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1、机械设计课程设计设计题目： 二级斜齿轮减速器的设计 机械与自动控制 院（系） 机械电子工程 班级： 学号： 学生姓名： 指导教师： 完成日期： 2015 年 1 月 16 日 目 录1任务书11.1设计数据11.2工作量12传动方案的拟定23电动机的选择23.1电动机的额定功率23.2确定电动机的转速33.3确定电动机的型号33.4计算传动装置各轴的运动和动力分析44传动件的设计计算54.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算54.1.1选择材料、热处理方式和公差等级54.1.2初步计算传动的主要尺寸64.1.3计算接触疲劳许用应力74.1.4确定载荷系数84.1.5齿根弯曲疲劳强度校核94.1.6计
2、算齿轮传动其他几何尺寸114.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算114.3齿轮主要参数汇总164.4齿轮的结构设计175斜齿圆柱齿轮上作用力的计算175.1高速级齿轮传动的作用力175.1.1齿轮1的作用力175.1.2齿轮2的作用力185.2低速级齿轮传动的作用力185.2.1齿轮3的作用力185.2.2齿轮4的作用力196轴系件设计196.1高速轴的设计计算196.1.1轴段1的设计206.1.2密封圈与轴段2216.1.3轴段3、6、7设计计算216.1.4齿轮与轴段5的设计216.1.5轴段4和轴段6的设计226.1.6轴段2的设计226.1.7轴上力作用点的距离236.1.8键连接236
3、.2中间轴的设计计算246.2.1轴承的选择与轴段1及轴段5的设计256.2.2轴段2和轴段4的设计256.2.3轴段1及轴段5的长度266.2.4轴上力作用点的距离276.3低速轴的设计计算276.3.1轴段1的设计286.3.2轴段2的轴径设计296.3.3轴段3和轴段6的轴径设计296.3.4轴段5的设计296.3.5轴段4的设计296.3.6轴段2与轴段6的长度设计306.3.7轴上力作用点的距离316.3.8键连接317低速轴的受力分析317.1齿轮4上所受力及低速轴数据汇总317.2轴的受力分析317.2.1支承反力317.2.2弯矩、弯矩图327.3校核轴强度348校核键强度34
4、9校核轴承寿命359.1计算轴承的轴向力359.2计算当量动载荷369.3校核轴承寿命3710轴设计的主要参数汇总3711减速器箱体的结构尺寸3811.1箱体具体尺寸4012润滑油的选择与计算4213附件的设计与选择4213.1检查孔及检查孔盖4213.2油面指示装置4313.3通气器4313.4放油孔及螺塞4313.5起吊装置4313.6起盖螺钉4313.7定位销4414齿轮4精度设计4415低速轴精度设计4616设计小结46参考文献471 任务书1.1 设计数据题 号1运输带工作拉力F(KN)7.2运输带工作速度()1.0滚筒直径D(mm)400已知条件：(1) 运输带工作拉力F、运输带工
5、作速度和滚筒直径D数据见上表；(2) 滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）；(3) 工作情况：两班制（每班制8个小时），连续单向运转，载荷较平稳；(4) 使用年限：8年；(5) 检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修；(6) 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；1高速轴 2中间轴 3低速轴4电动机 5联轴器 6滚筒 7齿轮图 11 减速器传动装置简图1.2 工作量减速器装配图1张（A1图纸）；箱盖或箱座零件图1张（A2图纸）；输出轴零件图1张（A3图纸）；输出轴上大齿轮零件图1张（A3图纸）；设计说明书1份，对一根轴及轴上的键、齿轮和轴承进行强度校核和寿命计算。 2 传动方案的拟定
6、机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和力，变换其运动形式以满足工作机的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作机的需要是拟定传动方案的最基本要求，同一种运动可以由几种不同的传动方案来实现，这就需要把几种传动方案的优缺点加以比较分析比较，从而选择出最符合实际情况的一种方案。合理的传动方案除了满足工作机的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。【2】图2-1为带输送机的四种传动方案。现分析比较如下：方案a的结构紧凑，但在长期连续运转的条件下，由于蜗杆的传动效率低，其功率损
