二级减速器设计说明书

1、沈阳工业大学本科生毕业设计（论文）二级减速器设计学 院：继续教育学院专 业 班 级：学 号：学 生 姓 名： 指 导 教 师： 2016 年 10月摘要 减速器具有传递效率较高，传动性能平稳，零件结构紧凑的良好特点，因此被广泛的应用于各种各样的机械设备上面，最为突出的就是在重载传动方面的贡献最为巨大。进入21世纪人们对于减速的各个方面提出了更多的要求，尤其是在重载，寿命，速度，噪音等方面。 减速器是国家的生产的和核心关键与用于许多的方面，尤其是在机械的传动方面，在这个行业的减速器有轮减速器、行星齿轮减速器及蜗杆减速器，而且还包括了一些传动装置，如有增速装置的减速器、有调速装置的减速器、还有柔性

2、传动装置的减速器在内的复合的传动装置等。产品的运用的方面在冶金方面、有色金属方面、煤炭方面、建筑建材方面、船利船舶方面、水利水电方面、电力电工方面、工程机械及石化方面等行业。 我国的减速器发展已经发展了将近50年了，在我国的各行各业都有所涉及，在我国的军工的方面也是比较多运用，食品安全方面、电力方面、建筑建材方面、冶金方面、水泥建筑方面、环保节能方面、电子电工方面、筑路修路方面、水利水电方面、化工放米娜、矿山方面、输送运输方面、橡胶树脂方面、石油石化方面等对于减速器的要求需求还是比较大的。本文的研究对象是最基础也是最为广泛的二级减速器，主要针对的有带传动和齿轮的传动设计和计算，轴、键等相关零件

3、的最优选择，以便达到各个零件之间的相互配合，使整个减速装置达到最优的效果。【关键词】：二级减速器、带传动、齿轮传动、轴、键 目录摘要1目录2第一章 引言11.1减速器的介绍11.2减速器的世界发展趋势11.3国内的减速器11.4国外的减速器2第二章 电动机的选择32.1电动机类型的选择 32.2电动机功率的选择32.3确定电动机的转速5第三章 计算总传动比及分配各级的传动比73.1总传动比73.2分配各级传动比7第四章 计算传动装置的传动和动力参数84.1电动机轴的计算84.2轴的计算(减速器高速轴)84.3轴的计算(减速器中间轴)84.4轴的计算(减速器低速轴)84.5轴的计算(卷

4、筒轴)9第五章 传动零件V带的设计计算105.1确定计算功率 105.2选择V带的型号105.3确定带轮的基准直径dd1 dd2105.4验算V带的速度 105.5确定a（实际中心距）和 V（带的基准长度Ld）115.7确定V带根数Z 115.8确定带的F0（最小初拉力）及FQ（带轮轴的压力）125.9在下表中记下传动带的设计计算结果。12第六章 二级减速器齿轮传动的设计计算136.1设计计算 高速级圆柱齿轮传动136.1.1材料及精度等级和齿数的最有选择136.2.齿面接触强度设计计算136.2.1确定公式内的各计算数值136.3按

5、齿根弯曲强度设计166.4几何尺寸计算196.5低速级减速齿轮设计206.5.1根据实际的要求齿轮类型、精度等级、材料及齿数206.5.2按齿面接触强度设计216.5.4按齿根弯曲强度设计246.5.5设计计算266.5.6几何尺寸计算276.6.1选择材料、热处理方式和公差等级286.6.2按齿面接触强度设计296.6.3计算：306.6.4按齿根弯曲强度计算326.6.5几何尺寸计算37第七章 轴的设计39 7.1初步估算轴的直径397.2根据实际的设计要求确定轴上零件的固定方式和位置 407.3高速轴的设计 407.3.1选择轴的材料及热处理 40

6、7.3.2按钮转强度估算直径417.4高速轴上轴承的选定计算437.2.中间轴的设计 437.2.1选择轴的材料及热处理447.2.2按钮转强度估算直径447.3低速轴的设计 457.3.1选择轴的材料及热处理457.3.2设计轴的直径及绘制草图 467.3.3按弯扭合成强度校核轴径 467.4减速轴的校核507.4.1减速轴上轴承选择计算517.5精确校核轴的疲劳强度537.6轴承的寿命计算617.6.1低速轴轴承寿命计算61第八章 滚动轴承的选择63第九章 键的选择649.1高速轴与联轴器键连接649.2中间轴上的键连接649.3与联轴器配合的键连接

