二级减速器设计.doc

目录第一章 设计题目1第二章 传动装置的总体设计22.1传动系统的方案设计22.2电动机的选择22.3传动比的计算及分配32.4传动装置的运动、动力参数计算3第三章 传动件的设计计算43.1带传动的设计计算43.2高速级直齿圆柱齿轮的设计计算63.3低速级直齿圆柱齿轮的设计计算9第四章 直齿圆柱齿轮上的作用力的计算12第五章 轴的设计与计算135.1中间轴的设计与计算135.2高速轴的设计与计算185.3低速轴的设计与计算22第六章 润滑油的选择与计算25设计小结26参考文献27第一章 设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器的设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如右图所示。1、已知条件(1) 运输机工作转矩T=850（N.m）, 运输带工作速度v=1.25（m/s）, 运输带滚筒直径d=370 （mm）(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5%。(3)使用期限工作期限为十年，检修期间隔为三年。(4)生产批量及加工条件小批量生产。设计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张； 3、设计说明书1份。第二章 传动装置的总体设计2.1传动系统的方案设计两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如“设计题目”中图所示。2.2电动机的选择设计项目设计依据及内容设计结果1选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三项异步电动机2选择电动机功率输送带所需拉力为：F=2T/d=2850/0.37 N=4594.6 N输送带所需功率为：Pw=FV/1000=4594.61.25/1000 kW=5.74 kW查减速器设计实例精解表2-1，得V带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，直齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为：总=带轴承4齿轮2联=0.960.9940.9720.99=0.859电动机所需工作功率为：P0= Pw/总=5.74/0.859 kW=6.68 kW查减速器设计实例精解表8-2，得电动机的额定功率：Ped=7.5kWF=4594.6NPw5.74kW总 =0.859P0=6.68kWPed=7.5kW3.确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为：nw=100060v/（d）=1000601.25/（370）r/min=64.52查减速器设计实例精解表2-2，得V带传动比i带=24，两级减速器传动比i齿=840，则总传动比范围为：i总=i带i齿=（24）（840）=64.52电动机的转速范围为：n0=nwi总=64.52（16160）r/min=1032.3210323.2r/min查减速器设计实例精解表8-2，得符合要求的电动机同步转速有1500r/min和3000r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，其型号为Y132M-4nw =64.52nm =14202.3传动比的计算及分配设计项目设计依据及内容设计结果1.总传动比i总= nm/nw=1420/64.52=22.01i总=22.012.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为：i=i总/i带=22.01/2.5=8.80高速级传动比为：i1 =3.383.51取i1=3.4低速级传动比：i2=i/i1=8.80/3.4=2.5i带=2.5i=8.80i1=3.4i2=2.592.4传动装置的运动、动力参数计算设计项目设计依据及内容设计结果1.各轴转速n0=nm=1420r/minn1=n0/i带=1420/2.5 r/min=568 r/minn2=n1/i1=568/3.4 r/min=167.06 r/minn3=n2/i2=167.06/2.59 r/min=64.50 r/minnw=n3=64.50 r/minn0= 1420r/minn1 =568 r/minn2 =167.06 r/minn3 =64.50 r/minnw =64.50 r/min2.各轴功率P1=P00-1= P0带=6.680.96 kW=6.41 kWP2=P11-2= P1轴承齿=6.410.990.97 kW=6.16 kWP3=P22-3= P2轴承齿=6.160.990.97 kW=5.92 kWPw=P33-w= P3轴承联=5.920.990.99 kW=5.80 kWP1 =6.41 kWP2 =6.16 kWP3 =5.92 kWPw =5.80 kW3各轴转矩T0=9550P0/n0=95506.68/1420 Nm=44.93 NmT1=9550P1/n1=95506.41/568 Nm=107.77 NmT2=9550P2/n2=95506.16/167.06 Nm=352.14 NmT3=9550P3/n3=95505.92/64.50 Nm=876.53 NmTw=9550Pw/nw=95505.80/64.50 Nm=858.76 NmT0 =44.93 NmT1 =107.77 NmT2 =352.14 NmT3 =876.53 NmTw =858.76 Nm第三章 传动件的设计计算3.1带传动的设计计算设计项目设计依据及内容设计结果1.