二级齿轮减速器

1、二级齿轮减速器的设计一、 传动装置的总体设计减速器的传动方式如图1所示，为二级齿轮减速器，大批量生产，工作环境清洁，机器载荷平稳，工作年限为6年2班制。图1.减速器传动装置图1.1 电动机的选择1.1.1 选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。1.1.2 选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为Pw=Fv1000=1900*0.91000=1.71kW从电动机到工作机输送带之间的总效率为：=1224324式中，1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率。由表9.1取1=0.99、2=0.99、3=

2、0.97、4=0.96，则=1224324=0.992x0.994x0.972x0.96=0.82所以电动机所需工作功率为Pd=Pw=1.71kW0.82=2.01kW1.1.3 确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=840，而工作机卷筒轴的转速为nw=60*1000*vd=60*1000*0.9*250rmin68.75rmin所以电动机转速的可选范围为nd=inw=840*68.75rmin=5502750 rmin符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量、及价格

3、等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动机型号为Y112M-6，其主要性能如表1：表1. Y112M-6电动机主要性能电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2：表2. 电动机的主要安装尺寸和外形尺寸型号HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y112M-6 1121901407028608*7241224519011550154001.2 计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i为i=n

4、mnw=940r/min68.75r/min=13.67分配传动比i=i1*i2考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取iI=1.4iII，故i1=1.4i=1.4*13.67=4.37i2=ii1=13.674.37=3.131.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数1.3.1 各轴的转速I轴： nI=nm=940rminII轴： nII=nIi1=940rmin4.37=215.10rminIII轴： nIII=nIIi2=215.1 0rmin3.13=68.75rmin卷筒轴：nW=nIII=68.75rmin1.3.2 各轴的输入功率I轴： PI=Pd1=2.01 k

5、W*0.99= 1.99kWII轴： PII=PI23=1.99kW*0.99*0.97=1.91kWIII轴： PIII=PII23=1.91 kW*0.99*0.97=1.83 kW卷筒轴：P卷=PIII12=1.83*0.99*0.99=1.80 kW1.3.3 各轴的输入转矩 电动机的输出转矩Td为 Td=9.55x106*Pdnm=9.550*106*2.01 kW940 rmin=2.04*104N·mm则 I轴： TI=Td1=2.04*104N·mm*0.99=2.02*104N·mm II轴：TII=TI12iI=2.02*104N·m

6、m*0.99*0.97*4.37=8.48*104N·mm III轴：TIII=TII23iII=8.48*104N·mm*0.99*0.97*3.13=2.55*105N·mm 卷筒轴：T卷=TIII12=2.55*105N·mm*0.99*0.99=2.50*105N·mm 将以上结果汇总到表，如下轴名参数电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速n/（r/min）940940215.168.7568.75功率P/(kW)2.011.991.911.831.80转矩T/(N·mm)2.04*1042.02*1048.48*1042.55

7、*1052.50*105传动比i14.373.131效率0.990.960.960.96二、传动件设计2.1 高速级直齿圆柱齿轮传动设计2.1.1 选择第一级齿轮材料、热处理方式和精度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，采用软齿面，由文献1表6.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217255HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.1.2初步计算传动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

8、行设计。由d1=32KT1du±1u(ZEZHZH)2式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T1，由前面设计可知，(2) 设计时，因v值未知，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取 = 1.4。(3) 由表6.6取齿宽系数。(4) 由表6.5查得弹性系数。(5) 由图6.14查得节点区域系数。(6) 齿数比。(7) 初选= 19, 则 ，取。传动比误差小于，符合设计要求。(8) 端面重合度系数=1.88 -3.21z1+1z2=1.88 -3.2119+183=1.65。由图6.16查得重合度系数Z=0.87。(9) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH求得。由

9、图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hlim1=570MPa，Hlim2=390MPa，由表6.7查得安全系数SH=1.0。大小齿轮1、2的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60×940×1.0×2×8×250×6=1.354×109N2= N1i1=3.10×108由图6.30查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.13（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数SH=1.0。H1= ZN1HlimSH= 1.0×5701.0 =570.0MPaH2= ZN2HlimSH= 1.13×

10、;3901.0 =440.7MPa故取H1= H2= 429.0MPa计算小齿轮1的分度圆直径d1t， 得 d1t32KtTdu+1uZEZHZH2=32×1.4×202001.04.37+14.37189.8×2.5×0.87429.02 =40.07 mm2.1.3确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由表6.3查得使用系数KA=1.0。齿轮线速度如下式v= d1tn160*1000=×40.07×94060*1000=1.97 m/s由图6.7查得动载荷系数KV = 1.08(设轴刚性大)；由图6.12查得齿向载荷分布系数K=1.