7、失较大；方案b的宽度尺寸较方案c小，但锥齿轮的加工比圆柱齿轮困难；方案d的宽度和长度尺寸都比较大，且传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境，但带传动油过载保护的优点，还可以缓和冲击和振动，因此这种方案也得到广泛应用。综合考虑本次设计的要求，选择c方案。传动简图见图 11。3 电动机的选择3.1 电动机的额定功率电动机有各种类型，对于无特殊要求的机械装置，多选用Y系列三相异步电动机。Y系列三相异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。同一功率的电动机，转速高则重量轻，价格便宜，但传动装置的总传动比和总体尺寸将加大，一般多选用同步
8、转速为1500r/min和1000r/min的电动机。电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。工作机(输送带)所需功率为由【2】表2-4得，轴承效率，8级圆柱齿轮（斜齿圆柱齿轮）传动（油润滑）效率，联轴器效率，滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失），则电动机到工作机间的总效率为电动机所需工作功率为查【3】表15-1，选取电动机的额定功率3.2 确定电动机的转速工作机滚筒轴的转速为查【3】表2-1，二级圆柱齿轮减速器传动比范围为推算电动机转速范围为3.3 确定电动机的型号查【3】表15-1得，符合这一要求的电动机同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min
9、。综合考虑传动装置的总传动比和总体尺寸及经济性，选用同步转速1000r/min的电动机，其满载转速为，其型号为Y160L-6 。表 31 Y系列三相异步电动机的型号及相关数据电动机型号额定功率/KW满载转速/()启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量（Kg）Y180L-8117301.72184Y160L-61197022147Y160M-41114602.22.3123图 31电动机尺寸图查【3】表15-2，Y160L-6型电动机中心高为160mm计算传动装置的总传动比并分配传动比,分配传动比：对展开式二级圆柱齿轮减速器，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可取，取3.4 计算传动装置各
10、轴的运动和动力分析各轴的转速1轴 2轴 3轴 滚筒轴 各轴的输入功率1轴 2轴 3轴 滚筒轴 各轴的输入转矩电动机轴 1轴 2轴 3轴 滚筒轴 表 32轴功率、转速等参数汇总表轴名功率/转矩/转速/传动比效率电机轴8.3882504.197010.991轴8.381679.069705.330.962轴7.97418066.021823.810.963轴7.651529596.1247.7710.98滚筒轴7.51499157.1647.774 传动件的设计计算4.1 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算4.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级由以上计算可知该减速器功率较大、工作速度较低，一般场合齿
11、轮材料可用45钢，调质后HBS235275，或用40Cr，热处理方式也为调质，硬度高于45钢。小齿轮啮合次数较多，硬度应高于大齿轮，选小齿轮材料为40Cr（合金钢调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（碳钢调质），硬度为240HBS，都为软齿面齿轮，二者材料硬度差为40HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，齿轮选用8级精度。4.1.2 初步计算传动的主要尺寸本减速器中齿轮传动是斜齿轮闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为，齿数比，闭式齿轮传动一般转速较高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取,取，取压力角。小齿轮传递转矩为因值未知，值不
12、能确定，可初选初选螺旋角，查【1】图10-30 ，得节点区域系数。由【1】表10-6，查得材料的弹性影响系数由【1】表10-7，取齿宽系数由【1】图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限工作情况为两班制（每班制8个小时）；连续单向运转，所以；使用年限8年（设每年工作300天）。计算应力循环次数由【1】图10-19，取接触疲劳寿命系数，4.1.3 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数S=1，则小齿轮的许用接触应力为大齿轮的许用接触应力为 端面重合度为纵向重合度为试算小齿轮的分度圆直径，得计算圆周速度计算齿宽及模数4.1.4 确定载荷系数本减速器用