7、65第十章 联轴器的选择67第十一章 减速器附件的选择6811.1箱体设计6811.2附件7011.2.1高速轴的附件7011.2.2中速轴的附件7111.2.3低速轴的附件74第十二章 齿轮的润滑79第十三章 滚动轴承的润滑80第十四章 润滑油的选择81第十五章 密封方法的选取82结  论83设计的优缺点84致  谢85参考文献86第一章 引言1.1减速器的介绍减速器是将匹配转速和传递转矩在原动机和执行机构之间进行作用的，减速器是以增加转矩和降低转速为目的一种相对精密的机械设备。减速器的分类有许多，可以按照传动级数分类，可以按照齿轮形状分类，也可以按照

8、传动的布置形式进行分类，其中可以分成单级和多级减速器，圆柱齿轮减速器，圆锥减速器，和圆柱圆锥减速器，展开式，风流式和同轴式减速器。减速器是一种在原动件和工作机之间减速由齿轮蜗杆传动、齿轮传动、蜗杆传动所组成封闭的传动装置 。其中运用最为广泛的就是原动件和执行机构之间的传递转矩作用。1.2减速器的世界发展趋势目前的机械发展在向小型化、高速化、低噪化、高效化、可靠化靠拢，主要反涨的国家又存在三足鼎立的态势，美国、日本、以及前苏联时期解散下来的各个国家。这些国家在机械方面，尤其是在重型机械的发展上，明显的领先于世界的各个国家的机械发站，中国在近现代一直钻研于减速器的发展但是还是有不小的差距，在重型机

9、械中减速器占有不可动摇的地位，减速器的只来能够直接关系到这个国家的机械的兴衰，并且在高尖端科技上有重要的作用。1.3国内的减速器2001年哈尔滨铁路局机务段用“摩圣”对普通的内燃机进行处理。在处理之前，齿轮的表面有明显的磨损和拉伤的痕迹，其中齿轮表面的拉伤程度为0.2毫米，但是经过“摩圣”处理以后齿轮的表面非常的光滑，表面的粗糙度早以前的相比变得小了许多，磨损的地方和拉伤的地方也变得非常光滑，降低了噪音，延长寿命。2012年南通振康公司经过四个月的艰苦研究，成功将“RV精密减速机”研究出来，已经开始在我国开始投入生产，并已经使用市场的价值会不断地上升。在其后的研究中获得了国家发明专利4项，而且

10、与世界上的相同项目上的数据相比还有不小的超越。 2014年武汉市精华减速机制造有限公司自主研究一种精密的减速器获得通过，意味着我国的减速器在世界的舞台上会有展露头脚的地步。该公司的产品主要有：X/B系列摆线针轮减速机（机架）、WB系列微型摆线针轮减速机、RV系列蜗轮蜗杆减速机、WC/WS/WX系列蜗轮减速机、R/F/K/S系列硬齿面齿轮减速机、ZDY/ZLY/ZSY系列硬齿面圆柱齿轮减速机、DBY/DCY系列圆锥圆柱硬齿面齿轮减速机、ZD/ZQ/ZL圆柱齿轮减速机、QSC系列垂直式三合一减速机、T系列螺旋锥齿轮减速机、HB系列大功率工业齿轮箱、NGW/P系列行星齿轮减速机、MB系列无级变速机、

11、调速电机以及各种非标减速机。1.4国外的减速器2000年7月乌克兰克利沃伊罗格矿山工业公司用“摩圣”对K-1-500减速机实施处理，减速器在最为开始的状态是：共轭齿轮传动减速器的齿轮的表面的磨损率达到了20%-70%，而且齿轮表面的麻点为70%-80%。又出齿轮的表面没有特殊的处理，没有坚固的材料覆盖，用普通的锉刀很容易就会在齿轮表面留下影响齿轮工作效率的划痕。经过不断地处理，在450个小时以后，共轭齿轮减速器的齿轮表面上的变得给您改为光滑了，表面的粗糙度也变小了不少，原来表面上的麻点也没有了，当再用锉刀进行处理的时候，会发现表面形成了一层坚固的不收利器影响的陶瓷层，只是在齿轮的表面由原来的最

