机械设计课程设计参照

减速器设计说明书系别：班级：姓名：学号：指导教师：职称：第1节减速器设计任务书1.1设计题目设计展开式二级圆柱齿轮减速器表1-1设计数据拉力F1485N速度v0.74m/s直径D260mm工作情况一班制，每班8小时，，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2IIOO设计步骤1.确定传动装置总体设计方案。2.选择电动机,计算传动装置的运动和动力学参数。3.设计计算及校核传动零件和轴。4.选择及校核计算轴承、联轴器、键、润滑、密封和连接件。5.减速器箱体结构设计及其附件选择。6.绘制装配图。7.绘制零件图。8.编写设计说明书。

第2节传动装置总体设计方案组成:传动装置由电机、减速器、联轴器、联轴器、工作机组成。特点:齿轮相对于轴承非对称布置确定传动方案,根据任务书要求，选择传动方案为电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-工作机。优点:传动比一般为8~40，用于平行轴之间的传动，结构简单，加工和维修都比较方便，效率高，成本低，应用广泛。二级圆柱齿轮的，冲击、振动和噪声较小，重合度大，结构紧凑，传动较平稳，适用于高速传动。工作可靠，寿命长。缺点:由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，一般适用于载荷较平稳的场合;如果作为减速器结构较复杂，横向尺寸较小，轴向尺寸较大，间轴较长，刚度差，中间轴轴润滑较因难。

第3节电动机的选择3.1传动装置总效率查设计手册表1-5得：联轴器的效率η1=0.99滚动轴承的效率η2=0.99闭式圆柱齿轮的效率η3=0.98卷筒的效率ηw=0.97η3.2电动机类型的选择按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。3.3选择电动机容量卷筒所需功率为P电动机所需额定功率为P卷筒轴转速：n查设计手册表1-6得推荐的传动比范围，展开式二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8～40，所以合理的总传动比范围为：8～40。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(8～40)×54.36=435～2174r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y100L-6的三相异步电动机，额定功率Pen=1.5kW，满载转速为nm=940r/min，同步转速为nt=1000r/min。表3-1电机选择方案对比方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1132S-81.57507102Y100L-61.510009403Y90L-41.5150014004Y90S-21.530002840图3-1电动机的安装及外形尺寸表3-2电动机尺寸中心高H外形尺寸L×HD安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E键部位尺寸F×GACAD100380×245160×1401228×608×242151803.4总传动比计算分配3.4.1总传动比计算由选定的电动机满载转速nm=940r/min和卷筒主动轴转速nw=54.36r/min，可以计算出传动装置总传动比为，即ia=nm/nw=940/54.36=17.292高速级传动比i则低速级传动比i3.5运动及动力参数计算电机轴的参数：PnT高速轴的参数：PP'nTT'中间轴的参数：PP'nTT'低速轴的参数：PP'nTT'卷筒轴的参数：PP'nTT'各轴转速、功率和转矩列于下表表3-3各轴动力学参数表轴名输入功率kW输出功率/kW输入转矩/N·m输出转矩/N·m转速n/(r/min)传动比i效率η电机轴-1.24-12.598940-0.99高速轴1.2281.21612.47612.3549404.830.98中间轴1.1921.1858.49257.903194.6173.580.98低速轴1.1561.144203.079200.97154.362-0.99卷筒轴1.1331.099199.039193.06654.362--

第4节减速器高速级齿轮传动传动设计计算4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①根据传动方案，选用斜齿轮传动，压力角取为α=20°，初选螺旋角β=13°。②参考教材表10-7选用7级精度。③材料选择由教材表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW，大齿轮45（调质），硬度为240HBW。④选小齿轮齿数z1=21，则大齿轮齿数z2=z1×i=21×4.83=101.4，取z2=1014.2按齿面接触疲劳强度设计由教材式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即d4.2.1确定公式中的各参数值1)试选KHt=1.32)计算小齿轮传递的扭矩:T=12.476N·m3)由教材表10-8选取齿宽系数φd=1。4)计算区域系数ZHαβZ5)由教材表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。6)由教材式(10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。ααεεZ7)由公式可得螺旋角系数Zβ。Z8)计算接触疲劳许用应力[σH]由教材图10-21c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa由教材式(10-15)计算应力循环次数：NN由教材图10-19查取接触疲劳系数KHN1=1,KHN2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=534MPa9)试算小齿轮分度圆直径d4.2.2调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度νv=②齿宽bb=2)计算实际载荷系数KH。①由教材表10-2查得使用系数KA=1.5。②根据v=1.205m/s、7级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.02。③齿轮的圆周力。