二级减速器标准模板说明书

1、毕业设计说明书 同轴式二级圆柱齿轮传动减速器 目 录第一章 绪论41.1减速器发展的状况41.2减速器结构特点41.3减速器的分类61.4本文研究内容7第二章 传动装置的总体设计82.1分析和确定传动方案82.2电动机参数的确定92.3 确定传动装置的分配传动比92.4计算传动装置的运动和动力参数92.5 本章小结10第三章 减速器的传动零件设计113.1 高速级齿轮的设计113.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数113.1.2按齿面接触强度设计113.1.3按齿根弯曲强度设计133.1.4几何尺寸计算143.2低速级齿轮设计计算153.2.1齿轮的材料和齿数的初步确定153.2.2 按

2、齿面接触强度设计153.2.3 按齿轮弯曲强度计算173.2.4几何尺寸计算193.3轴的设计计算及强度校核203.3.1高速轴的设计计算及强度校核203.3.2中间轴的设计计算及强度校核233.3.3 低速轴的设计计算及强度校核273.4连轴器的选择303.4.1高速轴用联轴器的设计计算303.4.2低速轴联轴器的设计计算303.5 轴承的选择及校核313.5.1 高速轴轴承的选择及校核313.5.2 中间轴轴承的选择及校核333.5.3 低速轴轴承的选择及校核343.6键的选择及强度校核363.6.1 输入轴上键的选择及校核363.6.2中间轴上键的选择及校核373.6.3输出轴上键的选择

3、及校核373.7减速器机体结构尺寸383.8减速器附件的设计393.8.1减速器的各部位附属零件的设计.393.8.2润滑与密封40第四章 减速器的结构分析434.1 拆卸减速器434.2 分析装配方案434.2.1 装配原则434.2.2装配图设计444.2.3零件图设计44总 结46参考文献47致 谢48 第一章 绪论1.1减速器发展的状况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。20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

4、合。改革开放以来,我国引进了一批先进的加工装备。通过不断引进、消化和吸收国外先进技术以及科研攻关,开始掌握了各种高速和低速重载齿轮装置的设计制造技术。材料和热处理质量及齿轮加工精度都有较大的提高,通用圆柱齿轮的制造精度可从JB 179 60 的89 级提高到GB 10095 88 的6 级,高速齿轮的制造精度可稳定在45 级。部分减速器采用硬齿面后,体积和重量明显减小,承载能力、使用寿命、传动效率有了大幅度的提高,对节能和提高主机的总体水平起到明显的作用。从1988 年以来,我国相继制定了5060 种齿轮和蜗杆减速器的标准,研制了许多新型减速器,这些产品大多数达到了20 世纪80 年代的国际水

5、平。目前,我国可设计制造2 800kW的水泥磨减速器、1 700mm轧钢机的各种齿轮减速器。各种棒材、线材轧机用减速器可全部采用硬齿面。但是,我国大多数减速器的水平还不高,老产品不可能立即被替代,新老产品并存过渡会经历一段较长的时间。1.2减速器结构特点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。 减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加

6、转矩。 编辑本段基本构造减速器主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分： 1、齿轮、轴及轴承组合 小齿轮与轴制成一体，称齿轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下，如果轴的直径为d，齿轮齿根圆的直径为df，则当df-d67mn时，应采用这种结构。而当df-d67mn时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。此时齿轮与轴的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。两轴均采用了深沟球轴承。这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合

7、结构。轴承是利用齿轮旋转时溅起的稀油，进行润滑。箱座中油池的润滑油，被旋转的齿轮溅起飞溅到箱盖的内壁上，沿内壁流到分箱面坡口后，通过导油槽流入轴承。当浸油齿轮圆周速度2m/s时，应采用润滑脂润滑轴承，为避免可能溅起的稀油冲掉润滑脂，可采用挡油环将其分开。为防止润滑油流失和外界灰尘进入箱内，在轴承端盖和外伸轴之间装有密封元件。 2、箱体 箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。 箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。 灰铸铁具有很好的铸造性能和减振性能。为了便于轴系部件

