二级斜齿圆柱齿轮-锥齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计

2013-2014第2学期

姓 名: 赵烜 班 级: 模具二班 指导教师： 钟老师 成 绩:

日期：2014 年 5月

赵烜：两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器设计书

2015届模具设计专业课程设计（论文）

目录

第一章 前言 ............................................................ 1 1.1 基本简介 ........................................................... 1 1.2 结构特点 ........................................................... 1 第二章 传动装置的总体设计 ............................................... 3 2.1 传动方案的确定 ..................................................... 3

2.1.1 两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器 .............................. 3 2.2 电动机的选择 ....................................................... 3

2.2.1 选择电动机的类型 ............................................... 3 2.2.2 选择电动机的功率 ............................................... 3 2.2.3确定电动机转速 .................................................. 4 2.3 传动比的计算及分配 ................................................. 4

2.3.1 总传动比 ....................................................... 4 2.3.2 分配传动比 ..................................................... 4 2.4 传动装置运动、动力参数的设计 ....................................... 5

2.4.1 各轴的转速 ..................................................... 5 2.4.2 各轴的功率 ..................................................... 5 2.4.3 各轴的转矩 ..................................................... 5 第三章 传动件的设计 .................................................... 6 3.1 高速级锥齿轮传动的设计计算 ......................................... 6

3.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级 ................................. 6 3.1.2 初步计算传动的主要尺寸 ......................................... 6 3.1.3 确定传动尺寸 ................................................... 7 3.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 ........................................... 8 3.1.5 计算锥齿轮传动其他几何尺寸 ..................................... 8 3.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 ....................................... 9

3.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级 ................................. 9 3.2.2 初步计算传动的主要尺寸 ......................................... 9

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3.2.3 确定传动尺寸 .................................................. 10 3.2.4 计算齿轮传动其它几何尺寸 ...................................... 12 第四章 齿轮上作用力的计算 ............................................. 13 4.1 高速级齿轮传动的作用力 ............................................ 13

4.1.1 锥齿轮1的作用力 .............................................. 13 4.1.2 锥齿轮2的作用力 .............................................. 13 4.2 低速级齿轮传动的作用力 ............................................ 13

4.2.1 齿轮3的作用力 ................................................ 13 4.2.2 齿轮4的作用力 ................................................ 13 第五章 轴的设计计算 ................................................... 14 5.1 高速轴的设计计算 .................................................. 14

5.1.1 选择材料及草图设计 ............................................ 14 5.1.2 初算轴径 ...................................................... 14 5.1.3 结构设计 ...................................................... 14 5.1.4 键连接 ........................................................ 16 5.1.5 轴的受力分析 .................................................. 16 5.1.6 校核轴的强度 .................................................. 17 5.1.7 校核键连接的强度 .............................................. 17 5.1.8 校核轴承寿命 .................................................. 17 5.2 中间轴的设计计算 .................................................. 18

5.2.1 选择材料及草图设计 ............................................ 18 5.2.2 初算轴径 ...................................................... 19 5.2.3 结构设计 ...................................................... 19 5.2.4 键连接 ........................................................ 20 5.2.5 轴的受力分析 .................................................. 20 5.2.6 校核轴的强度 .................................................. 21 5.2.7 校核键连接的强度 .............................................. 22 5.2.8 校核轴承寿命 .................................................. 22 5.3 低速轴的设计计算 .................................................. 23

5.3.1 选择材料及草图设计 ............................................ 23

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5.3.2 初算轴径 ...................................................... 24 5.3.3 结构设计 ...................................................... 24 5.3.4 键连接 ........................................................ 25 5.3.5 轴的受力分析 .................................................. 25 5.3.6 校核轴的强度 .................................................. 27 5.3.7 校核键连接的强度 .............................................. 27 5.3.8 校核轴承寿命 .................................................. 27 第六章 减速器附件的选择................................................ 29 6.1 通气器 ............................................................ 29 6.2 油面指示器 ........................................................ 29 6.3 起吊装置 .......................................................... 29 6.4 放油螺塞 .......................................................... 29 第七章 润滑与密封 ..................................................... 30 7.1 齿轮的润滑 ........................................................ 30 7.2 滚动轴承的润滑 .................................................... 30 7.3 润滑油的选择 ...................................................... 30 7.4 密封方法的选取 .................................................... 30 第八章 减速器箱体的结构尺寸 ............................................ 31 第九章 参考资料目录 ................................................... 34

