机械类专业二级圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

1二级圆锥圆柱齿轮减速器摘要减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置。减速器设计的优劣直接影响机械设备的传动性能。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。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是瞬时传动比恒定，工作平稳，传动准确可靠，可传递空间任意两轴间的运动和动力1适用的功率和速度范围广2传动效率高3工作可靠，使用寿命长4外轮廓尺寸小，结构紧凑。52绪论随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就决定了未来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中十分广泛地使用着齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列已达数百个，基本可满足各行业对通用减速器的需求。国内减速器行业重点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖范围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，承担起为国民经济各行业提供传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。11本设计的目的及意义目的A通过设计熟悉机器的具体操作，增强感性认识和社会适应能力，进一步巩固、深化已学过的理论知识，提高综合运用所学知识发现问题、解决问题的能力。B学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。C对所学技能的训练，例如计算、绘图、查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。D学会利用多种手段工具解决问题，如在本设计中可选择CAD等制图工具。E了解减速器内部齿轮间的传动关系。意义通过设计，培养学生理论联系实际的工作作风，提高分析问题、解决问题的独立工作能力；通过实习，加深学生对专业的理解和认识，为进一步开拓专业知识创造条件，锻炼动手动脑能力，通过实践运用巩固了所学知识，加深了解其基本原理12减速器的发展状况减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、传动平稳、效率高、所配3电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设备上。二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。通过本课题的研究，将进一步对这一技术进行深入地了解和学习。13减速器的发展趋势当今的减速器正向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化，在现代机械中应用极为广泛。减速器行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速器、行星齿轮减速器及蜗杆减速器，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。其作为传动机械行业里的一个重要的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。近几年，随着中国产业经济的迅猛发展，减速器行业在国内也取得了日新月异的进步。由于编者水平有限，设计中有错误与不当之处在所难免，希望老师批评指正。关键字减速器、齿轮、轴承、联接4目录摘要2绪论4一、设计任务书8一、设计题目8二、原始数据8三、设计内容和要求8二、传动方案的拟定9三、电动机的选择91选择电动机的类型92选择电动机功5率93确定电动机转速10四、传动比的计算1总传动比102分配传动比10五、传动装置运动、动力参数的计算1各轴的转速102各轴功率计103各轴转矩11六、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算111选择材料、热处理方式和公差等级112初步计算传动的主要尺寸113确定传动尺寸124校核齿根弯曲疲劳强度135计算锥齿轮传动其他几何尺寸14二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1选择材料、热处理方式和公差等级1462初步计算传动的主要尺寸153确定传动尺寸164校核齿根弯曲疲劳强度175计算锥齿轮传动其他几何尺寸18七、齿轮上作用力的计算191高速级齿轮传动的作用力192低速级齿轮传动的作用力19八、减速器装配草图的设计19九、轴的设计计算20一、高速轴的设计与计算201已知条件212选择轴的材7料213初算轴径224结构设计225键连接236轴的受力分析237校核轴的强度248校核键连接的强度24二、中间轴的设计与计算251已知条件252选择轴的材料2583初算轴径264结构设计265键连接286轴的受力分析287校核轴的强度298校核键连接的强度30三、低速轴的设计与计算301已知条件302选择轴的材料303初算轴径9304结构设计315键连接326轴的受力分析327校核轴的强度338校核键连接的强度34十、减速器箱体的结构尺寸35十一、润滑油的选择与计算36十二、装配图和零件图37致谢1038参考文献39一、设计任务书一、设计题目设计圆锥圆柱齿轮减速器设计卷扬机传动装置中的两级圆锥圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机11减速器运输带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。（图1）1电动机；2联轴器；3减速器；4卷筒；5传送带二、原始数据运输带拉力FKN运输带速度VM/S卷筒径D（MM）使用年限（年）100000350010三、设计内容和要求1编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。