FK查教材表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮非对称支承布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.315由此，得到实际载荷系数K由教材式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d3)确定模数m4.3按齿根弯曲疲劳强度设计由教材式(10-20)试算模数，即m4.3.1确定公式中的各参数值试选载荷系数KFt=1.3由教材式(10-18)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。εY由教材式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。Y计算YFa×YSa/[σF]当量齿数：zz由教材表10-5查得齿形系数YFa1=2.7,YFa2=2.17由教材表10-5查得应力修正系数YSa1=1.57,YSa2=1.8由教材图10-20c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500Mpa，σFlim2=380Mpa由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88,KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由教材式(10-14)得σσYYY1)试算齿轮模数m4.3.2调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b/h=17.716/1.85=9.576计算实际载荷系数KF根据v=0.872m/s，7级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.02。查教材表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2结合b/h=9.576查教材图10-13，得KFβ=1.28。则载荷系数为K由式(10-13)，按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mtd对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.001mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=31.67mm来计算小齿轮的齿数，即z取z1=21,则大齿轮齿数z2=z1×i=21×4.83=101.4，取z2=1014.4确定传动尺寸1)计算中心距a=圆整为125mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccosβ=12°34′41″3)计算小、大齿轮的分度圆直径dd4)计算齿宽b=φd×d1=1×43.033=43.03mm取B1=49mm，B2=44mm主要设计结论齿数z1=21，z2=101，模数m=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=12.57812°=12°34′41″，中心距a=125mm，齿宽B1=49mm、B2=44mm4.5计算齿轮传动其它几何尺寸4.5.1计算齿顶高、齿根高、全齿高和齿厚hhh=s=π4.5.2计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd4.5.3计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注:h表4-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a125125齿数z21101模数m22齿宽B4944螺旋角β左旋12°34′41″右旋12°34′41″齿顶高系数ha*11顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.5分度圆直径d43.03206.97齿顶圆直径dad+2×ha47.03210.97齿根圆直径dfd-2×hf38.03201.97图4-1高速级大齿轮示意图

第5节减速器低速级齿轮传动传动设计计算5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①根据传动方案，选用斜齿轮传动，压力角取为α=20°，初选螺旋角β=13°。②参考教材表10-7选用7级精度。③材料选择由教材表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBW，大齿轮45（调质），硬度为240HBW。④选小齿轮齿数z1=21，则大齿轮齿数z2=z1×i=21×3.58=75.2，取z2=755.2按齿面接触疲劳强度设计由教材式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即d5.2.1确定公式中的各参数值1)试选KHt=1.32)计算小齿轮传递的扭矩:T=58.492N·m3)由教材表10-8选取齿宽系数φd=1。4)计算区域系数ZHαβZ5)由教材表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8√MPa。6)由教材式(10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。ααεεZ7)由公式可得螺旋角系数Zβ。Z8)计算接触疲劳许用应力[σH]由教材图10-21c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa由教材式(10-15)计算应力循环次数：NN由教材图10-19查取接触疲劳系数KHN1=0.97,KHN2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[σH]=534MPa9)试算小齿轮分度圆直径d5.2.2调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度νv=②齿宽bb=2)计算实际载荷系数KH。①由教材表10-2查得使用系数KA=1.5。②根据v=0.428m/s、7级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.01。③齿轮的圆周力。