确定设计功率Pd=KAP0查减速器设计实例精解表8-6，得工作情况系数KA=1.0，则Pd=1.06.68 kW=6.68 kWPd=6.68 kW2.选择带型n0= 1420r/min，Pd=6.68 kW，查减速器设计实例精解图8-2，选择A型V带选择A型V带3.确定带轮基准直径查减速器设计实例精解表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm，则大齿轮直径为dd2= i带dd1=2.5100 mm=250 mmdd1=100mmdd2 =250 mm4.验算带的速度V带=dd1 n0/（601000）=1001420/（601000）m/s=7.44 m/sVmax=25 m/s带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），初步确定中心距，即0.7（100+250）mm=245mm a0120o 1=154.87o120o合格7确定V带根数V带的根数可用下式计算：z=Pd/（P0+P0）KKL）查减速器设计实例精解表8-9，得单根V带所能传递的功率P0=1.30kW，功率增量P0=Kbn1（1-1/Ki）查减速器设计实例精解表8-10，得Kb=0.772510-3，Ki=1.1373，P0=0.772510-31420（1-1/1.1373）=0.132kW查减速器设计实例精解表8-12，得K=0.935，KL=0.93，则带的根数为：z=Pd/（P0+P0）KKL）=6.68/（1.3+0.132）0.9350.93）=5.36取6根z=68.计算初拉力查减速器设计实例精解表8-13，得V带质量m=0.1kg/m，则初拉力为F0=500Pd（2.5-K）/（zV带K）+mV带2=5006.68（2.5-0.935）/（67.440.935）N=130.77NF0 =130.77N9.计算作用在轴上的压力Q=2zF0sin（/2）=26130.77sin（154.87 o /2）=1531.66NQ=1531.66N10.带轮结构设计（1）小带轮结构，采用实心式，查减速器设计实例精解表8-14，得电动机轴径D0=38，e=150.3mm，f=10+2 -1mm轮毂宽：L带轮=（1.52）D0=（1.52）38 mm=5776 mm其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：B带轮=（z-1）e+2f=（6-1）15+210 mm=95 mm（2）大带轮结构，采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行3.2高速级直齿圆柱齿轮的设计计算设计项目设计依据及内容设计结果1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，查减速器设计实例精解表8-17，得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW。平均硬度=236HBW，=190HBW。-=46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d11） 小齿轮传递转矩为T1=107770 Nmm2） 试选载荷系数Kt=1.43） 查减速器设计实例精解表8-18，得齿宽系数=1，弹性系数=189.84） 对于标准直齿轮，节点区域系数=2.55） 齿数比u=i1=3.46） 确定齿轮齿数。初选小齿轮齿数z1=29，则z2=uz1=3.429=98.6，取z2=997） 许用接触应力=Hlim/SH查减速器设计实例精解图11-2，得接触疲劳极限应力为Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=605681825010=6.82108N2=N1/i1=6.82108/3.4=2.01108查减速器设计实例精解图8-4e、a，得寿命系数ZN1=1.05，ZN2=1.12，SH=1.0，则= ZN1Hlim1 / SH =1.05570/1MPa=598.5MPa= ZN2Hlim2 / SH =1.12390/1MPa=436.8MPa取=436.8MPa初算小齿轮的分度圆直径d1t，有d1t=77.24mmz1=29z2=99=598.5MPa=436.8MPa=436.8MPad1t77.24mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数查减速器设计实例精解表8-21，得使用系数KA=1.25，因v=d1tn1/（601000）=77.24568/（601000）m/s=2.30m/s查减速器设计实例精解图8-7，得动载荷Kv=1.12，齿向载荷分配系数K=1.09，齿间载荷分配系数K=1.1，则载荷系数K=KAKvKK=1.251.121.091.1=1.68（2）对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即d1d1t=77.24mm=82.08mm（3）确定模数mm=d1/z1=82.08/29 mm=2.83 mm查减速器设计实例精解表8-23，得m=3mm（4）计算传动尺寸，中心距为a1=m（z1+z2）/2=3（29+99）/2 mm=192 mm分度圆直径为d1=mz1=329 mm=87 mmd2=mz2=399 mm=297 mmb=d1=187 mm=87 mm取b2=90mmb1=b2+（510）mm=90+（510）mm取b1=95mmK=1.68d182.08mmm=3mma1=192 mmd1=87 mmd2=297 mmb2=90mmb1=95mm4.