《齿轮减速器设计》doc版.doc

毕 业 设 计 （说 明 书） 题 目： 齿轮减速器设计 姓 名： X X 学 号： 20122000566 平顶山工业职业技术学院 2015 年 5 月 25 日 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 摘摘 要要 减速器（又称减速机、减速箱）是一台独立的传动装置，它由密闭的箱体、互相 啮合的一对或几对齿轮、传动轴及轴承等组成。常安装在电动机（或其他原动机）与 工作机之间。作为一种重要的动力传递装置，在机械化生产中起着不可替代的作用。 减速器主要运用齿轮传动装置而实现运作。 本设计简述了带式输送机的动力传递装置二级直齿圆柱齿轮减速器的设计过程。 主要包括传动方案设计、电动机的选择、V 带设计选择、 ，齿轮传动设计及轴的设计选 择和校核等。其间设计过程多次运用 CAXA、CAD 软件设计绘制减速器装配图零件图来 优化完整本设计，最终实现减速器的运动仿真并完成减速器的模拟设计。 关键词：关键词：减速器、传动装置、齿轮传动 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 目目 录录 摘 要V 目 录VI 第 1 章 绪 论.1 1.1 设计任务书1 1.2 工作条件：1 1.3 原始数据2 1.4 设计内容2 1.5 设计任务2 1.6 设计进度2 1.7 传动方案的拟定2 第 2 章 电动机的选择及计算.3 2.1 电动机类型的选择：3 2.2 选择电动机容量：3 2.3 选择电动机的转速4 2.4 计算传动装置总传动比和分配各级传动比4 2.5 计算传动装置的运动和动力参数4 2.6 各轴转矩5 第 3 章 传动零件 V 带的设计计算.7 3.1 确定计算功率7 3.2 选择 V 带的型号7 3.3 确定带轮的基准直径 dd1 dd2.7 3.4 验算 V 带的速度7 3.5 确定 V 带的基准长度 Ld 和实际中心距 a.7 3.6 校验小带轮包角 1.8 3.7 确定 V 带根数 Z.8 3.8 求初拉力 F0 及带轮轴的压力 FQ.9 3.9 设计结果9 第 4 章 齿轮传动的设计计算.10 4.1 高速级齿轮传动设计10 4.2 低速级齿轮的设计12 第 5 章 轴的设计.16 5.1 轴（输入轴）的设计16 5.2 轴的设计21 5.3 轴（输出轴）的设计27 第 6 章 键的选择.33 第 7 章 联轴器的选择.34 第 8 章 减速器箱体设计.35 第 9 章 润滑油及密封.36 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 总 结.37 致 谢.38 参考文献.39 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 1 页 第第 1 1 章章 绪绪 论论 由于减速器是当今世界上最常用的传动装置，所以世界各国都不断的在改进它， 寻求新的突破，降低其成本，提高其效率，扩大其应用范围。为了更好的适应现代市 场的需求，就必须运用计算机辅助设计技术解决过去计算繁琐，绘图工作量大及工作 效率低，速度慢的问题。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效 率以及使用寿命长的方向发展。运用 PROE、CAXA、AUTOCAD 等软件实现了二维、三维 绘图，通过这些软件的三维设计功能优化设计方案，实现减速器的运动仿真并完成减 速器的模拟设计，使其布局更合理，便于对生产进行严格的分工与科学管理，实现机 械化和自动化生产。 1.1 设计任务书 总体布置简图 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 图 1-1 总体布置简图 1.2 工作条件： （每年工作 300 天） ，两班制，连续单向运动，带式运输机工作平稳，空载启动， 使用期五年，小批量生产，运输带允许误差+-5%。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 2 页 1.3 原始数据 运输带工作转矩为：500Nm 1.4 设计内容 1）电动机的选择与运动参数计算 2）传动装置的设计计算 3）轴的设计 4）滚动轴承的选择与校核 5）键的选择和校核 6）联轴器的选择 7）装配图、零件图的绘制 8）编写设计计算说明书 1.5 设计任务 1）减速器总装配图一张 2）低速轴、闷盖零件图各一张 3）设计说明书一份 1.6 设计进度 1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算 2）第二阶段：轴与轴系零件的设计 3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制 4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 1.7 传动方案的拟定 由设计任务书知传动类型为：二级直齿轮圆柱减速器。本传动机构的特点是： 1）齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。 