭矩的计算 电动机轴的输出转矩为： d T = d TmN n p m d 94.24 1440 76 . 3 95509550 mNiTT d 69.24 01011 mNiTT05.147 12112 mNiTT97.674 343424 mNiTT54.661 343424 1-3 轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘轴承传动 效率 0.99。 将各轴的运动和动力参数列于表 2。 - 6 - 表表 2 2 各轴的运动和动力参数各轴的运动和动力参数 轴 号 功 率 KWP/ 转 矩 T/(N.m) 转 速 min)/(rn 传动比i效率 电动机轴 3.7624.941440 10.99 1 轴 3.7224.691440 60.9603 2 轴 3.57147.05240 4.4580.9603 3 轴 3.43674.9748.53 4 轴 3.36661.5448.53 10.9801 - 7 - 四、传动件的设计四、传动件的设计 4.14.1、高速级大小齿轮传动设计、高速级大小齿轮传动设计( (斜齿轮斜齿轮) ) 1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力，查表 12-1 有： 小齿轮45 钢调质处理齿面硬度取 HBS=230 大齿轮45 钢正火处理齿面硬度取 HBS=190 两齿轮齿面硬度差为 40HBS，符合软齿面传动的设计要求，查表 12-6 有， 两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为 =480+0.93（HBS1-135）=480+0.93（230-135）=568.4MPa 1limH =480+0.93（HBS2-135）=480+0.93（190-135）=531.2MPa lim2H 由表 12-7，按照一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数 1 lim H S 两材料的许用接触应力分别为 MPa S MPa S H H H H 2 . 531 4 . 568 lim 2lim 2 lim 1lim 1 2.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计公式，初步确定小齿轮的分度圆 直径 小齿轮的转矩为 T1=24690Nmm 原动机为电动机，设在核有中等冲击，查表 12-3 有 K=1.3 斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故 4 . 0 d MPaZE 8 . 1894-12，材料的弹性系数由表 由于采用闭式软齿面传动，更具推荐值 1015 度之间，初选，由 13 图 27Z402045 . 2 11-12 1 ，初选小齿轮齿数，根据推荐值区域系数 H Z 大齿轮齿数： =162276 112 ZiZ 根据 Z1.Z2 和 ，由图 12-12 查取端面重合度 139 . 0,78 . 0 - 8 - 68 . 1 9 . 078 . 0 21 因为 MPa HH 8 . 549 2 2 . 531 4 . 568 2 21 MPa H 4 . 653 2 . 53123 . 1 23 . 1 2 取最小值，所以 H MPa H 8 . 549 所以小齿轮的分度圆直径 mm ZZ u uKT d H HE d t 08.43) 8 . 549 8 . 189*45. 2 ( 6*68 . 1 *4 . 0 ) 16(*24690*3 . 1*212 2 33 2 1 1 3.确定两齿轮的模数 74 . 1 27 13cos*08.43cos 1 1 z d m 2 n m取 4.确定实际螺旋角的大小 mm zzm a n 99.193 13cos*2 )16227(*2 cos2 )( 21 中心距为 取 a=194mm 9742 . 0 )16227(* 194*2 2 )( 2 cos 21 ZZ a mn 的范围内）（符合在所以实际 208036.13 5.确定两齿轮的几何尺寸 1、两齿轮的分度圆直径 mmmzd43.55cos/ 11 mmmzd58.332cos/ 22 2、两齿轮（正常齿制）的齿顶圆直径分别为25 . 0 , 1 * nan Ch mmmhdd nana 43.632 * 11 mmmhdd nana 58.3402 * 22 3、全齿高 - 9 - mmmChh nnan 5 . 4)2( * 4、齿宽 mmdb d 172.2243.55*4 . 0 1 取大齿轮宽度 b2=b=23mm，小齿轮宽度 b1=b2+（510）mm，取 b1=30mm 6、验算两齿轮的齿根弯曲疲劳强度 查表 12-6 得 =190+0.2（HBS1-135）=209MPa 1limF =190+0.2（HBS2-135）=201MPa 2limF 由表 12-7 查得弯曲强度的最小安全系数1 lim F S 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 MPa S MPa S F H F H 201 209 lim 2lim 2 lim 1lim 1 两齿轮的当量齿数分别为 28.175 cos 21.29 cos 3 2 2 3 1 1 Z Zv Z Zv 查表 12-5，由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为 528. 2)2921.29(* 2930 52 . 2 53 . 2 53 . 2 1 F Y 13 . 2 )15028.175(* 150200 12 . 2 14 . 2 14 . 2 2 F Y 由线性插值法得两齿轮的应力校正系数分别为 621 . 1 )2921.29(* 2930 62 . 1 625 . 1 62. 1 1 S Y 85 . 1 )15028.175(* 150200 83. 187 . 1 83. 1 2 S Y 斜齿轮的轴面重合度 795 . 0 tan318 . 0 1 Z d 查表 12-13 可得 91 . 0 Y - 10 - 因为 0196 . 0 209 621 . 1 526 . 2 1 11 F SFY Y 0196 . 0 201 85 . 