12、初的齿轮尺寸增加了0.3毫米-1.01毫米，只要在制造的时候考虑到这些问题就可以避免的，减速机实施降幅达13.7%，对于减速器的性能有了比较大的提高。日本Harmonic Drive Systems Inc.（简称HDSI）所生产的Harmonic Drive组合型谐波减速器，具有了世界先进水平的技术，有小型轻量，高转矩容量，齿轮间没有侧隙等高性能的特点，被广泛的运用于精密的光学仪器，而且这家公司是整体运动控制减速器的领军企业。日本的纳博特斯克是世界上最大的精密摆线针轮减速机制造商，并生产高性能减速机、中空轴减速机以及单轴伺服执行器和控制器。生产的产品精度比较高，并且其高精度的减速器具有比较强

13、的扭矩，刚性，强度，抗冲击载荷的同时，还兼顾的有比较好的低回程间隙。第二章 电动机的选择  2.1电动机类型的选择  考虑实际的工作条件和根据现在国家的要求，一般选用的是Y型封闭笼型三相异步电机。 2.2电动机功率的选择 Pd=PW/w=Fv/(1000w) （ 其中：pd为电动机功率，pw为负载功率，wh为总效率。）总功率（电动机和工作机之间） w=12332456  1h为V带的效率,  2h为滚动轴承效率94.00.983=，（由图可知减速器只有3对轴承。卷筒的效率中包含的有滚筒动轴承效率)  3h为闭式齿轮传动效率0.9410

14、.972=，  4为联轴器的效率0.99=,  5h卷筒效率=0.96(支承轴承效率的损失也在其中，没有被抵消掉)则w=0.96³0.993³0.972³0.97³0.98³0.96 =0.82  Pd=Fv/(1000w)=2500³1.71000³0.82 =5.2kw因为电动机在工作的时候在和比较稳定，Pd只要稍微小于电动机的额电功率PW就可以了，选用额定功率的电机为7.5（按下表2-1 Y系列的电机数据）型号功率电流（A）电压（V）转速（r/min）效率（%）功率因数

15、堵转转矩/额定转矩堵转电流/额定电流最大转矩/额定转矩HPKWY160M1-2151121.8380293087.20.88272.2Y160M2-2201529.4380293088.20.88272.2Y160L-22518.535.53802930890.89272.2Y160M-4151122.63801460880.842.272.2Y160L-4201530.3380146088.50.852.272.2Y160M-6107.517380970860.7826.52Y160L-6151124.6380970870.7826.52Y160M-2302242.23802940890.8

16、9272.2表2-12.3确定电动机的转速  卷筒轴的工作转速为 w =60³1000³VD =60³1000³1.7300³ =108.28rmin  取V带传动比i 1=2 4。 齿轮传动比i2=840。则总传动比为i总=16160故电动机转速的可选范围  nd=i总³nW   =16160³108.28rmin =173217325rmin 符合这一范围的同步转速有300

17、0 rmin，再根据计算出的容量，由参考文献【1】 查得Y132s1-2符合条件 型号额定功率同步转速满载转速Y132s1-25.5kw3000r/min2900r/min表2-2第三章 计算总传动比及分配各级的传动比3.1.总传动比  i总=n电动/nW=2900/108.28=26.78 3.2分配各级传动比 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比: i1为V带传动的传动比   i1的范围（24）  i1=2.5  i2为减速器高速级传动比 i3为低速级传动比 

18、; i4为联轴器连接的两轴间的传动比     i4 =1  i总= i1 i2 i3 i4  i2 i3=26.78/2.5=10.71  i2=(1.3  i2  i3)1/2=3.7 i3=2.9第四章 计算传动装置的传动和动力参数4.1电动机轴的计算  n0=nm=2900rmin   P0= Pd =5.2kw   T09550³P0n0  9550

19、³5.22900  =17.12N.m 4.2轴的计算(减速器高速轴)  n1=n0i1   =29002.5  =1160rmin  P1=P0³1  5.2³0.96  4.99kw  T19550³P1n1带  9550³4.991160  41.1N.m 4.3轴的计算(减速器中间轴)  n2=n1i2  =11603.7  =313.51 rmin  P2=