2）考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 3 页 第第 2 2 章章 电动机的选择及计算电动机的选择及计算 2.1 电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 2.2 选择电动机容量： 1）工作机所需功率 Pw Pw=FV/1000=22222/1000=4.4 kw (2.1) nw=601000V/D=84.9r/min 2）电动机输出功率 Pd 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为: Pd=Pw/ (2.2) 试中 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 a=1233245 (2.3) 0.950.9530.9620.970.98 0.783； 1为 V 带的效率, 2为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率，4为第三 对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度,闭式传动，圆柱齿 轮)。 电动机的输出功率为: Pd=Pw / (2.4) =4.4/0.775 =5.68kw 3）确定电动机的额定功率 P6d 选定电动机的额定功率 P6d=7.5kw 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 4 页 2.3 选择电动机的转速 nw=84.9r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i124，二级圆柱直齿轮 减速器传动比 i2840，则总传动比合理范围为 ia16160，电动机转速的可选范 围为 ndian（16160）84.91358.413584r/min。 由于 V 带的传动比 i1=24 级，二级圆柱轮减速器传动比 i2=16160 则总传动比 合理范围为 ia16160, 电动机转速的可选范围为 ndian（16160） 84.91358.413584r/min 由以上数据查机械电子手册所选定电动机型号为： Y2-132M-4 PW=7.5KW n满=1440r/min 2.4 计算传动装置总传动比和分配各级传动比 1）传动装置总传动比 i=nm/nw=1440/84.9 (2.5) =16.69 2）分配各级传动比 ii0i1 (2.6) 式中 i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i02.1，则减速器传动比为 i1i/i016.69/2.37.37,根据各原则，查图得高速级传动比为 i13.24，则 i2i/i12.25，由机械手册查得传动比合理。 2.5 计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速 减速器高速级轴为，中速轴，低速级轴为，滚筒轴为轴，则： nInm/i01440/2.1685.7r/min nIInI/i1685.7/3.24211.6r/min 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 5 页 nIII nII/ i2211.6/2.25=90.0 r/min nIV=nII=90.0 r/min 2）按电动机额定功率 P6d计算各轴输入功率 PIP6d17.50.957.125kW PIIPI237.1250.980.966.7kW PIIIPII236.70.980.966.3kW PIVPIII24=6.30.980.975.99kW 则各轴的输出功率： PIPI0.95=6.77 kW PIIPII0.98=6.57 kW PIIIPIII0.96=6.04kW PIVPIV0.97=5.81kW 2.6 各轴转矩 TI=9550PI/nI=95506.77/658.7N m TII=9550PII/nII=95506.57/211.6 N m =296.52 N m TIII=9550PIII/nIII=95506.3/90.0 N m =668.5 N m TIV=9550PIV/nIV=95505.99/90.0 N m =635.6 N m 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 6 页 运动和动力参数结果如下表 2-1 表 2-1 运动和动力参数结果 功率 P KW转矩 T Nm转速 r/min轴名 输入输出输出 电动机轴 7.549.741440 1 轴 7.1256.7798.15685.7 2 轴 6.76.57296.52211.6 3 轴 6.36.04668.590.0 4 轴 5.995.81635.690.0 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 7 页 第第 3 3 章章 传动零件传动零件 V V 带的设计计算带的设计计算 3.1 确定计算功率 Pc=KAP额=1.27.5=9kw （3.1） 