带式输送机二级同轴式减速器

1、精选优质文档-倾情为你奉上精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业专心-专注-专业精选优质文档-倾情为你奉上专心-专注-专业课程设计(论文)课 题 名 称 带式输送机二级同轴式减速器 学 生 姓 名 xxx 学 号 系、年级专业 机械与能源工程系、09级机制一班 指 导 教 师 xxx 职 称 博士 2011年12 月 01 日目 录2.1电动机类型的选择2.2电动机功率选择2.2.1卷筒轴的输出功率2.2.2电动机输出功率2.2.3电动机转速及型号的确定3.1计算滚筒工作转速3.2总传动比3.3分配各级传动比3.3.1传动比分配的一般原则3.3.2传动比的确定4.1计算各轴转速（r/min

2、）4.2计算各轴的输入功率（KW）4.3计算各轴扭矩（Nmm）5.1选择普通V带截型5.2确定带轮基准直径，并验算带速5.3确定中心矩和带的基准长度Ld5.4验算小带轮包角5.5确定带的根数5.6确定带的初拉力F05.7计算传带的压轴力5.8确定带轮的结构形式（一）高速级齿轮的设计6.1选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级6.2按齿面接触疲劳强度设计6.3计算6.4按齿根弯曲强度计算6.5几何尺寸计算（一）低速级齿轮的设计6.6选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级6.7按齿面接触疲劳强度设计6.8计算6.9按齿根弯曲强度计算6.10几何尺寸计算两级齿轮的调整7轴和轴承选择计算7.1高速轴的设计7.

3、1.1高速轴的设计计算7.1.2各轴段直径和长度的确定7.1.3按弯扭复合强度计算7.2中间轴设计7.2.1中速轴的设计计算7.2.2各轴段直径和长度的确定7.2.3按弯扭复合强度计算7.3低速轴设计7.3.1低速轴的设计计算7.3.2各轴段直径和长度的确定7.3.3按弯扭复合强度计算8.1高速轴轴承的校核8.2中速轴轴承的校核8.3低速轴轴承的校核9 键联接的校核计算.289.1 V带轮处的键299.2高速轴与小齿轮处的键299.3中速轴上两处的键.299.4低速轴与大齿轮处的键299.5联轴器周向定位键2910减速器机体结构尺寸.3011减速器各部位附属零件的设计.11.1窥视孔盖与窥视孔

4、11.2放油螺塞11.3通气器11.4启盖螺钉11.5定位销11.6环首螺钉、吊环和吊钩11.7调整垫片11.8密封装置11.9油标12润滑方式的确定参考文献设计计算及说明结果计算项目和主要内容图一设计计算及说明结果1 传动方案拟定（方案简图如图一）1.1 工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用年限10年（每年300个工作日），小批量生产，二班工作制，输送带工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96。1.2该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便

5、宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.3 原始数据输送带的牵引力F=5.2KN；输送带的速度V=0.8m/s；滚筒直径D=415mm。有上述工作条件及数据选用设计二级圆柱直齿轮减速器和V带传动。2 电动机选择2.1 电动机类型的选择Y系列电动机是一般用

6、途的全封闭自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃不易爆无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，故本设计选用Y系三相异步电动机2.2 电动机功率选择2.2.1卷筒轴的输出功率Pw=Fw*Vw/（1000w）=（5.2*1000*0.8）/（1000*0.96）=4.333Kw2.2.2电动机的输出功率 Pd=Pw/传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动1=0.96；滚动轴承2=0.97(滑动轴承，正常润滑)；圆柱齿轮传动3=0.98（7级精度，油润滑）；弹性联轴

7、器4=0.99；卷筒轴滑动轴承5=0.96，则0.800故 Pd=Pw/=4.333/0.800=5.416 kw2.2.3电动机转速及型号的确定 滚动轴工作转速为n=(1000*60v)/（D）=(1000*60*0.8)/(*400)=36.818r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动比为24，圆柱齿轮的传动比35，=18100,电动机转速的可选范围n总=*n=(18100)*36.818=662.7193681.772常用的电动机同步转速为1500r/min和1000r/min，查表可以去Y132S-4和Y132M2-6型电动机，因同步转速的电动机磁极多的，尺寸小，质量大，价格