20、P1³22³3  =4.99³ 0.992³ 0.97  =4.75kw T29550³P2n2  9550³4.75313.51  144.57 N.m 4.4轴的计算(减速器低速轴)  n3=n2i3  =313.512.9  108.11rmin P3P2³2³3³4  4.75³0.99³0.97³0.97  4.42kw T39

21、550³ P3n3 9550³4.42108.11  390.53 N.m 4.5轴的计算(卷筒轴)  n4=n3108.11rmin  P4P3³5³6  4.42³0.98³0.964.16kw  T49550³P4n4  9550³4.16108.11  367.41 N.m 运动和动力参数计算结果功率（P/KW）转矩T/N*M转速r/min转动比i效率轴4.9941.111602.50.96轴144

22、.57144.57313.513.70.95轴4042390.53108.112.90.95轴4.16367.41108.1110.97表4-1第五章 传动零件V带的设计计算5.1确定计算功率 根据工作条件载荷平稳，每天工作16小时由表【1】 查KA=1.1，计算功率为  PC=KA² P额=1.1²5.5 =6.05 kw 5.2选择V带的型号   选用的型号可以由主动轮转速和PC的值决定，由【1】图8.12可以知道选取A型普通V带是最合适不过的。 5.3确定带轮的基准直径dd1&#

23、160;dd2  由上表的v带的带型，由【1】表8.6和图8.12可知选取的dd180毫米 ，且、dmin75毫米<dd180毫米  大带轮基准直径为：  dd2 dd1³n0n1  =2900³801160  200毫米    实际传动比 i (按【1】表8.3选取标准值dd2200毫米)：        i dd2dd1  20080  2.5&#

24、160; 转速误差率在±5内的主动轮是一个允许的值5.4验算V带的速度       V³dd1³n060000  12.14ms        在525 ms范围内 5.5确定a（实际中心距）和 V（带的基准长度Ld） 按照设计的要求和结构的设计基础可以初定的选用a0=500毫米         &

25、#160;   L02 a0dd1dd22dd2dd124 a0               1000³280216022000               =1446.8毫米      由【1】表8

26、.4选取基准长度Ld1400毫米          实际中心距a为         aa0LdL02          1000+14001446.82            476.6毫米 5.6.

27、校检验1 （小带轮包角）180°dd2dd1a  ³57.3°         180°20080476.6 ³57.3°         165.6°120° 包角合格  5.7确定V带根数Z  单根V带的额定功率的计算ZPcP0 PcP0P0³K

28、³Kc P01.221.291.22³2900280032002800 1.24kw P0Kb³n0³11Ki 0.0010275³2900³111.1373     0.3573kw KL0.96 K0.97  Z6.051.240.3573³0.97³0.96  4.06  圆整得Z=4 5.8确定带的F0（最小初拉力）及FQ  （带

29、轮轴的压力）根据尺寸可查【1】表8.6得A型带q0.1kgm （单位长度质量）        F0500³Pc2.5K1z³VqV2           113N        计算带传动轴上压力Fq为        Fq2

30、79;F³z³sin165.62  2³113³4³sin165.62          894.93N  5.9在下表中记下传动带的设计计算结果。 带传动的设计参数带型A1400GBT115441997中心距476.6小带轮直径80毫米包角165.8大带轮直径200毫米带长1400带的根数4初拉力113带速12.14压轴力894.93表5-1    第六章 二级减速器齿轮传动的设计计算

31、6.1设计计算 高速级圆柱齿轮传动6.1.1材料及精度等级和齿数的最有选择1)选用传动的垂纶为斜齿圆柱齿轮2)运输机由于速度不高，考虑到设计的经济性，选择为一般工作机器最好，对于精度等级可以查有机械设计书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：有机械设计书表10-1小齿轮的材料可以选择为硬度为280HBS的选出最优调质40Cr钢的钢材，大齿轮的材料最好选择为为240HBS的良好的调质45钢，硬度。二者材料硬度差为40HBS的钢材。 4)齿数的选择：大 ：，小 ：为。5）初选螺旋角 6.2齿面接触强度设计计算 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 6.2.1