3.2 选择 V 带的型号 由 PC 的值和主动轮转速，由此选取 A 型普通 V 带 3.3 确定带轮的基准直径 dd1 dd2 由表 选取 dd1120mm ，且 dd1120mmdmin112mm 大带轮基准直径为: dd2dd1nmn1 =1201440685.7196.75mm 参考机械设计手册选取标准值 dd2200mm 则实际传动比 i， idd2dd12001201.67 主动轮的转速误差率在5内为允许值 3.4 验算 V 带的速度 Vdd1nm601000 3.141201440/60000 9.04ms 在 525 ms 范围内 3.5 确定 V 带的基准长度 Ld和实际中心距 a 按结构设计要求初定中心距 0.7dd1dd2）a 2dd1dd2 （3.2） 0.7320a2320 224a640 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 8 页 一般取a0=（11.2）d2=200240 所以初定中心距 a0=220mm L02a0dd1dd22dd2dd124a0 2220（120+200）2（200-120）24220 =949.67mm 由机械设计基础课本表 7-11 选取基准长度 Ld900mm 实际中心距 a 为 aa0LdL02 （3.3） 276+900949.672 251.165mm 3.6 校验小带轮包角 1 180dd2dd1a 57.3 （3.4） 180230100233.3 57.3 161.75120 所以符合要求 3.7 确定 V 带根数 Z 由机械设计基础课本表 7-4 表选取单根 V 带功率 P02.1kw 由机械设计基础课本表 7-4 表选取修正功率 P00.17kw 由机械设计基础课本表 7-12 表选取修正系数 Ka0.95 由机械设计基础课本表 7-11 选取长度因数 KL0.87 ZPcP0 PcP0P0Ka KL4.79 （3.5） 圆整得 Z=5 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 9 页 3.8 求初拉力 F0及带轮轴的压力 FQ 查机械设计基础表 7-1 表取得 q0.10kgm F0500Pd2.5Ka1zVqV2171.2N 轴上压力 FQ 为 FQ2F0zsin(161.752) （3.6） 2171.25sin(161.752) 1677.76N 3.9 设计结果 选用 5 根 A1120GBT115441997 的 V 带中心距 251.165mm 轴上压力 1677.76N 带轮直径 200mm 和 120mm 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 10 页 第第 4 4 章章 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 4.1 高速级齿轮传动设计 1）选择齿轮材料、确定许用应力 查机械设计基础67 页表 5-4，可知：高速级小齿轮选用 45#钢调质，齿面硬度 为 220HBS；大齿轮选用 45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为 200HBS。查机械 设计基础72 页图 5-20、73 页图 5-21，分别可知： 表 4-1 高速齿轮弯曲接触疲劳极限 高速 类 别 接触疲劳极限弯曲疲劳极限 1 小 齿 轮 QHlim1=550MPaQFlim1=200MPa 2 大 齿 轮 QHlim1=540MPaQFlim1=190MPa 由机械设计基础71 页表 5-6 查得： SH=1.1,SF=1.4 故许用接触应力为 QH1= QHlim1/SH=550/1.1=500MPa QH2= QHlim2/SH=540/1.1=490.9 MPa 许用弯曲应力 QF1=QFlim1/SF=200/1.4=142.8 MPa QF2= QFlim2/SF=190/1.4=135.7 MPa 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 11 页 2）按接触强度设计 计算中心距 3 1 2 335 1 u KT H ua a （4.1） 取；QH= QH2=490.9 MPa 高速级小轮转矩 T1； T1=9.551067.1/685.7=98.9Nm （4.2） 取齿宽系数 ig=u=3.24 由于原动机为电动机，平稳轻微冲击，支撑不对称布置，故选 8 级精度， 机械设计基础69 页表 5-5 查得： 选 K=1.1 6.1143 24 . 3 4 . 0 9890001 . 1 ) .9490 335 () 124 . 3 ( 2 3 a （4.3） 初算中心距 ac=143.16mm 3) 确定基本参数，计算主要尺寸 （1）选择齿数：取 Z1=30，则 Z2=uZ1=3.24,取 Z2=98 注：实际传动比 i实 =Z2/Z1=3.27，传动比误差：t=3.37-3.24/.24=100 （2）确定模数： 由公式 a=m（Z1+Z2/2）可得 m=2.25，查表取 m1=2.5 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 12 页 （3）确定中心距：a=m(Z1+Z2)/2=2.5（30+98/2）=160mm （4）计算齿宽：b=Qaa=0.4160=64mm，取 b1=67mm，b2=61mm。 （5）两轮的分度圆直径：d1=Z1m=75mm，d2=Z2m245mm 校核弯曲强度： QF1=2KT1YFS1/bm2Z1，QF2=2KT2YFS2/bm2Z2 由机械设计基础71 页图 5-19 查得：YFS1=4.1,YFS2=3.8 代入上式得： QF1=21.12.71034.2/733228=135.6MPaQF1=142.08MPa QF2=21.12.71033.8/733228=122.7MPaQF2=142.8MPa 弯曲强度满足。 4.2 低速级齿轮的设计 1）选择齿轮材料、确定许用应力 查吉林大学出版社出版的机械设计基础67 页表 5-4，可知： 低速级小齿轮选用 45#钢，软齿面渐开线直齿轮，调质热处理，齿面硬度为 230HBS；大齿轮选用 45#钢，软齿面，正火热处理，齿面硬度为 200HBS。 查吉林大学出版社出版的机械设计基础72 页图 5-20、73 页图 5-21，分别可 知： 表 4-2 低速齿轮接触疲劳强度极限 低速 类别接触疲劳极限弯曲疲劳极限 3 小 齿 轮QHlim3=550MPaQFlim3=190MPa 4 大 齿 轮QHlim4=530MPaQFlim4=180MPa 由吉林大学出版社出版的机械设计基础71 页表 5-6 查得： SH=1.0,SF=1.3 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 13 页 故 许用接触应力 QH3= Qhlim3/SH=550/1.0=550Mpa QH4= Qhlim4/SH=540/1.0=540 MPa 许用弯曲应力 QF3=Qflim3/SF=190/1.3=146.15 MPa QF4= Qflim4/SF=180/1.3=138.46 MPa 按接触强度设计计算中心距 3 2 2 335 1 u KT H ua a （4.4） 取；QH= QH4=540 MPa 低速级小轮转矩 T2 T2=9.551066.7/211.6=3.03105mm 取齿宽系数 id=u=2.25 由于原动机为电动机，平稳微冲击支持不对称布置，故选级 7 精度 由机械设计基础69 页表 5-5 选 1 . 1K 。将以上数据代入得 mma170 2524 . 0 103.031 . 1 540 335 15.22 3 5 2 。 初算中心距 ac=170mm 2）确定基本参数，计算主要尺寸 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 14 页 （1）选择齿数：取 Z3=27，则 Z4=Uz3=2.2527=60.75,取 Z4=61。 （2）确定模数：由公式 a=（Z3+Z4/2）可得 m=3.86,（在此取 a=ac=170） 。由吉林 大学出版社出版的机械设计基础57 页表 5-1 查得标准模数，取 m2=4 （3）确定中心距：a=(Z3+Z4/2)=4(27+61/2)=176mm （4）计算齿宽：b=Qaa=0.4176=71mm，取 B3=67mm，b4=75mm （5）两轮的分度圆直径：d3=Z3m=108mm，d4=Z4m=224mm （6）校核弯曲强度：QF3=2KT2YFS3/bm2Z3，QF2=2KT2YFS4/bm2Z3 由吉林大学出版社出版的机械设计基础71 页图 5-19 查得：YFS3=4.2,YFS4=4.0 代入上式 QF3=21.13.031054.2/714227=91.27MPaQF3 QF4=21.13.031054.0/714227=86.9MPaQF4 弯曲强度满足。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 15 页 表 4-3 齿轮的参数表 高速级低速级 齿数 Z1=30 Z2=98Z3=27 Z4=61 模数 m1=3m2=4 压力角 20 齿顶高系数 1 * a h 顶隙系数 25 . 0 * c 齿距 42 . 9 14 . 3 3 11 m56.12 22 m 分度圆直径 mmd75 1 mm mmd245 2 mmd108 3 mmd224 4 齿宽 mmbmmb61,67 21 mmb67 3 mmb75 4 中心距 mma160 1 mma176 2 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 16 页 第第 5 5 章章 轴的设计轴的设计 5.1 轴（输入轴）的设计 1）初定 I 轴的最小直径 选定 I 轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计手册查得：A=120(以下轴均 取此值) 初步确定轴的最小端直径 8.25 7.685 125.7 120 3 3 1 1 min n p Ad 考虑到轴端有键槽，轴径应增大 0 0 0 0 54 ,取 d1=26 2）轴上零件的定位、固定和装配 二级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮左侧 由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承分别以轴 肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。 