8、高，但可使传动比和机构尺寸减小，其中=5.5kN，符合要求，但传动机构电动机容易制造且体积小。由此选择电动机型号：Y132M2-6 电动机型号额定功率(kw)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.59602.02.0 3 计算总传动比及分配各级的传动比3.1 计算滚筒工作转速N简=601000V/D=6010000.8/415 =36.817r/min3.2 总传动比i总=n电动/n筒=960/36.817=26.0753.3 分配各级传动比3.3.1 传动比分配的一般原则 各级传动比可在自荐用值的范围内选取，格内机械传动比自荐用值和最大值表如下：V带传

9、动 圆柱齿轮传动单极荐用值=2-4 =3-5单极最大值 7 83.3.2设V带传动比为i0,高速级传动比为i1，低速级传动比为i2。取i0 2.3，则i=26.075/2.3=11.34，则i1= i2=3.37。4 运动参数及动力参数计算4.1 计算各轴转速（r/min）高速轴1的转速 n1=n电机/i3=960/2.3= 417.39（r/min）中间轴2的转速 n2=n1/i1=417.39/3.4= 122.76（r/min）低速轴3的转速 n3=n2/i2=122.76/3.4=36.11（r/min）滚筒轴4的转速 n4=n3= 36.11（r/min）4.2 计算各轴的输入功率（

10、KW）高速轴：P1=P电机*带传动=5.50.96=5.28 KW中间轴：P2=P1*轴承*齿轮=5.2800.970.98=5.019 KW低速轴：P3=P2*轴承*齿轮=5.0190.980.97=4.77 KW滚筒轴：P4 = P 3 *联轴器*轴承=4.770.990.97=4.580 KW4.3 计算各轴输入扭矩（Nm）高速轴：T1=9.55103P1/n1=9.551035.28/417.39=120.80 Nm中速轴：T2=9.55103P2/n2=9.551035.019/122.76=390.448 Nm低速轴：T3=9.55103P3/n3=9.551034.77/36.1

11、06=1261.695Nm滚筒轴：T4=9.55103P4/n4=9.551034.58/36.106=1211.409 Nm5 V带的设计计算5.1 选择普通V带截型由课本表8-7得：kA=1.1 ，已知P=5.5KwPCa=KAP=5.5*1.1=6.05KW ，小带轮转速n=960r/min由课本图8-11得：选用A型V带 ，dd1=100mm。5.2 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图8-8得，取小带轮基准直径为dd1=100mm，大轮直径dd2=i0* dd1=2.3*100=230mm，由表8-8，取dd2=224mm。速度验算V=(*n* dd1)/60000=5.024m/s

12、1200（适用）5.5 确定带的根数根据课本P152表（8-4a）P0=1.07KW根据课本P153表（8-4b）P0=0.17KW根据课本P155表（8-5）K=0.95根据课本P146表（8-2）KL=0.99 由课本P158式（8-26）得Z=PCa/Pr=PCa/(P0+P0)KaKL=6.05/(0.95+0.11) 0.960.99=6.0054则取Z=7根.5.6 确定带的初拉力F0由课本P149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-27）单根V带的初拉力：（F0）min=500PCa*（2.5-K）/ K*Z*qV2=500(2.5-0.96)*6.05/（0.96*7*5

13、）+0.152 =141.15N取F0=1.5 F0min =211.725N5.7计算传带的压轴力 （F0）min=2z（F0）minsin（1/2）=2*7*141.15*sin(166.88/2)=1963.16 N5.8 确定带轮的结构形式小带轮dd1=100mm 采用实心式结构；大带轮dd2=224mm 采用孔板式结构 6减速齿轮的设计 （一）高速级齿轮的设计6.1 选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，传动方案选用直齿圆柱齿轮，由于转速不高选用7级精度。又有要求为同轴式减速器，故两对齿轮可取为同一型号大小的齿轮，由于低速级齿轮传递的转矩较大，故可按低速级齿轮来设