8、的安装和拆卸，箱体制成沿轴心线水平剖分式。上箱盖和下箱体用螺栓联接成一体。轴承座的联接螺栓应尽量靠近轴承座孔，而轴承座旁的凸台，应具有足够的承托面，以便放置联接螺栓，并保证旋紧螺栓时需要的扳手空间。为保证箱体具有足够的刚度，在轴承孔附近加支撑肋。为保证减速器安置在基础上的稳定性并尽可能减少箱体底座平面的机械加工面积，箱体底座一般不采用完整的平面。 3、减速器附件 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 减速器1）检查孔为检

9、查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。 2)通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。 3)轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较

10、大，外观不平整。 4)定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。 5)油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。 6)放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 7)启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸

11、缘的适当位置，加工出2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓 1.3减速器的分类1、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。20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。 其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮蜗杆减速器；行星齿轮减速器。 2、一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速

12、机等等。 1）圆柱齿轮减速器 单级、二级、二级以上二级。布置形式：展开式、分流式、同轴式。 2）圆锥齿轮减速器 用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。 3）蜗杆减速器 主要用于传动比i>10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。目前广泛应用阿基米德蜗杆减速器。 4）齿轮蜗杆减速器 若齿轮传动在高速级，则结构紧凑； 若蜗杆传动在高速级，则效率较高。 5）行星齿轮减速器 传动效率高，传动比范围广，传动功率12W50000KW，体积和重量小。 3、 常见减速器的种类 1） 减速器 的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体

13、积较大，传动效率不高，精度不高。 2） 谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。 3） 行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。 减速器: 简言之，一般机器的功率在设计并制造出来后，其额定功率就不在改变，这时，速度越大，则扭矩（或扭力）越小；速度越小，则扭力越大。 编辑本段载荷分类与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态

14、，通常分为三类： 均匀载荷; 中等冲击载荷; 强冲击载荷。 1.4本文研究内容依据减速器发展现状以及当今减速器的结构特点，结合毕业设计要求本文的主要内容拟定如下：1. 减速器研究现状；2. 减速器的总体设计；3. 减速器的部件设计；4. 总结。第二章 传动装置的总体设计2.1分析和确定传动方案机器一般由原动机、传动装置、工作机和控制系统四部分。如图所示的减速器，其原动机为电动机，传动装置为二级同轴式圆柱齿轮减速器，各部件用联轴器连接并安装在机架上。传动装置在原动机与工作机之间传递运动和动力，并改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件和支撑件两部分。合理的传动方案，要满足工作机

15、的性能要求，适应工作条件。工作可靠。此外传动装置还应结构简简单、尺寸紧凑、加工方便。如图2-1 所示减速器传动方案，已知减速器的输入功率为12kw，输入转速为1440r/min传动比为8，载荷平稳，常温下连续运转，工作环境有灰尘，电源为三相交流电，电压380V。选择合适的电动机；,分配各级传动比；计算传动装置各轴的运动和动力参数。 图2-1 传动装置简图 1、电动机 2、联轴器 3、减速器 2.2电动机参数的确定1. 选择电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V2. 选择电动机的容量（功率）对于载荷比较稳定、长期连续运行运输机，只要

16、所选电动机的额定功率Ped等于或大于所需的电动机工作功率Pd,即PedPd, 电动机就能完全工作。设1、2、3分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动效率，大小分别为0.99，0.98，0.97。则总效率为N=122332=0.992×0.983×0.972 =0.86根据任务书的要求，电动机所需的工作功率为12kw确定电动机的额定功率Ped应大于12kw3.确定电动机的转速根据任务书要求，电机转速即减速器输入转速为1440r/min 表2-1电机基本参数 电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y160L-41514402.22.22.3 确定传动装置的分配传动比传动装置

17、的总传动比i由任务书可得为8，由于减速箱是同轴式布置，所以取速度偏差为0.5%<5%，所以可行。2.4计算传动装置的运动和动力参数 1. 各轴的转速轴 n=nm= 1440r /min轴 n= n/i=1440 r/min/2.83= 508.8r/min轴 n= n/i=508.8r/min/2.83 =179.8 r/min 2.各轴的输入功率轴 P= Pd1=12KW×0.99=11.88KW轴 P= p23=11.88KW×0.98×0.97=11.29KW轴 P= p23=11.29KW×0.98×0.97=10.73KW 3.

