二级斜齿圆柱减速器__带CAD图__装配图等

一、设计任务书 ............................................................................................................................... 2 二、绪论........................................................................................................................................... 2

2.1 选题的目的和意义 ............................................................................................................ 2 三、机械传动装置的总体设计 ....................................................................................................... 3

3.1 选择电动机 ........................................................................................................................ 3

3.1.1 选择电动机类型 ..................................................................................................... 3 3.1.2 电动机容量的选择 ................................................................................................. 3 3.1.3 电动机转速的选择 ................................................................................................. 4 3.2 传动比的分配 .................................................................................................................... 4 3.3计算传动装置的运动和动力参数 ..................................................................................... 5

3.3.1各轴的转速： .......................................................................................................... 5 3.3.2各轴的输入功率： .................................................................................................. 5 3.3.3各轴的输入转矩： .................................................................................................. 5 3.3.4整理列表 .................................................................................................................. 6

四、传动零件的设计计算 ............................................................................................................... 6

4.1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 .......................................................................... 6 4.2.低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算 ........................................................................... 10 4.3 斜齿轮各参数的确定 ...................................................................................................... 14 五、轴的设计计算 ......................................................................................................................... 15

5.1.高速轴的的设计 ............................................................................................................... 15 5.2.中间轴的设计 ................................................................................................................. 17 5.3.低速轴的设计 ................................................................................................................... 19 六、联轴器的选择及计算 ............................................................................................................. 22

1联轴器的选择和结构设计 .................................................................................................. 22 2联轴器的校核 ...................................................................................................................... 23 七、键联接的选择及计算 ............................................................................................................. 23 八、滚动轴承的选择及计算 ......................................................................................................... 24 九、润滑和密封方式的选择 ......................................................................................................... 26 十、箱体及附件的结构设计与选择 ............................................................................................. 27

1

一、设计任务书

设计要求与任务：装配图一张（可用1号或2号图纸），零件图三张（轴、箱体/箱盖、齿轮）（可用3号图纸），设计任务书，设计说明书。

设计一用于带式运输机的两级斜齿园柱齿轮减速器。工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为 ５％，减速器小批量生产，使用寿命五年。传动简图如下图所示。 原始数据： 数据编号 运送带工作拉力F/kN 运输带工作速度v/(m/s) 卷筒直径D/mm -12 4.0 0.95 360 二、绪论

2.1 选题的目的和意义

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。

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，通常分为三类：

2

①—均匀载荷;

②—中等冲击载荷; ③—强冲击载荷。

减速器是指原动机与工作机之间封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。

我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们机制专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。

三、机械传动装置的总体设计

3.1 选择电动机

3.1.1 选择电动机类型

电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。

3.1.2 电动机容量的选择

1、工作机所需要的功率P为：

PFv(kW)

1000其中：F4000N，v0.95m/s，

10001000F40000.95v得P(kW)3.8kW 2、电动机的输出功率P0为

P0p(kW)

——电动机至滚筒轴的传动装置总效率。

取联轴器传动效率1轴承传动效率2齿轮传动效率30.99，

0.98，

0.97，

3

滚筒传动效率40.96。

4242从电动机到工作机输送带间的总效率为：123η

242123η4=0.8450

3、电动机所需功率为：

P0Pw3.84.497kW

0.8450因载荷平稳 ，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可，，查【2】表16-1选取电动机额定功率为5.5kw。

3.1.3 电动机转速的选择

滚筒轴工作转速：

6104v600000.95nwr/min50.4246r/min

D3.14360展开式减速器的传动比为：i减8~40

所以电动机实际转速的推荐值为：

nnwi减403.3968~2016.984r/min符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。

综合考虑为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1000r/min的电机。 型号为Y132M2-6，满载转速nm960r/min，功率5.5kw。

3.2 传动比的分配

1、总传动比为innmw96019.0383

50.42462、分配传动比

考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4，取i1则：i11.4i2

1.4i减1.419.03835.1632；

4

i减19.0383i23.688；

i5.163213.3计算传动装置的运动和动力参数

3.3.1各轴的转速：

1轴 n1nm960r/min；

2轴 n12ni960186.91r/min；

15.16323轴 nn23i186.9150.68r/min； 23.688滚筒轴 n4n3nw50.68r/min

3.3.2各轴的输入功率：

1轴 P1P01η25.336kw；

2轴 P2P1235.072kw；

3轴

P3P2234.822kw；卷筒轴 P4Pη3η144.678kw

3.3.3各轴的输入转矩：

电机轴 T9.551060P0n44.735Nm； m1轴 T19550P1n53.08Nm； 12轴 T29550P2n259.15Nm； 2

5

3轴 T39549P3908.Nm； n3滚筒轴 T49550P4881.51Nm

n43.3.4整理列表

转矩 转速n/(rmin) 960 960 186.91 50.68 50.68 轴名 电机轴 1 2 3 滚筒轴 功率P/kw 5.5 5.336 5.072 4.822 4.678 T/Nm 44.735 53.08 259.15 908. 881.51 四、传动零件的设计计算

斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角n20，齿顶高系数han*1，顶隙系数cn*0.25。

4.1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

初步计算：小齿轮用40cr，调质处理，硬度241HB~286HB，平均取为260HB。大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB~286HB，平均取为240H

齿面接触疲劳强度计算

1.初步计算

高速轴1的输入转矩：T1=53.08N·M

齿宽系数：d=1

Ad值：估计15取Ad82

初步计算许用接触应力： [H1]=

KHN1Hlim1=0.9×710=639MPa

S

6

[H2]=

KHN2Hlim2=0.9×580=522MPa

S530825.16321T1u1150.4 ()2=82315225225.1632du[H]计算小齿轮直径：

d1Ad3计算齿宽b：bdd1150.450.4 取b=51mm

2.校核计算 圆周速度：

d1n1/(601000)51960/(601000)1.63m/s齿数

模数m和螺旋角：

取Z1=25，Z2Z、

iZ1128 mtd1/Z151/202.04

由表12.3，取mn2mm

arcos mn/mtarcos2/2.0511.4

使用系数KA：由表12.9 KA=1.6 动载系数KV：由图12.9 KV=1.1

齿间载荷分配系数KH：由表12.10，先求

FT2T1/d1253082/512081.65N

KAFT/b1.62081.65/4165.3N/mm100N/mm [1.88-3.21 /Z11/Z2)]cos1.69

bsin1.6 3.29

mntanan20.37o

cosatarctancosbcoscosan/csoat0.98

由此得 KHKF/cos21.76

齿向载荷分布系数KH: 由表12.11，

b2b2)]()C103bd1d1

1.170.16[10.612]120.16103411.46KHAB[10.6(

7

载荷系数K：KKAKVKHKH4.52

弹性系数ZE: 由表12.12 ZE1.8MPA 节点区域系数ZH: 由表12.16 ZH2.43 重合度系数Z：因1,取1

故Z1 - 4-31/0.77

螺旋角系数Z：Zcos0.99

接触最小安全系数SHmin：SHmin1.05 总工作时间th：th5300812000h

应力循环次数N2：估计107NL109 n NL1NV160nithi(Ti)1.04109T

max原估计应力循环次数正确

NL2NL1/i1.48108

接触寿命系数ZN：由《机械设计》图12.18 ZN10.98 ZN21.08许用接触应力[H]：

[H1]Hlim1ZN1S7.1MPa

Hmin[H2]Hlim2ZN2S777.6MPa

Hmin验算：HZEZHZ2KT1bdu1u763.8MPa[H2] 1 3.确定传动主要尺寸

中心距a：ad1(i1)/2156.08mm 实际分度圆直径d12a/(i1)51mm1：dd

2id1261.12mm齿宽b：bdd115151mm 取b1

=51mm，b2

=44mm

齿根弯曲疲劳强度验算

8

齿形系数YFa：

ZV1Z1/cos327.07ZV2Z2/cos138.63

由《机械设计》图12.21 得

YFa12.56YFa22.18

应力修正系数YSa：由《机械设计》图12.22 YSa11.62

YSa21.84

重合度系数

Y：

v[1.883.2(1/Zv11/Zv2)]cos1.69 Y0.250.75/v0.69

螺旋角系数Y：Ymin10.250.75

1200.9Ymin（

当1，按β1计算）Y1

齿间载荷分配系数

KF：由《机械设计》表12.10注3

故

2.82 KF1.71YY齿向载荷分布系数载荷系数K：弯曲疲劳极限

KF1.75

KF：由《机械设计》图12.14 b/h=11.3 KF1.38

KKAKVKFKF4.25

Flim：《机械设计》图12.23C Flim1660MPa

Flim2480MPa

弯曲最小安全系数

SFmin：《机械设计》表12.14 SFmin1.25

6 应力循环次数：由《机械设计》12.15估计 310m=49.91 NL1循环正确

Ti60rn1th()Tmaxi1n49.91NL1010,则指数

thi1.38108 原估计应力thNL2NL1/i0.268108

9

弯曲寿命系数YN：《机械设计》图12.24 YN1尺寸系数YX：《机械设计》图12.25 YX1.0 许用弯曲应力

0.95 YN20.97

[F]:[F1]Flim1YN1YXSFmin485.76MPa

[F2]Flim2YN2YXSFmin368.MPa

验算 F12KT1YF1YS1Y237.57MPa[F1]

bd1mF2F1YF2YS2227.67MPa[F2]