校核齿根弯曲疲劳强度F =2KT1YF YS /bmd11）K、T1、m和d1同前2）齿宽b=b2=90mm3）齿形系数YF 和应力修正系数YS查减速器设计实例精解图8-8，得YF1=2.53，得YF,2=2.23，得YS1=1.62，得YS2=1.804）许用弯曲应力=YNFlim /SF查减速器设计实例精解图8-10，得弯曲疲劳极限应力为Flim1=220HBW，Flim2=160HBW，寿命系数YN1= YN2 =1，安全系数SF=1.25，=YN1Flim1 /SF=1220/1.25 MPa=176 MPa=YN2Flim2 /SF=1160/1.25 MPa=128 MPaF1 =2KT1YF1 YS1 /bmd1 =21.681077702.531.62/（90387）MPa=62.18MPaF2 =F1 YF2 YS2 /（YF1 YS1）=62.182.231.8/（2.531.62）MPa=60.90MPa满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高ha=ha*m=13mm=3mm齿根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）3mm=3.75 mm全齿高h=ha+hf=3+3.75 mm=6.75 mm顶隙c=c*m=0.253 mm=0.75mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=87+23 mm=93 mmda2=d2+2ha=297+23 mm=303 mm齿根圆直径为df1=d1-2hf=87-23.75 mm=79.5 mmdf2=d2-2hf=297-23.75 mm=289.5 mmha=3mmhf=3.75 mmh =6.75 mmc =0.75mmda1 =93 mmda2 =303 mmdf1 =79.5 mmdf2 =289.5 mm3.3低速级直齿圆柱齿轮的设计计算设计项目设计依据及内容设计结果1.选择材料、热处理方式和公差等级大小齿轮均选用45钢，软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，查减速器设计实例精解表8-17，得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW。平均硬度=236HBW，=190HBW。-=46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d18） 小齿轮传递转矩为T2=352140 Nmm9） 试选载荷系数Kt=1.410） 查减速器设计实例精解表8-18，得齿宽系数=1，弹性系数=189.811） 对于标准直齿轮，节点区域系数=2.512） 齿数比u=i2=2.5913） 确定齿轮齿数。初选小齿轮齿数z3=31，则z4=uz3=2.5931=80.29，取z4=8114） 许用接触应力=Hlim/SH查减速器设计实例精解图8-4e、a，得接触疲劳极限应力为Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60167.061825010=2108N4=N3/i2=2108/2.59=7.72107查减速器设计实例精解图8-5，得寿命系数ZN3=1.14，ZN4=1.2，SH=1.0，则= ZN3Hlim3 / SH =1.14570/1MPa=649.8MPa= ZN4Hlim4 / SH =1.2390/1MPa=468MPa取=468MPa初算小齿轮的分度圆直径d3t，有d3t=112.00mmz3=31z4=81=649.8MPa=468MPa=468MPad3t112mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数查减速器设计实例精解表8-21，得使用系数KA=1.25，因v=d3tn2/（601000）=112167.06/（601000）m/s=0.98m/s查减速器设计实例精解表8-6，得动载荷Kv=1.1，齿向载荷分配系数K=1.09，齿间载荷分配系数K=1.1，则载荷系数K=KAKvKK=1.251.11.091.1=1.65（2）对d3t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即d3d3t=112mm=118.31mm（3）确定模数mm=d3/z3=118.31/31 mm=3.82 mm查减速器设计实例精解表8-23，得m=4mm（4）计算传动尺寸，中心距为a2=m（z3+z4）/2=4（31+81）/2 mm=224 mm分度圆直径为d3=mz3=431 mm=124 mmd4=mz4=481 mm=324 mmb=d3=1124 mm=124 mm取b4=125mmb3=b4+（510）mm=125+（510）mm取b3=130mmK=1.65d3118.31mmm=4mma2=224 mmd3=124 mmd4=324 mmb4=125mmb3=130mm4.