大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴段 1： 已知轴的最小端直径 d1=26,查机械设计手册可知：15N/15J 型轮槽的带轮总 宽度宽度 lmin=fmin8 初定轴段 1 长度 l1=130 因为 h=(0.070.1)d，所以无特殊说明以下各轴段轴肩均按 5mm 扩大。 注：轴的直径应按 2h 扩大。 轴段 2： 轴段 2 处为安装轴承端盖的位置，为满足带轮轴向定位要求，轴段右端需为轴 肩，故取轴段 2 的直径 d2=31 取 l2=30mm。 轴段 3： 轴段 3 处安装轴承，因为轴承内径要与轴段 3 直径保持一致且轴段 2 右端有一轴 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 16 页 肩， 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 17 页 查机械设计手册选型号为 6009 的滚动轴承，基本几何尺寸为 dDB=457516，基本额定动载荷 Cr=21，基本额定静载荷 Cor=14.8,da =51mm,da=69 ,故，取到 d3=41，i3=B=16 轴段 4： 因为 6009 型轴 d3=41，取 d4=51mm，考虑到低速级小齿轮 3 的齿宽 b3=67 高 速轴大齿轮与低速轴小齿轮间应留有一定空间，齿轮左端面应与箱体留有一定的 空间，则取 l4=80。 轴段 5： 齿轮左端用轴肩固定，则：取 d5=61,l5=1.4h ,取 l5=10mm 轴段 6： 轴段 6 上安装齿轮，初定 d6=d4=51，齿轮右端采用套筒固定，为使套筒端面 顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 6 的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相 同,已知齿宽 b1=67,故取 l6=65。 轴段 7： 轴段 7 与轴段 3 为安装轴承位置，故 d3=d7=41，l3=l7=16 5-1 I 轴各轴段长度直径数据 1234567 直径 d/mm 26314151615141 长度 l/mm 130301680106516 4）轴的简易结构布置图如下： 轴段 1 轴段 2 轴段 3 轴段 4 轴段 5 轴段 6 轴段 7 图 5-1 轴 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 18 页 5）I 轴的受力分析及弯矩、扭矩计算 图 5-2 I 轴的受力分析 取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则： （1）求作用在齿轮上的力 N d T F I I t 2613 75 108.9022 5 （5.1） mm ll mm l ll l L mm l llL .540 2 L .5130 22 ,168 2 76 3 6 54 3 2 3 211 式中 I T 高速轴输入转矩； I d 高速轴上小齿轮 1 的分度圆直径。 NFF t 6.1947 0cos 20tan 2631 cos tan 0 0 r 式中，直齿轮压力角 0 20 ，直齿轮的螺旋角 0 0 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 19 页 003161tan ta FF (5.2) （2）计算支承反力 根据平面平行方程式可求： 在水平面（H 面）上： N LL LF F t AH 623 .540.5130 .5402631 32 3 (5.3) NFFF AHtBH 20086232631 在垂直面(V 面)上： N LL LF FM r AVB 224 .540.5130 .5406.1947 , 0 32 3 NFFF AVrBV 7232246.1947 总支承力： NFFF AVAHA 66250176388129 22 NFFF BVBHB 21345227294032064 22 （3）计算弯矩 水平面(H 面)弯矩： mNmmNLFM AHAH .94.94351.5130723 2 mNNLFM BHBH .81mm.81324.5402008 3 垂直面(V 面)弯矩： mNmmNLFM AVAV .29.29232.5130224 2 mNmmNLFM BVBV .29.29281.540723 3 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 20 页 合成弯矩： mNmmNMMM AVAHA .97.75662192923294351 22 22 mNmmNMMM BVBHB .967964342928181324 22 22 （4）计算扭矩： mNTT I 998 6）作受力、弯矩、扭矩图 图 5-3 轴受力、弯矩、扭矩图 7）按弯、扭合成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，C 处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故 c 截面 为危险截面，因为 Ma=Mb；校核哪一侧结果相同，在此以 MB为主。