13、于带式输送机，载荷较平稳，由【1】表10-2，得使用系数。由，齿轮为8级精度，根据图 31，得动载荷系数图 41动载系数KV图由表 31查得齿间载荷分配系数表 41齿间载荷分配系数KH、KFKAFt/b100N/mm100N/mm精度等级组56785级或更低经表面硬化的斜齿轮KH1.01.11.21.41.4KF未经表面硬化的斜齿轮KH1.01.11.21.4KF注：KH 为按齿面接触疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数，KF 为按齿根弯曲疲劳强度计算时用的齿间载荷分配系数。由【1】表10-4，查得齿向载荷分配系数 则载荷系数为载荷系数与试选相差较大，按实际的载荷系数对由计算出的进行修正， 确定
14、模数取几何尺寸计算：中心距为圆整后取，则螺旋角为因值与初选值相差不大。故参数、不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取，4.1.5 齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件为计算许用弯曲应力：应力循环次数由【1】图10-18，弯曲疲劳寿命系数，查【1】图10-20c，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数S=1.4当量齿数为由【1】表10-5，查取齿形系数，由【1】表10-5，查取应力校正系数， 确定重合度系数确定螺旋角系数，取齿根弯曲疲劳强度校核,， 满足齿根弯曲疲劳强度要求4.1.6 计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙
15、 齿顶圆直径为 齿根圆直径为4.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算选择材料、热处理方式和公差等级该减速器功率较大、工作速度较低，一般场合齿轮材料可用45钢，调质后HBS235275，或用40Cr，热处理方式也为调质，硬度高于45钢。小齿轮啮合次数较多，硬度应高于大齿轮，选小齿轮材料为40Cr（合金钢调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（碳钢调质），硬度为240HBS。都为软齿面齿轮，二者材料硬度差为40HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度。初步计算传动的主要尺寸本减速器中齿轮传动是斜齿轮闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为，齿数比，闭式齿轮传动一般转速较
16、高，为了提高传动的平稳性，减小冲击振动，以齿数多一些为好，小齿轮的齿数可取,取，。小齿轮传递转矩为因值未知，值不能确定，可初选初选螺旋角，查【1】图10-30，得节点区域系数由【1】表10-6，查得材料的弹性影响系数由【1】表10-7，取齿宽系数由【1】图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限工作情况为两班制（每班制8个小时）；连续单向运转，；使用年限8年（设每年工作300天）。计算应力循环次数由【1】图10-19，取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数S=1，则小齿轮的许用接触应力为 大齿轮的许用接触应力为 端面重合度为纵向
17、重合度为 试算小齿轮的分度圆直径，得计算圆周速度计算齿宽及模数 确定载荷系数 本减速器用于带式输送机，载荷较平稳，由【1】表10-2，得使用系数。由，齿轮为8级精度，查图 41得动载荷系数。由表 41查得齿间载荷分配系数由【1】表10-4，查得齿向载荷分配系数 则载荷系数为载荷系数与试选相差较大，按实际的载荷系数对由计算出的进行修正确定模数取几何尺寸计算中心距为圆整后取，则螺旋角为因值与初选值相差不大。故参数、不必修正。计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取，齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件为计算许用弯曲应力：应力循环次数 由【1】图10-18，取弯曲疲劳寿命系数，查【1】图1