FK查教材表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.4由教材表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮非对称支承布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.32由此，得到实际载荷系数K由教材式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d3)确定模数m5.3按齿根弯曲疲劳强度设计由教材式(10-20)试算模数，即m5.3.1确定公式中的各参数值试选载荷系数KFt=1.3由教材式(10-18)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε。εY由教材式(10-19)，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ。Y计算YFa×YSa/[σF]当量齿数：zz由教材表10-5查得齿形系数YFa1=2.7,YFa2=2.22由教材表10-5查得应力修正系数YSa1=1.57,YSa2=1.77由教材图10-20c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500Mpa，σFlim2=380Mpa由教材图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92,KFN2=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由教材式(10-14)得σσYYY1)试算齿轮模数m5.3.2调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度νdv=齿宽bb=齿高h及齿宽比b/hh=b/h=29.764/3.107=9.58计算实际载荷系数KF根据v=0.303m/s，7级精度，由教材图10-8查得动载系数Kv=1.01。查教材表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.2结合b/h=9.58查教材图10-13，得KFβ=1.28。则载荷系数为K由式(10-13)，按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mtd对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.677mm并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=54.183mm来计算小齿轮的齿数，即z取z1=21,则大齿轮齿数z2=z1×i=21×3.58=75.2，取z2=755.4确定传动尺寸1)计算中心距a=圆整为150mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccosβ=16°15′36″3)计算小、大齿轮的分度圆直径dd4)计算齿宽b=φd×d1=1×65.625=65.63mm取B1=71mm，B2=66mm主要设计结论齿数z1=21，z2=75，模数m=3mm，压力角α=20°，螺旋角β=16.2602°=16°15′36″，中心距a=150mm，齿宽B1=71mm、B2=66mm5.5计算齿轮传动其它几何尺寸5.5.1计算齿顶高、齿根高、全齿高和齿厚hhh=s=π5.5.2计算小、大齿轮的齿顶圆直径dd5.5.3计算小、大齿轮的齿根圆直径dd注:h表5-1齿轮主要结构尺寸名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a150150齿数z2175模数m33齿宽B7166螺旋角β右旋16°15′36″左旋16°15′36″齿顶高系数ha*11顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha33齿根高hfm×(ha*+c*)3.753.75全齿高hha+hf6.756.75分度圆直径d65.62234.37齿顶圆直径dad+2×ha71.62240.37齿根圆直径dfd-2×hf58.12226.87图5-1低速级大齿轮示意图

第6节轴的设计与校核6.1高速轴的设计及校核6.1.1已知的转速、功率和转矩P1=1.228kW；n1=940r/min；T1=12.476N·m6.1.2初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr调质，硬度为241～286HBW，根据教材表15-3，取A0=108，于是得d≥高速轴的最小直径是安装联轴器的轴径,由于安装键将轴径增大5%d轴头直径应该在18mm—20mm之间，故选取:d12=18mm6.1.3结构设计为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II段右端需制出一轴肩,取定位轴肩为1.5mm，故II-III段的直径d23=19mm。半联轴器宽度L=42mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比半联轴器宽度L略短一些，现取l12=40mm。图6-1高速轴示意图初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到轴向力和径向力，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d23=19mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7205AC，其尺寸为d×D×B=25×52×15mm，故d34=d78=25mm，则l34=l78=15=15mm。轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7205AC型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=31mm。