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第一章 前言

1.1 基本简介

减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。减速器是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。

1.2 结构特点

为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。错误! 1）检查孔为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。

2)通气器减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。

3)轴承盖为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承方便，但和嵌入式轴承盖相比，零件数目较多，尺寸较大，外观不平整。

4)定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。

5)油面指示器检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器。

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6)放油螺塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。 7)启箱螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出～2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。小型减速器也可不设启箱螺钉，启盖时用起子撬开箱盖，启箱螺钉的大小可同于凸缘联接螺栓。

2

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第二章 传动装置的总体设计

2.1 传动方案的确定

2.1.1 两级展开式圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器

图2.1

1- 电动机 2-联轴器 3-圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器 4-卷筒 5-带式运输机2.2 电动机的选择

2.2.1 选择电动机的类型

Y系列三相异步电动机

2.2.2 选择电动机的功率

输送带所需的功率 PW=

FV26001000=?1.51000=3.9kw

3

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查表取各部分效率 ?轴承=0.99，?锥=0.96，?斜=0.97，?联=0.99；得：

?总=?4轴承??锥??斜??2联=0.994?0.96?0.97?0.992=0.88

电动机所需的功率 P0=

PW?总=

3.9=4.5kw ；查表选取电动机额定功率 P额 =5.5kw 0.882.2.3确定电动机转速

输送带带轮的工作转速 nw?1000?60?v1000?60?1.5??106.1 r?min

??d??270查表取锥齿轮传动传动比 i锥=2～3，斜齿圆柱齿轮传动传动比i圆=3～6，则:

i总=i锥?i圆=6～18

电动机的转速范围 n0?nw?i总?106.1??68?=636.6～1909.8 r∕min

查表选取同步转速为 1500r∕min的电动机，其满载转速为1440r∕min，型号为Y132S-4。

2.3 传动比的计算及分配

2.3.1 总传动比

i总=nm1440=13.57 =nw106.12.3.2 分配传动比

高速级传动比：i1?0.25i?0.2513.57?3.39；为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，则取i1?2.95; 低速级传动比：i1?i13.57??4.60 i12.954

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2.4 传动装置运动、动力参数的设计

2.4.1 各轴的转速

n0?1440 r∕min；n1?n0?1440 r∕min；

n2?n11440n488.14??488.14 r∕min；n3?2??106.12 r∕min； i12.95i24.60nw?n3?106.12 r∕min

2.4.2 各轴的功率

p1?p0??联=4.5?0.99=4.455kw；p2?p1??轴承??锥=4.455?0.99?0.96=4.24kw； p3?p2??轴承??斜=4.24?0.99?0.97=4.07kw；pw?p3??轴承??联=4.07?0.99?0.99=3.99kw 2.4.3 各轴的转矩

T0?9550?T2?9550?Tw?9550?p0p4.54.455?9550??29.84N?m；T1?9550?1?9550??29.55N?m； n01440n11440pp24.244.07 ?9550??82.95N?m；T3?9550?3?9550??366.27N?m；

n2488.14n3106.12pw3.99?9550??359.07N?m nw106.12

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第三章 传动件的设计

3.1 高速级锥齿轮传动的设计计算

3.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级

考虑到带式运输机一般为机械，大小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度BHW1=217～255,HBW2=162～217.平均硬度HBW1=326,HBW2=190;

HBW1-HBW2=46,在30～50BHW之间，选用8级精度。 3.1.2 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。设计公式:

?ZEZH4KHT1d1?3?2?0.85??R???(1?0.5?R)?????H? ??? (3.1)

2(1).T1?29550N?mm;(2).初选载荷系数Kt?1.3;(3).查表得弹性系数(5).齿数比i1?u?2.95;(6).取齿ZE?189.8MP；a(4).查得节点区域系数ZH?2.5；宽系数?R?0.3；(7).许用接触应力???H?ZH??Hlim,又查得接触疲劳极限应力SH?Hlim1?580Mpa,?Hlim2?390Mpa，小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：

N1?60n1aLh?60?1440?1?(1?8?300?10)?2.07?109；

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N12.07?109N2???7.02?108；

i12.95差得寿命系数ZH1?1.0,ZH2?1.05，取安全系数SH?1,有：

???H1?ZH1?Hlim11.0?580Z?1.05?390??580MPa，???H2?H2Hlim2??409.5MPa； SH1SH1取???H?409.5MPa