2要求每个学生完成以下工作（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）（2）零件工作图二张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例11。（3）设计计算说明书一份。二、传动方案的拟定运动简图如下12（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为两级展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1计算项目计算及说明计算结果1选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机2选择电动机功率运输带功率为PWFV/10001000003/1000KW3KW查表21，取一对轴承效率轴承099，锥齿轮传动效率锥齿轮096，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮097，联轴器效率联099，得电动机到工作机间的总效率为总4轴承锥齿轮齿轮2联09940960970992088电动机所需工作效率为P0PW/总3/088KW341KW根据表82选取电动机的额定工作功率为PED4KWPW3KW总088P0341KWPED4KW133确定电动机转速输送带带轮的工作转速为NW100060V/D10006003/500R/MIN1146R/MIN由表22可知锥齿轮传动传动比I锥23，圆柱齿轮传动传动比I齿36，则总传动比范围为I总I锥I齿2336618电动机的转速范围为N0NWI总1146618R/MIN687620628R/MIN由表82知，考虑到此转速很小，最接近的同步转速为750R/MIN，所以本例选用750R/MIN的电动机，其满载转速为720R/MIN,其型号为Y160M18NW1146R/MINNM720R/MIN四、传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1总传动比INM/NW720/11466283I62832分配传动比高速级传动比为I1025I02562831571为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，取I13低速级传动比为I2I/I16283/32094此值过大，取I24I13I24五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1各轴转速N0720R/MINN1N0720R/MINN2N1/I1720/3R/MIN240R/MINN3N2/I2240/4R/MIN60R/MINNWN360R/MINN1N0720R/MINN2240R/MINNWN360R/MIN2各轴功率P1P0联341099KW338KWP2P112P1轴承锥齿338099096KW321KWP3P223P2轴承直齿321099097KW308KWP1338KWP2321KWP3308KWPW302KW14PWP33WP3轴承联308099099KW302KW3各轴转矩T09550P0/N09550341/720NMM4523NMT19550P1/N19550338/720NMM4483NMT29550P2/N29550321/240NMM12773NMT39550P3/N39550308/60NMM49023NMTW9550PW/NW95503/60NMM4775NMT04523NMT14483NMT212773NMT349023NMTW4775NM6、传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4计算项目计算及说明计算结果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，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表817得齿面硬度HBW1217255，HBW2162217平均硬度HBW1236，HBW2190HBW1HBW246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。其设计公式为D1321508/4RRHEZKT1小齿轮传递转矩为T1448302因V值未知，KV值不能确定，可初步选载荷系数KT133由表819，查得弹性系数ZE1898MPA4直齿轮，由图92查得节点区域系数ZH255齿数比I36取齿宽系数03R7许用接触应力可用下式公式HNHSZ/LIM由图84E、A查得接触疲劳极限应力为PAP390,5802LI1LIM小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N160N1ALH6072012825010172810915N2N1/I11728109/3576108由图85查得寿命系数ZN11，ZN2105；由表820取安全系数SH1，则有MPASHN54091/305/2LIM211取MPAH5409初算小齿轮的分度圆直径D1T,有3211508/RRHETZKTDM9082335409/8432D1T8290MM3确定传动尺寸（1）计算载荷系数由表81查得使用系数KA10，齿宽中点分度圆直径为DM1TD1T105829010503MM7047MMR故VM1DM1TN1/601007047720/601000M/S266M/S由图86降低1级精度，按9级精度查得动载荷系KV123，由图87查得齿向载荷分配系数K113，则载荷系数KKAKVK10123113142）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D182908497MM3TT314（3）确定齿数选齿数Z120，Z2UZ132060，（4）大端模数M，查表823，M5409781取标准模数M5MM（5）大端分度圆直径为D1MZ1520MM100MM8497D2MZ2560MM300MM6锥齿距为RMU1583021（7）齿宽为B0315811MM4743MMR取B50MMD18497MMZ123Z260M5MMD1100MMD2300MMR15811MMB50MM164校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为SFRTFYBMK5018（1）K、B、M和同前R（2）圆周力为FTNDTR8210543501482501（3）齿形系数YF和应力修正系数YS31601COS9