由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=49mm，d56=47.033mm轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=20，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δ+l取小齿轮距箱体内壁距离Δ1=10mm,大齿轮距箱体内壁距离Δ2=12.5mm,小齿轮到大齿轮距离Δ3=15mm,高速级大齿轮轮毂宽度b2=44,低速级小齿轮轮毂宽度b3=71,则箱体内壁宽度可得:Bx=考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=5mm，高速级小齿轮轮毂宽度b1=49,则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-1轴的直径和长度轴段1234567直径1819253147.0333125长度40631598.54915151)轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键链接,联轴器与轴的配合为H7/k6，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=5×5mm，长度L=28mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。根据角接触球轴承7205AC查手册得压力中心a=16.4mm齿轮轮毂宽度B=49mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮支点距离到轴承压力中心:l6.1.4受力分析小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）F小齿轮所受的径向力F小齿轮所受的轴向力F计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF截面C处的水平弯矩MM截面C处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩MM作合成弯矩图（图d）T=12476N·mm作转矩图（图e）计算当量弯矩MMMMM图6-2高速轴载荷分析图1)校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限σB=750MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。6.1.5精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面C承受弯矩最大，故需对该界面进行精确校核。2)截面左侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=轴的材料为40Cr调质处理,齿面硬度241~286HBW。有由表查得:σB=750MPa,σ1=350,τ1=200MParD经过插值后可以查得：经过插值后可以查得：α查图可得轴的材料的敏性系数为：q故有效应力集中系数为：kk查图得尺寸系数εσ=0.91，扭转尺寸系数ετ=0.89。轴按磨削加工，得表面质量系数为：β轴未经表面强化处理，即βq=1，得综合系数为：KK碳钢的特性系数为：φφ于是，计算安全系数Sca值，则得：SSS故可知其安全。3)截面右侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=轴的材料为40Cr调质处理,齿面硬度241~286HBW。有由表查得:σB=750MPa,σ1=350,τ1=200MPa过盈配合处的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk轴按磨削加工，得表面质量系数为：βKK所以轴在截面右侧的安全系数为：SSS故该轴在截面左侧的强度也是足够的。6.2中间轴的设计及校核6.2.1已知的转速、功率和转矩P2=1.192kW；n2=194.617r/min；T2=58.492N·m6.2.2初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45正火，硬度为170～217HBW，根据教材表15-3，取A0=108，于是得d≥6.2.3结构设计图6-3中间轴示意图初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56，因为轴承同时受到轴向力和径向力，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dmin=30mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7206AC，其尺寸为d×D×B=30×62×16mm，故d12=d56=30mm。采用分体式齿轮，因l_23轴段安装小齿轮,所以略短于齿轮宽度，则l23=69.5mm,小齿轮轴段为非定位轴肩h=2mm,则d23=34mm小齿轮右侧为定位轴肩h=4mm,则d34=42mm，低速级小齿轮到高速级大齿轮距离为Δ3=15mm,则l34=15mm因l_45轴段安装大齿轮,所以略短于齿轮宽度,已知大齿轮轮毂的宽度为b2=44mm，则l45=43mm,轴段为非定位轴肩h=2mm,则d45=34mm取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=5mm，低速小齿轮倒角为c1=1.5mm，高速大齿轮倒角为c2=1mm，则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-2轴的直径和长度轴段12345直径3034423430长度32.569.5154334.51)轴上零件的周向定位低速小齿轮与轴的周向定位采用平键链接,齿轮与轴的配合为H7/r6，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=56mm,高速大齿轮与轴的周向定位采用平键链接,齿轮与轴的配合为H7/r6，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=32mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。