11、09；由表6.4查得齿间载荷分布系数K=1.1，故K=KAKVKK=1.0×1.08×1.09×1.1=1.29(2) 对 d1t进行修正。因为K与Kt有较大差异，故需对按照Kt值设计出来的 d1t进行修正，即d1= d1t3KKt=40.07×31.291.4=38.99mm(3) 确定模数mm= d1z1= 38.99 19=2.05按表6.1，取m=2。(4) 计算传动尺寸。中心距a= mz1+z22= 2×19+832=102 mm齿轮直径及齿宽为b=d×d1=1.0×38mm=38mm取b2=38mm，b1=45m

12、m。2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmd1YFYsYF式中各参数：(1) K、T、m同前。(2) 齿宽b = b2=38 mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。查图6.20得齿形修正系数YF1=2.75，YF2=2.24。由图6.21查得应力修正系数Ys1=1.53，Ys2=1.78。(4) 查图6.22得重合度系数Y=0.66。(5) 许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查图6.29得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa，Flim2=170 MPa查图6.32得寿命系数YN1= YN2=1.0。查得安全系数SF=1.25，故F1= YN1Flim1SF=

13、 1.0×220 1.25=176 MPaF2= YNFlim2SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F1= 2KTbmnd1YF1Ys1Y= 2×1.29×2020038×2×38×2.75×1.53×0.66=50.12 MPa <F1F2= F1YF2Ys2YF1Ys1=50.12×2.24×1.782.75×1.53=47.49 MPa<F2 满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸及参数计算详见下表3。表3.齿轮

14、1、2的尺寸参数圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z1/19齿轮2z2/832模数(mm)m/23压力角（度)/204齿顶高系数/15顶隙系数/0.256中心距(mm)amz1+z221027齿顶高(mm)齿轮1ha1ha*m2齿轮2ha228齿根高(mm)齿轮1hf1ha*+*m2.5齿轮2hf22.59分度圆直径(mm)齿轮1d1m*z38齿轮2d216610齿顶圆直径(mm)齿轮1da1da= d+2*ha40齿轮2da216811齿根圆直径(mm)齿轮1df1df= d-2*hf35.5齿轮2df2163.52.2.1 选择第二级齿轮材料、热处理方式和精度等级与

15、高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为21725HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面均硬度差为46HBW，在3050HBW之间。选用8级精度。2.2.2 初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计。根据d332KT3du+1uZEZHZH2式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩T2。T2=84800N·mm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.11.8，此处初取Kt =

16、 1.3。(3) 由参考文献1表6.6取齿宽系数d=1.0。(4) 由参考文献1表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。(5) 由参考文献1图6.15查得节点区域系数ZH=2.5。(6) 齿数比u= i2=3.13。(7) 初选z3=23, 则z4=uz3=3.13×23=71.99 ，取z4=72。传动比误差<5%，符合设计要求。=由图6.5查得重合度系数Z= 0.89(8) 接触许用应力可由H= ZNHlimSH算得，由高速级齿轮设计可知Hlim3=570MPa，Hlim4=390MPa，SH=1.0。而N3=N2，故寿命系数ZN3=ZN2=1.13（允许有局部点蚀），

17、由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN4=1.19（允许有局部点蚀）；则H3= ZN3HlimSH= 1.13x5701.0 =644.1 MPaH4= ZN4HlimSH= 1.19x3901.0 =464.1MPa故取H= H4= 644.1MPa计算小齿轮3的分度圆直径d3t d3t32KtT2du+1uZEZHZH2=32×1.3×848001.0×3.13+13.13×189.8×2.5×0.89644.12 =50.008mm2.2.3 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数K。由参考文献1表6.3查得使用系数KA=1.0。齿轮