14、计，由表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS，取小齿轮的齿数为Z1=19，于是Z2=3.37* Z1=64.03，取Z2=66。6.2 按齿面接触疲劳强度设计 由式（10-9a） d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 确定公式内的各计算值(1）选择载荷系数Kt=1.3(2) 计算小齿轮传递的转矩。T1=5.471*104Nm(3）由表10-7选取齿宽系数d=1(4）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/2(5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HlimZ1=600 M

15、pa HlimZ2=550Mpa(6）由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60*417.39*（2*8*300*10）=1.20*109N2=N1/3.4=3.53*108(7)由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90 KHN2=0.95(8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得H1=Hlim1KNT1/S=6000.90/1=540MpaH2=Hlim2KNT2/S=5500.95/1=522.5Mpa6.3 计算(1）代入H中最小的值得d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 =2.231.354710(3.

16、4+1)（189.8/522.5）2 /3.41/3=53.3mm(2）计算圆周速度。V=d1tn1/601000=（3.1453.3417.39）/（601000）=1.166m/s(3）计算齿宽b b=dd1t=153.34mm=53.34mm(4）计算齿宽与齿高之比b/h。模数mt=d1t/Z1=53.3/19=2.807mm齿高 h=2.25*mt=2.25*2.807=6.316mm故 b/h=53.3/6.316=8.45(5)计算载荷系数 据V=2.68m/s 7精度等级由图10-8查得 动载系数Kv=1.10 KHa=KHb=1 由表10-2查得 系数KA=1.25 由表10-

17、4用插值法查得KH2=1.318 由图10-13查得 KF2=1.403所以载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.318=1.812(6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式10-10a得d1=d1t(K/Kt)1/3=53.3*(1.812/1.3)1/3=59.576mm计算模数m= d1Z1=59.576/19=3.146.4 按齿根弯曲强度计算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3(1）由图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 Mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=380 Mpa(2)又图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KF

18、N1=0.85 KFN2=0.88(3)计算弯曲疲劳许用力，弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得F1=FE1* KFN1/s=0.85*500/1.4=303.57Mpa F2=FE2*KFN2/s=0.88*380/1.4=238.86 Mpa计算载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.403=1.929(4)查应力校正系数 由表10-5YFa1=2.850 YSa1=1.540 YFa2=2.256 YSa2=1.742(5)计算大 小齿轮的YFa* YFa/FYFa1* Ysa1/F1=2.85*1.54/303.57=0.0145 Yfa2* Ya2/F2

19、=2.256*1.742/238.86=0.01645 大齿轮的数值大(6）计算m(2KT1* YFa*YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.929*54710*0.01645/192*1) 1/3=3.103mm 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数3.103并就近圆为标准值m=3.5 算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=59.576/3.5=17.02 取Z1=18 则Z2=3.4*18=61.2取Z2=62实际传动比：

20、i=62/18=3.446.5 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=Z1*m=18*3.5=63mm d2=Z2*m=62*3.5=217mm(2)计算中心距 a=( d1+ d2)/2=(63+217)/2=140mm(3)计算齿宽 b=d * d1=1*63=63mm 取 B2=65mm B1=70mm 由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。因为d1160mm,所以小齿轮可以做成实心齿轮，d2500mm所以大齿轮可以做成腹板式齿轮。 （二）低速级齿轮

21、的设计6.6 选择齿轮类型，齿数，材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，传动方案选用直齿圆柱齿轮，由于转速不高选用7级精度。又有要求为同轴式减速器，故两对齿轮可取为同一型号大小的齿轮，由于低速级齿轮传递的转矩较大，故可按低速级齿轮来设计，由表10-1小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度240HBS，取小齿轮的齿数为Z1=19，于是Z2=3.37* Z1=64.03，取Z2=66。6.7 按齿面接触疲劳强度设计 由式（10-9a） d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 确定公式内的各计算值(1）选择载荷系数Kt=1.3(2) 计算