根据角接触球轴承7206AC查手册得压力中心a=18.7mm低速级小齿轮轮毂宽度B1=71mm高速级大齿轮轮毂宽度B2=44mm低速级小齿轮倒角为c1=1.5mm高速级大齿轮倒角为c2=1mm轴承压力中心到小齿轮中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮支点距离到轴承压力中心:l6.2.4受力分析大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）F大齿轮所受的径向力F大齿轮所受的轴向力F小齿轮所受的圆周力（d3为小齿轮的分度圆直径）F小齿轮所受的径向力F小齿轮所受的轴向力F轴向力Fa=Fa3-Fa2=519.93-126.12=393.81N计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF计算轴的弯矩，并做弯矩图截面B处的水平弯矩MM截面C处的水平弯矩MM截面B处的垂直弯矩MM截面C处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面B处的合成弯矩MM截面C处的合成弯矩MM作合成弯矩图（图d）T=58492N·mm作转矩图（图e）计算当量弯矩MMMMMM图6-4中间轴载荷分析图1)校核轴的强度因B右侧弯矩大，且作用有转矩，故B右侧为危险剖面抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得45正火处理，抗拉强度极限σB=600MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=55MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。6.2.5精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面B承受弯矩最大，故需对该界面进行精确校核。2)截面左侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=轴的材料为45正火处理,齿面硬度170~217HBW。有由表查得:σB=600MPa,σ1=275,τ1=140MParD经过插值后可以查得：经过插值后可以查得：α查图可得轴的材料的敏性系数为：q故有效应力集中系数为：kk查图得尺寸系数εσ=0.88，扭转尺寸系数ετ=0.81。轴按磨削加工，得表面质量系数为：β轴未经表面强化处理，即βq=1，得综合系数为：KK碳钢的特性系数为：φφ于是，计算安全系数Sca值，则得：SSS故可知其安全。3)截面右侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=轴的材料为45正火处理,齿面硬度170~217HBW。有由表查得:σB=600MPa,σ1=275,τ1=140MPa过盈配合处的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk轴按磨削加工，得表面质量系数为：βKK所以轴在截面右侧的安全系数为：SSS故该轴在截面左侧的强度也是足够的。6.3低速轴的设计及校核6.3.1已知的转速、功率和转矩P3=1.156kW；n3=54.362r/min；T3=203.079N·m6.3.2初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr调质，硬度为241～286HBW，根据教材表15-3，取A0=100，于是得d≥低速轴的最小直径是安装联轴器的轴径,由于安装键将轴径增大7%d故选取:d12=30mm6.3.3结构设计为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II段右端需制出一轴肩,取定位轴肩为1.5mm，故II-III段的直径d23=33mm。半联轴器宽度L=82mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比半联轴器宽度L略短一些，现取l12=80mm。图6-5低速轴示意图初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到轴向力和径向力，故选用角接触球轴承参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择角接触球轴承7207AC，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，则l34=B=17mm。根据非定位轴肩h=2,取安装齿轮处的轴段的直径d67=39mm；已知大齿轮轮毂的宽度为b4=66mm，为了使定距环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=64.5mm齿轮的左端采用轴肩定位，则取定位轴肩h=4mm，则轴环处的直径d56=47mm,长度l56=1.4×h=6mm轴承采用定距环定位，由手册上查得7207AC型轴承的定位轴肩高度h=4mm，则轴肩的直径d45=43mm轴承端盖厚度e=10，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=20，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8mm，则轴承座宽度为L=δ+l取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=5mm，大齿轮倒角为c2=1.5mm,由前面得箱体内壁宽度为Bx=152.5mm,则ll至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。表6-3轴的直径和长度轴段1234567直径30323543473935长度80611773664.5361)轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键链接,联轴器与轴的配合为H7/k6，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=8×7mm，长度L=70mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6确定轴上圆角和倒角尺寸根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。根据角接触球轴承7207AC查手册得压力中心a=21mm齿轮轮毂宽度B=66mm齿轮倒角为c2=1.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l轴承压力中心到齿轮支点距离:l齿轮支点距离到轴承压力中心:l6.3.4受力分析大齿轮所受的圆周力（d4为大齿轮的分度圆直径）F大齿轮所受的径向力F大齿轮所受的轴向力F计算轴的支反力水平支反力FF垂直支反力FF截面C处的水平弯矩MM截面C处的垂直弯矩MM分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩MM作合成弯矩图（图d）T=203079N·mm作转矩图（图e）计算当量弯矩MMMMM图6-6低速轴载荷分析图1)校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得40Cr调质处理，抗拉强度极限σB=750MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。