18、线速度如下式v= d3tnII60×1000=×50.008×215.1060×1000=0.56 m/s由参考文献1图6.7得动载荷系数KV = 1.05；由参考文献1图6.12载荷分布系数K=1.18，由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2。故K=KAKVKK=1.0×1.05×1.18×1.2=1.49(2) 因为K与Kt相差较大，故需按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=50.008×31.491.3=52.334mm(3) 确定模数mm= d3z3= 52.33423=2.28

19、 mm 查表6.1取m=2.5mm。(4) 计算传动尺寸。中心距a= 12mz3+z4= 12×2.5×23+72=118.75mm 对中心距进行圆整，对齿轮3进行正变位，取圆整中心距mm，则中心距变动系数取。因为齿轮3采用正变位，圆整中心距mm,则啮合角为，即故变位系数2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度F= 2KTbmdYFYsYF式中各参数：(1) K、T2、m同前。(2) 齿宽b = b3 =58mm。(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys。查参考文献1 图6.20得YF3=2.15，YF4=2.06查参考文献1 图6.21得Ys3=1.83，Ys4=1.91查参考文献

20、1 图6.16得重合度系数Y=0.875。许用弯曲应力可由下式算得F= YNFlimSF查图6.29得弯曲疲劳极限应力Flim3=220 MPaFlim4=170 MPa由前面计算N3=N2=3.10×108，N4=9.9×107查参考文献1 图6.31得寿命系数YN3= YN4=1.0。查参考文献1 表6.7得安全系数SF=1.25，故F3= YN3Flim3SF= 1.0×220 1.25=176 MPaF4= YNFlim4SF= 1.0×170 1.25=136 MPa故F3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Y= 2×1.49×

21、;8480058×2.5×57.5×2.15×1.83×0.875=104.35MPa F4= F3YF4Ys4YF3Ys3=104.35×2.06×1.912.15×1.83=104.35 MPa 容易看出F3<F3F4<F4设计满足齿根弯曲疲劳强度要求。2.2.5 齿轮其他几何尺寸计算各齿轮3、4的尺寸及参数计算详见下表4。表4.齿轮3、4的尺寸及参数圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮3z3/23齿轮4z4/722模数(mm)m/2.53压力角（度)/21.58014齿顶高系数

22、/15顶隙系数/0.256中心距(mm)amz1+z22+my1207变位系数齿轮3x30.519齿轮4x408齿顶高(mm)齿轮3ha32.548齿轮4ha42.59齿根高(mm)齿轮3hf31.828齿轮4hf43.1310分度圆直径(mm)齿轮3d3m*z57.5齿轮4d418011齿顶圆直径(mm)齿轮3da3da= d+2*ha62.60齿轮4da418512齿根圆直径(mm)齿轮3df3df= d-2*hf53.84齿轮4df4173.74输出轴齿轮的公法线长度及偏差由表16.8查得标准公法线长度，则齿轮4的公法线长度为。参考参考文献2表16.6，a=120mm，介于100200m

23、m之间，用插值法得齿轮最小侧隙jbnmin=0.136由参考文献 2 式（16.1）求得Esns=- jbnmin/2cosn=- 0.136/2cos20°=-0.072mm计算齿轮的分度圆直径由表16.3查得，径向跳动公差为Fr=0.056mm由表16.7和表15.2查得，切齿径向进刀公差br=1.26IT9=1.260.115mm=0.145mm由式16.2求得，齿厚公差Tsn=Fr2+br2×2tann=0.0562+0.1452×2tan20°mm=0.113mm故由式16.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.072-0.11

24、3mm=-0.185mm由式16.4和16.5得公法线长度上偏差Ebns=Esns×cosn=-0.072×cos20°mm=-0.068mm公法线长度下偏差Ebni=Esni×cosn=-0.185×cos20°mm=-0.174mm三、减速器装配草图设计3.1 草图准备3.1.1 选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，对于输出轴为了具有减震的作用也采用弹性柱销联轴器。 3.1.2 确定滚动轴承类型对于圆柱直齿轮，由于轴向力较小，

25、因此可以采用深沟球轴承。3.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度1.97m/s，低速级齿轮线速度0.56m/s，根据最大齿轮（低速级大齿轮），选择油润滑故滚动轴承采用脂润滑，故需根据结构设计挡油板。因减速器工作环境清洁，故采用毛毡圈密封。3.1.4 确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型。3.1.5 确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示例图如图2所示：图2.齿轮减速器结构图与机体有关零件的结构尺寸见表5。表5. 铸铁减速器机体结构尺