YF1YS14.2.低速级斜齿圆柱齿轮的传动设计计算

小齿轮用40cr，调质处理，硬度241HB~286HB，平均取为260HB。大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB~286HB，平均取为240HB

齿面接触疲劳强度计算

1.初步计算 转矩T1=9.55106P25.0729.55106259149Nmm n2186.91齿宽系数d=1 接触疲劳极限σHlim σHlim3710MPa σHlim4580MPa 初步计算许用接触应力：

σHlim30.9710639MPa [H3]=0.9σHlim4=0.9×580=522MPa [H4]=0.9Ad值：估计15取Ad82

计算小齿轮直径d3Ad3T1u1(1)2=87.3539mm 取d3=115mm

du[H]计算齿宽b：bdd31115115 取b=115mm 2.校核计算 圆周速度： d1n1/(601000)1.125m/s

精度等级 选8级精度

齿数Z、模数m和螺旋角： 取Z3=28，Z4iZ3103

10

mtd3/Z3115/284.10 由表12.3，取mn4

arcos mn/mtarcos2.5/2.57112.681240'49''

使用系数KA：由表12.9 KA=1.5 动载系数KV：由图12.9 KV=1.1

齿间载荷分配系数KH：由表12.10，先求

FT2T1/d14506.94N

KAFT/b1.54.50694/11558.78N/mm100N/mm [1.88-3.（21/Z31/Z4)]cos1.69

Zbsind32

mn3.69

atarctantanan20.46

coscosbcoscosan/csoat0.978

由此得

KHKF/cos21.767

齿向载荷分布系数KH: 由表12.11，

KHAB(载荷系数K：Kb2)C103b1.4 d3KAKVKHKH4.08

1.8MPA

弹性系数ZE: 由表12.12 ZE节点区域系数ZH: 由表12.16 ZH重合度系数Z：因2.45

1,取1

1/0.77

4-故Z（1-）3螺旋角系数

Z：Zcos0.988

11

接触最小安全系数SHmin： SHmin1.30 总工作时间th：th5300812000h

应力循环次数N2：估计107NL109 n NL3NV360nithi(Ti)1.34108T

max原估计应力循环次数正确

NL4NL4/iⅡ3.63107

接触寿命系数ZN：由《机械设计》图12.18 ZN31.05 ZN41.25许用接触应力[H]：

[H3]Hlim3ZN3S596MPa

Hmin[N4H4]Hlim4ZS487MPa

Hmin验算：HZEZHZ2KT3bdu1470MPa[H2] 3u 计算结果表明，接触疲劳强度够，符合要求 3.确定传动主要尺寸

中心距a：ad3(iⅡ1)/2269.56mm

d32a/(i实际分度圆直径dⅡ1)115mm1：d4iⅡd3424.12mm

齿宽b：bdd3115mm 取b3=115mm，b4=105mm

齿根弯曲疲劳强度验算 齿形系数YFa：

ZV1Z1/cos319Z

V2Z2/cos3135YFa12.75 由《机械设计》图12.21 得

YFa22.18

应力修正系数YSa：由《机械设计》图12.22 YSa11.53

12

YSa21.84 重合度系数Y：

v[1.883.2(1/Zv11/Zv2)]cos1.65 Y0.250.75/v0.7

螺旋角系数Y：（当Ymin10.250.75

1200.9Ymin1，按β1计算）Y1

齿间载荷分配系数KF：由《机械设计》表12.10注3

Y2.5 KF1.71Y 故

KF1.71

齿向载荷分布系数KF：由《机械设计》图12.14 b/h=6.52 KF1.7 载荷系数K：弯曲疲劳极限

KKAKVKFKF4.22

Flim：《机械设计》图12.23C Flim1600MPa

1.25

Flim2349MPa

弯曲最小安全系数SFmin：《机械设计》表12.14 SFmin 应力循环次数：由《机械设计》12.15估计 3106NL1010,则指数m=49.91

TiNL160rn1th()Tmaxi1n49.91thi1.38108 原估计应力循环正确 thNL2NL1/i0.268108

弯曲寿命系数YN：《机械设计》图12.24 YN10.95 YN20.97

Flim1尺寸系数YX：《机械设计》图12.25 YX1.0 许

用

弯

曲

应

力

[F]:

[F1]YN1YXminSF432MPa

[F2]Flim2YN2YXminSF349MPa

验算

F12KT1YF1YS1Y132.2MPa[F1]

bd1m

13

F2F1YF2YS2126MPa[F2]

