二级圆柱齿轮减速器(CAD图纸6张)

1、沈阳工业大学应用本科毕业设计（论文）目 录概述1设计任务书2第1章 传动方案的总体设计41.1传动方案拟定41.2电动机的选择41.3 传动比的计算及分配51.4 传动装置运动、动力参数的计算6第2章 减速器外传动件（三角带）的设计72.1功率、带型、带轮直径、带速72.2确定中心距、V带长度、验算包角72.3确定V带根数、计算初拉力压轴力82.4带轮结构设计9第3章 减速器内传动的设计计算103.1高速级齿轮传动的设计计算103.2低速级齿轮传动的设计计算143.3齿轮上作用力的计算18第4章 减速器装配草图的设计214.1合理布置图面214.2绘出齿轮的轮廓尺寸214.3箱体内壁21第5章

2、 轴的设计计算225.1高速轴的设计与计算225.2中间轴的设计与计算285.3低速轴的设计计算34第6章 减速器箱体的结构尺寸41第7章 润滑油的选择与计算42第8章装配图和零件图431.1附件设计与选择438.2绘制装配图和零件图43参考文献44致谢45概述 毕业设计目的在于培养机械设计能力。毕业设计是完成机械制造及自动化专业全部课程学习的最后一次较为全面的、重要的、必不可少的实践性教学环节，其目的为：1. 通过毕业设计培养综合运用所学全部专业及专业基础课程的理论知识，解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练，使理论知识得以巩固和提高。2. 通过毕业设计的实践，掌握一般机械设计的基本方法

3、和程序，培养独立设计能力。3. 进行机械设计工作基本技能的训练，包括训练、计算、绘图能力、计算机辅助设计能力，熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准、规范等）。设计任务书一、设计题目：带式输送机传动装置输送机连续工作，单项运转，载荷变化不大，使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±0.5%二、原始数据：传送带拉力F(KN)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）使用年限（年）70001.2550010三、设计内容和要求：本毕业设计选择齿轮减速器为设计课题，设计的主要内容包括以下几方面：（1）拟定、分析传动装置的运动和动力参数；（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（

4、3）进行传动件带、齿轮、轴的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4）绘制减速器装配图及典型零件图（有条件可用AutoCAD绘制）；（5）编写设计计算说明书。2. 要求每个学生完成以下工作：1、减速器装配图1张（0号图纸）2、输入轴输出轴零件图各1张（2号图纸）3、齿轮零件图1张（2号图纸）4、设计说明书1份（1万字以上）5、减速器箱体零件图1张（0号图纸）第1章 传动方案的总体设计1.1传动方案拟定（图2）1-带传动 2-电动机 3-减速器 4-联轴器 5-输送带 6-输送带 由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为展开式圆柱齿轮的二级传动，轴承初步

5、选用深沟球轴承。1.2电动机的选择1.选择电动机的类型，根据用途选用Y系列三相异步电动机。输送带功率为 查表132-1取，带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，直齿齿轮传动效率直齿=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为总=带4轴承2直齿联=0.96*0.994*0.972*0.99=0.8592.选择电动机功率电动机所需工作效率为 P0= Pw/总=8.75/0.859 Kw=10.19Kw 根据表138-2选取电动机的额定工作功率为Ped=11Kw3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为 由表132-2可知带传动传动比i带=24，两级减速器传动比i齿=

6、840，则总传动比范围为 i总=i锥i齿=（24）*（840）=16160电动机的转速范围为n0=nwi总=47.77*(16160)r/min=764.327643.2r/min由表138-2知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min、1500r/min和3000r/min，考虑到3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且价格贵，所以本例选用1500r/min的电动机，其满载转速为1460r/min,其型号为Y160M-41.3 传动比的计算及分配1.总传动比i总=nm/nw=1460/47.77=30.562.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动

7、比i带=2.5，则减速器传动比为 高速级传动比为，取低速级传动比为 i2=i/i1=12.22/4.1=2.981.4 传动装置运动、动力参数的计算1.各轴转速 n0=nm=1460r/minn1=n0/i带=1460/2.5=584r/minn2=n1/i1=584/4.1r/min=142.44r/minn3=n2/i2=142.44/2.98r/min=47.8r/minnw=n3=47.8r/min2.各轴功率p1=p0带=10.19*0.96kw=9.78kwP2=p11-2=p1轴承齿=9.78*0.99*0.97kw=9.39kwP3=p22-3=p2轴承齿=9.39*0.99*