校核齿根弯曲疲劳强度F =2KT2YF YS /bmd31）K、T2、m和d3同前2）齿宽b=b4=125mm3）齿形系数YF 和应力修正系数YS查减速器设计实例精解表8-8，得YF3=2.51，得YF,4=2.26，得YS3=1.64，得YS4=1.784）许用弯曲应力=YNFlim /SF查减速器设计实例精解图8-4f、b，得弯曲疲劳极限应力为Flim3=220HBW，Flim4=160HBW，寿命系数YN3= YN4 =1，安全系数SF=1.25，=YN3Flim3 /SF=1220/1.25 MPa=176 MPa=YN4Flim4 /SF=1160/1.25 MPa=128 MPaF3 =2KT2YF3 YS3 /bmd1 =21.653521402.511.64/（1254124）MPa=77.15MPaF4 =F3 YF4 YS4 /（YF3 YS3）=77.152.261.78/（2.511.64）MPa=75.40MPa满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高ha=ha*m=14mm=4mm齿根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）mm=5 mm全齿高h=ha+hf=4+5 mm=9 mm顶隙c=c*m=0.254 mm=1 mm齿顶圆直径为da3=d3+2ha=124+24 mm=132 mmda4=d4+2ha=324+24 mm=332 mm齿根圆直径为df3=d3-2hf=124-25 mm=114 mmdf4=d4-2hf=324-25 mm=314 mmha=4 mmhf=5 mmh =9 mmc =1 mmda3 =132 mmda4 =332 mmdf3 =114 mmdf4 =314 mm第四章 直齿圆柱齿轮上的作用力的计算设计项目设计依据及内容设计结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件高速轴传递的转矩为T1=107770 Nm，转速为n1=568r/min，小齿轮分度圆直径为d1=87mm（2）小齿轮1的作用力1）圆周力为Ft1=2T1/d1=2107770/87 N=2477.47 N其方向与力作用点圆周速度方向相反2）径向力为Fr1=Ft1tann=2477.47tan20o N=901.73 N其方向由力的作用点指向轮1的转动中心（3）大齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反Ft1 =2477.47 NFr1 =901.73 N2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件低速轴传递的转矩为T2=352140 Nm，转速为n2=167.06r/min，小齿轮分度圆直径为d3=124mm（2）小齿轮3的作用力1）圆周力为Ft3=2T2/d3=2352140/124 N=5679.68 N其方向与力作用点圆周速度方向相反2）径向力为Fr3=Ft3tann=5679.68tan20o N=2067.23 N其方向由力的作用点指向轮3的转动中心（3）大齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3 =5679.68 NFr3 =2067.23 N第五章 轴的设计与计算5.1中间轴的设计与计算设计项目设计依据及内容设计结果1.已知条件中间轴传递的功率P2=6.16kW，转速n2=167.06 r/min，齿轮分度圆直径d2=297mm，d3=124mm，齿轮宽度b2=90mm，b3=130mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查减速器设计实例精解表8-26，选常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查减速器设计实例精解表9-8，得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=110，则dmin=C=110 mm=36.61mmdmin =36.61mm4.结构设计轴的结构构想如图5-1（1） 轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计该轴端上安装轴承，其设计应于轴承的选择同步进行。考虑轴承只受径向力和圆周力，采用深沟球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为6210查减速器设计实例精解表11-9，得内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm，外径定位直径Da=83mm，故d1=50mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm（3） 轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=62.478 mm，小齿轮宽度b2=90mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=90mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定，由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=130mm相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L2=127mm，L4=88mm（4） 轴段该轴段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.645.2 mm，取其高度为h=5mm，故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为3=10mm，则箱体内壁之间的距离为Bx=21+3+b3+（b1+b2）/2=210+10+130+（90+95）/2 mm=252.5 mm，取3=10.5mm,则Bx=253mm。