26、寸铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚0.025a+388mm机盖壁厚10.02a+388 mm机座凸缘厚度b1.512 mm机盖凸缘厚度b11.5112mm机座底凸缘厚度p2.520 mm地脚螺钉直径df0.036a+12M16地脚螺钉数目nn=6/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6) dfM10连接螺栓d2的间距l70轴承端盖螺栓直径d3(0.40.5) dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.30.4) dfM6定位销直径d(0.70.8) d28 mmdf、d1、d2至外壁距离c1/22 、18、16mmd1、d2至凸缘距

27、离c2/16、14mm轴承旁凸台半径R1c216 mm凸台高度H153mm外机壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(58)41mm 内机壁至轴承座端面距离l2+c1+c2+(58)49mm大齿轮齿顶圆与内机壁距离1>1.211 mm齿轮端面与内机壁距离28 mm机盖、机座肋厚m1、mm10.851,m0.858、8mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(55.5)d3102、94、122mm轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d310 mm轴承旁连接螺栓距离ssD2102、94、122mm3.2 草图第一阶段3.2.1 间距确定（1）机体内壁与大齿轮齿顶圆距离，取，机体内壁距离小齿轮端面距离，取。（2

28、）因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，一般，取3=10 mm；取挡油板宽度C=8mm。（3）中间轴上两齿轮轴向间距4=（58）mm，取。（4）轴承端盖凸缘厚度，取。3.2.2 高速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3表9.4查得，C=，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=108，则dmin1=C3Pn=108×31.99940=13.86 mm考虑键槽影响，取dmin1=13.86

29、×1+5% mm=14.56 mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的dmin即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表12.1取KA=1.5，计算转矩Te1= KAT=1.5×20200=30300N·mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LH2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩315 N·m，许用转速为5600 r/min，轴孔直

30、径范围是2032 mm，满足电动机轴径要求。取与轴相连端轴径20 mm，J型轴孔，轴孔长度38 mm，选用A型平键，联轴器主动端代号为LH2 20×38 GBT5014-2003。相应的，轴段的直径d1=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=36 mm。(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=3 mm，则轴段的直径d2=25mm。由于工作环境清洁无尘，则用毛毡圈密封即可，由参考文献3查表得毛毡圈小径取24mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，查参考文献2表12.1，取轴承型号为6206，其内径d=30 mm，外径D=62

31、mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm。故轴段的直径d3=30 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d7=30 mm。(7) 轴段由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d4=32mm， 故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4=32mm。(8) 轴段做成齿轮轴，齿轮轴的分度圆直径d1=38mm，齿顶圆直径da1=40mm，齿根圆直径df1=35.5mm。(9) 在轴段和齿轮轴段间取过渡轴段d6=32mm。(10) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的

32、相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。轴段的长度l2=41mm；取轴段的长度l3=31 mm；轴段的长度l4=70mm；轴段的长度；轴段的长度；轴段的长度。轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=68mm；L2=115.5mm；L3=46mm。完成的结构草图如图3所示。图3.高速轴各轴段尺寸示意图(11) 键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，查参考文献2表11.27得键的型号为：，h=6，t1=2.8 mm。3.2.3 中间轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dm

33、in，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3表9.4得，C=118106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 108，则dmin2=C3P2n2=108×31.91215.1=22.36 mm(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 轴承与轴段及轴段轴承类型选择深沟球轴承，暂取轴承型号为6205，由文献2表12.1查得内径d=25 mm，外径D=52 mm，宽度B=15 mm，定位轴肩直径damin=31 mm，。故轴段的直径d1=25 mm。轴段的直径应与轴段相同，即

34、d5=25 mm。(5) 齿轮3与轴段为了便于齿轮的安装，d2应略大于d1，取d2=28 mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮3的宽度b3，取l2=62mm。(6) 轴段齿轮3右端用轴肩固定，取d3=32 mm。l3=6 mm(7) 齿轮2与轴段齿轮2左端也用轴肩固定。d4略小于齿轮2的宽度，可取d4=28mm，齿轮2右端用套筒固定，则轴段的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取l4=36mm。(8) 轴段的长度l1=l5=35 mm完成的结构草图如图4所示。图4.中间轴各轴段尺寸示意图(9) 键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 8×7&#