初算小齿轮分度圆直径，代入公式（3.1）得:d1t?74.406mm 3.1.3 确定传动尺寸

(1).计算载荷系数：

查得使用系数KA?1.0，齿宽中点分度圆直径为dm1t?d1t(1?0.5?R) ?72.406?(1?0.5?0.3) ?61.545mm 故Vm1??dm1tn160?1000???61.545?144060?1000?4.64 m∕s;

降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数KV?1.24，再查得齿向载荷分配系数

K??1.13；则载荷系数KH?KAKVK??1?1.24?1.13?1.4。 (2).对d1t进行修正：

d1?d1t?3KH1.4?72.406?3?74.217mm Kt1.3(3).确定齿数：

选齿数Z1?23,Z2?uZ1?2.95?23?67.85，取Z2?68； 则u'?68?u0.01?2.96,??0.3%，在允许范围内。 23u2.95(4).大端模数m：

m?d174.217??3.227mm，查表取标准模数m?4mm z123(5).大端分度圆直径：

d1?mZ1?4?23?92mm?74.217，d2?mZ2?4?68?272mm (6)锥顶距：

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R?d192?u2?1??2.962?1?143.720mm 22(7).齿宽:

b??R?R?0.3?143.720?43.116mm,取b?45mm

3.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度

?F?KHFt?YF?YS????F

0.85bm(1?0.5?R)(3.2)

(1).KH,b,m,?R同前；(2).圆周力Ft?(3).齿形系数YF和应力修正系数YS:

2T12?29550??755.8N;

d1(1?0.5?R)92?(1?0.5?0.3)cos?1?uu?12?2.962.96?12?0.9474，cos?2?1u?12?12.96?12?0.3201

则当量齿数：ZV1?Z1Z12368??24.3,ZV1???212.4 cos?10.9474cos?20.3201查得YF1?2.65,YF2?2.13;YS1?1.58,YS2?1.88 (4).许用弯曲应力：???F?YN?Flim；查得?Flim1?410MPa,?Flim2?320MPa，寿命系数SFYN1?YN2?1，安全系数SF?1.6;故：

???F1?YN1?limF11?410Y?1?320??262.5MPa,???F2?N2limF2??210MPa; SF1.6SF1.6将所得数据代入公式(3.2)得：?F1?35.65MPa???F1?,

?F2??F1?YF2YS22.13?1.88?35.65??34.10MPa???F2? YF1YS12.65?1.583.1.5 计算锥齿轮传动其他几何尺寸

ha?m?4mm,hf?1.2m?1.2?4?4.8mm,C?0.2m?0.2?4?0.8;

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?1?arccosuu?11u?122?arccos2.962.96?112.96?122?18.667；

?2?arccos?arccos?71.333；

da1?d1?2mcos?1?92?2?4?0.9474?99.579mm； da2?d2?2mcos?2?272?2?4?0.3201?274.561mm；

df1?d1?2.4mcos?1?92?2.4?4?0.9474?82.905mm； df2?d2?2.4mcos?2?272?2.4?4?0.3201?268.927mm；

3.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算

3.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级

大小斜齿圆柱齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理。齿面硬度BHW1=217～255,HBW2=162～217.平均硬度HBW1=326,HBW2=190; HBW1-HBW2=46,在30～50BHW之间，选用8级精度。

3.2.2 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设计，设计公式：

2KHT2u?1?ZEZHZ?Z?3d3?????du?????H? ???(3.3)

2

(1)T2?82950N?mm;(2)初选载荷系数Kt?1.1~1.8;(3)齿宽系数?d?1.1；(4)弹性系数Zk?189.9MPa;(5)初选螺旋角??12，查图得节点区域系数ZH?2.46;(6)齿数比

u?i2?4.60;(7)初选Z3?23，则Z4?u?Z3?4.60?23?105.80，取Z4?106，则端面重

?11?合度为：???[1.88?3.2???]?cos?

?Z3Z4?