18、0-20c，小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限取弯曲疲劳安全系数S=1.4当量齿数为由【1】表10-5，查取齿形系数，由【1】表10-5，查取应力校正系数，确定重合度系数确定螺旋角系数，取齿根弯曲疲劳强度校核：,， 满足齿根弯曲疲劳强度要求计算齿轮传动几何尺寸端面模数 齿顶高 齿根高 全齿高 顶隙 齿顶圆直径为 齿根圆直径为4.3 齿轮主要参数汇总表 42 齿轮设计主要参数汇总表高速级主要参数，螺旋角，中心距齿数分度圆齿顶圆齿根圆齿宽齿轮12653.8957.8948.8965齿轮2139288.11292.11283.1160低速级主要参数，螺旋角，中心距齿数分度圆齿顶圆齿根
19、圆齿宽齿轮32187.3395.3377.33101齿轮480332.67340.67322.67964.4 齿轮的结构设计齿轮1齿顶圆直径，可以做成实心结构的齿轮齿轮2齿顶圆直径，可以做成腹板式结构的齿轮齿轮3齿顶圆直径，可以做成实心结构的齿轮齿轮4齿顶圆直径，可以做成腹板式结构的齿轮5 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋；低速级小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋。5.1 高速级齿轮传动的作用力已知条件：高速轴传递的转矩，转速，高速级齿
20、轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径5.1.1 齿轮1的作用力圆周力为，其方向与力作用点圆周速度方向相反。径向力为，其方向为由力的作用点指向齿轮1中心。轴向力为，其方向可用左手法则确定。法向力为5.1.2 齿轮2的作用力从动齿轮2各个力的大小与主动齿轮1上相应的力相等，作用方向相反。5.2 低速级齿轮传动的作用力已知条件： 中间轴传递的转矩，转速，低速级齿轮的螺旋角,为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径。5.2.1 齿轮3的作用力 圆周力为，其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为，其方向为由力的作用点指向齿轮3中心
21、轴向力为，其方向可用右手法则确定。法向力为5.2.2 齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力的大小与主动齿轮3上相应的力相等，作用方向相反。表 51 齿轮作用力汇总表主要参数圆周力径向力轴向力法向力齿轮13031.3251143.418824.7293343.129齿轮39574.3963622.8112721.19710592.396 轴系件设计6.1 高速轴的设计计算已知条件高速轴的传递的功率，转速，传递转矩，齿轮1分度圆直径为，齿轮宽度。选择轴的材料带式输送机为一般工作机器，速度不高,载荷不大，故轴材料选用45钢，调质处理。初算轴上的最小直径查【1】表15-3，取轴与联轴器相连，有一个键槽，应
22、增大轴径，即，圆整取。（齿轮处可能出现的键槽在确定高速轴是否为齿轮轴后再考虑是否进行修正）结构设计轴的初步构想设计及构想图如图 31所示，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（a）非齿轮轴 (b) 齿轮轴图 61高速轴结构构想图高速轴齿轮较小，可能需要做成齿轮轴。先假设高速轴为非齿轮轴来进行设计6.1.1 轴段1的设计轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。联接电动机轴与减速器高速轴的联轴器，由于轴的转速较高，为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，一般应选用具有缓冲、吸振作用的弹性联轴器。考虑到转矩变化很小，由【1】表14-1，取
23、=1.5，则计算转矩由【3】表13-1，查得GB/T 4323-85中TL5型弹性套柱销联轴器符合要求：公称转矩为125，许用转速3600，结合轴伸出段直径，半联轴器孔径为，轴孔长度为。轴伸出段长度略小于联轴器轴孔长度，取轴伸出段长度。6.1.2 密封圈与轴段2在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面的问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度。轴段2的轴径，最终由密封圈确定。该处的圆周速度小于，可选用毡圈油封，查【3】表14-4，选用30JB/ZQ460686，则=30。6.1.3 轴段3、6、7设计计算轴段3和轴段7上安装轴承，考虑轴承同时受径向力和轴向力的作用，所以可选用
24、圆锥滚子轴承。轴段1和轴段7直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。根据=30，暂取轴承为30207，查 【3】 表12-4，查得轴承内径，外径，宽度，定位轴肩高度，内圈定位轴肩直径，外圈定位直径，力对轴的作用点与外圈端面的水平距离，所以。轴上定位端面圆角半径最大为。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为=16，故右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。因定位轴肩高度，取。6.1.4 齿轮与轴段5的设计根据，暂取，端面模数。由，该处键的截面尺寸为，轮毂键槽深度为所以该轴应设计成齿轮轴。则有，图 62齿轮轴布置构想图6.1.5 轴段4和轴段6的设计，取，高