35、215;32GB/T 10962003， t1=3.3 mm；键 8×7×42 GB/T 10962003， t1=3.3 mm。3.2.4 低速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理。(2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径d1和长度L1对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献3表9.4得，C=118106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 108，则dmin3=C3P3n3=108×31.8368.75=32.25 mm考虑键槽影响，取dmin3=32.25×1+5% m

36、m=33.86mm。(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。(4) 联轴器及轴段前面计算的即为轴段的直径，又考虑轴段上安装联轴器，因此轴段的设计与联轴器的设计同时进行。由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器。查文献1表12.1取KA=1.5，计算转矩Te= KAT3=1.5×255000=382500 N·mm由参考文献2表13.1查询可得GB/T 5014-2003中公称转矩630 N·m的弹性柱销联轴器满足要求，其许用转速为5000 r/min，轴孔直径范围是30-48mm。取与轴相连端轴径35

37、mm，轴孔长度为L1=60 mm，J型轴孔。相应的，轴段的直径d1=35mm，取其长度为l1=58 mm。(5) 密封圈与轴段联轴器右端采用轴肩固定，取轴段的直径d2=38 mm。(6) 轴承与轴段及轴段由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，取轴承型号为6208，由文献2表12.1查得内径d=40 mm，外径D=80 mm，宽度B=18 mm，定位轴肩直径damin=47mm，。故轴段的直径d3=40 mm。轴段的直径应与轴段相同，即d6=40 mm。(7) 轴段取d5=42 mm，齿轮4右端用挡油板固定，则轴段的长度应略小于齿轮4的宽度b4，取l5=56 mm。(8) 轴段齿轮4左端用轴肩固定

38、，取d4=48mm。(9) 机体与轴段的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10 mm。由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=15mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度。轴段的长度l2=43 mm；取轴段的长度l3=39mm；取轴段的长度l4=48mm取轴段的长度l5=56 mm；轴段的长度l6=41 mm；轴的各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距L1=83.5mm；L2=104 mm；L3=59 mm。完成的结构草图如图5所示。图5.低速轴各轴段尺寸示意图(10) 键连接设计联轴器、和齿轮4与轴

39、之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键1： 10×50 GB/T 10962003，h=8，t=5mm，t1=3.3 mm。键5： 12×50 GB/T 10962003，h=8，t=5mm，t1=3.3 mm。3.2.5 轴系部件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程。(1) 轴的受力分析a. 画受力简图圆周力Ft=2Td= 2x2.55x105180=2833.33 N 径向力Fr=Ftxtan=2833.33xtan20°=1031.25 Nb. 计算支反力FH1=FrL3L2+L3=336.81

40、NFH2=Fr-FH1=694.44 NFV1=FtL3L2+L3=925.36 NFV2=Ft-FV1=1907.97 N轴承1的总的支反力为FR1=2FV12+FH12=2(925.36)2+(336.81)2=984.75 N轴承2的总的支反力为FR2=2FV22+FH22=2(1907.97)2+(694.44)2=2030.42 Nc. 画弯矩图在水平面上，轴承1处，A-A面左侧MaH1=FH1L2=336.81Nx100 mm=33681N·mmA-A面右侧MaH2=FH2L3= 694.44 Nx48.5mm=33680.34 N·mm垂直面上，MaV1= F

41、V1L2=925.36 Nx100mm=92536 N·mmMaV2=FV2L3=1907.97 Nx48.5mm=92536.55N·mmA-A面左侧Ma1= MaH12+MaV12=336812+925362N·mm=98474.98 N·mmA-A面右侧Ma2= MaH22+MaV2= 33680.342+92536.552 N·mm=98475.27N·mmd. 画转矩图T=255000N·mm83.5mmaa25500033680.3492536.559253698474.9898475.2733681104mm5

42、9mm图6.低速轴各轴段弯矩、转矩图(2) 校核轴的强度A-A剖面右侧弯矩大，且有转矩，为危险截面。该截面抗弯模量为W=0.1d63-btd6-t22d6=0.1×423-12×542-522×42 mm3=6430.94 mm3该截面的抗扭截面模量为WT=0.2d63-btd6-t22d6=0.2×423-12×542-522×42 mm3=13839.74 mm3弯曲应力b= MW= 98475.27N·mm6430.94 mm3=15.31 MPaa=b=15.31 MPam=0扭剪应力T=TWT=255000N