18、各轴的输入转矩电动机的输入转矩Td为 Td=9.55×106Pd/nm=9.55×106×(12KW/1440r/min)=7.96×104 N·mm所以：轴 T= Td1=79600·mm×0.99=7.88×104 N·mm轴 T= T23 i=78800 N·mm×0.98×0.97×2.83=2.12×105N·mm轴 T= T23 i=212000 N·mm×0.98×0.97×2.83=5.7&

19、#215;105N·mm将计算结果汇总表：表2-2 传动装置各轴的运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/(N·mm)转速n/(r/min)传动比效率电机轴127.96×104144010.99I轴11.887.88×10414402.830.98II轴11.292.12×105508.82.830.97III轴10.735.7×105179.82.5 本章小结 传动装置总体设计的目的是分析和确定传动方案、选定电动机型号、计算总传动比并合理分配传动比、计算传动装置的运动和动力参数，为设计计算各级传动零件和装配图设计准备条件。第三章 减速

20、器的传动零件设计3.1 高速级齿轮的设计，3.1.1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7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40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。取整为593.1.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即 2.32（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。 由表107选取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的

21、解除疲劳强度极限MPa；由式1013计算应力循环次数60n1jLh6014401（83008）1.66由图1019查得接触疲劳寿命系数:0.9；0.95计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 （2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。=76.36mm计算圆周速度V V=5.75m/s计算齿宽b b=d=1×76.36mm=76.36mm计算齿宽与齿高之比模数=3.63mm齿高=2.25×3.63mm=7.56mmb/h=76.36/7.56=10.1计算载荷系数。根据v=5.75m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.2；直齿

22、轮=1由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423由b/h=10. 7，=1.420.查图1013查得 =1.35；故载荷系数K=KAKV=1×1.2×1×1.423=1.71按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=83.99mm计算模数m m=mm=3.99mm3.1.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m （1）确定公式内的各计算数值由图10-20c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度=380MPa由10-18取弯曲寿命系数=0

23、.85 =0.88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=303.57Mpa = （）/S=238.86Mpa计算载荷系数KK= KAKV=1×1.2×1×1.35=1.62查取应力校正系数由表105查得 =1.58；=1.76查取齿形系数由表105查得 =2.238计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01378 =0.016527大齿轮的数值大。 (2)设计计算m=3.56mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定

24、的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.56mm并就近圆整为标准值（第一系列）m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径d=83.99，算出小齿轮齿数小齿轮齿数 =/m=83.99/421大齿轮齿数 =2.8321=59.43取为593.1.4几何尺寸计算 (1)计算大、小齿轮的分度圆、齿根圆、齿顶圆、基圆直径=214=84mm =m=594 =236mm (2)计算中心距 a=(+)/2=(84+236)/2=160mm(3)计算齿轮宽度 b=d=84mm =80mm，=75mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm3.2低速级齿轮设计计算3.2

25、.1齿轮的材料和齿数的初步确定，材料：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。精度7级，初选材料螺旋角使用期10年，每年工作300天，每天8小时。选用小齿轮齿数，得，取 3.2.2 按齿面接触强度设计公式计算 参数查询试选载荷系数。小齿轮传递扭矩。查机械设计表10.7 取齿宽系数。查机械设计表10.6 得材料的弹性影响系数。查机械设计图10.30 选取区域系数。查机械设计图10.26 得 查机械设计图10.21e 得大小齿轮应用循环系数 查机械设计图10.19 得接触疲劳寿命系数 计算疲劳许用应力取失效率

26、为1%，安全系数S=1 许用接触应力 ，取计算 计算圆周速度 计算齿宽及模数 计算载荷系数 查机械设计表10.2 得 根据V=1.91m/s，7级精度，查机械设计图10.8 得动载系数查机械设计表10.4得，7级精度 考虑齿轮为7级精度，取查机械设计图10.13 得由于 ，查机械设计表10.3 得 计算纵向重合度 计算模数 3.2.3 按齿轮弯曲强度计算 计算载荷系数 根据纵向重合度，查机械设计图10.28 得螺旋角影响系数计算当量齿数 查取齿形系数由机械设计表10.5查得 查取应力校正系数机械设计表10.5查得 计算弯曲疲劳许用应力查机械设计图10.20 得 查机械设计图10.18 得弯曲疲