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1??1 ?[1.88?3.2???]?cos12

?23106? ?1.67

轴向重合度为：???0.318??d?Z3?sin?sin12?0.318?1.1?23??1.71 cos?cos124?1.671.71??1?1.71???0.687； 31.67??4?????1??????重合度系数Z??3??(8)螺旋角系数Z??cos??cos12?0.99； (9)许用接触应力可用该式计算：???H?ZN?Hlim SH查得接触疲劳极限应力： ?Hlim3?580MPa,?Hlim4?390MPa; 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别：

N3?60n2jLh?60?488.14?1?(1?8?300?10)?7.03?108， N37.03?108N4???1.53?108；

i24.6查得寿命系数ZN3?1.05,ZN4?1.13;取SH?1.0; 有???H3?ZN3?Hlim31.05?580Z?1.13?390??609MPa，???H4?N4Hlim4??440.7MPa SH1SH1取???H?440.7MPa；

初算小齿轮的分度圆直径，将数据代入公式(3.3)得：d3t?51.104mm 3.2.3 确定传动尺寸

(1).计算载荷系数KA?1.0,由V??d3tn260?1000?51.104???488.14?1.31m∕s；查表取动载

60?1000荷系数KV?1.1,齿向载荷分配系数K??1.11,齿间载荷分配系数K??1.2，故：; K?KAKVK?K??1.0?1.1?1.11?1.2?1.4(2).对d3t进行修正：d3?d3t?3(3).确定模数mn?K1.45?51.104?3?52.929mm； Kt1.4d3cos??2.25mm; z310

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2KFtT2Y?Y?cos2?YFaYSa?若按齿根弯曲强度设计，有：mnt?3 2?dZ3[?F]1计算载荷系数KFt?1.3,压力角??200； ○

2重合度系数Y?： ○

?t?arctan(tan?cos?)?arctan(tan200cos120)?20.4100

?b?arctan(tan??cos?t)?arctan(tan120?cos20.4100)?9.1930 ??v???cos2?b?1.67cos29.1930?1.714

Y??0.25?0.75??v?0.25?0.751.714?0.688； 螺旋角系数Y?：

120Y??1????1?1.71?0.829

12001200?3计算当量齿数Zv3?○

Z3Z4?24.58Z??113.26 ，v433cos?cos?4查得弯曲疲劳强度极限?Flim3?500MPa，?Flim4?380MPa ○

5取弯曲疲劳寿命系数KFN3?0.95，KFN4?0.98 ○

6取弯曲疲劳安全系数SF?1.4 ○

[?F]3?KFN3?Flin3K??339.29MPa，[?F]4?FN4Flim4?266MPa SFSF7查得齿形系数YFa3?2.68，YFa4?2.18；得应力校正系数YSa3?1.58，YSa4?1.81 ○

8计算大、小齿轮的○

YFaYSa

并加以比较： [?F]

YFa3YSa3YYYY?0.0125，Fa4Sa4?0.0148，取FaSa?0.0148 [?F]3[?F]4[?F]9计算得mnt?1.441mm ○

10调整齿轮模数： ○

d3?Z3mt1.441?23??33.883mm，b??d?d3?1.1?33.883?37.271mm； cos?cos120K1.45?1.44?3?1.458mm； KFt1.4mn?mnt3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn?2mm；为了同时满足接

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触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3?52.929mm来计算小齿轮的齿数，即Z3?d3cos??25.89?26，Z4?uZ3?119.6,为满足互质要求，去Z4?121。 mn11圆整中心距 ○

(Z3?Z4)mn?26?121??2a???150.284mm，取a?150mm

2cos?2?cos12012修正螺旋角 ○

??arccos(Z3?Z4)mn(26?121)?2??11.4780

2a2?15013计算几何尺寸 ○

d3?ZmZ3mn?53.061mm，d4?4n?246.938mm

cos?cos?b??d?d3?58.367mm，取齿宽为b4?59mm，b3?b4?(510)?64mm 3.2.4 计算齿轮传动其它几何尺寸 端面模数mt?mn2??2.04 cos?cos11.478齿顶高ha?ha?mn?1?2?2mm

齿根高hf??ha??c??mn??1?0.25??2?2.5mm 全齿高h?ha?hf?2?2.5?4.5mm 顶隙c?c?mn?0.25?2?0.25mm 齿顶圆直径为

da3?d3?2ha?57.061mm da4?d4?2ha?250.938mm 齿根圆直径为

df3?d3?2hf?53.061?2.5?2?48.061mm df4?d4?2hf?246.938?2.5?2?241.938mm

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第四章 齿轮上作用力的计算

4.1 高速级齿轮传动的作用力

4.1.1 锥齿轮1的作用力 圆周力:Ft1?2T12T12?29550???755.8N，其方向与力作用点圆周dm1d1(1?0.5?R)92??1?0.5?0.3?速度方向相反;径向力：Fr1?Ft1?tan??cos?1?755.8?tan200?0.9474?260.6N，其方向为由力的作用点指向齿轮1的转动中心；轴向力：

