二级减速器课程设计完整版

目录1.设计任务.32.传动系统方案的拟定.33.电动机的选择.43.1 选择电动机的结构和类型.43.2 传动比的分配.83.3 传动系统的运动和动力参数计算.84.减速器齿轮传动的设计计算.134.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算.134.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算.265.减速器轴及轴承装置的设计.405.1 轴的设计.415.2 键的选择与校核.555.3 轴承的的选择与寿命校核.错误错误!未定义书签。未定义书签。6.箱体的设计.606.1 箱体附件.606.2 铸件减速器机体结构尺寸计算表.637.润滑和密封.667.1 润滑方式选择.667.2 密封方式选择.66参考资料目录.67计算及说明结果1.1.设计任务设计任务1.1 设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差4%，二班制，使用期限 12 年（每年工作日 300 天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2 原始数据滚筒圆周力：F 900N输送带带速：v 2.4(4%)m/s滚筒直径：450mm1.3 工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为 380/220V。2.2.传动系统方案的拟定传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：结果带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减速计算及说明器 3，再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒 5 带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷Pw=2.16kW传动总效沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不率对称，因此要求轴有较大的刚度。3.3.电动机的选择电动机的选择=0.86803.1 选择电动机的结构和类型Pr=2.488按设计要求及工作条件，选用 Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V。4kW结果3.1.1 选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率设：4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；c联轴器效率，c=0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表 31）；g闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.98（同上）；b滚动轴承（一对球轴承），b=0.99（同上）；cy输送机滚筒效率，cy=0.96（同上）。估算传动装置的总效率式中01c 0.99传动系统效率2.16 2.4884kW工作机所需要电动机功率Pr0.8680计算及说明Pw选择电动机容量时应保证电动机的额定功率 Pm 等于或大于工作机所Pm=3kW需的电动机动率 Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率 Pm 要大于Pr。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表 32 所列 Y 系列电动机Y100L2-4三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选 PmPr条件的电动机额定功型率 Pm应取为 3kW。电动机转3.1.2 确定电动机转速速由已知条件计算滚筒工作转速nm=1440nm传动系统总传动比inw由机械设计（高等教育出版社）表 181 查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为 i=860，故电动机转速的可选范围为由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表 32 可以查得电动机数据如下表：r/min总传动比i=14.13结果方案电动机型号额定功率（kw）满载转速(r/min)总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出：方案 1 选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为 28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案 3 选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为 9.42。对于展开式两级减速器（i=860）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案 2 比较合理。Y100L2-4 型三相异步电动机的额定功率 Pm=3kw，满载转速 nm=1440r/min。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表33 电动机的安装及外型尺寸（单位 mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601460328+0.009-0.0046082101202051802451703804025计算及说明查得电动机电动机基本参数如下：中心高H 100mm，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D28(0.004)mm，轴伸出部分长度E60mm。3.2 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度 HBS350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比低速级传动比传动系统各传动比分别为3.3 传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 1 轴、中速轴为 2 轴、低速轴 3轴，带式输送机滚筒轴为 4 轴。各轴的转速如下0.009计算及说明结果计算出各轴的输入功率计算出各轴的输入转矩运动和动力参数的计算结果如下表格所示:轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速 n(r/min)14401440336102102功率 P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728转矩 T（N?m）16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 i14.2863.2971传动效率0.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。）计算及说明结果4.4.减速器齿轮传动的设计计算减速器齿轮传动的设计计算4.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理：选择小齿轮材料 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS。(2)齿轮精度：7 级(3)初选小齿轮齿数 z1=24,大齿轮齿数 z2=103(4)初选螺旋角=14(5)压力角=202、按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.(高等教育出版社 第九版)式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值。试选载荷系数 KHt=1.0。由式（10-23）可得螺旋角系数 Z。计算小齿轮传递的转矩：由图 10-20 查取区域系数ZH 2.433。由表 10-7 选取齿宽系数d1。由表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2。由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z计算及说明结果计算接触疲劳许用应力H由 图 10-25d 查 得 小 齿 轮 和 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 极 限 分 别 为H lim1 600MPa和H lim2 550MPa由式（10-15）计算应力循环次数：由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1 0.89KHN 2 0.92。取失效概率为 1%、安全系数 S=1取H1和H 2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即计算小齿轮分度圆直径。（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度 v齿宽 b2）计算实际载荷系数 KH。查得使用系数KA1。根据 v=2.183m/s、7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.08。齿轮的圆周力Ft1 2Tt/d1t 21.634104/28.353 1.131103N，KAFt1/b 11.131103/28.353 41.4N/mm 100N/mm，计算及说明结果查表 10-3 得齿间载荷分配系数KH1.4。由表 10-4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，KH1.414。其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径3、按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值试选载荷系数KFt1.3由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y计算YFaYsaF由当量齿数zv1 z1/cos3 24/cos314o 26.27zv2 z2cos103/cos 14 112.7533o，查图 10-17 得齿形系数YFa1 2.62、YFa2 2.18。由图 10-18 查得应力修正系数Ysa11.6、Ysa21.81。由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1 500MPa；大齿轮的弯曲强度极限F lim 2 380MPa。由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85、KFN 2 0.88。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-14）设计及说明结果因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取2）试算模数(2)调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度 v齿宽 b宽高比b/h。2）计算实际载荷系数KF根据v 1.553m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数Kv1.03。由Ft1 2T1/d1 21.634104/20.592N 1.587103N查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF1.4。由表 10-4 用插值法查得KH1.413,结合b/h 10.66查图 10-13 可得KF1.32。则载荷系数为KF KAKVKFKF11.031.41.32 1.9883）由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数 m=1.037mm 并从标准中就近取mn1.5mm；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，取按接触疲劳强 度 算 得 的 分 度 圆 直 径d1 34.107mm来 计 算 小 齿 轮 的 齿 数，即z1 d1cos/mn 34.107cos14o/1.5 22.06计算及说明结果取z1 22则大齿轮的齿数z2 uz1数互为质数。10322 94.42，取z2 95,两齿轮齿244.几何尺寸计算(1)计算中心距考虑模数从 1.037mm 增大圆整至 2mm，为此将中心距圆整为 90。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算分度圆直径(4)计算齿轮宽度取b2 34mm、b1 40mm。5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。(1)齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件(2)齿根弯曲疲劳强度校核6.主要设计结论齿 数z1 22、z2 95，模 数mn1.5，压 力 角 20o，螺 旋 角12.839o12o5020变 位 系 数x1 x2 0，中 心 距a 90mm，齿 宽b1 40mm,b2 34mm。小齿轮选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45 钢（调质）。齿轮按照 7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径da160mm，做成实心式齿轮。4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1初选精度等级、材料及齿数计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料 40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度 240HBS。=201)齿轮精度：7 级2)初选小齿轮齿数 z1=24,大齿轮齿数 z2=793)压力角=202按齿面接触疲劳强度设计(1).由机械设计.高等教育出版社第九版式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt1.0。计算小齿轮传递的转矩：由图 10-20 查取区域系数ZH 2.433=2.433。