25、速轴齿轮右端面距箱体内壁距离为，取，为轴承内端面至箱体内壁的距离，取。初定中间轴两齿轮间距离为12mm，中间轴小齿轮左端面与内壁距离14mm，大齿轮右端面与内壁距离为16mm，。为箱体内壁的距离，。则轴段6的长度为。轴段4的长度。6.1.6 轴段2的设计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。箱体内壁至轴承座孔端面距离，由【2】表3-1得下箱座壁厚公式。地脚螺钉直径为，取，所以地脚螺栓直径为。则轴承旁联接螺栓直径，取，所以轴承旁连接螺栓直径为，相应的，。则箱盖、箱座联接螺栓直径，取，所以箱体凸缘连接螺栓直径。查【2】表9-9，得，所以轴承端盖连接螺栓直径，由【2】
26、表13-7，取螺栓GB 578286 M81。由【2】表9-9可计算出轴承端盖厚，取。轴承座宽度为，取，取轴端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取，则有，取表 61高速轴轴段参数表轴段1234567直径d(mm)2530354248.894235长度L(mm)425034.25120651034.256.1.7 轴上力作用点的距离轴承反力的作用点与外圈大端面的距离 6.1.8 键连接联轴器与轴段1采用A型普通平键连接，查【2】表14-1，得其型号为键 GB/T 1096-79。6.2 中间轴的设计计算已知条件中间轴的传递的
27、功率，转速，传递转矩，齿轮分度圆直径为，齿轮宽度，。选择轴的材料带式输送机为一般工作机器，速度不高,载荷不大，故轴材料选用45钢，调质处理。初算轴上的最小直径查【1】表15-3，取。圆整后取。该轴上有两个键槽，,取结构设计轴的初步构想设计及构想图如图所示，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，从最小直径处开始设计。图 63中间轴结构构想图6.2.1 轴承的选择与轴段1及轴段5的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段1、5上安装轴承，其直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为30209，由【3】表
28、12-4 ，查得轴承内径，外径，宽度，内圈定位轴肩直径，外圈定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则。6.2.2 轴段2和轴段4的设计在轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定齿轮2宽度相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为了使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2和轴段4的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取，。轴段3的设计该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩宽度范围为取其高度为，故。设计
29、高速轴时已初定中间轴距离参数，中间轴两齿轮间距离为12mm，中间轴齿轮3左端面与内壁距离14mm，齿轮2右端面与内壁距离为16mm，。为箱体内壁的距离，。轴段3的长度为中间轴两齿轮间的距离，所以6.2.3 轴段1及轴段5的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。设计高速轴时轴承内端面至箱体内壁的距离，中间轴也取为相同值。中间轴上两个齿轮的轴向定位均由套筒完成。轴承宽度。中间轴两齿轮间距离为12mm，中间轴齿轮3左端面与内壁距离14mm，齿轮2右端面与内壁距离为16mm，。箱体内壁的距离轴段1的长度为左端套筒和挡油环 套筒距离定为。挡油环
30、宽度定为=14mm轴段5的长度为右端套筒和挡油环 套筒距离定为。挡油环宽度定为=16mm表 62 中间轴轴段参数表轴段12345直径d(mm)4548564845长度L(mm)49.7598125751.756.2.4 轴上力作用点的距离 轴承反力的作用点与外圈大端面的距离，。 键连接齿轮3与轴段2和齿轮2与轴段4间均采用A型普通平键连接，查【2】表14-1得其型号分别为键 GB/T 1096-79，键 GB/T 1096-796.3 低速轴的设计计算已知条件低速轴的传递的功率，转速，传递转矩，齿轮4分度圆直径为，齿轮宽度。选择轴的材料因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选常用的材