YF1YS1 选择齿轮材料及热处理方式：

由于软齿面齿轮用于齿轮尺寸紧凑性和精度要求不高，载荷不大的中低速场合。根据设计要求现选软齿面组合：

根据《机械设计》（第四版）高等教育出版社得：

小齿轮选择45Cr，调质处理,硬度241HB～286HB，平均取为260HB； 大齿轮选择45钢,调质处理,硬度229HB～286HB，平均取为240HB；

4.3 斜齿轮各参数的确定

齿数z 25 156.08 2.0 2.04 11.4 高速级 128 28 269 4.0 4.1 12.68 低速级 103 中心距a 法面模数mn 端面模数mt 螺旋角 法面压力角n 端面压力角t 齿宽b *20 20.37 51 1 44 115 20 20.46 105 1 齿根高系数标准值han 齿顶高系数h*athancos **0.98 0.9756 齿顶系数标准值c 当量齿数zv 分度圆直径d 齿顶高ha 齿根高hf 25.9441 51 0.25 137.2878 261.12 2.0 2.5 30.15 115 0.25 110.92 422.3 1.91 1.25

14

齿全高h 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 基圆直径db 55 46.5 46 4.5 265.12 256.12 245 118.82 112.5 107.75 3.16 426.12 419.8 395.66 五、轴的设计计算

5.1.高速轴的的设计

1.1有关参数 高速轴上的功率 PI=5.336KW

高速轴的转速nI=960r/min

高速轴的转矩TI=53.08Nmm 作用在齿轮上的力

Ft2TI/d12211.75N

FrFttanan821.21N

cos1 FaFttan1445.98N 1.2初选轴的最小直径

选轴的材料为45钢，调质处理。根据表《机械设计》表16.2 取A112 初步估算轴的最小直径 dminA03PI轴身有一个键槽，所以最小轴19.8mm，

nI径增大5%，所以输入轴的最小直径是20.79mm又因为输入轴与电动机相连，电动机输出轴的轴径为38mm。所以选择联轴器TL6（具体参数见联轴器的选择），初步确定轴的输入最小直径为35mm. 1.3轴的结构设计

1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。轴在箱体内的总长为200mm。轴的最右端与联轴器相连，联轴器的配合尺寸为L1=60mm,所以选择键槽端为60mm.然后是一轴肩，一般为（0.07-0.1）d,因为选的是弹性套柱柱销连轴器，所以与在箱体处的那段为长度A=45mm,轴径取为37mm.

2)初步选择滚动轴承，轴承为深沟球轴承，长度为16mm,套筒长度为24mm该段的轴径为40mm。

3) 第三段为齿轮端，该处取齿轮的宽度59mm，然后还有一段为光轴95.5mm,该处的轴径为42mm.

4）第四段为为安装轴承与套筒处，所以长度为16+24=40mm。轴径为35mm. 5)轴的总长为339.5mm。 6）具体详见CAD图

15

1.4轴的校核

轴的简图如图所示：

1.计算支承力 1）水平面上

/.9825.511401 FR130336144543.N216 F''R24216.N

2）垂直面上

MB0 F''R2578.04N

F''R11823.03N 2.计算弯矩并作弯矩图 1）水平弯矩

MX1292.449.514473.8Nmm MX2205.349/28341.45Nmm

2) 垂直弯矩

MyZ870.249.543076.1Nmm

3) 合成弯矩

MA1MX12MyZ245442Nmm

MB2MX22MyZ243876Nmm

4) .计算转矩

TT128600Nmm

当量弯矩 a=0.59

MmaxM2(aT)245473Nmm

3.校核轴径

d3Mmax0.1[34547319.7mm1b]0.160所以该轴符合要求

16

各受力图和弯矩图如下图所示：

5.2.中间轴的设计

2.1输入轴上的功率 P2=5.072KW 输入轴的转速n2=186.91r/min 输入轴的转矩T2=259.15 2.2作用在齿轮上的力 1）大齿轮受力

Ft2T2/d21135N FrFttanan422.5N

cos1

FaFttan1243.4N

小齿轮受力

Ft2T2/d34579N

FrFttan1667N

2.3初选轴的最小直径

选轴的材料为45钢，调质处理。根据表《机械设计》表16.2 取A112 初步估算轴的最小直径 dminA03PI27.9mm，轴身有两个键槽，所以最小nI轴径增大10%，所以输入轴的最小直径是30.7mm又因为输入轴的轴端是两个轴承，所以选

17

择轴径为35mm,（轴承的选择见后面） d.轴的结构设计（全轴都在箱体内）

1）最左端为轴承端轴承宽度为18.25mm，套筒长度为16mm,轴径为35mm。 2)然后是一个轴肩，取第二段的轴径为45mm宽度为10.75mm的套筒。 3)后一段为齿轮端，轴径取50mm，长度为齿轮的宽度49mm。