32、确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩3)由表10-7选取齿宽系数 4)由于设计要求和结构需要材料的弹性影响系数由表10-6查得 5)按齿面硬度的计算公式再由图标可以查得（图10-21d）：接触疲劳强度极限：小：；大：；6)由式10-13计算应力循环次数 7)按照设计要求和结构需要接触疲劳寿命系数由图10-19查得 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得: =9) 由图10-30选取区域系数10)由图10-26查得 则： 6.2.2计算 1)带入一定的数值开始计算小齿轮分度圆的直径，可以得到下面的结果： = 2)计算圆周速度v 3)计算齿宽b

33、4)计算齿宽与齿高比b/h模数 齿高 5)计算纵向重合度 6)计算载荷系数 根据计算出来的，得到精度等级为7级精度，根据设计的要求和需求动载系数由图10-8（机械设计书）查得由表10-2查得使用系数因斜齿轮，假设 。由表10-3查得 由精度的等级要求查表10-4插值查得为7级精度，小齿轮的布置方式为相对支承非对称布置式 由b/h=10.53, 查图10-13得,故载荷系数7) 根据算的分度元的直径由校正实际载荷系数所得，由式（10-10a）得 8) 计算模数m 6.3按齿根弯曲强度设计 由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为 (1) 确定公式内各计算数值1)计算载荷系数 2)有设计要求和结构

34、的要求所得纵向重合度 ，螺旋角影响系数可以由从图10-28查得为 3)计算当量齿数 4) 查取齿形系数 由表10-5查得 5)查取应力较正系数 由表10-5查得 6)由图10-20c查得 （小齿轮的弯曲疲劳强度极限） （大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ）7)根据实际的设计要求和结构的需要取弯曲疲劳寿命系数可由图10-18 知 8)计算弯曲疲劳许用应力 根据实际情况弯曲疲劳安全系数可取S=1.4,由式（10-12）得 9) 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。(2) 设计计算： = 根据实际计算的有效结果可以对比计算可知道，齿根的弯曲计算强度的模数小于接触疲劳强度的计算模数，承载能力由齿面的接

35、触疲劳强度所决定而弯曲强度的承载能力决定齿轮模数m的大小由于根据国家的要求可知仅与齿轮模数与齿轮的乘积有关，由弯曲强度算的模数1.09毫米并就近圆整为标准值，但是由于接触疲劳强度的要求，需要根据接触疲劳强度计算分度圆的之径，才可以计算应有的齿数，于是有：小齿轮齿数 取大齿轮齿数 用这样的方法设计出来的齿轮运用于传动机构的话，既能达到机构集中，经济可靠，而且还能够满足齿根疲劳强度和齿面的接触疲劳强度。 6.4几何尺寸计算（1） 计算中心距 将中心距圆整为97mm（2）修正螺旋角（根据实际圆整后的中心距） 因 值与实际的值相差不多而且没有太大的改变，故、等不必做无谓的修正（3）计算大、小齿轮的分度

36、圆直径 （4）计算齿轮宽度 取 ， （5）验算 ，合适6.5低速级减速齿轮设计 6.5.1根据实际的要求齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)可以选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机由于等级不需要比较高，速度不需要多么快，有机械设计书表10-8知可以选用选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：由机械设计书表10-1额可以选择的小齿轮的材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS，而且可以选择大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)由于实际的要求设计结构的要求计算得大齿轮齿数，小齿轮齿数为， 5根据实际的要求可以得到最初的选螺旋角6.5.2按齿面接触强度

37、设计 由设计计算公式（10-21）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3) 由表10-7选取齿宽系数 4)根据设计要求材料的弹性影响系数由表10-6查得 5)根据设计要求齿面硬度由图10-21d按查得：（小齿轮的接触疲劳强度极限）（大齿轮的接触疲劳强度极限）6)由式10-13计算应力循环次数 7)接触疲劳寿命系数根据实际情况查图10-19查得 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，得: 9)由图10-30选取区域系数 10)由图10-26查得 则： 6.5.3. 计算 1)根据设计带入数值可以得到小齿轮分度圆直径： = 2