8、0.97kw=9.02kwPw=p33-w=p3轴承联=9.02*0.99*0.99kw=8.84kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*10.19/1460N·mm=66.65N·mT1=9550p1/n1=9550*9.78/584N·mm=159.93N·mT2=9550p2/n2=9550*9.39/142.44N·mm=629.6N·mT3=9550p3/n3=9550*9.02/47.8N·mm=1802.11N·mTw=9550pw/nw=9550*8.84/47.8N·mm=1

9、766.15N·m第2章 减速器外传动件（三角带）的设计2.1功率、带型、带轮直径、带速1.功率 由表138-6，查得工作情况系数，则 2选择带型n0=1460r/min，由13图8-2选择A型V带3.确定带轮基准直径根据表138-7，选小带轮直径为，则大带轮直径为4.验算带的速度根据，初步确定中心距，即为使结构紧凑，取偏低值，2.2确定中心距、V带长度、验算包角1.计算基准长度由表138-8选V带基准长度，则实际中心距为2.计算小带轮包角2.3确定V带根数、计算初拉力压轴力1.V带的根数可用下式计算：由表138-9查取单根V带所能传递的功率P0=1.3kw,功率增量 由表138-1

10、0查得，由表138-11查得，则由表138-12查得，由表138-8查得,则带的根数为取10根2.计算初拉力由表138-13查得V带质量，则初拉力为3.计算作用在轴上的压力2.4带轮结构设计1.小带轮结构 采用实心式，由表8-14查电动机轴径，由表138-15查得轮毂宽：其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：2.大带轮结构 采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。第3章 减速器内传动的设计计算 3.1高速级齿轮传动的设计计算1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表138-17得齿

11、面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d1小齿轮传递转矩为T1=159930·因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.4由表138-19，查得弹性系数ZE=189.8直齿轮，由13图9-2查得节点区域系数ZH=2.46齿数比=i1=4.1取齿宽系数=1.1初选Z1=23,则Z2=23*4.1=94.3，取Z2=95，则端面重合度为轴向重合度为由13图8-3查得重

12、合度系数由13图11-2查得螺旋角系数许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*584*1*2*8*250*8=1.12*109 N2=N1/i1=1.12*109/4.1=0.27*109由13图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.14；由13表8-20取安全系数SH=1，则有 初算小齿轮的分度圆直径d1t, d1mm=68.98mm3.确定传动尺寸1）计算载荷系数 由表138-1查得使用系数KA=1.0 因， 由13图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.17，由13图8-7查得齿向

13、载荷分配系数Kß=1.11，由表138-22查得齿间载荷分配系数，则载荷系数对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即 d1=68.98=71.51mm大端模数m ，查表138-23，取标准模数m=3.5mm计算传动尺寸 中心距为 取整，则螺旋角为因值与初选值相差不大，故对与有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为 （6）齿宽为 b=1.1*82.65mm=90.92mm 取b2=91mm，取b1=100mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 K、T1、mn和d1同前齿宽齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由13图8-8查得Y

14、F1=2.58,YF2=2.28由13图8-9查得YS1=1.51，YS2=1.73由13图8-10查得重合度系数由13图11-3查得螺旋角系数许用弯曲应力 由13图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,由表138-20查得安全系数SF=1.25，故 =5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 m1=齿顶高 ha=mn=3.5mm齿根高 hf=1.25mn=1.25*3.5mm=4.375mm顶隙 C=0.25m=0.25*3.5mm=0.875m全齿高 h=ha+hf=3.5+4.375mm=7.875mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=82.65+2*3.5mm=89.65mmda2=d2

15、+2ha=341.38+2*3.5mm=348.38mm齿根圆直径为df1=d1-2hf=82.65-2*4.375mm=73.9mmdf2=d2-2hf=341.38-2*4.375mm=332.63mm3.2低速级齿轮传动的设计计算 1.选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表138-17得齿面硬度HBW1=217255，HBW2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW2=190.HBW1-HBW2=46.在3050HBW之间。选用8级精度。2.初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触