1 *13 . 2 2 22 F SF YY 取作为标准 1F 所以 MPa YYY mbd F SF n F 201999.54 91 . 0 *85 . 1 *18 . 2 * 68 . 1 *2*43.55*23 24690*3 . 1*2KT2 1 1 1 1 所以两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。 7、结构设计 小齿轮 1 由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 采用实心结构。 高速级齿轮传动的尺寸如表 3 所示。 表表 3 3 高速级齿轮传动的尺寸高速级齿轮传动的尺寸 名 称计 算 公 式结果mm/ 模 数m 2 压 力 角 20 1 z27 齿 数 2 z162 传 动 比i 6 1 d55.43 分度圆直径 2 d332.58 aa hdd2 11 63.43 齿顶圆直径 aa hdd2 22 340.58 ff hdd2 11 50.43 齿根圆直径 ff hdd2 22 327.58 中 心 距 2 21 zzm a 194 105 1 bb30 齿 宽 bb 2 23 - 11 - 螺旋角)( 2 arccos 21 ZZ a mn 13.036 4.24.2、低速级大小齿轮传动设计、低速级大小齿轮传动设计（直齿轮）（直齿轮） 1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力，查表 12-1 有： 小齿轮45 钢调质处理齿面硬度取 HBS=230 大齿轮45 钢正火处理齿面硬度取 HBS=190 两齿轮齿面硬度差为 40HBS，符合软齿面传动的设计要求。 2.确定材料许用应力 查表 12-6 有，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为 =480+0.93（HBS1-135）=480+0.93（230-135）=568.4MPa 1limH =480+0.93（HBS2-135）=480+0.93（190-135）=531.2MPa lim2H 由表 12-7，按照一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数 1 lim H S 两材料的许用接触应力分别为 MPa S MPa S H H H H 2 . 531 4 . 568 lim 2lim 2 lim 1lim 1 3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计 3 2 4 1 54 . 3 1 H E d t Z u uKT d 小齿轮的转矩 mmNT 5 4 10*7497. 6 查表 12-3，取载荷系数 K=1.4 查表 12-4，取弹性系数 MPaZE 8 . 189 取齿宽系数1 d 代入以较小值MPa2 .531 H 所以有 mmd04.122 1 - 12 - 4.几何尺寸计算 齿数：小齿轮的推荐值 Z1=2040，取 Z1=27， 则 Z2=Z1*4.945=133.515mm 取 Z2=134mm 模数 m=d1/z1=122.04/27=4.52 由表 5-1，取 m=5 中心距 a=m（Z1+Z2）/2=5（27+134）/2=402.5mm 齿宽 mmmmdb d 04.12204.1221 12 取整，取 b2=122mm b1=b2+（510）mm 取 b2=130mm 5.校核齿根弯曲疲劳强度 SFF YY mbd KT 1 1 2 查表 12-5 ， 时27 1 Z57. 2 1 F Y60. 1 1 S Y 时，由线性插值法121 2 Z 16 . 2 100121 100150 14 . 2 18 . 2 18 . 2 F2 ）（Y 81 . 1 100121 100150 79 . 1 83 . 1 79 . 1 S2 ）（Y 查表 12-6 得 =190+0.2（HBS1-135）=209MPa 1limF =190+0.2（HBS2-135）=201MPa 2limF 由表 12-7 查得弯曲强度的最小安全系数1 lim F S - 13 - 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 MPa S MPa S F H F H 201 209 lim 2lim 2 lim 1lim 1 两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为 MPaMPa YY mbd F SF n F 20939.104 60 . 1 *57 . 2 * 5*04.122*122 674970*4 . 1*2KT2 1 11 1 4 1 MPaMPaYY mbd FSF n F 20147.99 KT2 222 1 4 2 所以两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。 6、齿轮其他计算 分度圆直径 mmmmmzd135527 11 mmmmmzd6705134 22 齿顶圆直径 mmhdd aa 1413*21352 11 mmhdd aa 6763*26702 22 齿根园直径 mmhdd ff 5 . 12775 . 3 *21352 11 mmhdd ff 5 . 66875 . 3 *26762 22 中心距 a=402.5mm 齿宽 b1=130mm，b2=122mm 7、选择齿轮精度等级 齿轮圆周速度 sm dn v/310. 0 1000*60 04.122*53.48*14 . 3 1000*60 11 1 查表 12-2，选择齿轮精度为 10 级 小齿轮精度为 10GB/T10095.1-2008 - 14 - 大齿轮精度为 10GB/T10095.1-2008 8、结构设计 小齿轮 1 由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮 2 采用腹板式结构。 结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表 4。低速级 齿 轮传动的尺寸如表 5 所示。 