4)之后一段为齿轮小齿轮端，其轴径取50mm，为便于安装宽度取93mm. 5)最后同轴承端长度为18.25mm的轴承加16mm的套筒再加2mm安装余量 6)轴的总长为234.5

轴的草图如下图，详见CAD图

2.4轴的校核

1)水平面受力

FR1'Fr1199.25Fa171.5FR2.625544N

199.25'同理得：FR21242N 2)垂直面受力 如图所示得：

FR13571NFR22143N''''

3）水平弯矩、垂直弯矩如图所示 4）合力距：

大齿轮处：M1MxyMyz1188Nmm小齿轮处：M2MxyMyz160069Nmm'

5）扭矩：T=194600N-mm 6）当量弯矩：Mmax7）校核轴径

Mmax(T)2221302Nmm 0.59

d3Mmax221302333.3mm<50mm

0.1[1b]0.160校核合格，各受力图，弯矩图如下图所示

18

5.3.低速轴的设计

3.1初步确定轴的最小直径

估算轴的最小直径d0min d0minC3Pn

查表11.3（机械设计 徐锦康主编）确定C=112值。

d0minC3Pn11234.82250.6851.13mm

单键槽轴径应增大5%~7%即增大至53.68~54.70mm （取d0min55mm）。

输入轴受扭段的最小直径是安装联轴器处的轴径。为了使所选的轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。

联轴器的计算转矩Tca=KAT,查[1]P193表11—1，取KA=1.3，则

Tca=kAT=kAT3=1.3908.=1181.232N.m

根据工作要求，选用弹性柱销联轴器，由[2]P131表13-7选联轴器型号为HL4，联轴器

的许用转矩[T]=1250Nm，半联轴器的外孔径d=55mm,故取与输出轴相连处d1-2=55mm,半联轴器长度L=112mm（J型孔），与轴段长度L1=84mm. 3.2按轴向定位要求确定轴的各段直径和长度

19

Ⅰ段轴的长度及直径 l1应略小于L1 取l182mm d155mm。联轴器右端用螺栓紧固轴端挡圈定位，由（参考文献二）表10-19按轴端直径取挡圈直径d=56 Ⅱ段轴的尺寸 Ⅱ处轴肩高度h0.07~0.1d13.85~5.5mm（取

，则d2d12h552361mm；为便 h3mm）

于轴承端盖拆卸，取l250mm。

Ⅲ段轴的尺寸 该处安装轴承，故轴的直径应与轴承配合，查（参考文献二）表11-1选6013型轴承，

其内径d65mm，外径D=100mm,宽度B18mm。

d3d65mm，l3B-218-216mm。

Ⅳ段轴的尺寸 Ⅳ处轴肩高度h0.07~0.1d34.55~6.5mm（取

，取d4652677mm。 h6mm）

Ⅴ段轴的尺寸 Ⅴ处轴肩高度h0.07~0.1d44.97~7.1mm（取

h6mm），即d57726mm；轴肩宽度

。 l51.4h1.468.4mm（取l510mm）

Ⅵ段轴的尺寸 此处安装齿轮，故其长度应略小于齿轮宽度，l6113mm；

d6d477mm。

Ⅶ段轴的长 d7d365mm，低速级大齿轮距箱体内壁的距离Δ=14 mm,由于已选择油润滑，所以深沟球轴承位置应距箱体内壁距离s，取s=2mm，由于低速级大齿轮右端与左轴承之间采用套筒定位，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取L7’-8=19.5 mm，d7-8=50mm l7B-s1814-230mm l441181473mm

l总l1l2l3l4l5l6l7845016101033073366mm4.2.3 3.3输出轴的校核 1）计算齿轮受力

齿轮分度圆直径 d1mtz4.10103422.3mm

圆周力 Ft2T1d129080422.34303.29N 径向力 FrFttanncos4303.29tan20cos12.684605.42N 轴向力 FaFttan4303.29tan201533.27N

20

Fa对轴心产生的弯矩 MaFad121566.27422.32330717.80Nm 2） 求支反力

轴承的支点位置

齿宽中心距左支点的距离L2134.5mm 齿宽中心距右支点的距离 L365.5mm

左支点水平面的支反应力 MD0，FNH1L3FtL2L31409.32N 右支点水平面的支反应力 MB0，FNH2L2FtL2L323.96N 左支点垂直面的支反应力 FNV1L3FrMaL2L3525.78N 右支点垂直面的支反应力 FNV2L2FrMaL2L31079.N 左支点的轴向支反力 FNV'Fa1566.27N 3） 绘制弯矩图和扭矩图 参见图4-8