31、料45钢，调质处理。初算直径查【1】表15-3，取轴与联轴器和齿轮装配，有两个键槽，应增大轴径，即，圆整取。结构设计轴的初步构想设计及构想图如图所示，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，从最细处开始设计图 64低速轴结构构想图6.3.1 轴段1的设计轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。联接电动机轴与减速器低速轴的联轴器，由于轴的转速较低，传递转矩较大，如果安装同心度能保证，可采用刚性固定式联轴器，如凸缘联轴器。如果安装同心度不能保证，就应采用有良好补偿位移偏差性能的可移式联轴器，如金属滑块联轴器，弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，由【1】表14-
32、1，取=1.5，则计算转矩由【2】表17-4，查得GB/T 5014-85中HL6型弹性柱销联轴器符合要求：公称转矩为3150，许用转速2800，结合轴伸出段直径，半联轴器孔径取为，轴孔长度为。轴伸出段直径修改为，轴伸出段长度略小于联轴器轴孔长度，取轴伸出段长度。6.3.2 轴段2的轴径设计在确定轴段2的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面的问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度为轴段2的轴径，最终由密封圈确定。该处的圆周速度小于，可选用毡圈油封，查【3】表14-4，选用80 JB/ZQ460686，则6.3.3 轴段3和轴段6的轴径设计轴段3和轴段6上安装轴承，考虑斜齿轮有轴向力的
33、存在，所以选用圆锥滚子轴承。轴段3和轴段6直径应既便于安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30217，由【6】（GB/T 297-1994），查得轴承内径，外径，宽度，内圈定位轴肩直径，外圈定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取。轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为=14mm，故通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故。6.3.4 轴段5的设计该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，必须略大于，可初选，齿轮宽度，取齿轮轮毂等于齿轮宽度，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5长度应比轮毂略短，由于，故取。6.3.5
34、轴段4的设计该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为取，则。轴承内端面至箱体内壁的距离，齿轮2右端面与内壁距离为16mm，。箱体内壁的距离。为旋转零件间的轴向距离，取，所以齿轮2与齿轮4之间距离为14mm。齿轮4左端面距箱体内壁距离为轴段4的长度6.3.6 轴段2与轴段6的长度设计轴承宽度，轴承内端面至箱体内壁的距离，齿轮4左端面距箱体内壁距离为。由高速轴计算已知，轴承端盖厚（在最后总体尺寸设计时发现轴承端盖厚与螺钉直径有关，而低速轴螺钉与高速轴不同，低速轴轴承端盖厚应取为，低速轴校核时轴的强度足够，可以适当增加）。轴承座宽度为，轴端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；避免联轴器轮毂外径与端
35、盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取，则有取，将修改为轴段6的长度轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度定为=14mm，齿轮左端采用套筒定位，套筒宽度为。，。表 63低速轴轴段参数表轴段123456直径d(mm)6580851028885长度L(mm)10040（改为45）44.5889461.56.3.7 轴上力作用点的距离轴承反力的作用点与外圈大端面的距离， 6.3.8 键连接联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间均采用A型普通平键连接，查【2】表14-1，得其型号分别为键 GB/T 1096-79，键 GB/T 1096-797 低速轴的受力分析7.1 齿轮4上所受力及低速