38、)计算圆周速度v 3)计算尺宽b 4)计算尺宽与齿高比b/h模数 齿高 5)计算纵向重合度 6)计算载荷系数 根据先前的计算可以得到，所以得出精度等级为7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数 由表10-2查得使用系数斜齿轮，假设由表10-3查得由设计可以知道查表10-4查得等级为7级精度，小齿轮的分布呈相对支承非对称布置式 由b/h=10.53，查图10-13得，故载荷系数 7)由式（10-10a）得 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ： 8) 计算模数m 6.5.4按齿根弯曲强度设计由式（10-17）得弯曲强度的设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值1)计算载荷系数 2)根据现有

39、的设计要求可知纵向重合度 ，螺旋角影响系数也是可以查出来的从图10-28查得 3)计算当量齿数 4) 查取齿形系数 由表10-5查得 5)查取应力较正系数 由表10-5查得 6)由图10-20c查得 （小齿轮的弯曲疲劳强度极限） （大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ) 7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 8) 计算弯曲疲劳许用应力 由式（10-12）得,取得弯曲疲劳安全系数S=1.4 9)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大6.5.5设计计算： = 根据实际计算的有效结果可以对比计算可知道，齿根的弯曲计算强度的模数小于接触疲劳强度的计算模数，承载能力由齿面的接触疲劳强度所决定而弯曲强度的承载能

40、力决定齿轮模数m的大小由于根据国家的要求可知仅与齿轮模数与齿轮的乘积有关，由弯曲强度算的模数1.09毫米并就近圆整为标准值,但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有齿数，于是有：小齿轮齿数 取大齿轮齿数 取 用这样的方法设计出来的齿轮运用于传动机构的话，既能达到机构集中，经济可靠，而且还能够满足齿根疲劳强度和齿面的接触疲劳强度。6.5.6几何尺寸计算(1) 计算中心距 将中心距圆整为128mm(2) 修正螺旋角（根据实际圆整后的中心距） 因 值与实际的值相差不多而且没有太大的改变，故、等不必修正(3)计算大、小齿轮的分度圆直径 (4)计算齿轮宽度 取 , (5)验

41、算 ，合适 6.6.1选择材料、热处理方式和公差等级1）运输机由于速度不高，考虑到设计的经济性，选择为一般工作机器最好，对于精度等级可以查有机械设计书表10-8知，选用8级精度（GB10095-88）。2) 材料选择。在实际的机械设计中不仅要考虑到材料的刚度强度还要考虑到经济性所以圆柱齿轮的大、小齿轮均可以采用45钢，大齿轮用正火处理，小齿轮用调质处理，由机械设计书表10-1得齿面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217,平均硬度硬度分别为236HBS,190HBS，二者材料硬度差为46HBS。3）根据设计的要去小齿轮的齿数，根据实际尺寸的配合大齿轮的齿数为，取。4）选取螺旋角。

42、初选螺旋角。6.6.2按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数2) 由以上计算得小齿轮的转矩3) 取齿宽系数可由查表及其图选，选取的材料的弹性影响系数，根据的实际情况按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限；根据的实际要求大齿轮的接触疲劳强度极限。4)计算应力循环次数5) 按接触疲劳寿命系数 6) 取失效概率为1更为符合实际要求来计算接触疲劳许用应力，安全系数S=18）由 得故：8）查图选取区域系数。9）查图得，则6.6.3计算：1) 求得最小值的小齿轮分度圆直径为2) 圆周速度： 3) 3) 计算齿宽及模数：齿宽： 模数: 齿高: 4）计算纵向重合度：

43、5) 计算载荷系数：根据设计尺寸得, ,多以可以确定精度等级为8级精度，查得 动载系数 ，,故载荷系数 6) 按实际载荷系数校正分度圆直径：7） 计算模数： 6.6.4按齿根弯曲强度计算弯曲强度设计公式为(1)确定公式内的各计算数值1)根据结构的要求算的纵向重合度，从而从图中查得螺旋角影响系数2)计算当量齿数：3)查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限;4)查图取弯曲疲劳寿命系数5)计算弯曲疲劳许用应力.取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得6)计算载荷系数K.7） 查取齿形系数.查表得 8） 查取应力校正系数.查表得 9） 计算大、小齿轮的并加以比较.大齿轮的数值大.(1) 设计计