齿轮2的右端面与箱体内壁的距离2=1+（b1-b2）/2=10+（95-90）/2 mm=12.5 mm，则轴段的长度为L3=3=10.5mm（5） 轴段及轴段的长度该处轴承的dn=8353 mmr/min，查机械设计手册软件版v3.0，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm，中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为L1=B+1+3 mm=20+12+10+3 mm=45 mm轴段的长度为L5=B+2+2 mm=20+12+12.5+2 mm=46.5 mm（6） 轴上力作用点的间距轴承力的作用点距轴承外圈a=B/2=10mm，则1 =L1+b3/2-a-3mm=45+130/2-10-3 mm=97 mm2 =L3+（b2+b3）/2=10.5+（90+130）/2 mm=120.5 mm3 =L5+b2/2-a-2mm=46.5+90/2-10-2 mm=79.5 mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=127mmL4=88mmd3=62mmBx=253mmL3=10.5mmL1=45 mmL5=46.5 mm1 = 97 mm2 = 120.5 mm3 = 79.5 mm5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表8-31，得键的型号分别为键16110GB/T 10961990和键1680 GB/T 109619906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图，轴的受力简图如图5-1（2）计算支承反力在水平面上为RAH =（Fr23 Fr3（2 +3 ）/（1 +2 +3 ）=（901.7379.5-2067.23（120.5+79.5）/（97+120.5+79.5）N=-1150.7 NRBH =Fr2- RAH Fr3=901.73+1150.7-2067.23 N=-14.8 N式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为RAV =（Ft3（2 +3 ）+Ft23 ）/（1 +2 +3 ）=（5679.68（120.5+79.5）+2477.4779.5）/（97+120.5+79.5）N=4487.86NRBV =Ft3+Ft2-RAV =5679.68+2477.47-4487.86 N=3669.29 N轴承A的总支承反力为RA = N=4633.03 N轴承B的总支承反力为RB = N=3669.32 N（3）画弯矩图，弯矩图如图5-1在水平面上为M3H= RAH1 =-1150.797 Nmm=-111617.9 NmmM2H= RBH3 =-14.879.5 Nmm=-1176.6 Nmm在垂直平面上为M3V= RAV1 =4487.8697 Nmm=435322.42 NmmM2V= RBH3 =3369.2979.5 Nmm=267858.56 Nmm合成弯矩M3= Nmm=449404.23 NmmM2= Nmm=267861.14 Nmm（4）画转矩图，转矩图如图5-1，T2=352140 NmmRAH=-1150.7 NRBH=-14.8 NRAV =4487.86NRBV =3669.29 NRA =4633.03 NRB =3669.32 NM3=449404.23 NmmM2=267861.14 NmmT2=352140 Nmm7.校核轴的强度3齿轮轴剖面弯矩最大，故3齿轮轴剖面为危险剖面，抗弯截面系数为W=/32-bt（-t）2/（2）=523/32-166（52-6）2/（252） mm3=11850.93 mm3 抗扭截面系数为WT =/16-bt（-t）2/（2）=523/16-166（52-6）2/（252） mm3=25655.09 mm3 弯曲应力为3=M3/W=449404.23/11850.93 MPa=37.92 MPa扭剪应力为=T2/ WT =352140/25655.09 MPa=13.73 MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故折合系数=0.6，则当量应力为e= MPa=41.34 MPa查减速器设计实例精解表8-26，得45钢调质处理抗拉强度极限B=650 MPa，轴的许用弯曲应力=60MPa，e，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为P =4T2/（d4h）=4352140/（5210（80-16） MPa=43.32MPa取键、轴、及齿轮的材料都为钢，查减速器设计实例精解表8-33，得P =100120 MPa，P PB，故只需校核轴承A，P= PA 。轴承在100以下工作，查减速器设计实例精解表11-9，得fT =1，对于减速器，查得载荷系数fP =1.2Lh= h=24890.94 h减速器预期寿命为Lh=825010 h=20000 hLh Lh，故轴承寿命足够轴承寿命足够5-15.2高速轴的设计与计算设计项目设计依据及内容设计结果1.