36、轴数据汇总，齿轮4分度圆直径，7.2 轴的受力分析轴的受力简图如图 31所示7.2.1 支承反力 轴承1总支承反力为轴承2总支承反力为7.2.2 弯矩、弯矩图弯矩图如图 31所示 AB段： BC段： CD段： AB段： BC段： CD段： 转矩图如图 31所示，图 71低速轴的受力分析7.3 校核轴强度齿轮4右侧有弯矩，同时还作用有转矩，故齿轮右侧截面为危险截面。齿轮4与低速轴轴段5所用键为 GB/T 1096-79，轴t=9mm。其抗弯截面系数为（公式见【1】表15-4）抗扭截面系数为，弯曲应力 扭剪应力 按弯扭合成强度进行强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系
37、数，则计算应力为由【1】表15-1，查得45钢调质处理抗拉强度极限，许用弯曲应力，强度满足要求。8 校核键强度联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间均采用A型普通平键连接，型号分别为键 GB/T 1096-79，键 GB/T 1096-79键 GB/T 1096-79：为键 GB/T 1096-79：为联轴器处的键的挤压应力为 齿轮4处键连接的挤压应力为 为键的工作长度，圆头平键取键、轴及齿轮的材料都为钢由【1】表6-2查得最弱材料，强度足够。9 校核轴承寿命9.1 计算轴承的轴向力由【6】查30217轴承得，基本额定动载荷C为168 kN，基本额定静载荷为135 kN 。判断系数。轴承1总支承反力
38、为轴承2总支承反力为圆锥滚子轴承派生轴向力， 外部轴向力图 91低速轴轴承的布置及受力，所以1被压紧，2被放松则两轴承的轴向力分别为 ，9.2 计算当量动载荷，基本额定动载荷C为168 kN，基本额定静载荷为135 kN 。判断系数，因，故，则轴承1的当量动载荷为因，故，则轴承2的当量动载荷为9.3 校核轴承寿命因，故只需校核轴承1，轴承在100以下工作，则。减速器载荷较平稳查【1】表13-6 ，取载荷系数。则轴承1的寿命为因，故轴承寿命足够，满足要求。10 轴设计的主要参数汇总表 101高速轴参数轴段1234567直径d(mm)2530354248.894235长度L(mm)425034.2
39、5120651034.25表 102中间轴参数轴段12345直径d(mm)4548564845长度L(mm)49.7598125751.75表 103低速轴参数轴段123456直径d(mm)6580851028885长度L(mm)10040（改为45）44.5889461.5表 104高速级弹性套柱销联轴器型号公称转矩许用转速轴的直径电动机轴伸直径TL512536002542表 105 低速级弹性柱销联轴器型号公称转矩许用转速轴的直径HL63150280065表 106高速轴圆锥滚子轴承轴承代号dDTa30207357218.2515.3表 107中间轴圆锥滚子轴承轴承代号dDTa302094
40、58520.7518.6表 108低速轴圆锥滚子轴承轴承代号dDTa302178515030.529.911 减速器箱体的结构尺寸箱座高度：对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不小于3050mm外，还应使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热，初步确定箱座高度为其中为齿轮4齿顶圆直径，为箱底（箱底凹进部分）至箱底内壁的距离，。箱体壁厚箱体要有合理的壁厚。轴承座、箱体底座等处承受的载荷较大，其壁厚应更厚一些。具体参数可参照【2】表3-1。轴承座螺栓凸台的设计为提高剖分式箱体轴承座的刚度，轴承座两侧的螺栓应尽量靠近。轴承座旁螺栓凸台的螺栓孔间距，为轴承
41、盖外径。若S值过小，螺栓容易与轴承盖螺钉孔或箱体轴承座旁的输油沟相干涉。螺栓凸台高度与扳手空间的尺寸有关。确定螺栓直径和C1、C2后，根据C1用作图法可确定凸台高度，如图 31。图 111作图法求凸台高度图设置加强肋板为了提高轴承座附近箱体刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。结构见【2】图9-4箱盖外轮廓的设计箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，为大齿轮顶圆直径，为箱盖壁厚,为大齿轮齿顶圆至箱体内壁的距离，。通常情况下，轴承座旁螺栓凸台处于箱盖圆弧外侧。箱体凸缘尺寸箱盖与箱座联接凸缘、箱底座凸缘要有一定宽度，可参照表3-1确定。轴承座外端面应向外凸出510mm，以便于切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离为，箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般减速器不大于150200，大型减速器可再大些。11.1 箱体具体