由表 10-7 选取齿宽系数d1.0由表 10-5 查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1 arccosz1cost/(z12ha)arccos24cos20/(2421)29.841a2 arccosz2cost/(z22ha)arccos79cos20/(7921)23.582az1(tana1-tan)z2(tana2-tan)/224(tan29.841-tan20)79(tan23.582-tan20)/21.714Z4-4-1.714 0.87333计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1600 MPa和Hlim2550 MP a由式（10-15）计算应力循环次数：由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1 0.92,KHN 2 0.90取失效概率为 1%、安全系数S=1取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即HH2 495MPa2)计算小齿轮分度圆直径。计算及说明结果调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度 v。齿宽b。2）计算实际载荷系数H。查得使用系数A=1。根据 v=0.877m/s、7 级精度，查得动载荷系数v=1.0。齿轮的圆周力查得齿间载荷分配系数H=1.2。用表 10-4 插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数KH1.420。其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值。试选KFt1.3。由式（10-5）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。计算YFaYsaF由图 10-17 查得齿形系数YFa1 2.62 YFa2 2.18由图 10-18 查得应力修正系数Ysa11.55、Ysa21.76由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1 500MPa；大齿轮的弯曲强度极限F lim 2 380MPa由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85、KFN2 0.88。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得计算及说明结果因为大齿轮的F大于小齿轮，所以取YFaYsa2）试算模数(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽 b宽高比b/h。2）计算实际载荷系数KF根据v 0.641m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数Kv1.07。由Ft2 2T2/d1 26.793104/36.456N 3.727103N查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF1.0。由表 10-4 用插值法查得KH1.417,结合b/h 10.67查图 10-13 可得KF1.34。则载荷系数为KF KAKVKFKF11.071.01.34 1.4343）由式(10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面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 m 的大小主要取决与于弯曲疲劳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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 1.569mm 并近计算及说明结果圆取整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.873mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=49.873/2=24.937。m=2mm取z1 25则大齿轮的齿数z2 uz1 3.29725 82.4，取z2 82,两齿轮齿数互为质数。1和2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距(3)计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽 b 的节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即取b2 58mm,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2 50mm5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为a 110mm。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从图 10-21b 可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2）分配变位系数x1,x2由图 10-21b 可知，坐标点(z/2,x/2)(53.5,0.825)位于 L17 和 L16 之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z1,z2处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x10.724,x20.850。3）齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件。4）齿根弯曲强度校核计算及说明结果小齿轮作用在高速斜齿轮轴上的力大齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.主要设计结论齿数z1 25，z2 82，模数 m=2mm，压力角 20o，变位系数x1 0.724,x2 0.850，中心距a 110mm，齿宽b1 58mm,b2 55mm。小齿轮选用 40Cr（调质），大齿轮选用 45 钢（调质）。齿轮按照 7 级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径da160mm，做成实心式齿轮。4.3 两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动i12 z2/z1 95/22，低速级直齿轮传动i23 z2可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比/z182/25，传动误差传动误差在题目给定的允许速度误差4%之内，符合设计要求。5.5.减速器轴及轴承装置的设计减速器轴及轴承装置的设计5.1 轴的设计5.1.1 高速轴的的结构设计一、输入轴的功率，、转速和转矩转速n11440r/min，功率P1 2.4635kW，转矩T116.34N m二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力：Ft2T1216.343820.28Nd139.8510径向力：Fr Fttan820.28cos tan20306.21Ncos12.839o轴向力：Fa Fttan 820.28tan12.839o186.95N计算及说明结果三、初步估算轴的最小直径：A0=112选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217255HBS 查表取A0=1123根据公式dmin1 A0P1112n132.4635mm13.4mm1440计算轴的最小直径，并加大 5%以考虑键槽的影响，四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由套筒定位，如下图。