图4-8轴的受力分析图

截面C处水平弯矩 MHFNH1L21409.32134.51553.54Nm 截面C处垂直弯矩 MV1FNV1L2525.78134.570717.41Nm MV2FNV2L31079.65.570716.42Nm

21

截面C处合成弯矩 M1 M2Mh2MV12202315.34Nmm Mh2MV22202314.99Nmm

4） 弯矩合成强度校核 通常只校核轴上受最大弯矩和最大扭矩的截面强度 截面C处计算弯矩 考虑启动，停机影响，扭矩为脉动循环变应力， 0.6，McaM12T1581512.76Nmm

2 截面C处应力计算 caMcaW581512.7822120.60MPa 强度校核 45钢调质处理，由表11.2（机械设计 徐锦康主编）查得

980MP1a

1 ca，弯矩合成强度满足要求



图4-5 轴的力分析图

六、联轴器的选择及计算

联轴器是连接两轴和回转件，在传递运动和动力过程中使他们一同回转而不脱开的一种装置。联轴器还具有补偿两轴相对位移、缓冲和减振以及安全防护等功能.

1联轴器的选择和结构设计

以输出轴为例进行联轴器的介绍：

22

根据输出轴最小直径为51.13mm和设计所要求的机械特性选择弹性柱销联轴器。因其结构简单装配维护方便使用寿命长和应用较广。

2联轴器的校核

校核公式： ca =A

查【2】13-5得[T]1250Nm，查【1】表19.3得KA=1.3

Tca=1.3 x908.=1181.232Ｎｍ≤[T]

所以经校核后符合设计的要求，具体参数如下

型号 HL6 Hl4 公称转矩 250 1250 许用转矩 钢 3800 2800 轴孔直径 32，35， 38 40，42，45，48，50，55，56 轴孔长度 J型 60 112 七、键联接的选择及计算

键是标准件，通常用于联接轴和轴上的零件，起到周向固定的作用并传递转矩。有些类型的键还可以实现轴上零件的轴向固定或轴向移动。根据所设计的要求。此次设计采用平键联接。

1键的选择

取输出轴段的普通平键进行说明，具体结构：

型或

23

据输出轴尺寸d=77mm，由【2】表10-26中查得键尺寸：键宽b=22mm,键高h=14mm,由轴毂宽B=103mm并【6】附表16参考键的长度系列，取键长L=100mm，选圆头普通平键（A型）。 2

键的校核

键与轮毂键槽的接触高度k等于0.5h =7mm,键的工作长度l=L-b=78 mm，由【1】表7.1，

由于键承受轻微冲击，许用挤压应力p知：

100~120MPa，取中间值p=110，可

2T1032908.10343.23MPa[σp] σpkld77877该平键联接的强度是足够的。按照同样的方法选择其它键，具体主要参数如下：

轴 键 键槽 宽度b 公称直径公称尺寸键长 键的标记 公称尺寸d b×h L b >30～38 10×8 >44～50 14×9 50 36 键 10×50 GB1096-2003 键 14×36 GB1096-2003 键 22×100 GB1096-2003 键 16×80 GB1096-2003 键 22×100 GB1096-2003 10 14 22 16 22 极限偏差 一般键联接 轴N9 0 0 0 -0.052 0 0 -0.052 榖JS9 0.0215 0.026 0.026 0.0215 0.026 0.026 深度 轴 榖 t t1 -0.043 -0.0215 5.5 3.8 9 5.4 6 4.3 9 5.4 >75～85 22×14 100 >50～58 16×10 80 >75～85 22×14 100 -0.043 -0.0215 八、滚动轴承的选择及计算

轴承是支承轴的零件，其功用有两个：支承轴及轴上零件，并保持轴的旋转精度，减轻转轴与支承之间的摩擦和磨损。

与滑动轴承相比，滚动轴承具有启动灵活、摩擦阻力小、效率高、润滑简便及易于互换等优点，所以应用广泛。它的缺点是抗冲击能力差，高速时有噪声，工作寿命也不及液体摩擦滑动轴承。 1轴承的选择与结构设计

由于转速较高，轴向力又比较小，主要承受径向载荷，故选用深沟球轴承。下面以中间轴为例初选轴承型号为6013型。：

根据初算轴径，考虑轴上零件的定位和固定，估计出装轴承处的轴径，再假设选用轻系列轴承，这样可初步定出滚动轴承的型号。轴承具体结构如下

24

2轴承的校核

（1）轴承的固定方式为全固式，故轴向外载荷F全部由轴承1承受具体如下图：

F1 2

R2

R

（2）轴承的校核 以中间轴为例 由[1]P117表12-5查得Cr = 29500N ，C0r=18000N，[2]P159表8-15fp1.0，对于球轴承3

计算当量动载荷P：

装轴承处的轴径 D=40mm （中间轴上有两个齿轮）

低速级小齿轮 Ft1=2211.75N，Fa1=445.98N, Fr1=821.21N, 高速级大齿轮 Ft2=4506.9N, Fa2=1028.9N, Fr2=1681.4 N