当量转矩： 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 21 页 2 1 2 e TMM B 若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数 6 . 0 ，带入上式可得 mNTMM Be .113.9986 . 096 2 2 2 1 2 轴的强度条件： b ee e d M W M 1 3 1 . 0 （5.4） 式中，W轴的抗弯截面系数，mm3；d该轴段的直径； b1 轴的需用弯曲应 力； 因为轴的材料为 45优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版的机械设 计基础164 页表 9-1、171 页表 9-3 查得： 2 /650mmN b ， mpa b 65 1 ，则 b ee d M W M 1 3 3 3 e 52 651 . 0 1013 . 1 1 . 0 满足！ 计算危险截面处轴的直径 mm M d b e 9 . 25 651 . 0 10113 1 . 0 3 3 3 1 （5.5） 由 d6=51mm25.9mm 可知：I 轴设计合格。 5.2 轴的设计 1）选择轴的材料 选定 II 轴的材料为 45 钢，调质处理。由机械设计手册第四版第二卷表 6-1- 19 查得：A=115(以下轴均取此值) 2）初步确定轴的最小端直径 mm n P Ad36 .6211 7 . 6 115 3 3 min （5.6） 考虑到轴端有键槽，轴径应增大 45，取 mmd47 1 ； 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 21 页 3）轴上零件的定位、固定和装配 二级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮左侧 由 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 22 页 轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承分别以 轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。 大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 轴段 1： 轴段 1 为安装轴承位置，因为 d1=37mm，查机械工程师电子手册初选型号为 6008 的滚动轴承，基本几何尺寸为 dDB=406815，基本额定动载荷 Cr=17KN， 基本额定静载荷 Cor=11.8KN, ,da=46mmDa=62mm,所以，取 l1=15mm； 轴段 2： 因为轴肩 h=(0.070.1)d，所以无特殊说明以下各轴段直径均按 5mm 扩大，直径扩 大 2h。故，取 d2=42，齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,轴段 2 的长度 2 l 应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b2=61mm，故，取 l2=60mm。 轴段 3： D3=42,取 l3=10mm; 轴段 4： 轴段 4 为安装低速级小齿轮 3 的位置，齿轮 3 右端用轴肩固定，左端用套筒固定。 取 D4=d2=42,为使套筒端面在齿轮 3 的右端面上，即靠紧,轴段 4 的长度 4 l 应比齿轮毂 长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 b3=67mm，故，取 l4=70mm。 轴段 5： 轴段 5 为安装另一轴承的位置，故 d5=d1=37mm，l5=l1=15mm 表 5-2 II 轴各轴段长度直径数据 12345 直径 d/mm 3742524237 长度 l/mm 1560107015 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 23 页 II 轴的简易结构布置图如下： 轴段 5 轴段 4 轴段 3 轴段 2 轴段 1 图 5-4 II 轴的简易结构布置 （2）II 轴的受力分析及弯矩、扭矩计算 II 轴的受力分析图如下： 图 5-5 II 轴的受力分析 mm ll Lmm l l l Lmm ll L40 2 ,75 22 , 5 . 37 2 43 3 4 3 2 2 21 1 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 24 页 （3）求作用在齿轮上的力 高速大齿轮 2： N d T F II t 2473 245 1003 . 