轴段 1 主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为Tca KAT1，考虑到转矩变化小，根据工作情况选取KA1.3，则：Tca KAT11.316.50 21.45N m。根据国标 GB/T4323-2002 要求选用弹性套柱销联轴器，型号为 LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径d118mm，因此选取轴段 1 的直径为d118mm。半联轴器轮毂总长度L 52mm（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L1 38mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段 1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段 1 直径为d118mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段 1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 23mm，轴段 1 总长为L1 36mm。轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：d221 mm。取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L30mm，故取L2 70mm。轴段 3:为支撑轴颈，用来安装轴承，取其直径为d3 25mm。预选轴承型号为 7205AC 角接触球轴承。宽度B 15mm,轴承内圈直径d2 25mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位,套筒d 12mm。则此轴段的 长L3 Bd 1512 27mm轴 段4：过 渡 轴 段，轴 肩 用 来 轴 向 定 位 套 筒，其 高 度h (0.07 0.1)d3 1.75 2.5mm，取d429 mm，取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离ar11mm，二级齿轮距箱体左内壁的距离a 11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s,取s 10mm，在轴承右侧有一套筒d12mm，已知二级输入齿轮齿宽为L4115811101278mmb258 mm，则此段轴的长计算及说明结果轴段 5：此段为齿轮轴段，此段的长L5b1 40mm。轴段 6：此段为过渡轴段，同轴段 4，取d6d428mm，取齿轮距箱体右内壁的距离a 11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离 s,取s10mm，在轴承左侧有一套筒d 12mm,则此段轴的长轴段 7：此段为轴承及套筒轴段，已知滚动轴承宽度为B15mm，L7 Bd 1512 27mm半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6轴端倒角为 C1各轴肩处圆角半径，取其直径d7 d3 25mm。（3）轴上零件的轴向定位为 R1半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d118mm由表 6-1 查得平键截面 b bh=6mmh=6mm6mm6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为 C1，各轴肩处圆角半径为 R1.0。五、求轴上载荷（1）画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得 7205AC 型角接触球轴承轴承d 25，16.4mm。因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：L 108.6mm39.6mm148.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。计算及说明结果（1）计算支反力（2）计算弯矩 M（3）计算总弯矩T T116340N mm（4）计算扭矩 T现将计算出的截面 C 处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T计算及说明结果六、按弯矩合成应力校核轴的强度作用中间轴上的力进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。由上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，则轴的计算应力为：根据选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由机械设计第八版表 151 查得1 60MPa。因此ca1，故安全。5.1.2 中间轴的的结构设计一、中间轴上的功率P2 2.3901 kW转速n1 nmi12=144022=333.47r/min95转矩T2 67.95N m二、作用在齿轮上的力：高速级斜齿轮上：圆周力：Ft1820.28 N径向力：Fr1306.21 N轴向力：Fa1186.95 N低速级主动直齿轮上：三、初步估算轴的最小直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217255HBS 查表取A0=1123根据公式dmin1 A0P1112n132.3901mm 21.6mm计算轴的最小直径，并加333.471.03dmin1 22.19mm大 3%以考虑键槽的影响，d1四、轴的结构设计（1）确定轴的结构方案：中间轴的轴承分别从两端装入，由套筒定位，其初步确定结构如下图计算及说明结果（2）确定各轴段的直径和长度：轴段 1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 7205AC 角接触各轴段直径和长度球轴承。宽度B 15mm,轴承内圈直径d1 25mm；为保证轴承的轴向定位斜齿轮轮用套筒定位。为保证定位要求，高速级齿轮中心线要对齐，轴段 1 总长为毂与轴的L1 44mm。配合为H7/k6轴段 2：此轴段为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度,其直径确定为：d2 29mm。为保证高速级齿轮准确定位，应使L2b234mmL2 32mm。轴段 3:为定位轴颈，因为前面高速轴的计算取中间轴上两齿轮距离ar11mm，所以L311mm，取其直径为d332mm。轴段 4：此轴段为支撑轴颈，用来安装低速级输入齿轮。其直径d4d229mm为保证轴长略小于毂长 2mm，所以L4 582 56mm，轴段 5：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为 7205AC 角接触球轴承。宽度B 15mm,轴承内圈直径d1 25mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，参考高速轴L1，轴段 5 的轴长L5 41mm。（3）轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d2 28mm由表 6-1 查得平键截面 b bh=8mmh=8mm7mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 28mm；同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d428mm，由表 6-1 查得平键截面 b bh=8mmh=8mm7mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 48mm。