盘磨机传动装置设计毕业论文1

扬州工业职业技术学院毕业设计盘磨机传动装置设计【摘 要】齿轮传动是现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要优点是：1、瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；2、适用的功率和速度范围广，传动效率高，工作可靠、使用寿命长；3、外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展，使得机械加工精度，加工效率大大提高，从而推动了机械传动产品的多样化，整机配套的模块化，标准化，以及造型设计艺术化，使产品更加精致，美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。【关键词】 减速器 轴承 齿轮 机械传动The Design of The Plate Mills GearJia GenqinClass of 0601 Machinery ManufacturingAbstract：Wheel gears spreading to move is a the most wide kind of the application spreads to move a form in the modern machine.Its main advantage BE:1、spreads to move to settle, work than in a moment steady, spread to move accurate credibility, can deliver space arbitrarily sport and the motive of the of two stalks；Power and speed scope；2、applies are wide；spreads to move an efficiency high；work is dependable, service life long；3、Outline size outside the is small, structure tightly packed.The wheel gear constituted to；from wheel gear, stalk, bearings and box body decelerates a machine, useding for prime mover and work machine or performance organization of, have already matched to turn soon and deliver a function of turning , the application is extremely extensive in the modern machine. Local deceleration machine much with the wheel gear spread to move, the pole spread to move for lord, but widespread exist power and weight ratio small, or spread to move ratio big but the machine efficiency lead a low problem.There are also many weaknesses on material quality and craft level moreover, the especially large deceleration machines problem is more outstanding, the service life isnt long.The deceleration machine of abroad, with Germany, Denmark and Japan be placed in to lead a position, occupying advantage in the material and the manufacturing craft specially, decelerating the machine work credibility like, service life long.But it spreads to move a form to still take settling stalk wheel gear to spread to move as lord, physical volume and weight problem, dont also resolve likeThe direction which decelerates a machine to is the facing big power and spread to move ratio, small physical volume, high machine efficiency and service life to grow greatly nowadays develops.Decelerating the connecting of machine and electric motor body structure is also the form which expands strongly, and have already produced various structure forms and various products of power model numbers.Be close to ten several in the last yearses, control a technical development because of the modern calculator technique and the number, make the machine process