221U即当量齿数为8719360COS4212ZV由图88查得YF1265,YF2213，由图89查得YS1158，YS2188（4）许用弯曲应力FNSLIM由图84查得弯曲疲劳极限应力为MPAPAF170,2152LIMLIM由图811查得寿命系数YN1YN21,由表820查得安全系数SF125，故172122112LIM217435863430508586357012LIFSFFRSFTFNFMPAYPABYKMPAY满足齿根弯曲强度5计算锥齿轮传动其他几何尺寸HAM5MMHF12M125MM6MMC02M025MM1M5713ARCOS1ARCOS82221UDA1D12MCOS100250949MM10949MMDA2D22MCOS300250316MM30316MM2DF1D124MCOS1002450949MM8861MM1DF2D224MCOS3002450316MM29621MM2HA5MMHF6MMC1M571382DA110949MMDA230316MMDF18861MMDF229621MM二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算斜齿圆柱齿轮的设计计算见表5计算项目计算及说明计算结果1选择材料、热处理方式和公差等大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表817得齿面硬度HBW1217255，HBW2162217平均硬度HBW1236，HBW2190HBW1HBW246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182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。其设计公式为2231HERZUKTD1小齿轮传递转矩为T21277302因V值未知，KV值不能确定，可初步选载荷系数KT143由表819，查得弹性系数ZE1898MPA4初选螺旋角，由图92查得节点区域系数ZH246125齿数比I46查表818，取齿宽系数11R7初选Z320，则Z4UZ342080，则端面重合度为COS128143Z12CS802164轴向重合度为4912TAN13TAN3180ZD由图813查得重合度系数7508）由图112查得螺旋角系数Z0999）许用接触应力可用下式计算HNHS/LIM由图84E、A查得接触疲劳极限应力为PAPHH390,5802LIM1LIM小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N360N2ALH6024012825010576108N4N3/I2576108/4144108由图85查得寿命系数ZN3105，ZN4113；由表820取安全系数SH10，则有Z320Z48019MPASZHH7401/39/65804LIM4333取MPA70初算小齿轮的分度圆直径D3T，得2231HERTZUKTD322740190568704126436MMD3T6436MM（1）计算载荷系数由表821查得使用系数KA10因081M/S，由图8SMNDVT/106243106236查得动载荷系数KV11，由图87查得齿向载荷分配系数K109，由表822查得齿向载荷分配系数K118，则载荷系数为KKAKVKK1011109118141（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D3T进行修正，即6451MM33416TT3确定模数MNMNMZD520COS54COS3按表823，取MN4MM（4）计算传动尺寸中心距为2045MMZAN12COS84COS23取整，10螺旋角为K141203确定传动尺寸8172042ARCOS3ZMN因值与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正由图92查得节点区域系数ZH243，端面重合度为COS413281817CS02160轴向重合度为452817TAN3180TAN3180ZD由图83查得重合度系数，由图112查得螺旋0Z角系数Z09923312HERTUKTD322740190838970456589MM因083M/S，由SMNDVT/650623图86查得动载荷系数KV11，载荷系数K值不变MNZD14320817COS95COS3按表823，取MN4MM，则中心距为MZAN21087COS24COS3螺旋角为10R43AZMN修正完毕，故D3T6589MMMN4MMA210MM81721MZMDN038417COS2433ZN16534CS44B495MM，取MDB920813B3100MM，取4D38403MMD433613MMB495MMB3100MM4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为FSFNFYDBMKT321）K、T3、MN和D3同前2）齿宽BB3100MM3）齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为01287COS33ZV41334ZV由图88查得YF3255，YF4218；由图89查得YS3155，YS41764）由图81查得重合度系数705）由图1123查得螺旋角系数86Y6）许用弯曲应力为FNSLIM由图84F、B查得弯曲疲劳极限应力MPA1702154FLIM3LIM，PAF由图811查得寿命系数YN3YN41，由表820查得安全系数SF125，故22MPASYFN1722513LIM3F3604LI4YDBMKTSNF323MPA86075120841752654MPA19761976（003005）MM20352075MMDMIN1976MM（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分式结构，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，从最细处开始设计（2）联轴器与轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联11轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表837，取载荷系数KA15，计算转矩为TCKAT11544830NMM67245NMM由表838查得GB/T50142003中的LX2型联轴器符合要求公称转矩为560NMM，许用转速6300R/MIN，轴孔范围为2035MM。