同时为了保证斜齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2，取轴端倒角为C1，轴段3 轴肩处圆角半径 R 为 1.2，其余轴段轴肩处圆角半径为 R1。五、轴的校核：校核方法如前文所述。5.1.3 低速轴的的结构设计一、低速轴（即输出轴）的功率、转速和转矩功率P3 2.4635kW，转速n3101.67r/min，转矩T3 9550103P3 2.178N mmn3计算及说明结果二、作用在从动直齿轮上的力：作用在低速轴上的力三、初步估算轴的最小直径：选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为 217255HBS 查表取Pdmin A03nA0=112 根据公式影响计算轴的最小直径，并加大 5%以考虑键槽的低速轴（输出轴）最小直径是用于安装联轴器处轴的直径，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为Tca KAT1，查表 14-1，根据工作情况选取KA 1.5，则根据国标 GB/T4323-2002 要求选用弹性套柱销联轴器，型号为 LT7,孔径dl 40mm，半联轴器轮毂总长度L112mm（J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L1 65mm，A 型键槽。因此选取轴段 1 的直径为d1 40mm。四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：低速轴（输入轴）只需要安装一个齿轮，由两个滚动轴承支撑，初定其结构如下图所示。轴段 1:配合轴颈，按半联轴器孔径，选取直径为d1 40mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1 的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短 23mm，轴段 1 总长为L1 62mm。轴段 2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,使d246mm。取轴承端盖的宽度为 40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L25mm，故取L265mm。轴段 3 和 7:为支撑轴颈，用来安装轴承。为了保证定位轴肩有一定的高度取 h=4.5mm，使直径d3d655mm。预选轴承型号为 6011 的深沟球轴承。宽度B 18mm；为保证轴承的轴向固定，使用套筒定位，套筒b 12mm。则此轴段的长L3 Bb 1812 30mm。轴段 4：轴段 4 为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度,使d4 63 mm计算及说明结果轴段 6：轴段 6 为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一L4 51mm定的高度,d6 65mm。轴段 6 长度应少于齿轮轮毂长度，已知二级输出齿L7 45mm轮齿宽为b250mm，使L6b2250248 mm轴段 5：其轴环用来确定齿轮的轴向固定，为了保证定位轴肩有一定的高度，直径d5 76 mm半联轴器轮毂与轴轴环宽度b1.4h1.46.59.1 mm。取L510mm。的配合为H7/k6为保证齿轮啮合良好以及定位要求，参考中间轴的轴长确定L451mm、L7 45mm齿轮轮毂与轴的配（3）轴上零件的轴向定位d1 40mm合由表 6-1 查得平键截H7/k6为半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按面 bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 56mm。同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d6 65mm，由表 6-1 查得平键截面 bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为43mm。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为 H7/k6。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2，确定轴端倒角与各轴肩处圆角半径。五、轴的校核：校核方法如前文所述。5.2 键的选择与校核5.2.1 高速轴上键联接的选择前面已确定键截面 b bh=6mmh=6mm6mm6mm，键槽长 30mm。选取键长L 28mm，键、轴 和 轮 毂 的 材 料 都 是 钢，由 表 6-2 查 得 许 用 挤 压 应 力P100 120MPa，取 其 平 均 值P110MPa。键 的 工 作 长 度lLb28mm6mm22mm,键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.56mm 3.0mm。由计算公式可得：可见键的挤压强度满足要求。5.2.2 中间轴上键联接的选择（1）从动斜齿轮的键联接1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型）。前面已确定键截面 b bh=8mmh=8mm7mm7mm，键槽长 28mm。选取键长L 24mm。设计及说明结果2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力P100120 MPa，取其平均值P110MPa。键的工作长度lLb24mm8mm16mm,键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.57mm 3.5mm。由计算公式可得：可见联接的挤压强度满足要求。（2）小齿轮键联接1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型）。前面已确定键截面b bh=12mmh=12mm8mm8mm，键槽长48mm。选取键长L 45mm。2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力P100 120MPa，取 其 平 均 值P110MPa。键 的 工 作 长 度l Lb 45mm12mm 33mm,键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度k 0.5h 0.58mm 4mm。由计算公式可得：可见联接的挤压强度满足要求。5.2.3 低速轴上键联接的选择（1）从动直齿轮的键联接键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为 7 级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A 型）。前面已确定键截面 b bh=18mmh=18mm11mm11mm，键槽长 43mm。选取键长L 40mm。（2）键联接强度的校核键、轴 和 轮 毂 的 材 料 都 是 钢，由 表 6-2 查 得 许 用 挤 压 应 力P100 120MPa，取 其 平 均 值P110MPa。键 的 工 作 长 度l Lb 40mm18mm 22mm,键 与 轮 毂 键 槽 的 接 触 高 度k 0.5h 0.511mm 5.5mm。