accuracy, process an efficiency to raise consumedly, pushed a machine to spread the diversification of movable property article thus, the mold piece of the whole machine kit turns, standardizing, and shape design the art turn, making product more fine, the beauty turns.Become a set a machine material in 21 centuries medium, the wheel gear is still a machine to spread a dynamic basic parts.CNC tool machine and the craft technical development, pushed a machine to spread to move structure to fly to develop soon.Be spreading to move the electronics control, liquid in the system design to press to spread to move, wheel gear, take the mixture of chain to spread to move, will become become soon a box to design in excellent turn to spread to move a combination of direction.The academics that is in spread move the design crosses, will become new spread a movable property article the important trend of the development.Key words： Reduction gear Bearing gear mechanical drive一、传动装置的总体设计 （一）传动方案分析1、传动装置的布局要求：在分析盘磨机传动装置方案时，首先应该满足机械设计的基本要求，此外还要保证工作可靠，传动效率高，结构简单，工艺性能好等，同时应注意常用机械传动方式的特点及在布局上的要求：（1）带传动平稳性好，能缓冲吸振，但承载能力小，宜布置在高速级；（2）链传动平稳性差，且有冲击、振动，宜布置在低速级；（3）蜗杆传动放在高速级时蜗轮材料应选用锡青铜，否则可选用铝铁青铜；（4）开式齿轮传动的润滑条件差，磨损严重，应布置在低速级；（5）锥齿轮、斜齿轮宜放在高速级；根据工作需要，所以，盘磨机与减速器之间应该选用锥齿轮进行传动。 2、传动系统方案的拟定盘磨机传动系统方案如下图所示：电动机1联轴器2直齿圆柱齿轮减速3联轴器5锥齿轮传动6主轴7盘磨机4电动机1通过联轴器2将动力传入直齿圆柱齿轮减速器3，再经过直齿圆柱齿轮减速器3通过联轴器5将动力传至锥齿轮6，由锥齿轮6通过主轴7传送到盘磨机4上工作。采用两级圆柱齿轮减速器，由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度，应此选用展开式。3、确定减速器类型由于两级圆柱齿轮减速器由三种：直齿、斜齿和人字齿轮，根据以下工作条件和技术资料分析，因此选定直齿圆柱齿轮减速器。表1.1 工作条件和技术资料：工作条件工作期限工作班制载荷性质生产方式8年单班制轻微成批生产技术数据主轴转速电动机功率电动机转速圆锥齿轮传动比n=45r/minP=5.5KWn=1500r/mini=3.5动力来源电动机，三相交流，电压380/220V其它要求单向运转，总减速比允差5%；体积最小，强度足够（二）电动机的选择电动机已经标准化、系列化。应按照工作机的要求，根据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录中查出其型号和尺寸。1、电动机类型和结构型式的选择电动机有交流电动机和直流电动机之分，一般工厂都采用三相交流电，因而多采用交流电动机。交流电动机有异步电动机和同步电动机两类，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多。目前应用最广泛的是Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、确定电动机的功率由已知条件可知：Pd5.5kW3、确定电动机的转速由已知条件可知：同步转速n=1500r/min，由附表8.1 Y系列（IP44）电动机的技术资料查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表1.2：表1.2 Y电动机的技术数据方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）Ped/kW同步转速满载转速1Y132S45.515001440传动装置的传动比总传动比圆锥齿轮两级齿轮323.59.14根据电动机型号，确定电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表1.3所示：表1.3 电动机的安装及外形尺寸中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底脚安装尺寸AB132475345315216178地脚螺栓孔直径轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD1238801043（三）总传动比的确定及分配由选定电动机的满载转速nm和盘磨机主轴的转速nW，可得传动比为所以 总传动比i是圆锥齿轮传动比i3与两级圆柱齿轮传动比i0的和。因圆锥齿轮传动比i33.5，所以两级圆柱齿轮传动比对于展开式两级圆柱齿轮减速器，推荐高速级传动比i2（1.31.5）i1，又i1i29.14，得：i13.5，i22.6。