考虑到D11976MM，取联轴器孔直径为28MM，轴孔长度L联62MM，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX22862GB/T50142003，相应的轴段的直径D128MM。其长度1略小于孔宽度，取L160MM3轴承与轴段和的设计在确定轴段的轴径时，应考242虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，D128MML160MM254结构设计轴肩高度H（00701）D1（00701）30MM213MM。轴段的轴径D2D12213）MM34136MM，其值最终由密2封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3M/S，可选用毡圈油封，查表827初选毡圈35JB/ZQ46061997，则D235MM，轴承段直径为40MM，经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为28MM，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表99得轴承内径D35MM，外径D72MM，宽度B17MM，T1825MM，内圈定位直径DA42MM，外径定位DA65MM，轴上力作用点与外圈大端面的距离A3153MM，故D235MM，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L216MM。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2M/S，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则D435MM，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L416MM（4）轴段的设计该轴段为轴承提供定位作用，故取该段3直径为轴承定位轴肩直径，即D342MM，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度（5）齿轮与轴段的设计轴段上安装齿轮，小锥齿轮所55处的轴段采用悬臂结构，D5应小于D4，可初定D532MM小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M329MM，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚M10C8MM，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56MM，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为075MM，则L556CTL4075（56108182516075）1MM755MM（6）轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件131有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表41可知，下箱座壁厚0025A3MM00252503MM925MM，取壁厚，M0RA1796525032965MM26112611（003005）MM26892742MMDMIN2611MM4结构设计轴的结构构想如图5所示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分式结构，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，从最细处开始设计2轴段及轴段的设计该轴段上安装轴承，此段设计15应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，15其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据DMIN2611MM，暂取轴承30207，由表99得轴承内径D35MM，外径D72MM，宽度B17MM，内圈定位直径DA42MM，外径定位DA62MM，轴上力作用点与外圈大端面的距离A3153MM，故D135MM通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则D535MM（3）齿轮轴段与轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴242段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，D2和D4应略大于D1和4D5，此时安装齿轮3处的轴径可选为38MM，经过验算，其强度不满足要求，可初定D2D442MM由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1215）D450463MM，取其轮毂宽度，其左ML524端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，B3110MM，故2取L2108MM，L450MM（4）轴段的设计该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，3其轴肩高度范围为（00701D229442MM，取其高度H3MM，故D348MM齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对1称，量得起宽度为BX19392MM，取BX194MM，则轴段的长度3为D135MMD535MMD2D442MML2108MML450MMD348MMBX194MML312MM3019453210110MM12MM31432BLBX此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5）轴段及轴段的长度由于轴承采用油润滑，故轴承15内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为M1MLBBL340872311轴段的长度为5MMLLBL3450217435（6）