6.3.5精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面C承受弯矩最大，故需对该界面进行精确校核。2)截面左侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=轴的材料为40Cr调质处理,齿面硬度241~286HBW。有由表查得:σB=750MPa,σ1=350,τ1=200MParD经过插值后可以查得：经过插值后可以查得：α查图可得轴的材料的敏性系数为：q故有效应力集中系数为：kk查图得尺寸系数εσ=0.88，扭转尺寸系数ετ=0.81。轴按磨削加工，得表面质量系数为：β轴未经表面强化处理，即βq=1，得综合系数为：KK碳钢的特性系数为：φφ于是，计算安全系数Sca值，则得：SSS故可知其安全。3)截面右侧抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ=剪切应力为τ=轴的材料为40Cr调质处理,齿面硬度241~286HBW。有由表查得:σB=750MPa,σ1=350,τ1=200MPa过盈配合处的，kσ/(εσ)，由附表用插值法求出，并取，kτ/ετ=0.8×kσ/εσ，于是得kk轴按磨削加工，得表面质量系数为：βKK所以轴在截面右侧的安全系数为：SSS故该轴在截面左侧的强度也是足够的。

第7节轴承的选择与寿命校核7.1高速轴上的轴承计算与校核表7-1轴承参数轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B基本额定动载荷(kN)7205AC25521515.8根据前面的计算，选用7205AC角接触球轴承轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm。查设计手册表6-1轴承基本额定动载荷Cr=15.8kN，额定静载荷C0r=9.88kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=19200h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=0.41×Fr+0.87×Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由前面计算可知轴向力FA=129.37N由FA+Fd2=129.37+316.47=445.84＞Fd1=105.12N，轴有向左窜动的趋势，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。对于“压紧”轴承1，其所受轴向载荷为。F对于“放松”轴承2，其所受轴向载荷为。FFF查教材表10-5得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0按教材表13-6，fd=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2中间轴上的轴承计算与校核表7-2轴承参数轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B基本额定动载荷(kN)7206AC30621622根据前面的计算，选用7206AC角接触球轴承轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm。查设计手册表6-1轴承基本额定动载荷Cr=22kN，额定静载荷C0r=14.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=19200h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=0.41×Fr+0.87×Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由前面计算可知轴向力FA=393.81N由FA+Fd2=393.81+664.84=1058.65＞Fd1=971.33N，轴有向左窜动的趋势，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。对于“压紧”轴承1，其所受轴向载荷为。F对于“放松”轴承2，其所受轴向载荷为。FFF查教材表10-5得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0按教材表13-6，fd=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。7.3低速轴上的轴承计算与校核表7-3轴承参数轴承型号内径d(mm)外径D(mm)B基本额定动载荷(kN)7207AC35721729根据前面的计算，选用7207AC角接触球轴承轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm。查设计手册表6-1轴承基本额定动载荷Cr=29kN，额定静载荷C0r=19.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=19200h。当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr当Fa/F_r>0.68，Pr=0.41×Fr+0.87×Fa由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：FFFF由前面计算可知轴向力FA=505.44N由FA+Fd2=505.44+825.36=1330.8＞Fd1=530.98N，轴有向左窜动的趋势，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。对于“压紧”轴承1，其所受轴向载荷为。F对于“放松”轴承2，其所受轴向载荷为。FFF查教材表10-5得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0按教材表13-6，fd=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承的工作寿命足够。