在分配两级传动比时主要应考虑以下几点：（1）两级传动的传动比应在推荐的范围内选取。（2）应使传动装置的结构尺寸较小、重量较轻。但两级减速器的总中心距和总传动比相同时，传动比分配方案不同，减速器的外廓尺寸也不同。（3）应使传动件的尺寸协调，结构匀称、合理，避免互相干涉碰撞。（4）在两级减速器中，高速级和低速级的大齿轮直径应尽量相近，以利于浸油润滑。（四）各种运动和动力参数计算为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至绞车机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。由机械设计手册查得机械传动和摩擦副的效率概略值，如下表1.4：表1.4 机械传动和摩擦副的效率概略值序号种类效率18级精度的一般圆柱齿轮传动（油润滑）0.9728级精度的一般锥齿轮传动（油润滑）0.940.973弹性联轴器0.990.9954滚子轴承（稀油润滑）0.98(一对)由表可得：1、2、3、4分别为弹性联轴器、齿轮传动的轴承、直齿圆柱齿轮传动、锥齿轮传动。取10.99、20.98、30.97、40.95。1、各轴转速nn01440 r/min2、各轴的输入功率 轴 PPd125.50.990.98kW5.34kW轴 PP325.340.970.98kW5.07kW轴 PP325.070.970.98kW4.82kW主轴 PP12244.820.990.9820.954.35 kW3、各轴输入转矩轴轴轴主轴运动和动力参数的计算结果列于下表1.5：表1.5 运动和动力参数 轴名 参数轴轴轴主轴转速n/（r/min）输入功率P/kW输入转矩T/（Nm）14405.33635.4411.45.071181584.82291454.35923传动比i效率3.50.972.60.973.50.95二、传动件和轴的设计计算（一）锥齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度等级小圆锥齿轮选用45钢调质，硬度为217-255HBS；大圆锥齿轮选用45钢正火，硬度为169-217HBS。因为是减速器外的锥齿轮，并经查表常见机器中齿轮的精度等级得，锥齿轮应选择8级精度。2、按齿面接触疲劳强度设计因两轴交角=90时，齿面按接触疲劳强度的校核公式为设计公式为可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1 T1=291Nm（2）载荷系数，查表载荷系数表取K=1.4（3）齿宽系数R 一般R=0.250.3，取R=0.3（4）齿数比u u=i=3.5（5）由表弹性系数ZE得弹性系数 （6）齿数z1 小齿轮齿数z1取10，则大齿轮齿数z235（7）许用接触应力由接触疲劳强度极限图查得Hlim1650MPa， Hlim2580MPa由表安全系数SH和SF查得安全系数SH1N160njLh601581（85240）1.58108N2N1/i1.58108/3.54.5107查图接触疲劳寿命系数得ZNT11.1，ZNT21.25由式可得由表锥齿轮的模数取标准模数m103、主要尺寸计算（1）分度圆锥角29019016=74（2）分度圆直径dd1m z11010mm100mmd2m z21035mm350mm（3）齿顶圆直径d a（我国规定的标准值为h a1，c0.25）齿顶高h ah amm10d a1d12h a cos11002100.96=119.2mmd a2d22h a cos23502100.27=355.4mm（4）齿根圆直径d f齿根高h f（h ac）m1.25 m12.5d f1d12h f cos1100212.50.96=76mmd f2d22h f cos2350212.50.27=343.25mm（5）锥距R（6）齿宽b齿宽b的取值范围是（0.250.3）R，b=（0.250.3）182=45.554.6，取b=50mm（7）齿顶角a与齿根角fa1a2arctan(ha/R)=arctan(10/182)=3f1f2arctan(hf/R)=arctan(12.5/182)=4（8）齿顶圆锥角aa11+a116+3=19a22+a274+3=77（9）齿根圆锥角ff11-f116-4=12f22-f274-4=704、按齿根弯曲疲劳强度校核当齿根弯曲疲劳强度计算的校核公式为则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表标准外齿轮的齿形系数YF查得：YF13.22，YF22.35。（2）应力修正系数YS由表标准外齿轮的应力修正系数YS查得：YS11.47，YS21.71。（3）许用弯曲应力F由图试验齿轮的弯曲疲劳极限查得Hlim1210MPa，Hlim2190MPa由表安全系数SH和SF查得SF1.3，由图弯曲疲劳寿命系数YNT查得YNT1YNT21由式F YNTHlim/SF得故所以，齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表常用精度等级齿轮的加工方法可知选8级精度是合适的。（二）直齿圆柱齿轮的传动设计1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，查表常见机器中齿轮的精度等级得，直齿圆柱齿轮应选择8级精度。