表表 4 4 低速级齿轮传动的尺寸低速级齿轮传动的尺寸 名 称计 算 公 式结果mm/ 模 数m 5 压 力 角 20 1 z27 齿 数 2 z134 传 动 比i 4.945 1 d135 分度圆直径 2 d670 aa hdd2 11 141 齿顶圆直径 aa hdd2 22 676 ff hdd2 11 127.5 齿根圆直径 ff hdd2 22 668.5 中 心 距 a402.5 )105( 1 bb130 齿 宽 bb 2 122 - 15 - 五、轴的设计五、轴的设计 5.15.1高速轴的设计：高速轴的设计： 1.选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力： 普通用途，中小功率，选用 45 号钢正火处理，查表 16-1 取，MPa b 600 查表 16-5 得 。 MPa b 55 1 2.估算轴的最小直径 由表 16-2 查取 A=110，根据公式 mm n P Ad15.15 1440 76. 3 *110 33 考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大 5%，即 15.15*1.05=15.90mm，由图可 知， 该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。 mNKTTc 4 . 37 1440 76 . 3 *10*55 . 9 *5 . 1 6 查表 16-4，选用弹性柱销联轴器，其型号为 HL1，内孔直径为 16mm，与上 述增大 5%后的轴径比较，最后选取的最小直径为 16mm。 3、轴的结构设计 1、确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮布 置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用 平键和过盈配合（H7/r6）做周向固定。右端轴承用轴间和过渡配合 （H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套 圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。 输出端的联轴器用轴间和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。 2、斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触球轴承，轴承采用脂 润滑，齿轮采用油俗润滑 3、各轴段直径的确定： 图二：高速轴示意图 根据以上计算，外伸端直径 d1=16mm（一般应符合所选联轴器轴孔标准， 此处选用 HL1 弹性柱销联轴器） ；按工艺和强度要求把轴制成阶梯型， 取通过轴承盖轴端直径为 d2=d1+2h=d1+2*0.07*d1=18.24.由于该段处 - 16 - 安装毡圈，故取标准直径为 d2=19mm；考虑轴承的内孔标准，取 d3=d7=25mm（两轴承同型号） ；直径为 d4 的轴段为轴头，取 d4=26.5mm【d4 应符合轴径标准系列（参见表 16-3） 】 ；轴环直径 d5=d4+2h=30.21mm，根据轴承安装直径，查手册得 d6=28mm。 4、轴的各段长度的确定 因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配mmd16 1 大带轮，查手册，取,mmd161mmL201 因为大带轮靠轴肩定位，所以取,=35mm，mmd192 2 L 段装配轴承，取mm，选用 7205AC 轴承， 3 d 253dmmL363 段是定位轴承，取，（取转毂宽度为 4 d mmd 5 . 264mmL214 B2=23mm，L4 比 B2 短 13mm） 段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴 d5=30.21mm，L5=4.23mm 5 d 装配轴承所以=28mm，=15.77mm 6 d 6 d 6 L ， mmd25 7 mmL16 7 表表 5 5 高速轴各轴段尺寸大小高速轴各轴段尺寸大小 d/mmL/mm 11620 21935 32536 426.521 530.214.23 62815.77 72516 5.25.2、中间轴的设计：、中间轴的设计： 1、材料：选用 45 号钢调质处理，查表 16-1 取，=110MPa b 600 0 A 2 轴的结构设计 1. 确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮布置 轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和 过盈配合（H7/r6）做周向固定。右端轴承用轴间和过渡配合（H7/k6）固 定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套圈。轴的定位则 由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用 轴间和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。 2. 斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触球轴承，轴承采用脂滑， 齿轮采用油俗润滑 - 17 - 3. 各轴段直径的确定 由，p=3.57,则 3 0 n P Ad wK ,mmd05.27 240 57 . 3 1103 1 1d 段要装配轴承，查课本取，选用 7206AC 轴承，mmd281 ，mmL171 2d 装配低速级小齿轮，且 21dd 取=30mm，=21mm， 2 d 2 L 3d 段主要是定位高速级大齿轮，取=47.5mm，=10mm， 3 d 3 L 4d 装配高速级大齿轮，取=31.5mm，=128mm 4 d 4 L 段要装配轴承，取=26.5mm，=20mm 5 d 5 d 5 L 表表 6 6 中间轴各轴段尺寸大小中间轴各轴段尺寸大小 d/mmL/mm 12817 23021 347.510 431.5128 526.520 5.35.3、低速轴的设计：、低速轴的设计： 1、材料：选用 45 号钢调质处理，查表 16-1 取，=110MPa b 600 0 A 2、轴的结构设计 1、确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮 布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定， 用平键和过盈配合（H7/r6）做周向固定。