44、算根据实际计算的有效结果可以对比计算可知道，齿根的弯曲计算强度的模数小于接触疲劳强度的计算模数，承载能力由齿面的接触疲劳强度所决定而弯曲强度的承载能力决定齿轮模数m的大小由于根据国家的要求可知仅与齿轮模数与齿轮的乘积有关,可取弯曲强度算得的模数2.87毫米，并接近圆整为标准值,按接触强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数，大齿轮齿数 .用这样的方法设计出来的齿轮运用于传动机构的话，既能达到机构集中，经济可靠，而且还能够满足齿根疲劳强度和齿面的接触疲劳强度。6.6.5几何尺寸计算（1）计算中心距：将中心距圆整为153毫米.（2）修正螺旋角：值与实际的值相差不多而且没有太大的改变，故参数等不必修正。

45、（3）分度圆直径：（4）齿轮宽度：取 第七章 轴的设计 7.1初步估算轴的直径设计轴的直径是在进行州的结构设计的最初的设计要求。算出扭转的强度之后在计算各个轴在受扭的作用下的直径，实际条件下的计算公式为，式中：P轴所传递的功率，kw； n轴的转速，r/min;A此系数由州的需用切应力来确定由于在实际尺寸的要求中减速器对其尺寸和重量没有特殊的要求，而且减速器的传递功率比较低，所以在选用材料的时候选取45钢（经过调质处理），查得A=103126，则 I 轴 =25.75 mm 轴=42.50 mm 轴=61.23 mm将各轴圆整为=25mm , =45 , =65 mm。I 轴选轴承为：

46、7005AC； 轴选轴承为：7009AC； 轴选轴承为：7014AC。所选轴承的主要参数如表2-8 表5-4 轴承的型号及尺寸轴承代号基本尺寸/毫米安装尺寸/毫米基本额定/kNammdDBdnDa动载荷Cr静载荷Cor7005AC2547123o4211.27.0814.47009AC457516516925.819.521.97014AC6011020771033845.830.97.2根据实际的设计要求确定轴上零件的固定方式和位置 1轴：考虑到高速轴的齿根圆和轴的直径非常的接近，所以简便明了的基础上选取高速轴作为齿轮轴，使用圆锥棍子轴承承载，采用弹性注销联轴器，另一端连接电动机。

47、2轴：设计要求用实心齿轮制作高速轴，下端的固定用轴肩，而上端的固定用套筒，自由锻造的齿轮用于低速级，而自由锻的齿轮上采用下端采用套筒固定，上端却用轴肩固定，使用的承载依然是圆锥轴承承载。 3轴：使用圆锥棍子轴承承载的，下端连接运输带，采用凸缘周期连接，而采用自由锻的齿轮一般在运用的时候采用齿轮下端用轴肩固定，上端用套筒固定。 7.3高速轴的设计 7.3.1选择轴的材料及热处理  考虑到实际的条件，减速器对于材料没有特殊的要求，而且在功率方面也没有太大的要求属于小功率的范围，所以机构和工作的需要将轴定义为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为45钢,热处理为调制处

48、理, 材料系数为120。所以,有该轴的最小轴径为: 此处最小的尺寸之境就是联轴器处的直径，实际要求的尺寸半联轴器的孔径，机构要求的尺寸半联轴器长度，所以得到半联轴器与轴配合的毂孔长度。7.3.2按钮转强度估算直径  其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表表6-1 高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果第1段由半联轴器孔径确定略小于联轴器毂孔长度，毂孔长度取第2段为了满足半联轴器的轴向定位要求，一段右端应制出一轴肩，故取2段的直径为，取端盖右端到联轴器左端距离为,端盖总宽度为，故第3段根据，预选轴承7206C ，、由轴承尺寸确定 第4段查得7206C型轴承的定位轴肩

49、高度为，因此，取第5段齿顶圆直径齿宽第6段第7段（7mm为套筒宽度）7.4高速轴上轴承的选定计算该轴承设计为面对面形式，预计寿命为3年，即12480小时。1）计算轴承的径向载荷得、2）计算轴承的轴向载荷得、，因此，故、3）求比值、，因为角接触球轴承的最大值为0.56，故、均大于e。4）初步计算当量动载荷P取为1.2，,5）求轴承应有的基本额定动载荷值根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,按设计结果画出草图，如图1-1图1-17.2中间轴的设计 7.2.1选择轴的材料及热处理 由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无