则 FaFa1Fa2529.9862N Fr=Fr1Fr21063.4152N

Fa0.02944 插值法求的e=0.2259 ，Y=1.408 C0rFa0.4984e0.2259 Fr计算当量动载荷P1.20.56FrYFa1610.0797N

106ftCr10629500Lh328416.3378h〉12000h 60nP60n1610.0797即所选轴承满足工作要求。 具体参数如下表。

33

25

轴承型号系列 6008 6013 基本尺寸 d 40 65 D 68 100 B 115 18 安装尺寸 da 46 72 九、润滑和密封方式的选择

1减速器的润滑

为了减轻机械传动零件、轴承等的磨损，降低摩擦阻力和能源消耗，提高传动效率，延长零件使用寿命，保证设备正常运转，减速器必须要有良好的润滑，同时润滑还可起到冷却、散热、吸振、防锈、降低噪声等作用 1）齿轮润滑

润滑方式： 浸油润滑

减速器低速级齿轮圆周速度V=

πdn3.1411550.68=0.305m/s ≤601000601000212m/s，因此采用油池浸油润滑，由【1】表12.22润滑油运动粘度为500mm/s。 润滑剂的选择：

齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。由【2】表12-1根据所需的粘度按选择润滑油的牌号取润滑油牌号为L-CKC460。

为了保证齿轮啮合处的充分润滑，并避免搅油损耗过大，减速器内的传动件浸入箱体油池中的深度不宜过深。

高速级齿轮，浸油深度约为0.7个齿高，但不得小于10mm；

低速级齿轮，浸油深度按圆周速度而定，低速级圆周转速V=0.8～12 m/s，浸油深度约为1个齿高～1/6齿轮半径（但不小于10mm） 2） 滚动轴承的润滑

滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。减速器采用润滑油润滑，可直接用减速器油池内的润滑油进行润滑，润滑和冷却效果较好。

润滑方式 飞溅润滑

减速器中当浸油齿轮的圆周速度V <1.5～2m/s时，即可采用飞溅润滑。靠机体内油的飞溅直接润滑轴承或经济体剖分面上的油沟，沿油沟经轴承盖上的缺口进入轴承进行润滑。 2减速器的密封

减速器需要密封的部位很多，为了防止减速器内润滑剂泄出，防止灰尘、其他杂物和水分渗入，减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封，以保持良好的润滑条件和工作环境，使减速器达到预期的工作寿命。 密封类型的选择 1 伸出轴端的密封

在输入或输出轴的外伸处，为防止灰尘、水汽及其他杂质渗入，引起轴承急剧磨损或腐蚀，以及润滑油外漏，都要求在端盖轴孔内装密封件。 因为伸出轴颈圆周转速：

26

V2πd2n3.145550.680.146m/s5m/s

601000601000工作温度不超过90度，对于轴承盖中的透盖选择毡圈油封的方式进行密封，具体根据轴承盖处轴径查【2】表12-11选择。

高速轴的透盖毡圈为：毡圈 40 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡 低速轴的透盖毡圈为：毡圈 55 JB/ZQ4406-86 材料：半粗羊毛毡

十、箱体及附件的结构设计与选择

1减速器箱体的结构设计

箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位

置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。由【2】表4-1设计减速器的具体结构尺寸如下表： 名称 计算依据 计算过程 计算结果(mm) 箱座壁厚 0.025a38 10.02a38 1.5 1.51 2.5 0.025x269.56+3＝9.739 8 8 12 12 箱盖壁厚1 箱座凸缘厚度b 箱盖凸缘厚度0.02269.5638.391 1.5×8 1.5×8 b1 箱座底凸缘厚度b2 地脚螺栓直径0.036a+12 0.036269.56+ 12=21.70查【6】附表10 0.75×24=18 24 2.5×8 20 df 地脚螺钉数目n 轴承旁联接螺栓直径d1 a<250～500时，n=6 6 20 0.75df