右端轴承用轴间和过渡配合 （H7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内套 圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。 输出端的联轴器用轴间和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。 2、斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触球轴承，轴承采用 脂润滑，齿轮采用油俗润滑 3、确定各轴段直径 - 18 - 1.估算轴的最小直径 由表 16-2 查取 A=110，根据公式 mm n P Ad48.45 53.48 43 . 3 *110 33 考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大 5%，即 45.48*1.05=47.754mm，由图知 该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。 mNKTTc740 53.68 54 . 3 *10*55 . 9 *5 . 1 6 查表 16-4，选用弹性柱销联轴器，其型号为 HL4，内孔直径为 50mm，与上 述 增大 5%后的轴径比较，最后选取的最小直径为 50mm。 根据以上计算，外伸端直径 d1=50mm（一般应符合所选联轴器轴孔标准，此 处选用 HL1 弹性柱销联轴器） ；按工艺和强度要求把轴制成阶梯型，取通过轴承 盖轴端直径为 d2=d1+2h=d1+2*0.07*d1=57mm.由于该段处安装毡圈，故取标准 直径为 d2=60mm；考虑轴承的内孔标准，取 d3=d7=63mm（两轴承同型号） ；直径 为 d4 的轴段为轴头，取 d4=67mm【d4 应符合轴径标准系列（参见表 16-3） 】 ； 轴环直径 d5=d4+2h=76.38mm，根据轴承安装直径，查手册得 d6=68mm。 2、轴的各段长度的确定 因为装小带轮的电动机轴径，84 mmd50 1 1L 因为大带轮靠轴肩定位，所以取,=65mm，mmd572 2 L 段装配轴承，取mm，选用 7213AC 轴承， 3 d 633dmmL443 段是定位轴承，取，（取转毂宽度为 B2=23mm，L4 比 4 d mmd674mmL214 B2 短 13mm） 段装配齿轮直径：判断是否做成齿轮轴 d5=76mm，L5=10.69mm 5 d 装配轴承所以=68mm，=9.31mm 6 d 6 d 6 L ， mmd63 7 mmL24 7 - 19 - 表表 7 7 低速轴各轴段尺寸大小低速轴各轴段尺寸大小 d/mmL/mm 15084 25765 36344 46721 57610.69 6689.31 76324 - 20 - 六、轴及轴承的校核六、轴及轴承的校核 6.16.1、从动轮受力计算。、从动轮受力计算。 分度圆直径 mm zm d n 43.55 036.13cos 27*2 cos 转矩 mmN n P T24940 1440 76 . 3 10*9550*10*55 . 9 36 圆周力 NdTFt 8 . 89943.55/24940*2/2 径向力 NFF ntr 336036.13cos/20tan* 8 . 899cos/tan 轴向力 NFF ta 208036.13tan* 8 . 899tan 6.26.2、高速轴的校核、高速轴的校核 1.绘制轴的受力简图（见图三） 图 6.1 轴的受力图、弯矩图和扭矩图 - 21 - 2.将齿轮所受力分解为水平面 H 和铅垂平面 V 内的力（见上图） 3.求水平面 H 和铅垂平面 V 的支座反力 水平面的支座反力： N FdF R ra H 212 130 336*652/43.55*208 130 *652/ 1 NRFR HrH 124212336 12 铅垂平面 V 内的支座反力： NFRR tvv 9 . 4442/ 8 . 8892/ 2 1 4.绘制弯矩图。 水平面的 H 的弯矩图（见图三） mmNRHMHb13780212*65165 mmNdFaMM HbHb 80152/43.55*208137802/* 铅垂平面 V 的弯矩图见上图 mmNRMv vb 5 . 28918 9 . 444*65651 合成弯矩图 mmNMMM vbHBvb 32033 5 . 2891813780 2222 mmNMMM vbHbvb 300085 .289188015 2222 5.绘制扭矩图 mmNT 24940 6.绘制当量弯矩图 单向转动，故切应力为脉动循环，取,b 截面当量弯矩 6 . 0 mmNTMM beb 35356)24940*6 . 0(32033)( 2222 mmNTMM Hbeb 33532)24940*6 . 0(30008)( 222 2 7.校核轴的强度。根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断， a、b 截面为危险截面。下面分别进行校核。 1.校核 a 截面。 mmNTMea1496424940*6 . 0 mm M d b ea a 96.13 55*1 . 0 14964 1 . 0 3 3 1 考虑键槽后，由于 da=13.96*1.05=14.66mmd1=16mm，故 a 截面安全。 2.校核 b 截面。 - 22 - mmNMea 35356 max mm b M d ea a 59.18 55*1 . 0 35356 1 . 0 3 3 1 max 考虑键槽后，由于 db=18.59*1.05=19.52mmd4=26.5mm，故 b 截面安全 因为危险截面 a、b 均安全，所以轴的强度是足够的，无需修改原结构设 计的方案。 七、键的选择与校核七、键的选择与校核 - 23 - 7.17.1、高速轴键：、高速轴键： 根据，参考教材 127 页表 14-10,由于在mNTmmd 4 . 37,16 11 mmd161 范围内，故 1 d 轴段上采用键 采用 A 型普通键;静联接。