Fa1?Ft1?tan??sin?1?755.8?tan200?0.3201?88.1N，其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端；法向力：Fn1?Ft1755.8??804.3N。 0cos?cos204.1.2 锥齿轮2的作用力

锥齿轮2上的圆周力、径向力和轴向力与分别与锥齿轮1上的圆周力、轴向力和径向力大小相等，作用方向相反。

4.2 低速级齿轮传动的作用力

4.2.1 齿轮3的作用力 圆周力：Ft3?2T22?82950其方向与力作用点圆周速度方向相反；径向力： ?3108.7N，

d353.367tan?ntan200Fr3?Ft3??3108.7??1154.6N,其方向为由力的作用点指向齿轮3的

cos?cos11.4780转动中心；轴向力：Fa3?Ft3?tan??3108.7?tan11.4780?631.2N,其方向由右手法则确定；法向力：Fn3?Ft33108.7??3375.7N。 00cos?ncos?cos20?cos11.4784.2.2 齿轮4的作用力

从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，方向相反。

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第五章 轴的设计计算

5.1 高速轴的设计计算

5.1.1 选择材料及草图设计

因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理 其草图为：

5.1.2 初算轴径

表查得C?106~135，故取较小C?118，则

dmin?C3p14.455?118?3?17.19mm n21440轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%至5%，轴端最细处直径

d1?17.19?17.19??0.030.05??17.7118.05mm 5.1.3 结构设计

为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，轴承采用两端固定方式

(1).联轴器与轴段① 轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿两轴安装误差、隔离振动，选用弹性联轴器。查得，取KA?1.5计算转矩为

Tc?KAT1?1.5?29550?44325N?mm;

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查得GB/T 5014-2003中的LT4型联轴器符合要求，公称转矩为63N?m，许用转速

4200r/min，轴孔范围20~28mm。考虑d1?18.05mm，取孔径为20mm，L联=52mm，

Y型轴孔，A型键，从动端代号：LT4 20×52 GB/T 5014-2003；相应的轴段①的直径

d1?20mm。

(2).轴承与轴段②和④的设计 确定轴段②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?(0.07~0.1)d1?1.2~2mm。轴段②的轴径d2?d1?2h?24.2~26mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，可选用毛毡圈 25FZ/T 92010-1991，则d2?25mm；经过计算，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此改用轴套定位，轴套内径为20mm，外径既满足密封要求，又满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力作用，选用圆锥滚子轴承 30205GB/T 297-1994，轴承内径d?25mm，外径D?52mm，宽度B?15mm，

T?16.25mm,da?31mm,Da?46mm,a3?12.6mm；故d2?25mm，取L2?14mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d4?25mm，其右侧为齿1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈有端面，该处轴段长度应该比轴承内圈宽度略短，故取L4?14mm。

(3).轴段③的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3?31mm，该处长度与轴的悬臂长度有关，故先确定其悬臂长度。

(4).齿轮与轴段⑤的设计 轴段⑤上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，

d5应该小于d4，可初定d5?23mm。小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距

离M=23.5mm，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为?1?8，轴承套杯凸肩厚C?8mm，齿轮与轮毂又端面的距离按齿轮结构需要取为46mm,取轴与齿轮配合段比齿毂孔略短，差值为0.75，则：L5?46??1?C?T?L4?0.75?63.5mm。 (5).轴段①与轴段③的长度 轴承端盖凸缘厚度Bd?11mm，联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离K?9mm，为便于结构尺寸去整，轴承端盖凸缘安装表面与轴承左端面的距离取为l4?23.5mm,取轴段①与联轴器左端面的距离为1.75mm，则有：

L1?L联?K?Bd?l4?T?L2?1.75?52?9?11?23.5?16.25?14?1.75?96mm；又有 l3?M??1?C?a3?23.5?8?8?12.6?52.1mm，则l2?(22.5)l3?104.2130.25mm， 取L3?110mm L3?l2?2a3?2T?(104.2130.25)?2?12.6?2?16.25?96.9122.95mm，则有l2?L3?2T?2a3?117.3mm，在其取值范围内，合格。 (6).轴段①力作用点与左轴承对轴力作用点的间距