27

箱盖与箱座联接螺栓直径d2 联接螺栓d2的间距l 轴承端盖螺钉直径d3 窥视孔盖螺钉直径d4 定位销直径d 0.5~0.6df 查[3]表3P26 0.5x24=12 12 150～200 160 10 (0.4-0.5)df d3＝0.4x24=9.6 0.4x24=9.6 （0.3～0.4）df 10 0.7~0.8d2 查【2】表4－2 （0.7～0.8）×12=8.4～9.6 10 34 26 18 34 18 df、d1、d2至外箱壁距离C1 df、d2至凸缘边缘距离C2 轴承旁凸台半径R1 凸台高度h 查【2】表4－2 C2 作图得到 R1＝18 h=54 58 10 1.2×8=9.6 轴承座宽度B1 C1C2(5~10) 大齿轮顶圆与内箱壁距离1 齿轮端面与内箱壁距离2 箱盖、箱昨筋厚≥ ≥1.2 10 m10.851 0.85×8 m1、m 轴承端盖外径6.8 6.8 90 90 150 90 90 130 m0.85 D(5~5.5)d3;D轴承外径 40+5×10=90 40+5×10=90 100+5×10=150 D2 轴承旁联接螺栓距离S

SD2

28

2减速度器的附件

为了保证减速器正常工作和具备完善的性能，如检查传动件的啮合情况、注油、排油、通气和便于安装、吊运等。减速器箱体上常设置某些必要的装置和零件，这些装置和零件及箱体上相应的局部结构统称为附件。 1）.窥视孔和视孔盖

窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。 2）.通气器

减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内、外气压平衡，以免润滑油沿箱体接合面、轴伸处及其它缝隙渗漏出来。由【2】表12－20，选M18x1.5.结构图如下。

3）轴承盖

轴承盖用于对轴承部件进行轴向固定，承受轴向载荷，调整轴承间隙，并起到密封作用。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。凸缘式端盖调整轴承间隙比较方便，封闭性能好，用螺钉固定在箱体上，用得较多，但外缘尺寸较大；嵌入式端盖结构简单，外径尺寸小重量轻，不需用螺钉，依靠凸起部分嵌入轴承座相应的槽中，可以使外伸轴的伸出长度缩短，有利于提高轴的强度和刚度。但密封性较差，易漏油，而且调整轴承间隙比较麻烦，需打开箱盖，主要用于要求重量轻、结构紧凑的场合。

根据轴是否穿过端盖，轴承盖又分为透盖和闷盖两种。透盖有孔，轴的外伸端穿过此孔伸出箱体，穿过处需有密封装置。闷盖无孔，用在轴的非外伸端。

通过对轴及轴承盖的设计得出数据，设计轴承盖：

29

内径为40的轴承 内径为65的轴承 d3=8 d5=77 D0D2.5d3=97 d0=9 d3=8 d0=9 D=100 D0D2.5d3=120 D2D02.5d3=117 D5D03d373 D4=D-(10-15)=68 b=5 h=5 e=(1～1.2)d3=9 D2D02.5d3=140 D5D03d396 D4=D-10=90 b=5 h=5 e=1.2d3=9.6

4）.定位销

为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时候的位置精度，箱盖与箱座需用两个圆锥销定位。定位削孔是在减速器箱盖与箱座用螺栓联接紧固后，镗削轴承座孔之前加工的。由【2】表10-28，选圆锥销GB117——86 B10x30。

5）.油面指示装置

为指示减速器内油面的高度是否符合要求，以便保持箱内正常的油量，在减速器箱体上设置油面指示装置，由【2】表12-9，选油标M12。其结构形式

30

6）.放油孔和螺塞

放油孔应设置在箱座内底面最低处，能将污油放尽。在油孔附近应做成凹坑，以便为了更换减速器箱体内的污油聚集而排尽。平时，排油孔用油塞堵住，并用封油圈以加强密封。螺塞直径可按减速器箱座壁厚2或2.5倍选取。

7）.起盖螺钉

减速器在安装时，为了加强密封效果，防止润滑油从箱体剖分面处渗漏，通常在剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开。为了便于开启箱盖，设置起盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。

8）.起吊装置

起吊装置有吊环螺钉、吊耳、吊钩等，供搬运减速器之用。吊环螺钉（或吊耳）设在箱盖上，通常用于吊运箱盖，也用于吊运轻型减速器；吊钩铸在箱座两端的凸缘下面，用于吊运整台减速器。

31

参考文献

【1】 邱宣怀，郭可谦等主编.《机械设计》，第四版. 高等教育出版社，2011年12月 【2】 王大康，卢颂峰主编，《机械设计课程设计》。 北京工业大学出版社，2000年2月 【3】 龚桂义主编：《机械设计课程设计指导书》。 高等教育出版社，１９９１ 【4】 哈尔滨工业大学龚桂义主编：《机械零件设计图册》。 高等教育出版社，１９８１ 【5】 《机械设计手册》联合编写组：《机械设计手册》（上、中）， 化学工业出版社， １９８５ 【6】 何铭新，钱可强主编，《机械制图》。 高等教育出版社，2009年5月

32

33

34

箱座

35

齿轮

36