3 22 5 2 2 （5.7） 式中 II T 是 II 轴输入转矩； II d 是 II 轴上大齿轮 2 的分度圆直径。 NFF t 900 0cos 20tan 2473 cos tan 0 0 2r2 （5.8） 直齿轮压力角 0 20 ，直齿轮的螺旋角 0 0 0tan 22 ta FF （5.9） 低速级小齿轮 3： N d T F II t 5611 108 1003 . 3 22 5 3 3 NFF t 2042 0cos 20tan 5611 cos tan 0 0 3r3 0tan 33 ta FF （4）计算支承反力: 根据平面平行力系平衡方程可求： 在水平面（H 面）上： N LLL LLFLF FAH4879 4075.537 1155611402473)( 321 32332 3205487956112473F 32B AHH FFF 在垂直面（V 面）上： N LLL LFL FM AVB 1776 )L(F , 0 321 32332 （5.10） NFFF AVBV 1116F 32 总支承反力： 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 24 页 5019 22 A AVAH FFF 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 25 页 3394 22 BVBHB FFF （5）计算弯矩： 在水平面(H 面)上： 齿轮 3 处： mLFAH H N183.5374879M 13 齿轮 2 处： mNLFBH H 128403205M 32 在垂直面（V 面）上： 齿轮 2 处： mNLFM BVV 45401116 32 齿轮 3 处： mNLFM AVV 67 5 . 371776 13 合成弯矩： mMMM VH N136 2 2 2 22 mNMMM VH 195 2 3 2 33 （6）计算转矩： mmN1003 . 3 5 TT （7）作受力、弯矩、扭矩图 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 26 页 图 5-6 II 轴受力、弯矩、扭矩图 （4）按弯、扭合成应力校核轴的强度 22 3eII TMM 若轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数 6 . 0 ，带入上式可得 mNTMM IIe .2673036 . 0195 2 2 22 3 因为轴的材料为 45优质碳素钢，调质处理。由机械设计基础164 页表 9-1 171 页表 9-3 查得： 2 /650mmN b ， mpa b 60 1 ， 计算危险截面处轴的直径 mm .435 1 . 0 3 1 b e M d (5.11) 由 mmmm 4 . 3542d4 可知：II 轴设计合格。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 27 页 5.3 轴（输出轴）的设计 1）选择轴的材料 选定 III 轴的材料为 45 钢，调质处理 2）初步确定 III 轴的最小端直径 由机械设计手册第四版第二卷表 6-1-19 查得 A=115(以下轴均取此值) mm n P Ad III III III .347 90 3 . 6 115 3 3 min (5.12) 初定，d1=47mm； 3）轴上零件的定位、固定和装配 双级减速器中可将高速齿轮安排在箱体右侧，相对于轴承不对称分布，齿轮 左侧由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。轴承 分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实 现轴向定位。大带轮、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 轴段 1： 因为轴段 1 处为安装轴承位置，轴段 1 的直径应与轴承内径保持一致且实现 过盈配；查机械工程师电子手册初选型号为 6010 的滚动轴承，基本几何尺 寸为 dDB508016，基本额定动载荷 Cr=22，基本额定静 Cor=16.2,Da=74 取；d1=d=50,l1=b=16 轴段 2： 轴段 2 为安装低速级大齿轮 4 的位置，因为轴肩 h=(0.070.1)d，所以无特 殊说明以下各轴段直径均按 5mm 扩大，直径扩大 2h,故 d2=57，取齿轮左端用套 筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 2 的长度 2 l 应比齿轮毂长 略短,若毂长与齿宽相同,已知低速级大齿轮 4 的齿宽 b4=75mm，故取 l2=70； 轴段 3： 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 28 页 因为轴段 2 右端应设一轴肩用来固定齿轮 4 的轴向运动，故取轴段 3 处直径 d3=67,l3=1.4,h=9.38,取 l3=10 轴段 4： 取 d4=d2=57;因为高速级大齿轮 2 的齿宽 b2=61;安装轴承时为了避免轴承与齿轮 2 碰撞且该轴承与箱体应留有一定空间，故，取 l4=65; 轴段 5： 轴段 5 为安装另一轴承的位置，故取 d5=d1=47,l5=l1=16 轴段 6： 轴段 6 处为安装轴承端盖位置，轴段 6 左端应为轴肩，故，d6=37,l6=30 在此 6 l与 I 轴的轴段 2 的长度保持一致。 