22、小齿轮传递的转矩。T1=366.082Nm(3）由表10-7选取齿宽系数d=1(4）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 Mpa1/2(5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HlimZ1=600 Mpa HlimZ2=550Mpa(6）由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60*122.76*（2*8*300*10）=3.535*108N2=N1/3.4=1.04*108(7)由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.97 KHN2=0.98(8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10-12得H1=Hlim1K

23、NT1/S=6000.97/1=582MpaH2=Hlim2KNT2/S=5500.98/1=539Mpa6.8 计算(1）代入H中最小的值得d1t2.32kT1(u+1) *ZEH2/du1/3 =2.321.351975(3.4+1)（189.8/539）2 /3.41/3=50.6mm(2）计算圆周速度。V=d1tn1/601000=（3.1450.6122.76）/（601000）=0.629m/s(3）计算齿宽b b=dd1t=150.6mm=50.6mm(4）计算齿宽与齿高之比。模数mt=d1t/Z1=50.6/19=2.66mm齿高 h=2.25*mt=2.25*2.66=5.9

24、85mm故 b/h=50.6/5.985=8.45(5)计算载荷系数 据V=0.629m/s 7精度等级由图10-8查得 动载系数Kv=1.10 KHa=KHb=1 由表10-2查得 系数KA=1.25 由表10-4用插值法查得KH2=1.318 由图10-13查得 KF2=1.403所以载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.318=1.812(6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由式10-10a得d1=d1t(K/Kt)1/3=50.6*(1.812/1.3)1/3=56.523mm计算模数m= d1Z1=56.523/19=2.9756.9 按齿根弯曲强度计

25、算m(2KT1* YFa YSa/d*Z12F)1/3(1）由图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 Mpa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=380 Mpa(2)又图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 KFN2=0.88(3)计算弯曲疲劳许用力，弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-12得F1=FE1* KFN1/s=0.85*500/1.4=303.57Mpa F2=FE2*KFN2/s=0.88*380/1.4=238.86 Mpa 计算载荷系数K=KAKvKHaKH2=1.25*1.10*1*1.403=1.929(4)查应力校正系数 由表10-5YFa1=

26、2.850 YSa1=1.540 YFa2=2.256 YSa2=1.742(5)计算大 小齿轮的YFa* YFa/FYFa1* Ysa1/F1=2.85*1.54/303.57=0.0145 Yfa2* Ya2/F2=2.256*1.742/238.86=0.01645 大齿轮的数值大(6）计算m(2KT1* YFa*YSa/d*Z12F)1/3=(2*1.587*51975*0.01645/192*1) 1/3=2.9475mm 对比计算结果，由齿轮接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载

27、能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.95并就近圆为标准值m=3 算出小齿轮的齿数Z1=d1/m=50.6/3=16.87取Z1=18则Z2=3.4*18=61.2.取Z2=62实际传动比：i=62/18=3.446.10 几何尺寸计算(1)计算分度圆直径 d1=Z1*m=18*3=54mm d2=Z2*m=62*3=186mm(2)计算中心距 a=( d1+ d2)/2=(54+186)/2=120mm(3)计算齿宽 b=d * d1=1*54=54mm 取 B2=60mm B1=70mm 由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且

28、根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。因为d1160mm,所以小齿轮可以做成实心齿轮，d2500mm所以大齿轮可以做成腹板式齿轮。（三）对两级齿轮进行调整（1）调整中心距 由于减速器结构为同轴式，故两级齿轮副的中心距应相等，且中心距数值为整数为好。由于低速级的中心距较小，在保证强度要求的情况下，增加低速级齿轮的齿数可使两中心距相等，同时保证所要求的传动比，应尽量按传动比增加齿数，故低速级小齿轮齿数增加3，大齿轮增加7，此时低速级尺寸为：Z1=18+4=21 d1=21*3=63Z2=62+10=72 d2=72*3=216中心距a=（66+21