27、劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 计算大小齿轮的 ，并加以比较。 大齿轮的数值大 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值，取分度圆直径 。 取 取 3.2.4几何尺寸计算计算中心距 取 按圆整后中心距修正螺旋角 角改变不多，故参数不必修正。计算大小齿轮的分度圆、齿根圆、齿顶圆、基圆直径 计算齿宽 圆整后 3.3轴的设计计算及强度校核3.3.1高速轴的设计计算及强度校核 表 3-1高速轴参数功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角11.88Kw78.8N·m1440/min84mm20°初步确定轴上的力 : 轴（高速

28、级）的小齿轮的直径为84mm，圆周力: F径向力：F 拟定输入轴齿轮为右旋1 初步确定轴的最小直径由于受键槽的影响，以及和联轴器的配合取最小直径为25mm。2 轴的结构设计确定轴结构如下 图3-1 高速轴结构图（1）轴12段安装联轴器，联轴器的具体选择如3.5.1所示，联轴器孔的直径为25mm、长度为42mm，则取轴12段的直径和长度分别为25mm、42mm。（2）轴23段位于安装轴承和安装联轴器的中间轴段，取直径和长度分别为28mm、38mm。 （3）轴34段安装轴承，选择角接触球轴承，为方便轴承的安装，设置一轴肩，根据轴承的直径规定，设置轴段34处的直径为30mm，根据轴承的宽度和套筒的定

29、位取轴段34的长度为38mm。 （4）轴45段处安装高速轴小齿轮，由于齿轮的宽度为80mm，为方便齿轮的轴向定位，取轴45的长度为78mm，稍小于轮毂宽度2mm，直径取为36mm。（5）轴56段为方便齿轮定位的轴环，轴环高度取为3mm，则其直径为36+2*3=42mm，轴环宽度约为轴环高度的0.9-1.1倍，取轴段56的长度为5mm。 （6）轴67段为轴承定位所用，其直径和长度分别设为39mm、5mm。 （7）轴78段处安装角接触球轴承，根据轴承的直径和宽度分别取为35mm、17mm。具体列表如下表3-2 高速轴尺寸;1-22-33-44-55-66-77-8直径25283036423935长

30、度4238347855173 按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点 1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。 图3-2 高速轴受力分析图 (注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)2） 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩 水平 矩： 垂直面弯矩：.m 合成弯矩： .m 计算转矩：T= N.m3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循

31、环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。3.3.2中间轴的设计计算及强度校核 表3-3 中间轴计算参数功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角11.29212N·m508.8/min83.3mm、236mm20°初步确定轴上的力 小齿轮：轴（高速级）的小齿轮的直径为83.3mm，有圆周力: F径向力：F轴向力：F大齿轮：轴（高速级）的大齿轮的直径为236mm，圆周力: F径向力：F拟定输入轴齿轮为右旋1 初步确定轴的最小直径d=29.1mm由于受键槽的影响和轴承的型号，取最小直径为30mm2 轴的结构设计1） 拟定轴的结构如下

32、图3-3 中间轴结构图 (1)轴段12处安装轴承，根据确定的最小直径30mm，根据角接触轴承的规格型号，确定轴12处的直径为30mm，选择7206C型轴承，根据轴承的宽度为16和套筒的长度，轴2处的长度为35mm。 （2）轴段23处，安装高速级大齿轮，根据轮毂的宽度75mm，为了方便齿轮的定位，轴23处的长度为73mm，方便齿轮安装，2处设置轴肩，定23处的直径为35mm。 （3）轴段34处为分开两齿轮的中间部分，分别取直径和长度为41mm、69mm。 （4）轴段45处安装低速级的小齿轮，齿轮轮毂宽度为80mm，为了方便齿轮的定位，取轴45处的长度为78mm，取其直径和23处一直为35mm。