16、疲劳强度进行设计。其设计公式为d11)小齿轮传递转矩为T2=629600·2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.43)由表138-19，查得弹性系数ZE=189.84)初选螺旋角，由13图9-2查得节点区域系数ZH=2.465)齿数比=i2=2.986)取齿宽系数=1.17)初选Z3=25,则Z4=25*2.98=74.5，取Z4=75，则端面重合度为轴向重合度为8)由13图8-3查得重合度系数9)由13图11-2查得螺旋角系数10）许用接触应力可用下式公式 由13图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*

17、142.44*1*2*8*250*8=2.73*108N4=N1/i2=2.73*108/2.98=9.16*107由13图8-5查得寿命系数ZN3=1.14，ZN2=1.18；由表138-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有d3tmm=109.06mm3.确定传动尺寸 （1）计算载荷系数 由表138-1查得使用系数KA=1.0 因， 由13图8-6降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.17，由13图8-7查得齿向载荷分配系数Kß=1.08，由表138-22查得齿间载荷分配系数，则载荷系数（5)大端模数m ，查表138-23，取标准模数m=4.2

18、5mm计算传动尺寸 中心距为 取整，则螺旋角为因值与初选值相差大，故对与有关的参数不用进行修正大端分度圆直径为 （6）齿宽为 b=1.1*114.88mm=126.37mm 取b4=127mm，取b1=135mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 （1）K、T1、mn和d3同前 （2）齿宽（3）齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由13图8-8查得YF3=2.62,YF4=2.21,由13图8-9查得YS3=1.58，YS4=1.81（4）由13图8-10查得重合度系数（5）由13图11-3查得螺旋角系数（6）许用弯曲应力 由13图8-11查得寿命系数YN1=YN2=1,

19、由表138-20查得安全系数SF=1.25，故 =5.计算齿轮传动其他几何尺寸 端面模数 m1=齿顶高 ha=mn=4.5mm齿根高 hf=1.25mn=1.25*4.5mm=5.625mm顶隙 C=0.25m=0.25*4.5mm=1.125m全齿高 h=ha+hf=4.5+5.625mm=10.125mm齿顶圆直径为da3=d3+2ha=114.88+2*4.5mm=123.88mmda4=d4+2ha=334.63+2*4.5mm=343.63mm齿根圆直径为df3=d3-2hf=114.88-2*5.625mm=103.63mmdf4=d4-2hf=334.63-2*5.625mm=3

20、23.38mm3.3齿轮上作用力的计算1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=159930Nmm，转速n1=584r/min，高速级齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮的分度圆直径d1=82.65mm （2）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轮1的转动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为 （3）齿轮2的作用力 从齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=629600Nmm，转速n2=142.44r/min，低速级

21、直齿圆柱齿轮的螺旋角。为使斜齿圆柱齿轮3的轴向力与锥齿轮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，小齿轮分度圆直径为 d3=114.88mm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轮3的转动中心轴向力为 其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反第4章 减速器装配草图的设计4.1合理布置图面该减速器的装配图一张A0图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级

22、齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。4.2绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸4.3箱体内壁 在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面线第5章 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。5.1高速轴的设计与计算 1.已知条件高速轴传递的功率p1=9.78kw,转矩T1=159930Nmm，转速n1=584r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=82.65mm，齿轮宽度b1=100mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故

23、由表138-26选用常用的材料45钢，调质处理3.初算轴径查表139-8得C=106135，取中间值C=118，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d1>30.18+30.18*（0.030.05）mm=31.0931.69mm取4.结构设计（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，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（2）轴段 轴段 上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步的初算结果，考虑到如该段轴径取得大小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的效果

24、，定轴段的轴径d1=35mm,带轮轮毂的宽度为（1.5）d1=52.57mm，结合带轮节后L带轮=6384mm，取带轮轮毂的宽度L带轮=70mm，轴段的长度略小于毂孔的宽度，取L1=68mm（3）密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*35mm=2.453.5mm。轴段的轴径d2=d1+2*(2.453.5）mm=39.942mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表138-27初选毡圈40 JB/ZQ46061997，则d2=40mm（4）轴承与