29、6）/2=139.5mm 为使低速级的中心距与高速级的中心距相等，故高速级尺寸为：Z1=18 d1=18*3.5=63Z2=62 d2=62*3.5=217中心距a=（63+217）/2=1406.11齿轮参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.44模数(mm) 3.5 3中心距(mm)140齿数18622172齿宽(mm)65706070直径(mm)分度圆6321763216齿根圆5520955209齿顶圆72226722267 轴和轴承选择计算7.1 高速轴的设计7.1.1高速轴的设计计算（1）高速轴上的功率、转速和转矩转速 （r/min） 功率（Kw） 转矩T （Nm） 417

30、.39 5.28 120.80（2）作用在轴上的力 已知作用在轴上的小齿轮的分度圆直径d1=63mm 圆周力： Ft=2T/d1=2*/63=3834.92N径向力：Fr=Fttan=3834.92*tan20=1395.80N（3）初步确定低速轴的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得dmin1 = A 0 P1/n11/3=26.097，根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin337.1.2 各轴段直径和长度的确定（1）-段 取d1=30mm V带轮与轴的配合长度L1=108，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在

31、轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L2=106mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 10891. （2）-段 端盖的总宽为23，根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，端盖外端与带轮间距离为l=10mm，取d2=33mm 取L2=33mm（3）-段 因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6007深沟球轴承，其内径为d=35mm,宽度为B=14mm.所以取轴直径为d3=35mm。齿轮距箱体内壁距离为：9mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：5mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故段长：L3=（14+9+5+2）=30。（4）-段 此段与

32、齿轮1配合 ， 直径d4=37mm L4=B1-2=75-2=63mm,其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 10*8*48，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 （5）-段 取d5=42mm, L5=6mm（6）-段 此段与6007深沟球轴承配合故 取d6=35mm, L6=14mm（7）轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1mm轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-10630与V带轮键联接配合-3333定位轴肩-3035与滚动轴承6007配合，套筒定位-6337与小齿轮键联接配合-642定位轴环-1435与滚动轴承6007配合总长度252mm7.1.3 按弯扭复合强度计算

33、首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（如图a），由已知量可知支撑跨距为：L1=93mm，L2=55mm，L3=44mm。 (1)求垂直面的支承反力：FV1=333.17N FV2=380.234N(2)求水平面的支承反力：FH1=915.7 FH2=1044.8N(3)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=FN1*L2=449.9*63=28.343 Nm(8)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FH1*L2=1235.9*63=77.86 Nm(9)绘制合弯矩图（如图d）M=(MH2+MV2)1/2=(28.342+77.862)1/2=82.86Nm(10)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=122.76

34、Nm (11)求危险截面B的计算应力ca从图可见，截面B最危险，（取折合系数=0.6） W=d3/32-bt（d-t）2/0.032=5.15由课本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W= 105.5752+(0.6*132.69)21/2/6.28=50.05Mpa,-1=60 Mpa，所以该轴是安全的。7.2 中速轴的设计7.2.1中速轴的设计计算（1）中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）122.765.019390.45（2）作用在轴上的力 已知作用在轴上的小齿轮的分度圆直径d1=63mm ，大齿轮直径d1=217 圆周力： Ft1=2T/d1=2*/6

35、3=12395.2N Ft2=2T/d2=2*/217=3598.6N径向力： Fr1=Ft1tan=12395.2*tan20=4511.48N Fr2=Ft2tan=3598.6*tan20=1309.8N（3）初步确定小齿轮的最小直径 先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据表15-3，取,于是得dmin = A 0 P1/n11/3=38.58，根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin45。7.2.2 轴的结构设计（1）-段 此段与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6009深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=16m

36、m.所以取轴直径为d1=45mm。齿轮距箱体内壁距离为：9mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：6mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm取 L1=16+9+6+2=33mm（2）-段 此段与齿轮2相配合取d2=50mm，取L2=B2-2=68mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 14953，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 （3）-段 此段主要是定位两边的齿轮 取d3=56mm ，L3=51mm。（4）-段 此段与齿轮3相配合 取直径d4=48mm L4=B3-2=58mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 14950，齿轮轮毂与轴的配合为