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l1?L1?L2?T?a3?L联?1.75=82.7mm。

25.1.4 键连接

带轮与轴段①间采用A型普通平键连接，其型号为6×40 GB/T 1096-2003；齿轮与轴段⑸间采用A型普通平键连接，其型号为8×54 GB/T 1096-2003. 5.1.5 轴的受力分析

(1).画轴的受力简图，如图5.1 b

图5.1

(2).计算支撑反力 在水平面上为：

Fr1l3?Fa1?l2dm161.545260?52.1?88.1?2?2?92.3N117.3R1H?R2H?Fr1?R1H?260.6?92.3?352.9N； 在垂直平面上为：

R1V?Ft1?l3755.8?52.1??335.7N，R2V?Ft1?R1V?755.8?335.7?1091.5N; l2117.3轴承1的总支承反力为：R1?R12H?R12V?348.2N

22?R轴承2的总支承反力为：R2?R2H2V?1147.1N；

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(3).画弯矩图，如图5.1 c、d、e所示，其中

MaH??R1Hl2??92.3?117.3??10826.79N?mm

MbH?Fa1dm161.545?88.1??2711.1N?mm 22MaV?R1Vl2?335.7?117.3?39377.6N?mm

MbV?0

2222?MaV?40838.9N?mm，Mb?MbH?MbV?2711.1N?mm 合成弯矩：Ma?MaH(4).画转矩图 如图5.1 f所示，T1?29550N?mm； 5.1.6 校核轴的强度

a-a剖面为危险面，其抗弯截面系数为：W?3?d43?d432???25332?1534.0mm3；其抗扭截面Mb2711.1??1.8MPa； W1534.0系数为：WT?16???25316?3068.0mm3；其弯曲应力为：?b?其扭剪应力为：??T129550??9.6MPa； WT3068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

2合系数??0.6，则当量应力为：?c??b?4?????1.82?4??0.6?9.6??11.7MPa，

22查得45钢调质处理抗拉强度极限?B?640MPa，轴的许用弯曲应力???1??60MPa，

?c????1?，满足强度要求。

5.1.7 校核键连接的强度

联轴器处键连接的挤压应力为：?p1?齿轮处键连接的挤压应力为：?p2?4T14?29550??29.0MPa d1hl20?6??40?6?4T14?29550??19.8MPa d5hl23?7??45?8?取键轴及带轮的材料都为钢，查得???p???125MPa150MPa，因此强度足够。 5.1.8 校核轴承寿命 (1).计算轴承的轴向力

查30205轴承得C?32200N,C0?37000N,e?0.37,Y?1.6。查得30205轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：

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S1?R1348.2R1147.1??108.8N,S2?2??358.5N 2Y2?1.62Y2?1.6外部轴向力A?88.1N,各轴向力方向如下所示：

则S2?A?358.5?88.1?446.6N?S1,则两轴承的轴向力分别为：

Fa1?S2?A?446.6N,Fa2?S2?358.5N (2).计算当量动载荷 因为

Fa1R1?446.6348.3?1.3?e，轴承1的当量动载荷为：

P1?0.4R1?1.6Fa1?0.4?348.3?1.6?446.6?853.9N； 因为

Fa2R2?358.51147.1?0.31?e，则轴承2的当量动载荷为：P2?R2?1147.1N;

只需校核轴承2，P?P2。轴承在100℃以下工作，查得fT?1.0；对于减速器，查得载荷系数fP?1.5。 (3).校核轴承寿命

轴承2的寿命为 Lh?10?fTC?10?1?32200???????201386h，

60n1?fPP?60?1440?1.5?1147.1?61036103减速器预期寿命：Lh'?1?8?300?10?24000h

Lh?Lh'，故轴承寿命足够。

5.2 中间轴的设计计算

5.2.1 选择材料及草图设计

因其传递功率不大，并对重量及结构无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理 其草图为：

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5.2.2 初算轴径

表查得C?106~135，故取较小C?110，则

dmin?C3p24.24?110?3?22.61mm n2488.145.2.3 结构设计

轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从dmin出开始设计

(1).轴段①及轴段⑤的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上的作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。根据dmin?22.61mm，取轴承30205 GB/T 297-1994，轴承内径d?25mm，外径D?52mm，宽度B?15mm，总宽度T?16.25mm,da?31mm,Da?46mm,a3?12.6mm；故d1?25mm，通常一根轴上两个轴承取相同型号，则d5?25mm。