43、83;m13839.74 mm3=18.43 MPa a=m=T2 =9.21MPa调质处理的45钢，由参考文献1表9.3可以查得b=650 MPa，-1=300 MPa，-1=155 MPa；材料等效系数=0.2，=0.1。键槽引起的应力集中系数可由参考文献1附表9.11查得：由插值法得有效应力集中系数K=1.825，K=1.625。零件的绝对尺寸查参考文献1表9.12得=0.84，=0.78。强化处理表面的表面质量系数和加工表面的表面质量系数查参考文献1表9.8与表9.9得1=1.6，2=0.96，则=12=1.54。由此，安全系数计算如下：S= -1Ka+m=3001.8251.54&#

44、215;0.84×15.31+0.2×0=13.89S=-1Ka+m=1551.6251.54×0.78×9.21+0.1×9.21=11.58S= SSS2+S2=13.89×11.5813.892+11.582=8.89由参考文献1表9.13得许用安全系数S=1.31.5，显然S>S，故a-a截面安全。(3) 校核键连接的强度滚筒与轴之间的联轴器连接处为平键连接，键的尺寸较小，容易发生失效，故只需校核该处的键强度，挤压应力p=4Tdhl式中： d键连接处的轴径，mm； T传递的转矩，N·mm； h键的高度，mm；

45、l有效键连接长度，mm；故p=4Tdhl=4×25500035×8×（50-10）=91.07 MPa键、轴材料均为45钢，p= 120150MPa。p< p，故强度满足需要。(4) 校核轴承强度由参考文献2表查得6208型号轴承的基本额定动负荷Cr=29500 N，基本额定静负荷C0=18100N。由于轴承2的受力较轴承1大，所以只需校核轴承2即可。计算当量动载荷F=XFr+YFa其中，X为动载荷径向系数，Y为动载荷轴向系数，由于轴承工作环境无轴向力，故Y=0。Fr为轴承径向载荷。由参考文献1表10.13可知，X=1。则F=XFr= Fr= FR2=203

46、0.42 N(5) 校核轴承寿命轴承在100下工作，由参考文献1表10.10和10.11查得温度系数fT=1.0。载荷系数fF=1.1。轴承寿命为已知减速器使用6年，2班工作制，则预期寿命为显然，轴承寿命很充裕。3.3 草图第二阶段3.3.1 传动件的结构设计(1) 齿轮2结构设计齿轮2 齿顶圆直径da2=168 mm，可以做成实心式齿轮，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。采用自由锻毛坯结构，如图7所示。图7.腹板式齿轮示意图图中各尺寸如下：dh=28 mmD11.6dh=1.6×28=44.8mm取D1=52 mmD2da-10m=（168-10*2）mm=148 mm， c

47、=0.20.3b=0.20.3×38=7.611.4 mm取c=8 mmr=0.5c=0.5×8=4 mmD0=0.5D1+D2=0.5×52+148=100mmd00.25D2-D1=0.25×148-52=24 mmL=1.21.5dh=（33.642）mm取L=36mm。(2) 齿轮3结构设计齿轮3 齿顶圆直径da3=62.60mm<200 mm，做成实心式结构。(3) 齿轮4结构设计齿轮4 齿顶圆直径da4=185mm<200 mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。考虑节约成本，采用自由锻毛坯结构，如前图所示。图中各尺寸如下：

48、dh=42 mmD11.6dh=(1.6×42)mm=67.2 mm取D1=80 mmD2da-10m=185-10×2.5=160 mm， c=0.20.3b4=0.20.3×58mm=11.617.4 mm取c=12 mmr=0.5c=0.5×12=6 mmD0=0.5D1+D2=0.5×80 +160=120 mm取D0=120 mmd00.25D2-D1=0.25×160-80mm=20mm取d0=23 mm3.3.2 轴承端盖的设计采用凸缘式轴承端盖，结构如图8所示：图8.轴承盖示意图(1) 高速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=62mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=102106 mm，取D2=102 mmD0=0.5(D2+D)=0.5×102+62=82mm d1=25 mm，b1=10mm(2) 中间轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=52mm，d3=8mm，D2=D+55. 5d3=9296 mm，取D2=94 mmD0=0.5(D2+D)=0.5×94+52=73mm低速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=80