2、按齿轮面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可由下式可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1 T1=1.18105Nmm（2）载荷系数，查表载荷系数表取K=1.1（3）齿数z1和齿宽系数d小齿轮齿数z1取25，因i=2.6，则大齿轮齿数z265，因直齿圆柱齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表齿宽系数取齿宽系数d =1（4）许用接触应力由接触疲劳强度极限图查得Hlim1560MPa，Hlim2530MPa由表安全系数SH和SF查得安全系数SH1N160njLh60411.41（85240）4.1108N2N1/i4.1108/2.61.58108查图接触疲劳寿命系数得ZNT11.04，ZNT21.13由式可得H 1ZNT1Hlim1/ SH1.04560/1 MPa582.4 MPaH 2ZNT2Hlim2/ SH1.13530/1 MPa598.9MPa故由表渐开线齿轮的模数取标准模数m33、主要尺寸计算（1）分度圆直径dd1m z1325mm75mmd2m z2365mm195mm（2）齿宽bb2bdd1175mm75mmb1b25mm80mm（3）标准中心距a（4）齿顶圆直径da（我国规定的标准值为h a1，c0.25）齿顶高h ah amm3mmd a1d12h a7523=81mmd a2d22h a19523=201mm（5）齿根圆直径df齿根高h f（h ac）m1.25 m3.75mmd f1d12h f7523.75=67.5mmd f2d22h f19523.75=187.5mm4、按齿根弯曲疲劳强度校核根据式则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表标准外齿轮的齿形系数YF查得：YF12.65，YF22.29。（2）应力修正系数YS由表标准外齿轮的应力修正系数YS查得：YS11.59，YS21.74。（3）许用弯曲应力F由图试验齿轮的弯曲疲劳极限查得Hlim1210MPa，Hlim2190MPa由表安全系数SH和SF查得SF1.3 ，由图弯曲疲劳寿命系数YNT查得YNT1YNT21由式F YNTHlim/SF得故则齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表常用精度等级齿轮的加工方法可知选8级精度是适合的。（三）直齿圆柱齿轮的传动设计1、选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。因为是普通减速器，查表常见机器中齿轮的精度等级得，直齿圆柱齿轮应选择8级精度。2、按齿轮面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可由下式可求出d1值，先确定有关参数与系数：（1）转矩T1 T1=3.54104Nmm（2）载荷系数，查表载荷系数表取K=1.1（3）齿数z1和齿宽系数d小齿轮齿数z1取25，又传动比为3.5，则大齿轮齿数z288，因直齿圆柱齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表齿宽系数取齿宽系数d =1（4）许用接触应力由接触疲劳强度极限图查得Hlim1560MPa，Hlim2530MPa由表安全系数SH和SF查得安全系数SH1N160njLh6014401（85240）1.44109N2N1/i1.44108/2.65.54108查图接触疲劳寿命系数得ZNT11，ZNT21.05由式可得H 1ZNT1Hlim1/ SH1560/1 MPa560 MPaH 2ZNT2Hlim2/ SH1.05530/1 MPa556.5 MPa故由表渐开线齿轮的模数取标准模数m23、主要尺寸计算（1）分度圆直径dd1m z1225mm50mmd2m z2288mm176mm（2）齿宽bb2bdd1150mm50mmb1b25mm55mm（3）标准中心距a（4）齿顶圆直径da（我国规定的标准值为h a1，c0.25）齿顶高h ah amm2mmd a1d12h a5022=54mmd a2d22h a17622=180mm（5）齿根圆直径df齿根高h f（h ac）m1.25 m2.5mmd f1d12h f5022.5=45mmd f2d22h f17622.5=171mm4、按齿根弯曲疲劳强度校核根据式，则校核合格。确定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表标准外齿轮的齿形系数YF查得：YF12.65，YF22.22。（2）应力修正系数YS由表标准外齿轮的应力修正系数YS查得：YS11.59，YS21.78。（3）许用弯曲应力F由图试验齿轮的弯曲疲劳极限查得Hlim1210MPa，Hlim2190MPa由表安全系数SH和SF查得SF1.3 ，由图弯曲疲劳寿命系数YNT查得YNT1YNT21由式得故则齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表常用精度等级齿轮的加工方法可知选8级精度是适合的。（四）轴的结构设计及低速轴的强度校核1、低速轴的设计及强度校核（1）选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，调质处理。由表 轴的常用材料及部分机械性能查得抗拉强度极限B650MPa，屈服极限S360MPa，-1300MPa，弯曲疲劳极限再由表轴的许用弯曲应力得许用弯曲应力-1b 60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表常用材料的值和C值查得C=107118。又由式得：考虑到该轴段上开有键槽，故将估算直径加大3%5%，取为34.238.4mm。由设计手册取标准直径d=35mm（3）设计轴的结构由于设计的是两级减速器，可将齿轮布置在箱体内部的一侧，轴的外伸端安装锥齿轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下图1-a)，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承安装于减速器的另一侧，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。2)确定各轴段的直径如下图1-a，轴段（外伸端）直径最小，d6=35mm；考虑到要对安装在轴段上的锥齿轮进行定位，轴段上应有轴肩，同时为顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d1为40mm；用相同的方法确定轴段、的直径d2=45mm、d3=55mm，d5=40mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d4=47mm。