(2).齿轮轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2。为便于齿轮安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，暂定d2=d4=30mm。由于齿轮3的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮毅的宽度范围约为

?1.21.5?d4?3645mm，取其轮毂宽度l4?40mm，其左端采用轴肩定位，右端采用

套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段②和轴段④的长度应比相应的轮毂略短，b3?64mm，故取L2?61mm,L4?30mm。

(3).轴段③的设计 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围

?0.070.1?d2?2.13mm，取其高度为h?2.5mm，故d3?35mm。 齿轮3左端面与

箱体内壁距离和齿轮2的轮毅右端面与箱体内壁的距离均取为?1，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，且得其宽度BX?124mm,则轴段③的长度为：

L3?BX?L4?b3?2?1?124?30?64?2?8?14mm。

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h??0.070.1?d6?3.294.7mm，取h?4mm，则d5?55mm，L5?1.4h?5.6mm。取L5?8mm。轴段④的直径可取轴承内圈定位直径，即d4?52mm，齿轮左端面与箱体内壁距离为?4??1??b3?b4?2?8??64?59?2?10.5mm，则轴段④的长度：

L4?BX????4?b4?L5?124?5?10.5?59?8?51.5mm。

.轴段②与轴段⑦的长度 轴段②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。轴承座的宽度为轴承座的宽度为L?65mm，轴承旁连接螺栓为M20，轴承端盖连接螺钉选GB/T5781 M10?25,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外端面的距离为

K?10mm。则有L2?L??t?Bd?K?B???6?，5?2?1?0?1?0mm19563L7?B????4?b4?b6?19?5?12.5?(59?55)?40.5mm。

(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?18.2mm，则由草图可得轴的支点及受力点间的距离为：

b459?a3?40.5?55??18.2?47.8mm22b59l2?L3?L4?L5?4?a3?19?51.5?8??18.2?89.8mm

22L82l3?a3?L2?1?18.2?63??122.2mm22l1?L7?L6?5.3.4 键连接

联轴器与轴段①及齿轮④与轴段⑥键采用A型普通平键连接，由表选型号分别为键

12?70 GB/T 1096-2003和键14?45 GB/T 1096-2003.

5.3.5 轴的受力分析

(1).画轴的受力简图，如图5.3 b

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图5.3

(3).计算支撑反力 在水平面上为：

Fr4l2?Fa4?l1?l2d4246.9381154.6?89.8?631.2?2?2?189.1N47.8?89.8R1H?R2H?Fr4?R1H?1154.6?189.1?965.5N； 在垂直平面上为：

R1V?Ft4?l23108.7?89.8??2028.8N，R2V?Ft4?R1V?3108.7?2028.8?1079.9N; l1?l247.8?89.8轴承1的总支承反力为：R1?R12H?R12V?2037.6N

22轴承2的总支承反力为：R2?R2H?R2V?1448.6N；

(4).画弯矩图，如图5.3 c、d、e所示，其中

MaH?R1Hl1?189.1?47.8?9038.9N?mm

'MaH?R2Hl2?965.5?89.8?86701.9N?mm

MaV?R1Vl1?2028.8?47.8?96916.6N?mm

22?MaV?97337.2N?mm 合成弯矩：Ma?MaH26

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'22Ma'?MaH?MaV?130038.6N?mm；

(5).画转矩图 如图5.3f所示，T3?366270N?mm 5.3.6 校核轴的强度

a-a剖面右侧弯矩大。且作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险截面。 抗弯截面系数:

bt?d6?t???47314?5.5?(47?5.5)2W?????8782.0mm3;

322d6322?473?d62抗扭截面系数：

bt?d6?t???47314?5.5?(47?5.5)2WT?????18974.8mm3;

162d6162?473?d62'Ma130038.6??14.8MPa 弯曲应力分别为：?b?W8782.0扭应力为：??T3366270??19.3MPa； WT18974.8按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，按转矩脉动循环处理，故取折合系数??0.6，则当量应力为：