25、轴段及轴段的设计 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为7209C，由表1311-9得轴承内径d=45mm，外径D=85mm,宽度B=19mm,内圈定位轴肩直径da=52mm，外圈定位内径Da=78mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=18.2mm，故取轴段的直径d3=45mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油杯阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油杯，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油杯的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1-2mm，挡油杯轴孔宽度初定为B1=15mm ，则L3=B+B1=19+15mm=34mm

26、通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号，则d7=40mm，L7=B+B1=33mm齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5应略大于d3，可初定d5=47mm，则由表138-31知该处键的截面尺寸为b*h=14*9mm，轮毂键槽深度为t1=3.8mm，则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为,故该轴设计成齿轮轴，则有d5=df1=73.9mm，L5=b1=100mm轴段和轴段的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则,齿轮右端面距箱体内壁距离为，则轴段的长度。轴段的长度为 （6） 轴段的长度 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。轴承座的宽度

27、为，由表134-1可知，下箱座厚取，取轴承旁连接螺栓为M20,则c1=28mm，c2=20mm ,箱体轴承座宽度，取L=64mm ,可取箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺栓定为，由表138-30得轴承端盖凸缘厚度取为，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为，端盖连接螺钉查表138-29采用螺钉GB/T 5781 M8*25,为方便不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘面距轴承端盖表面距离K=28mm ，带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则（7）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=17mm，则由13图11-9可得轴的支点及受力点间的

28、距离为（8）键连接带轮与轴段 间采用A型普通平键连接，查表138-31取其型号为键845GB/T109619905.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面右侧为a-a剖面左侧为b-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面为 b-b剖面左侧为（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T1=159930Nmm6.校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 按

29、弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 由表138-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表138-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求7.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表138-33查得，强度足够5.2中间轴的设计与计算1. 已知条件高速轴传递的功率p2=9.39kw,转速n2=142.44r/min，齿轮分度圆直径d2=341.38mm，d3=114.88mm,齿轮宽度b2=91mm,b3=135mm2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表138-26选用常用的

30、材料45钢，调质处理 3.初算轴径查表139-8得C=106135，取中间值C=110，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d1>44.44+44.44*（0.030.05）mm=45.7746.62mm4.结构设计(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，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(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=44.44mm，暂取轴承7

31、207C，由表139-9得轴承内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，内圈定位直径da=57mm，外径定位Da=83mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm，故d1=50mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50mm（3）齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5）d2=62.478mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=66mm相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3

32、=105mm相等，其左端采用轴肩定位，其右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，故取L2=102mm，L4=64mm（4）轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=3.645.2mm，取其高度h=3mm，故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离均取为=10mm，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为，取,Bx=206mm，齿轮2的右端面与箱体内壁的距离则轴段的长度为此时齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5）轴段及轴段

33、的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为 轴段的长度为 （6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=19.4mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为5.键连接齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，查表138-31取其型号为键16100 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键16GB/T109619906.轴的受力分析1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图6所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr2-R1H-Fr3=1445.76+3414.91-4073.02N=787.65(式中负号表示

34、与图中所画方向相反）在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为 MaH=R1Hl1=-3414.91*90.1=-307683.4Nmma-a剖面右侧为b-b剖面右侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面左侧为 a-a剖面左侧为 b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T2=629600Nmm7.校核轴的强度虽然a-a剖面左侧弯矩大，但a-a剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，其轴颈较小，故a-a剖面两侧均可能为危险面，故分别计算a-a剖面的抗弯截面系数其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 a-a剖面左

35、侧弯曲应力为 a-a剖面右侧弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 故a-a剖面右侧为危险截面由表138-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表138-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表138-33查得，强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度也足够5.3低速轴的设计计算1.已知条件低速轴传递的功率p3=9.02kw,转矩T3=1802110Nmm，转速n3=47.8r/min，齿轮4分度圆直径d4=334.63mm，齿轮宽度

36、b4=127mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表138-26选用常用的材料45钢，调质处理3.初算轴径查表139-8得C=106135，取中间值C=106，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d1>60.8+60.8*（0.030.05）mm=62.6263.84mm4.结构设计（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，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（2）联轴器与轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴

37、器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表138-37，取载荷系数KA=1.5，计算转矩为 Tc=KAT3=1.5*1802110Nmm=2703165N·mm由表138-38查得GB/T5014-2003中的LX5型联轴器符合要求：公称转矩为3150Nm，许用转速3450r/min，轴孔范围为5075mm。考虑到d1>60.8mm，取联轴器孔直径为65mm，轴孔长度L联=107mm，J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX4 65*107GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=65mm。其长度略小于孔宽度，取L1=105mm（3）密封圈与轴段的设计

38、在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*65mm=4.556.5mm。轴段的轴径d2=d1+2*（4.556.5）mm=74.178mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表138-27初选毡圈75JB/ZQ46061997，则d2=75mm（4）轴承与轴段和轴段的设计 考虑齿轮油轴向力存在，但此处轴径较大，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为7216C 由表11-9得轴承内径d=80mm，外径D=140mm，

39、宽度B=26mm，内圈定位直径da=90mm，外径定位Da=130mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=27.7mm，故d3=80mm。轴承采用脂润滑，需放挡油环，挡油杯宽度初定为，故。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=80mm（5）齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d5应略大于d6，可初定d5=82mm,齿轮4轮廓的宽度范围为（1.21.5）d5=98.4123mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b4=105mm相等，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，轴段长度应比齿轮4的轮毂略短，取L5=102mm（6）轴段的设计 轴段为齿轮提供轴

40、向定位作用，定位轴肩的高度为h=（0.070.1)d5=5.748.2mm，取h=6mm, 轴段的直径可取轴承内圈定位直径，即d4=92mm，齿轮左端面与箱体内壁距离为则轴段的长度 =206+12-14-127-15mm =62mm（7）轴段与轴段的长度 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。轴承端盖连接螺钉查表138-29选螺栓，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺钉的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与轴承端盖面的距离为K=10mm。则有=70+2+12+10-26-5mm=63mm轴段的长度为=26+5+12.5+2mm=45.5mm（8）轴上力作

41、用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=27.7mm，则由13图12-10可得轴支点及受力点间的距离为 5.键连接联轴器与轴段及齿轮4由轴段间采用A型普通平键连接，查表8-31取其型号为键16100 GB/T10961990，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键20100 GB/T109619906.轴的受力分析（1）分析轴的受力 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr4-R1H=4073.02-959.61N=3113.41N在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为（3）画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为 MaH=R1Hl

42、1=959.61*55.3Nmm=53066.43Nmma-a剖面右侧为 MaH´=R2Hl2=3113.41*138.8Nmm=432141.31Nmm在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面为 a-a剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图7f所示，T3=1802110Nmm7.校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，同时作用有转矩，a-a剖面为危险面其抗弯截面系数为 抗扭截面系数为 弯曲应力为 扭剪应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数则当量应力为 由表138-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，则由表138-32查得轴的许用弯曲应力强度满足要求8

43、.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够第6章 减速器箱体的结构尺寸圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于表10。名称代号尺寸/mm高速级中心距a1212低速级中心距a2217下箱座壁厚10上箱座壁厚19下箱座剖分面处凸缘厚度b15上箱座剖分面处凸缘厚度b114地脚螺栓底脚厚度P25箱座上的肋厚M8箱盖上的肋厚m18地脚螺栓直径dM24地脚螺栓通孔直径d´30地脚螺栓沉头座直径D060底脚凸缘尺寸（扳手空间）L138L235地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓（螺钉）直径d1M20轴承旁连接螺栓通孔直径d1&

44、#180;22轴承旁连接螺栓沉头座直径D040剖分面凸缘尺寸（扳手空间）c128c224上下箱连接螺栓（螺钉）直径d2M16上下箱连接螺栓通孔直径d´217.5上下箱连接螺栓沉头座直径D032箱缘尺寸（扳手空间）c124c220轴承盖螺钉直径d3M10检查孔盖连接螺栓直径d4M6定位销直径d55减速器中心高H270轴承旁凸台高度h 65轴承旁凸台半径24轴承端盖（轴承座）外径D2122.175轴承旁连接螺栓距离S122.175箱体外壁至轴承座端面的距离K60轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离）70大齿轮顶圆与箱体内壁间距离15.52齿轮端面与箱体内壁间的距离10第7章 润滑油的选择与计算 轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑油润滑，润滑油深度为0.78dm，箱体底面尺寸为6.44dm*2.06dm，箱体内所装润滑油量为 V=6.44*2.06*