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A3153MM，则由图127可得轴的支点与受力点间的距离为MMBTL957231520181由装配图知LL632，L134MML534MMMLL3568097215键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表831取其型号为键12100GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通4平键连接，型号为键12GB/T1096199045316轴的受力分析（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图5所示（2）计算支承反力在水平面上为NNLLDFFLRAMARRH5314235680957220384796243168062323231R2HFR3R1HFR21162411425312132N10145N式中负号表示与图中所画方向相反）在垂直平面上为NNLLFTTV7026356895210413432RFVTTV18724312轴承1的总支承反力为NRVH372580653122轴承2的总支承反力为V011840222（4）画弯矩图弯矩图如图5C、D、E所示在水平面上，AA剖面为MAHR1HL211425372958334756NMMAA剖面右侧为MNDAH984237203465F3ABB剖面右侧为R1H114253NR2H10145NR1V226670NR2V182822NR1253837NR2183103N32MNLRMDHBABH7156340298306715F2在垂直平面上为MNLRVBA20135628765970321合成弯矩AA剖面左侧为NMAVAHA831577165422AA剖面左侧为MMAVAHA069222BB剖面左侧为NNMBVBHB421052013822BB剖面右侧为MBVBHB6910378022（4）画转矩图转矩图如图5F所示，T2127730NMMMA18517383NMMMA17068988NMMMB11405142NMMMB10317869NMMT2127730NMM虽然AA剖面左侧弯矩大，但AA剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小，故AA剖面两侧均可能为危险面，故分别计算AA剖面的抗弯截面系数其抗弯截面系数为3323226945124MMDTBW337校核轴的强度抗扭截面系数为332322156451264MMDTBWTAA剖面左侧弯曲应力为MPAMAB432962981573AA剖面右侧弯曲应力为WAB170扭剪应力为PAT429135627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，故取折合系数则当量应力为，0MPAPABE45124296372故AA剖面右侧为安全截面，BE由表826查得45钢调质处理抗拉强度极限，则MPAB650由表832查得轴的许用弯曲应力强度满足要求BEBMPA1160，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MPAHLDTP08461245873042取键、轴及带轮的材料都为钢，由表833查得，强度足够PPPAM，0125齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够键连接的强度足够34三、低速轴的设计计算低速轴的设计计算见表9计算项目计算及说明计算结果1已知条件低速轴传递的功率P3308KW,转矩T3490230NMM，转速N360R/MIN，齿轮4分度圆直径D433613MM，齿轮宽度B495MM2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，故由表826选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调制处理3初算轴径查表98得C106135，取中间值C106，则MNPCD024683103MI轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大35，轴端最细处直径D124022402（003005）MM24742522MMDMIN2402MM（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分式结构，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，从最细处开始设计（2）联轴器与轴段轴段上安装联轴器，此段设计应与联11轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表837，取载荷系数KA15，计算转矩为TCKAT115490230NMM735345NMM由表838查得GB/T50142003中的LX4型联轴器符合要求公称转矩为560NMM，许用转速6300R/MIN，轴孔范围为2035MM。考虑到D12522MM，取联轴器孔直径为28MM，轴孔长度L联62MM，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX22862GB/T50142003，相应的轴段的直径D128MM。其长度1略小于孔宽度，取L160MM3密封圈与轴段的设计在确定轴段的轴径时，应考虑22联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度H（00701）D1（00701）30MM213MM。D128MML160MM354结构设计轴段的轴径D2D12（213）MM34136MM，其值最终由2密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3M/S，可选用毡圈油封，查表827初选毡圈35JB/ZQ46061997，则D235MM4轴承与轴段和轴段的设计考虑齿轮油轴向力存在，37但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直3径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为7008C由表119得轴承内径D40MM，外径D68MM，宽度B15MM，内圈定位直径DA50MM，外径定位DA65MM，轴上力作用点与外圈大端面的距离A3157MM，故D340MM。