已知条件高速轴传递的功率P1=6.41kW，转速n1=568 r/min，小齿轮齿轮分度圆直径d1=87mm，齿轮宽度b1=95mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查减速器设计实例精解表8-26，选常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查减速器设计实例精解表9-8，得C=106135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C=120，则dmin=C=120 mm=26.92mm轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为d126.92+26.92（0.030.05）mm=27.7328.27mm，取dmin=29 mmdmin =29mm4.结构设计轴的结构构想如图5-2（1） 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖方式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处处开始设计（2）轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应于带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初算结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径d1=35mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）d1=（1.52.0）35 mm=52.570 mm，结合带轮结构L带轮=5776 mm，取带轮轮毂的宽度L带轮=60mm，轴段的长度略小于毂孔的宽度，取L1=58mm（3）密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）35 mm=2.453.5 mm轴段的轴径d2=d1+2（2.453.5） mm=39.942 mm其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度v5 m/s，可选用毡圈油封，查减速器设计实例精解表8-27，选毡圈40JB/ZQ 4606-1997，则d2=40mm（4） 轴段及轴段的设计考虑轴承只受径向力和圆周力，采用深沟球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。暂取轴承为6209查减速器设计实例精解表11-9，得内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径da=52mm，外径定位直径Da=78mm故轴段的直径d3=45mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm，则L3=B+B1=19+15 mm=34 mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=45mm（5） 齿轮与轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3，可初定d5=47mm，由于齿轮1的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b1=95mm相等，其左端采用轴肩定位，右端采用挡油环固定。为使挡油环端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取L5=92mm（6） 轴段该轴段为齿轮1提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d5=3.294.7 mm，取其高度为h=4mm，故d4=55mm齿轮右端面距箱体内壁距离为1，轴段的长度为L4=Bx+-1-b1-B1=253+12-10-95-15 mm=145 mm（7）轴段和轴段的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座宽度为L=+C1+C2+（58） mm查减速器设计实例精解表4-1，下箱座壁厚=0.025a2+3mm=0.025224+3 mm=8.6mm8mm，a1+a2=192+224 mm=416mm47.81+47.81（0.030.05）mm=49.2450.2mm，取dmin=51 mmdmin =51mm4.结构设计轴的结构构想如图5-3（1） 轴承部件的结构设计该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处处开始设计（2） 联轴器与轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查减速器设计实例精解表8-37，取KA=1.5，则计算转矩TC=KAT3=1.5876530 Nmm=1314795 Nmm查得GB/T 5014-2003中的LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500 Nmm，许用转速3870 r/min，轴孔范围为4063 mm。考虑d50.2mm，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX4 5584GB/T 5014-2003，相应的轴段的直径d1=55mm，其长度略小于毂孔的宽度，取L1=82mm（3） 密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.