第8节键连接的选择与强度校核8.1高速轴与联轴器连接键校核(1)键连接类型和尺寸的选择选用A型键，参考轴的直径d=16mm，从表中查得键的截面尺寸为：宽度b=5mm，高度h=5mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=28mm。(2)校核键连接的强度联轴器材料为40Cr，键材料为钢，由表查得许用挤压应力[σ]p=120MPa。键的工作长度l'=28-5=23mm。由式可得σ设计结论：选用GB/T1096-2003键A5×5×288.2中间轴与大齿轮连接键校核(1)键连接类型和尺寸的选择选用A型键，参考轴的直径d=34mm，从表中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=32mm。(2)校核键连接的强度大齿轮、键的材料都是钢，由表查得许用挤压应力[σ]p=120MPa。键的工作长度l'=32-10=22mm。由式可得σ设计结论：选用GB/T1096-2003键A10×8×328.3中间轴与小齿轮连接键校核(1)键连接类型和尺寸的选择选用A型键，参考轴的直径d=34mm，从表中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56mm。(2)校核键连接的强度小齿轮、键的材料都是钢，由表查得许用挤压应力[σ]p=120MPa。键的工作长度l'=56-10=46mm。由式可得σ设计结论：选用GB/T1096-2003键A10×8×568.4低速轴与大齿轮连接键校核(1)键连接类型和尺寸的选择选用A型键，参考轴的直径d=39mm，从表中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=56mm。(2)校核键连接的强度大齿轮材料为40Cr，键材料为钢，由表查得许用挤压应力[σ]p=120MPa。键的工作长度l'=56-12=44mm。由式可得σ设计结论：选用GB/T1096-2003键A12×8×568.5低速轴与联轴器连接键校核(1)键连接类型和尺寸的选择选用A型键，参考轴的直径d=30mm，从表中查得键的截面尺寸为：宽度b=8mm，高度h=7mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=70mm。(2)校核键连接的强度联轴器材料为40Cr，键材料为钢，由表查得许用挤压应力[σ]p=120MPa。键的工作长度l'=70-8=62mm。由式可得σ设计结论：选用GB/T1096-2003键A8×7×70

第9节联轴器的选型9.1电机轴上联轴器的计算9.1.1选择类型为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。9.1.2载荷计算由前面计算已知T=12.598N·m由表查得KA=2.3，故由式得计算转矩为：T9.1.3型号的选择从GB/T5014-2017查得LX1型联轴器许用转矩为T=250Nm，许用最大转速为n=8500r/min。主动端轴孔直径为28mm，轴孔长度为42mm。从动端轴孔直径为16mm，轴孔长度为42mm。Tn联轴器满足要求，故合用。9.2低速轴上联轴器的计算9.2.1选择类型为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。9.2.2载荷计算由前面计算已知T=203.079N·m由表查得KA=2.3，故由式得计算转矩为：T9.2.3型号的选择从GB/T5014-2017查得LX2型联轴器许用转矩为T=560Nm，许用最大转速为n=6300r/min。主动端轴孔直径为30mm，轴孔长度为82mm。从动端轴孔直径为30mm，轴孔长度为82mm。Tn联轴器满足要求，故合用。

第10节减速器的润滑及密封10.1减速器的润滑10.1.1齿轮圆周速度v=减速器中，齿轮、蜗杆、蜗轮及轴承的润滑是非常重要的。润滑的目的在于减少摩擦和磨损、提高传动效率、散热及防蚀以保证减速器的正常工作。齿轮圆周速度<12m/s的减速器广泛采用浸油润滑。为了减少齿轮运动的阻力和搅油引起油的温升,齿轮浸人油中的深以1~2个齿高为宜。速度高的应浅一些,但至少为16.75mm。现取大齿轮齿顶距油池底面距离为40mm，则油的深度为H=40+16.75=56.75mm。速度低的(0.5~0.8m/s)也允许浸人深一些,可达1/6~1/3齿轮半径。根据齿轮圆周速度查表选用工业闭式齿轮油（GB5903-1995），牌号为L-CKC150润滑油，黏度推荐值为135～165cSt10.1.2轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据大齿轮的圆周速度判断。根据齿轮速度，所以采用油润滑。这是闭式齿轮传动装置中的轴承常用的润滑方式，即利用齿轮的转动把润滑齿轮的油甩到四周壁面上，然后通过适当的油槽把油引入到轴承中去。10.2减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零部件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。高速轴与轴承盖间v<3m/s，低速轴与轴承盖间v<3m/s，故均采用密封圈密封

第11节减速器附件11.1窥视孔盖窥视孔盖应设在箱盖顶部能够看到齿轮啮合区的位置,其大小以手能伸入箱体进行检查操作为宜。窥视孔盖处应设计凸台以便于加工。窥视孔盖可用螺钉紧固在凸台上,并应考虑密封,见下图：图11-1窥视孔盖A=150mm，B=110mmA1=180，A2=165，B1=140，B2=125δ=4mmd4=7mmR=5mm11.2放油孔及放油螺塞油塞应设置在油池的最低处,平时用螺塞堵住。采用圆柱螺塞时,箱座上装螺塞处应设置凸台,并加封油垫片。油塞不能高于油池底面,以避免油排不净。所示两种结构均可,但图6有半边螺孔,其攻螺纹工艺性较差。油塞的结构和尺寸见下图图11-2放油塞11.3油尺油尺为了检查减速器箱体内油池油面的高度,以便经常保持油池内有适量的油量,一般在箱体便于观察和油面较稳定的部位(如低速级大齿轮附近)装设油尺。油尺的种类很多,有油标尺、圆形油标和长形油标等,如下图所示。在难以观察到的地方,应该采用油尺。油尺结构简单,尺上有表示最高油面和最低油面的刻线,如下图所示图11-3油尺11.4通气器通气器减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引起密封部位的密封性能下降而造成润滑油向外渗漏，应在减速器上部设置通气器，使箱体内的热膨胀气体能自由逸出，保证箱体内外压力均