由计算公式可得：可见联接的挤压强度满足要求。计算及说明结果5.3 轴承的的选择与寿命校核一、高速轴的轴承选择与寿命校核已知：Ft820.28NFr 306.21NFa186.95N轴承预期计算寿命：Lh123008h 28800h，轴的转速为n11440r/min查机械设计手册可知角接触球轴承 7205AC 的基本额定动载荷C 15800N求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2；将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知计算及说明结果Fr1v、Fr2v、Fr1H、Fr2H分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载荷；Fr1、Fr2分别为左右轴承的径向载荷。(3)求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于 7205AC 型轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力Fd Fr/2Y，查表 13-5 得e 0.57，Y 1.0。则：按式 13-11 得（4）求当量载荷P1、P2计算及说明结果由表 13-5 分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承 1X1 0.43,Y11.0对轴承 2X21,Y2 0因轴承运转中载荷变动较小，按表 13-6，fP1.0 1.2,取fP1.1故左右轴承当量动载荷为：因为P1 P2，所以按左边轴承的受力大小验算：故所选角接触球轴承 7205AC 可满足寿命要求。二、中间轴的轴承的的选择与寿命校核。由前面计算结果可知作用在中间轴上的力有高速轴所选轴承为角接触球轴承7205AC中间轴所选轴承为角接触球轴承7205AC高速级从动斜齿轮上：Ft1820.28 N，Fr1306.21 N，Fa1186.95 N，低速级主动直齿轮上：Ft2 2718N，Fr2 989.27N选择轴承型号为 7205AC，其计算校核过程和高速轴轴承的的选择与寿命校核的步骤相类似，详细过程略。三、低速轴的轴承选择与寿命校核由计算结果可知作用在低速轴上的力有Ft2 2718N，Fr2 989.27N轴 承 预 期 计 算 寿 命：Lh123008h 28800h，轴 的 转 速 为n3101.67r/min。查机械设计手册可知轴承型号为 6011 的深沟球轴承的基本额定动载荷C 30200N计算比值查表 13-5 得 X=1，Y=0。查表 13-6 根据工作状况，选取fP1.1计算及说明结果故轴承型号为 6011 的深沟球轴承安全，符合设计要求。6.6.箱体的设计箱体的设计6.1 箱体附件低速轴轴承型号为 6011的深沟球1视孔盖和窥视孔：轴承在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。2油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。3油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。4通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。5螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。6位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。7吊钩：在机盖上直接铸出起吊孔，用以起吊。6.2 铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=8mm,取 8mm机盖壁厚10.02a+3=7mm8mm,取 8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm 取 25mm地脚螺钉直径df0.036a+12=18mm 取 20mm地脚螺钉数目na250mm,n=6轴承旁连接螺栓直径d10.75df=15mm 取 16mm机盖与机座连接螺栓d2直径(0.50.6)df=1012mm 取 10mm窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68mm 取 M6定位销直径d(0.70.8)df=1416mm 取 M14df、d2、d3 至外机壁c1距离24mmd1、d2 至凸缘边缘距c2离20mm轴承旁凸台半径R1R1=C2=20mm根据低速轴轴承座外径D和Md1螺栓凸台高度h扳手空间c1的要求，由结构确定外机壁至轴承座端面L1距离c1+c2+(58)=50内机壁至轴承座端面L2距离+c1+c2+(58)=58机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取 7mm轴承端盖外径D298mm,124mm轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm 取 12mm轴承旁连接螺栓距离ssD2计算及说明结果7.7.润滑和密封润滑和密封7.1 润滑方式选择箱内润滑油的高度减速器齿轮圆周速度 v12m/s 可采用浸油润滑。浸油润滑是将传动件h062mm一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润h 10.5mmf滑。同时，油池中的油被甩到箱壁上可以散热，箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要。为避免大齿轮回转时将油池底部的沉积物搅起，大齿轮齿顶圆到油池底面的距离应大于 3050mm。为保证齿轮充分润滑且避免搅油损失过大，齿轮应该有合适的浸油深度。查机械设计课程设计（高等教育出版社）表5-4，确定高速大齿轮的浸油高度hf10.5mm，低速大齿轮的浸油高度hs 22mm。可取齿顶圆到油池底面的距离为 40mm，则箱内润滑油的高度h061.5mm。查 机械设计课程设计（高等教育出版社）表 16-1，润滑油选全损耗系统用油（GB4431989）代号：LAN22。轴承用润滑脂方式润滑。轴承室内填装润滑脂，用挡油环将轴承室与减速箱箱体内部隔开。查 机械设计课程设计（高等教育出版社）表 16-2，润滑脂选通用锂基润滑脂（GB7324-1994）代号 ZL-1。7.2 密封方式选择为了防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承并阻止润滑剂流失，需对轴伸出箱体部分设置密封装置。由于高速轴和低速轴与轴承接触处的线速度v10m s，所以采用毡圈密封方式。在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡制成环形放置在梯形槽内。参考资料目录参考资料目录1孙桓,陈作模，葛文杰主编.机械原理M.北京：高等教育出版社，2013 年 4 月第 8 版2濮良贵,陈国定，吴立言语主编.机械设计M.北京：高等教育出版社，2013 年 5 月第 9 版3任金泉主编.机械设计课程设计M西安：西安交通大学出版社，2003 年 2 月第 1 版4周静卿，张淑娟，赵凤芹主编机械制图与计算机绘图M北京：中国农业大学出版社，2007 年 9 月第 1 版5刘鸿文主编.材料力学 M.北京：高等教育出版社，2011 年 2月第 1 版6杨晓辉主编.简明机械实用手册M.北京：科学出版社，2006 年8 月第 1 版7李育锡主编.机械设计课程设计 M.北京：高等教育出版社，2008 年 6 月第 1 版