???b2?4?????14.82?4??0.6?19.3??27.5MPa，查得45钢调质处理抗拉强度

c22极限?B?640MPa，轴的许用弯曲应力???1b??60MPa，?c'????1b?，满足强度要求。 5.3.7 校核键连接的强度

联轴器处键连接的挤压应力为：?p1?齿轮处键连接的挤压应力为：?p2?4T34?366270??78.9MPa d1hl40?8??70?12?4T34?366270??111.7MPa； d6hl47?9??45?14?取键轴及带轮的材料都为钢，查得???p???125MPa150MPa，因此强度足够。 5.3.8 校核轴承寿命 (1).计算轴承的轴向力

查7209C轴承得C?36800N,C0?27200N.又查得轴承内部轴向力计算公式，则轴承1，2的内部轴向力分别为：

S1?0.4R1?0.4?1735.8?694.3N S2?0.4R2?0.4?1374.6?549.8N;

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外部轴向力A3?631.2N,各轴向力方向如下图所示：

S1?A?694.3?631.2?1325.5?S2,则两轴承的轴向力分别为： Fa2?S1?A?1325.5N,Fa1?S1?694.3N (2).计算当量动载荷 由

Fa1C0?694.327200?0.026，查得e?0.39，又因

Fa1?694.3?0.40?e，故R11735.8X?0.44,Y?1.44,轴承1的当量动载荷为：

P1?XR1?YFa1?0.44?1735.8?1.44?694.3?1763.5N; 由

Fa2C0?1325.527200?0.049,查得e?0.42，又因

Fa2R2?1325.51856.6?0.72?e，故

X?0.44,Y1?.36,轴承2的当量动载荷为：

P2?XR2?YFa2?0.44?1856.6?1.36?1325.5?2619.6N；

只需校核轴承2，P?P2。轴承在100℃以下工作，查得fT?1.0；对于减速器，查得载荷系数fP?1.5。

(3).校核轴承寿命 轴承2的寿命为：

Lh?10?fTC?10?1?36800????????394800h

60n3?fPP?60?106.12?1.5?2619.6?61036103减速器预期寿命：Lh'?1?8?300?10?24000h

Lh?Lh'，故轴承寿命足够。

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第六章 减速器附件的选择

6.1 通气器

由于在室内使用，选简易式通气器，采用M12×1.25

6.2 油面指示器

油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标

6.3 起吊装置

采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳

6.4 放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5

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第七章 润滑与密封

7.1 齿轮的润滑

采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。

7.2 滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为3.4m/s，所以开设油沟、飞溅润滑。

7.3 润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。

7.4 密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

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第八章 减速器箱体的结构尺寸

名称 锥齿轮锥距 低速级中心距 下箱座壁厚 上箱座壁厚 代号 尺寸/mm 143.72 210 9 8 R a ? ?1 下箱座剖分面处凸缘厚度 b 14 上箱座剖分面处凸缘厚度 b1 12 地脚螺栓底脚厚度 箱座上的助厚 箱盖上的助厚 地脚螺栓直径 地脚螺栓通孔直径 地脚螺栓沉头座直径 p 23 7 6 M20 25 48 32 30 6 M16 M m1 d? d? D0 L1 '底脚凸缘尺寸 L2 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 n d1 31

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轴承旁连接螺栓通孔直径 d1' 轴承旁连接螺栓沉头座直径 D0 17.5 32 上下箱连接螺栓直径 d2 M12 部分面凸缘尺寸（扳手空间） 上下箱螺栓通孔直径 c1 c2 ' d224 20 13.5 上下箱沉头座直径 D0 26 轴承盖螺钉直径 检查孔盖连接螺栓直径 d3 d4 c1 M8 M6 20 16 箱缘尺寸 c2 圆锥定位销直径 d5 5 减速器中心高 轴承凸台高度 轴承凸台半径 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离 H h R? 220 60 20 115~145 115~145 D2 S 32

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箱体外壁至轴承座端面的距离 轴承座孔长度 大齿轮顶圈与箱体内壁间距 K 52 61 ?1 12 齿轮断面与箱体内壁间距 ?2 9 33

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第九章 参考资料目录

[1]《机械设计课程设计》，机械工业出版社，陆玉主编，2006年12月第一版； [2]《机械设计手册.第3卷》，化学工业出版社，成大先主编，1992年第三版； [3]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵，纪明刚主编，2005年12月第八版； [4]《机械原理》，高等教育出版社，孙桓主编，2005年12月第七版；

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/1d9r.html