37、H7/n6。 （5）-段 此段与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6009深沟球轴承，其内径为d=45mm,宽度为B=16mm.所以取轴直径为d1=45mm 取d5=45mm, L5=33mm（6）轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=1.6mm轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3345与滚动轴承6209配合，套筒定位-6850与大齿轮键连接配合-5156定位轴环-5848与小齿轮键联接配合-3345与滚动轴承6209配合，套筒定位总长度243mm7.2.3 按弯扭复合强度计算首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，由已知量可知支撑跨距为：L1=50.5mm，L

38、2=114mm，L3=62mm。（1)求垂直面的支承反力：FV1=9745.46N FV2=2261.3N（2)求水平面的支承反力：FH1=438.8N FH2=4094.7N（3)绘制垂直面弯矩图MV=FV2*L3=2261.3*0.092=208.03 Nm （4)绘制水平面弯矩图MH=FH2*L3=376.7Nm（5)求合弯矩M=(MH2+MV2)1/2=(208.032+376.72)1/2=430.3Nm（6)绘制扭矩图转矩：T2=390.45Nm （7)求危险截面B的计算应力ca从图可见C截面最危险，（取折合系数=0.6）W=d3/32-bt（d-t）2/0.032=7958.9，

39、由课本15-5式得，ca = M2+(*T)21/2/W=+(0.6*.8)21/2/9706=4947Mpa,ca-1=70 Mpa，所以该轴是安全的。7.3 低速轴设计7.3.1低速轴的设计计算（1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）36.114.771236.13（2）作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为d=216mm，根据式(10-14)，则 圆周力： Ft=2T/d=2*/216=11445.6N 径向力： Fr=Fttan=4165.86N（3）初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，

40、取，于是得 dmin = A 0 P1/n11/3=57.04mm，根据轴的键槽数可将直径增大10% 则；dmin63mm7.3.2轴的结构设计（1）-段 该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6014深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=18mm.所以取轴直径为d1=65mm，L1=18mm（2）-段 此段为轴环，取d2=74mm，轴肩宽度b1.4h 取L2=8mm（3）-段 该段是与齿轮相配合，取d=67mm，长度L3=70-2=68mm,故段长：L3=68mm。其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL= 161055，齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。 （4

41、）-段 该段是与轴承相配合，因为轴承只受到径向力，没有轴向力，所以选用6014深沟球轴承，其内径为d=65mm,宽度为B=18mm。所以取轴直径d4=65mm取L4=2+6+8+18=34mm（5）-段 此段主要是起定位的作用，取d=63mm，L5=36mm。（6）-段 该段是与联轴器相配合 ，计算转矩：Tca=Ka*T=1.5*1261.61 Nm =1892.41 Nm 查标准GB/T5014-2003,选用LX4型联轴器，其公称转矩2500Nm，半联轴器的孔径为55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，取d5=55mm, L6=82mm，其上的键槽 查表6-1 取键的型号为bhL=

42、 161068，半联轴器与轴的配合为H7/k6。 （7）轴的两端采用倒角445，各轴肩的圆角半径取R=2mm轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-1865与滚动轴承6014配合-874轴环-6867与大齿轮以键联接配合，套筒定位-3465与滚动轴承6014配合-3663与端盖配合，做联轴器的轴向定位-8255与联轴器键联接配合总长度246mm7.3.3 按弯扭复合强度计算首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（如图a），由已知量可知支撑跨距为：L1=51mm，L2=43mm, L3=102mm。（1)求垂直面的支承反力：FV1=1181.6N，FV2=1055.9N（2)求水平面的支承反力：F