3)确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为75mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l2=73mm；为保证齿轮端面于箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距，取该间距为10mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l1=37.5mm，查阅有关的联轴器手册取l6=80mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l5=70mm；由于时两级圆柱减速器，根据另一齿轮确定l3=10mm，l4=70mm。4)确定键槽的主要尺寸在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：低速轴上段的键槽键宽b为10mm，键高h为8mm键长L为70mm。低速轴上段的键槽键宽b为14mm，键高h为9mm键长L为60mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图1-a）（4）按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（图1-b），将轴上作用力分解为水平面分力和垂直面分力，受力分析如下：圆周力：（d2为齿轮分度圆直径）径向力：Fr2= Ft2tan=2985tan20=1086N（标准的法向啮合角=20）法向力：2）作水平面内的弯矩图（图1-c）。支点反力为：FHA= 64/190.5Ft2= 64/190.52985N=1003NFHB=Ft2FHA=29851003N=1982N-截面处的弯矩为：M H=1003126.5Nmm=126 880Nmm-截面处的弯矩为：M H=198264Nmm=126 848Nmm3）作垂直面内的弯矩图（图1-d）支点反力为：FVA=（64/190.5）Fr2- Fn2d2/(2190.5)=（64/190.5）1086 - (3177195)/(2190.5)= -1261N FVB=Fr2-FVA=1086-(-1261)= 2347N-截面左侧弯矩为：M V左= 126.5FVA=126.5(-1261)= -159 517Nmm-截面右侧弯矩为：M V右= 64FVB=642347= 150 208Nmm-截面处的弯矩为：M V= 26.5FVB=26.52347= 62 196Nmm4）作合成弯矩图（图1-e）-截面：-截面：5）作转矩图（图1-f）T=9.55106P/n= 2.91105Nmm6）求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：图17)确定危险截面及校核强度由图1可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩M eM e，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也应对截面-进行校核。-截面：-截面：查表轴的许用弯曲应力得-1b=60MPa，满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。（6）修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。2、中间轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢，调质处理。由表 轴的常用材料及部分机械性能查得抗拉强度极限B650MPa，屈服极限S360MPa，-1300MPa，弯曲疲劳极限再由表轴的许用弯曲应力得许用弯曲应力-1b 60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表常用材料的值和C值查得C=107118。又由式得：由设计手册取标准直径d=25mm（3）设计轴的结构1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定大齿轮从轴的左端装入，小齿轮从轴的右端装入，用轴肩（或轴环）定位。这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承安装于减速器内，其轴向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。2)确定各轴段的直径如下图2，轴段（外伸端）直径最小，d1=25mm，则d5=d1=25mm；由于小齿轮轴段和大齿轮轴段的直径为d2=d4=30mm；用相同的方法确定轴段的直径d3=35mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6205型滚动轴承的安装高度为3mm。3)确定各轴段的长度由于小齿轮轮毂宽度为80mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l2=78mm；由于大齿轮轮毂宽度为50mm，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l4=48mm；为保证齿轮端面于箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距，取该间距为10mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为15mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l1=32mm，用同样的方法可以确定轴段、为l3=10mm，l5=35mm4)确定键槽的主要尺寸在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：中间轴上段键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为70mm。