50、特殊要求 ，故 选用45号钢并经调质处理。7.2.2按钮转强度估算直径         根据表【1】表14.1得C107118 P2=4.75Kw，  又由式 d1C³P2n213           d1107118³4.75313.511326.7529.5 毫米      

51、 由设计手册知标准直径为30毫米 7.2.3.设计轴的直径及绘制草图 确定轴上零件的位置及固定方式      此轴安装2个齿轮，如图2-1所示，从两边安装齿轮，两边用套筒进行轴向定位，周向定位采用平键连接，轴承安装于齿轮两侧，轴向采用套筒定位，周向采用过盈配合固定。 确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。 轴段1、5安装轴承，d1=30毫米，轴段2、4安装齿轮，d2=35毫米，轴段3对两齿轮轴向定位，d3=42毫米，d4=35毫米，d5=d1=30毫米。 确定各轴段的宽度 

52、;：如图2-1所示，由轴承确定轴段1的宽度，由【2】附表10.2查的，选6206标准轴承，宽度为16毫米，所以b1= b5=33毫米；轴段2安装的齿轮轮毂的宽为85毫米，b2取83毫米，轴段4安装的齿轮轮毂的宽为50毫米，b4=48毫米。 按设计结果画出草图，如图2-1 图2-17.3低速轴的设计 7.3.1选择轴的材料及热处理 由已知条件知减速器传递的功率属于小功率 ，对材料无特殊要求 ，故 选用45号钢并经调质处理。 由【1】表14.7查的强度极限b650MP，再由表14.2得需用弯曲用力1b60MPa。 7.

53、3.2.按钮转强度估算直径     根据【1】表14.1得C107118 P3=4.42Kw，T3390.53 N.m  n3108.11rmin 又由式 d1C³P3n313           d1107118³4.42108.111337.4541.3 毫米 考虑到轴的最小直径要安装联轴器，会有键槽存在故将估算直径加大3 5。取为38.574

54、3.37毫米 由设计手册知标准直径为40毫米 7.3.2设计轴的直径及绘制草图 确定轴上零件的位置及固定方式 齿轮的左右两边分别用轴肩和套筒对其轴向固定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承安装于轴段2和轴段6 处，分别用轴肩和套筒对其轴向固定，周向采用过盈配合固定。 确定各轴段的直径，由整体系统初定各轴直径。 轴颈最小处连接轴承d1=40毫米，轴段2轴段6处安装轴承d2=d6=45毫米， d3=53毫米，轴段4对齿轮进行轴向定位，d4=63毫米，轴段5安装大齿轮，d5= 56毫米。 确定各轴段的宽

55、度 由联轴器的宽度确定轴段1的宽度，选用HL型弹性柱销联轴器，由【2】附表9.4查得选HL3型号，所以b1取94毫米；轴段2安装轴承端盖和轴承，由【2】附表10.2查的，选6209标准轴承，宽度为b2取65毫米，由整体系统确定轴段3取65毫米，b4=12.5毫米，轴段5安装的齿轮轮毂的宽为80毫米  b5=78毫米，轴段6安装轴承和套筒，b6=38.5毫米。 按设计结果画出草图。 7.3.3按弯扭合成强度校核轴径 画出轴的受力图。做水平面内的弯矩图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，计算出的截面C处的、的值列于下表：载

56、荷水平面H崔直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T  圆周力    FT 2T3d390530³22253471.38N 径向力    FrFttan3471.38³0.3641263.58N       支点反力为  FHAL2FTL1L23471.38³12668126  2254.61N  FHcL1FTL1L23471.38³

57、6868126 1216.77N  B-B截面的弯矩MHB左FHA³L12254.61³68153313.48 N.毫米                MHB右FHC³L21216.77³126153313.02 N.毫米 做垂直面内的弯矩图。（如图3-4）  支点反力为FVAL2FrL1L2）1263.58³12668126 820.58 N FVcL1FrL1L21263.58³6868126 442.90 N   B-B截面的弯矩   MVB左FVA³L1820.58³6855806.24N.毫米  MVB右FVC³L2442.90³12655805.40N.毫米 做合成弯矩图。 （如图3- 5） 合弯矩