33、（5）轴56和12处相似，安装滚动轴承，取其直径和长度分别为30mm、32mm。 各轴段的直径和长度 表3-4 中间轴尺寸1-22-33-44-55-6直径3035413530长度35736978323 轴的危险性分析图3-4中间轴的受力分析图4 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面IV右侧的 截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以，。综合系数的计算由经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，轴的材料敏感系数为，故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，轴采用磨削加工，表面质量系数为，轴表面未经强

34、化处理，即，则综合系数值为a) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，b) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。3.3.3 低速轴的设计计算及强度校核 表3-5 低速轴计算参数功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角10.73570N·m179.8min237mm、20°根据作用力与反作用力可得 有圆周力: F径向力：F轴向力：F1 初步确定轴的最小直径由于受键槽的影响，以及和联轴器的配合取最小直径为38mm。2 轴的结构设计1） 轴上结构图如下 图3-5 低速轴结构图 （1）轴段12处安装联轴器，根据设计计算最小直径应大于36.8mm，根据联轴器型号尺寸的规定，取轴12段

35、的直径和长度分别为38mm、64mm。（2）轴23段位于安装轴承和安装联轴器的中间轴段，取直径和长度分别为42mm、40mm。 （3）轴34段安装轴承，选择角接触球轴承，为方便轴承的安装，设置一轴肩，根据轴承的直径规定，设置轴段34处的直径为45mm，根据轴承的宽度和套筒的定位取轴段34的长度为40mm。 （4）轴45段处安装高速轴小齿轮，由于齿轮的宽度为75mm，为方便齿轮的轴向定位，取轴45的长度为73mm，稍小于轮毂宽度2mm，直径取为50mm。（5）轴56段为方便齿轮定位的轴环，轴环高度取为4mm，则其直径为50+2*4=58mm，轴环宽度约为轴环高度的0.9-1.1倍，取轴段56的长

36、度为6mm。 （6）轴67段为轴承定位所用，其直径和长度分别设为54mm、7mm。 （7）轴78段处安装角接触球轴承，根据轴承的直径和宽度分别取为35mm、23mm。2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 表3-6 低速轴尺寸1-22-33-44-55-66-77-8直径38424550585435长度644040736723根据轴所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图： 图3-6 低速轴受力分析图2）计算支反力 水平支反力： 垂直面支反力： 计算轴O处弯矩 水平面弯矩： 垂直面弯矩：.m 合成弯矩： .m 计算转矩：T= N.m3）校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知

37、，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为 按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则 前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。3.4连轴器的选择和其他联轴器相比较，由于弹性联轴器具有优点：1、高刚性。 2、良好的柔性。 3、同步运转，无齿隙。 4、高强度铝合金，低惯量。 5、保养容易，无需润滑油及其它维修服务。 6、两种紧固方法：夹紧和螺钉紧固所以考虑选用它。3.4.1高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用

38、弹性柱销联轴器LT5（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL4（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸3.4.2低速轴联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器LT9（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径 轴孔长， 装配尺寸3.5 轴承的选择及校核3.5.1 高速轴轴承的选择及校核 根据轴上的载荷形式以及轴的直径大小，选取角接触球轴承，型号：7206C轴承的校核：小圆柱齿轮分度圆直径d84mm,小斜齿轮所

39、受圆周力Ft=1876N,径向力Fr=675N,轴向力Fa=0N,轴的转速n=1440r/min,工作中有中等冲击,工作温度低于100ºC 确定滚动轴承径向力计算滚动轴承的径向支反力Fr2, Fr1水平支反力 图3-7 水平支反力分析图 得：1128N 得：748N垂直支反力图3-8 垂直支反力分析图 得：423N 得：252N合成支反力1204N 789N确定滚动轴承派生轴向力及轴向力计算派生轴向力S1和S2=457.5N =299.8N求轴承的轴向载荷Fa1和Fa2轴承1为“放松”轴承, 轴承2为“压紧”轴承轴承1: 轴承2: =299.8N确定滚动轴承当量动载荷=0.38 轴承