171266: hb 键校核;为=20mm 综合考虑取 =16mm。查课本 234 页表 13-11， 1Ll ; MP P 110 ，MP dhl T p 39.97 16616 104 .374104 33 p 故所选键为：强度合格。1666:lhb 7.27.2、中间轴键：、中间轴键： 已知参考教材 127 页表 14-10，由MPTmmdmmd05.147, 5 . 31,30 2 4 2 于都在范围内，所以取；mmd30 2 mmd5 .3143830810:hb 查课本 234 页表 13-11 得 MP p 120100 取键长为 16.取键长为 100，根据挤压强度条件， 键的校核为： ，MP dhl T p 7 .116 21830 1005.1474104 33 p MP dhl T p 23.18 1288 5 . 31 1005.1474104 33 p 所以所选键为: 强度合格。,16810:lhb100810:lhb 7.37.3、低速轴键：、低速轴键： 因为=50mm，查课本 234 页表 13-11 选键为 1 dmmd635MPT97.674 3 查课本 106 页表 6-2 得1118:,1016:hbhb MP p 120100 初选键长为 70mm,40mm， 键的校核为： MP dhl T p 28.64 841050 1097.6744104 33 1 p - 24 - MP dhl T p54.88 441163 1097.6744104 33 2 p 所以所选键为:与强度合格。701016:lhb401118:lhb 八、联轴器的选择八、联轴器的选择 - 25 - 8.18.1、高速轴（输入轴）、高速轴（输入轴） 根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱 销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则 A K =37.41N.m94.245 . 1. 1 TKT Aca 按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准， ca T20035014/TGB 选用 HL1 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 160，孔径mN. d=16mm,L=42mm,L1=30mm,许用转速为 7100r/min，故适用。 8.28.2、低速轴（输出轴）、低速轴（输出轴） 根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性 套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则 A K =1012.455。97.6745 . 1. 3 TKT Aca mN 按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准， ca T20035014/TGB 选用 HL4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250N.m，孔径 d=50mm，L=112mm，L1=84 mm,许用转速为 4000r/min，故适用。 - 26 - 九、减速器的各部位附属零件及箱体的设计 9.19.1 窥视孔盖与窥视孔窥视孔盖与窥视孔 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操 作可以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入 机体内. 图 9.1 视孔盖 9.29.2 放油螺塞放油螺塞 放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便 于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。 图 9.2 放油螺塞 图 9.3 油标 9.39.3 油标油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面 及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的 油面刻度线应按传动件浸入深度确定。 9.49.4 通气器通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从 缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由 逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带 空螺钉制成. - 27 - 图 9.4 通气塞 9.59.5 启盖螺钉启盖螺钉 为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可 先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成 圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。 在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套 环,装上二个螺钉,便于调整. 图 9.5 吊环螺钉 图 9.6 吊钩 9.69.6 定位销定位销 为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长 度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。 如机体是对称的,销孔位置不应对称布置. 图 9.7 启动螺栓 图 9.8 定位销 9.79.7 环首螺钉、吊环和吊钩环首螺钉、吊环和吊钩 - 28 - 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座 上铸出吊钩。 9.89.8 调整垫片调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。 减速器铸造箱体的结构设计 尺寸结构（mm） 名称符号 圆柱齿轮减速器