43、H1=3246.5N，FH2=2901.8N（3)绘制垂直面弯矩图（如图b）MV=Fv1*L1=116.5 Nm（4)绘制水平面弯矩图（如图c）MH=FH1*L1=272.7 Nm（5）求合弯矩: M=(MH2+MV2)1/2=(272.72+116.52)1/2=295.9Nm（6) 转矩：T=1091.6Nm (7) 求危险截面B的计算应力ca从图可见，装齿轮3的截面最危险，（取折合系数=0.6），W=d3/32-bt（d-t）2/0.032=32430.4由课本15-5式得，ca= M2+(*T)21/2/W=+(0.6*)21/2/.4=7.12Mpa,-1=60 Mpa所以该轴是安全

44、的。8 轴承的校核8.1高速轴轴承的校核 （1）力的校核：由前面的计算可知Fv1=333.17N，Fv2=380.2N=Fr，由于该轴上的滚动轴承为同一轴承，故只需校核受力较大的轴承。 由课本式13-9a 取fp=1.2，P=fp*Fr=1.2*380.2=456.3 Lh=2*8*300*10=48000h ，取=3。 根据式13-6 C= P（60n Lh/）1、=4702.06N48000h所以深沟球轴承6007合格。8.2中速轴轴承的校核（1）力的校核：由前面的计算可知Fv1=745.5N，Fv2=2261.3N=Fr，由于该轴上的滚动轴承为同一轴承，故只需校核受力较大的轴承。 由课本

45、式13-9a 取fp=1.2，P=fp*Fr=1.2*2261.3=2713.56N Lh=2*8*300*10=48000h ，取=3。 根据式13-6 C= P（60n Lh/）1、=22204.29N48000h所以深沟球轴承6009合格。8.3低速轴轴承的校核（1）力的校核：由前面的计算可知Fv1=1181.6N，Fv2=1055.9N=Fr，由于该轴上的滚动轴承为同一轴承，故只需校核受力较大的轴承。 由课本式13-9a 取fp=1.2，P=fp*Fr=1.2*1055.9=1417.8N Lh=2*8*300*10=48000h ，取=3。 根据式13-6 C= P（60n Lh/）

46、1、=15693.39N48000h所以深沟球轴承6014合格。9 键联接的校核计算由课本6-1得，因为键、轴和毂的材料都是钢，由表6-2取p=110Mp。9.1 V带轮处的键取普通平键10106GB1096-2003键的工作长度l=L-b=106-15=91键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*8=4mmp =2T*1000/kld=24.96Mpa 合格。9.2高速轴与小齿轮处的建取普通平键1063GB1096-2003键的工作长度l=L-b=63-15=48键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*8=4mmp =2T*1000/kld=34.01Mpa 合格。9.3中速轴上两处的键

47、取普通平键1468GB1096-2003键的工作长度l=L-b=68-15=53键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mmp =2T*1000/kld=65.48Mpa 合格。9.4低速轴与大齿轮处的键取普通平键1668GB1096-2003键的工作长度l=L-b=68-13=55键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*10=5mmp =2T*1000/kld=104.6Mpa 合格。9.5联轴器周向定位键取普通平键1682GB1096-2003键的工作长度l=L-b=82-14=68键与轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*10=5mmp =2T*1000/kld=114.2

48、Mpa 合格。10减速器机体结构尺寸 箱体选用球墨铸铁QT400,布氏硬度130180HBS ,根据工作条件的要求,箱体具体设计参数如表：名称符号计算公式结果箱座壁厚度10箱盖壁厚度1（0.80.85）8mm9地脚螺钉直径M14地脚螺钉数目6箱盖凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25轴承旁联结螺栓直径M8盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）M6轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8外箱壁至轴承端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与内箱壁距离115齿轮端面与内箱壁距离29箱盖，箱座肋厚分别为0.851、0.8599轴承旁联结螺栓距离20011

49、 减速器各部位附属零件的设计11.1 窥视孔盖与窥视孔在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况。取盖长度A=140。11.2 放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。取M14*1.5。11.3 通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成. 取有过滤网式通气器M36*211.

50、4 启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整。11.5 定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.11.6 环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。11.7 调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。11.8 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内.11.9 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度