40、1: =589N轴承2: =789N校核滚动轴承寿命计算轴承的寿命 工作温度低于1000C: ft=1=36365h>24000h(10年) 满足要求3.5.2 中间轴轴承的选择及校核根据轴上的载荷形式以及轴的直径大小，选取角接触球轴承，型号：7206C轴承的校核：小圆柱齿轮分度圆直径d83.3mm,小斜齿轮所受圆周力Ft=5090N,径向力Fr=1970N,轴向力Fa=1374N,大直齿轮分度圆直径为236mm，大直齿轮所受圆周力Ft=1876N,径向力Fr=675N,轴向力Fa=0N轴的转速n=508.8r/min,工作中有中等冲击,工作温度低于100ºC 计算滚动轴承的径

41、向支反力Fr2, Fr1水平支反力图3-9水平支反力分析图 得：3483N 得：3483N垂直支反力图3-10垂直支反力分析图 得：2698N 得：1569N合成支反力4405 3820N确定滚动轴承派生轴向力及轴向力计算派生轴向力S1和S2=1673.9N =1451.6N求轴承的轴向载荷Fa1和Fa2=2825.6N=1673.9N轴承1为“压紧”轴承, 轴承2为“放松”轴承轴承1: =2825.6N 轴承2: =1451.6N确定滚动轴承当量动载荷=0.38 轴承1: =4786N轴承2: =3256N校核滚动轴承寿命计算轴承的寿命 工作温度低于1000C: ft=1=56589h>

42、;24000h(10年)3.5.3 低速轴轴承的选择及校核根据轴上的载荷形式以及轴的直径大小，选取角接触球轴承，型号：7209C轴承的校核;大圆柱齿轮分度圆直径d237mm,根据作用力与反作用力的原理，大斜齿轮所受圆周力Ft=5090N,径向力Fr=1970N,轴向力Fa=1374N,轴的转速n=179.8r/min,工作中有中等冲击,工作温度低于100ºC 确定滚动轴承径向力计算滚动轴承的径向支反力Fr2, Fr1水平支反力图3-11水平支反力分析图 得：3639N 得：1451N垂直支反力 图3-12垂直支反力分析图 得：1869.2N 得：782.6N合成支反力3186N 36

43、97N确定滚动轴承派生轴向力及轴向力计算派生轴向力S1和S2=1211N =1405N求轴承的轴向载荷Fa1和Fa2=3052N=1211N轴承1为“压紧”轴承, 轴承2为“放松”轴承轴承1: =3052N 轴承2: =1405N确定滚动轴承当量动载荷=0.38 轴承1: =5888N轴承2: =3697N校核滚动轴承寿命计算轴承的寿命 工作温度低于1000C: ft=1=40365h>24000h(10年)3.6键的选择及强度校核3.6.1 输入轴上键的选择及校核 （1）联轴器键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,，

44、 查手册得，因为，故键符合强度要求。（2）齿轮键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。3.6.2中间轴上键的选择及校核 （1）与大齿轮相连键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度： ,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。（2）与小齿轮相连键的选择及校核 轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度： ,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。3.6.3输出轴上键的选择及校核 （1）

45、联轴器键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。（2）齿轮键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。3.7减速器机体结构尺寸 表3-7 减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果机座厚度8机盖厚度8机盖凸缘厚度12机座凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M12地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径M9盖与座联结螺栓直径=（0.5- 0.6）M8轴承端盖螺钉直径=（0.4-0.5）M7视孔

46、盖螺钉直径=（0.3-0.4）M6定位销直径=（0.7-0.8）5，至外箱壁的距离查手册表112161212，至凸缘边缘距离查手册表112189外箱壁至轴承端面距离=+（510）34大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.214齿轮端面与内箱壁距离>10箱盖，箱座肋厚55轴承端盖外径轴承孔直径+（55.5）99（I 轴）99（II 轴）99（III轴）3.8减速器附件的设计3.8.1减速器的各部位附属零件的设计.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.放油螺塞放油孔的位置设在油

47、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，选用外六角油塞及垫片M10×1.5。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。可选用游标尺M7。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. 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5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