由于该减速器锥齿轮的圆周速度大于2M/S，轴承采用油润滑，无需放挡油环，取L315MM。为补偿箱体的铸造误差，取轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离。M5通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则D740MM（5）齿轮与轴段的设计轴段上安装齿轮4，为便于齿66轮的安装，D6应略大于D7，可初定D642MM,齿轮4轮廓的宽度范围为（1215）D650463MM，取其轮毂宽度与齿轮宽度B460MM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，轴段长度应比齿轮4的轮毂略短，6取L658MM（6）轴段和轴段的设计轴段为齿轮提供轴向定位作545用，定位轴肩的高度为H（00701D629442MM，取H4MM,则D550MM，L514H56MM，取L58MM轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即D450MM，齿轮左4端面与箱体内壁距离为MB12/9102/4314则轴段的长度454LBBLX1945125958MM835MM7轴段与轴段的长度轴段的长度除与轴上的零件272有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，轴承旁连接螺栓为M20，则MCL8521C128MM，C224MM，箱体轴承宽度L102824（58）MM6770MM，取L70MM；轴承端盖连接螺钉查表829选螺栓，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂078/MTGB外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖面的距离为K10MM。则有7021210245MM65MMBKLDT2轴段的长度为72451259558）MM785MM64LBBD235MMD340MML315MMD740MMD642ML658MMD550MML58MMD450MML4835MML70MML265MML7785MM368轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A3253MM，则由图1210可得轴支点及受力点间的距离为MBLL763259857234671MA8315432MLAL246223L3127865键连接联轴器与轴段及齿轮4由轴段间采用A型普通平键连接，16查表831取其型号为键16100GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键20100GB/T1096199046轴的受力分析（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图5所示（2）计算支承反力在水平面上为NNLDFRMARH06757128336094122144R2HFR4R1H116247506N108734N在垂直平面上为LFTV58203718634214NRVTV16042轴承1的总支承反力为VH92034582036721轴承2的总支承反力为NRV6114222（3）画弯矩图弯矩图如图5C、D、E所示在水平面上，AA剖面为MAHR1HL27506637NMM478232NMMAA剖面右侧为MAHR2HL21087341287NMM13994066NMMR1H7506NR2H108734NR1V203358NR2V100652NR1203496NR2148169N37在垂直平面上为MNMNLRMVA05129376358201合成弯矩AA剖面为MNMAVAHA312967051294822AA剖面右侧为AVAH8022（4）画转矩图转矩图如图7F所示，T1490230NMMMA1296273NMMMA1906928NMMT3490230NMM7校核轴的强度因AA剖面弯矩大，同时作用有转矩，AA剖面为危险面其抗弯截面系数为33236264514572042MMDTBW抗扭截面系数为33236268712457184MMDTBT弯曲应力为MPAWMAB0734518902扭剪应力为PAT872633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，故取折合系数则当量应力为，0MPAMPABE53982364734222由表826查得45钢调质处理抗拉强度极限，B50则由表832查得轴的许用弯曲应力38强度满足要求BEBMPA1160，轴的强度满足要求8校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为MPAHLDTP37816028493413齿轮处键连接的挤压应力为LP6424632取键、轴及带轮的材料都为钢，由表833查得，强度足够PPMPA2150，键连接的强度足够十、减速器箱体的结构尺寸圆锥圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于表10。名称代号尺寸/MM锥齿轮锥距R17965低速级中心距A250下箱座壁厚10上箱座壁厚19下箱座剖分面处凸缘厚度B15上箱座剖分面处凸缘厚度B114地脚螺栓底脚厚度P25箱座上的肋厚M8箱盖上的肋厚M18地脚螺栓直径DM2439地脚螺栓通孔直径D30地脚螺栓沉头座直径D060L138底脚凸缘尺寸（扳手空间）L235地脚螺栓数目N4轴承旁连接螺栓（螺钉）直径D1M20轴承旁连接螺栓通孔直径D122轴承旁连接螺栓沉头座直径D040C128剖分面凸缘尺寸（扳手空间）C224上下箱连接螺栓（螺钉）直径D2M16上下箱连接螺栓通孔直径D2175上下箱连接螺栓沉头座直径D032C124箱缘尺寸（扳手空间）C220轴承盖螺钉直径D3M10检查孔盖连接螺栓直径D4M6圆锥定位销直径D55减速器中心高H270轴承旁凸台高度H65轴承旁凸台半径R24轴承端盖（轴承座）外径D2122175轴承旁连接螺栓距离S122175箱体外壁至轴承座端面的距离K60轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离）70大齿轮顶圆与箱体内壁间距离11552齿轮端面与箱体内壁间的距离21011、润滑油的选择与计算齿轮选择全损耗系统用油LAN68润滑油润滑，润