轴段 7： 轴段 7 为安装联轴器的位置，为满足联轴器的轴向固定，轴承 7 左端应设一轴肩， 故取 d7=27 初定 l7=110。 表 5-3 III 轴各轴段长度直径数据 1234567 直径 d/mm 47576757473727 长度 l/mm 167010651630110 5）III 轴的简易结构布置图如下： 图 5-7 III 轴的简易结构布置图 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 29 页 6）III 轴的受力分析及弯矩、扭矩计算 III 轴的受力分析图如下： 图 5-8 轴的受力分析 取齿轮齿宽的中间、轴承宽中点为受力点，则： mmll l mm l ll l L mm ll L 148 2 L 118 22 ,43 2 76 5 3 5 43 2 2 21 1 7）求作用在齿轮上的力 N d T F IV III t 5954 224 10685 . 6 22 5 NFF t 2167 0cos 20tan 5954 cos tan 0 0 r 003161tan ta FF 8）计算支承反力 在水平面（H 面）上： N LL LF F t AH 4364 11843 1185954 21 2 NFFF AHtBH 159043645954 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 30 页 在垂直面(V 面)上： N LL LF FM r AVB 1588 11843 1182167 , 0 21 2 (5.13) NFFF AVrBV 60915582167 总支承力： NFFF AVAHA 464415884364 22 22 NFFF BVBHB22 22 9）计算弯矩 水平面(H 面)弯矩： mNmmNLFM AHAH .188.187652434364 1 mNmmNLFM BHBH .188.1876201181590 2 垂直面(V 面)弯矩： mNmmNLFM AVAV .68.68284431588 1 mNmmNLFM BVBV .72.71862118609 2 合成弯矩： mNmmNMMM AVAHA .200.19968968284187652 22 22 mNmmNMMM BVBHB .200.20091171862187620 22 22 10）计算扭矩： mNTT III 5668 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 31 页 (1)作受力、弯矩、扭矩图 图 轴受力、弯矩、扭矩 (2)按弯、扭合 成应力校核轴的强度 由合成弯矩图和转矩图知，C 处承受最大弯矩和扭矩，并且有应力集中，故 c 截面 为危险截面，因为 BA MM ；校核哪一侧结果相同，在此以 B M 为主。当量转矩： 22 eIIIB TMM (5.14) 若认为轴的扭切应力是脉冲循环变应力，取校正系数 6 . 0 ，带入上式可得 mNTMM IIIBe .448.56686 . 0200 2 2 22 (5.15) 因为轴的材料为 45优质碳素钢，调质处理。由吉林大学出版社出版的机械设 计 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 32 页 基础164 页表 9-1、171 页表 9-3 查得： 2 /650mmN b ，mpa b 60 1 (3)计算危险截面处轴的直径 mm M d b e 42 601 . 0 10448 1 . 0 3 3 3 1 (5.16) 由mm57 2 d42mm 可知：III 轴设计合格。 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 33 页 第第 6 6 章章 键的选择键的选择 由机械手册查得，选用 A 型普通平键 表 6-1 键的选择 轴轴径（mm）键宽（mm）键高（mm）键长（mm） 高速小齿轮 518740 大齿轮 4212850 中间 小齿轮 4212840 联轴器 278780 低速 大齿轮 57161040 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 34 页 第第 7 7 章章 联轴器的选择联轴器的选择 低速轴和滚筒轴用联轴器连接，由题意选 LT 型弹性柱销联轴器，由机械手册 查得 HL3 联轴器 表 7-1 联轴器的选择 型号 公称扭矩 （Nm） 许用转速 （rmin） 轴径（mm） 轴孔长度 （mm） D（mm） HL231556002762120 平顶山工业职业技术学院毕业设计说明书 第 35 页 第第 8 8 章章 减速器箱体设计减速器箱体设计 箱体尺寸: 机座壁厚 mm10 机盖壁厚 mm10 1 机座凸缘厚度 mmb15 机盖凸缘厚度 m