中间轴上段的键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为40mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图2）图23、高速轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45钢并经调质处理。由表 轴的常用材料及部分机械性能查得强度极限B650Mpa，再由表轴的许用弯曲应力得许用弯曲应力-1b 60MPa。（2）按扭矩强度估算轴径根据表常用材料的值和C值查得C=107118。又由式得：考虑到该轴段上装联轴器和有键槽，故将估算直径加大3%5%，取为16.518.6mm。由设计手册取标准直径d=18mm（3）设计轴的结构1）确定轴的固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如下图3。2)确定各轴段的直径如下图3，轴段（外伸端）直径最小，d1=18mm；考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径为d2=25mm；由于小齿轮的齿顶圆直径为54mm，即d4=54mm；用相同的方法确定轴段的直径d6=25mm；为了便于拆卸左右轴承，可查出6205型滚动轴承的安装高度为3mm，取d3=d5=30mm。3)确定各轴段的长度小齿轮轮毂宽度为55mm，则轴段的长度取l4=55mm；为保证小齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面于箱体内壁间应留有一定的间距，根据高速轴的齿轮与箱体间的距离，取该间距为10mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为15mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l5=15mm,l6=15mm,l3=87.5mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l2=70mm；查阅有关联轴器手册取l1=40mm。4)确定键槽的主要尺寸在轴段上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表键的主要尺寸得到：高速轴上段的键槽键宽b为6mm，键高h为6mm，键长L为30mm。5）选定轴的结构细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（见图3）图3（五）齿轮的结构设计1、直齿圆柱齿轮的设计由于直齿齿轮的齿顶圆直径da200mm时，采用实体式结构，此结构型式的齿轮常用锻钢制造。齿轮的小齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高h f齿宽b15022.555齿顶圆直径d a齿根圆直径d f中心距a模数m54451132齿轮的大齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高h f齿宽b217622.550齿顶圆直径d a齿根圆直径d f中心距a模数m1801711132直齿圆柱齿轮的图样如下图所示：图42、直齿圆柱齿轮的设计当直齿齿轮的齿顶圆直径da200mm时，采用实体式结构；当直齿齿轮的齿顶圆直径da=200500mm时，采用腹板式结构。这些结构型式的齿轮一般多用锻钢制造。齿轮的小齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高h f齿宽b17533.7580齿顶圆直径d a齿根圆直径d f中心距a模数m8167.51353齿轮的大齿轮的各部分尺寸见下表（单位：mm）：分度圆直径d齿顶高ha齿根高h f齿宽b219533.7575齿顶圆直径d a齿根圆直径d f中心距a模数m201187.51353对于大齿轮腹板结构，计算如下：d1=1.6ds=1.645mm=72mmD1= da(1012)mn=201(1012)3=165171mm，取D1=168mmD0=1/2（D1d1）=1/2（16872）mm=120mmd0=0.25（D1d1）=0.25（16872）mm=24mmc=0.3b=0.375mm=22.5mm直齿圆柱齿轮的小齿轮图样如下图所示：图5直齿圆柱齿轮的大齿轮图样如下图所示：图6（六）滚动轴承的选择 根据安装轴承的直径和安装尺寸B的大小来选择轴承代号，而B的大小由轴承与减速器连接的结构来确定。并经查表10.1深沟球轴承得：高速轴两端选择新标准的代号为6205的轴承；中间轴两端选择新标准的代号为6205的轴承；低速轴两端选择新标准的代号为6208的轴承。轴承的示意图（如图7）：图7轴承的基本尺寸如下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mmdDBrs minda minDa maxras max620525521513146162084080181.147731（七）联轴器的选择和强度校核 1、联轴器的选择在选择联轴器时，首先应根据工作条件和使用要求确定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩、转速和被连接轴的直径确定其结构尺寸。型号公称扭矩/Nm许用转速/（r/min）轴孔直径（d1、d2）轴孔长度Y型J、J1、Z型铁钢mmLL1LHL11607100710016，18423042型号D质量/kg转动惯量/kgm2许用补偿量径向Y轴向XmmmmHL19020.00640.150.5因为弹性柱销联轴器传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，用于轴向窜动较大、正反转或启动频繁的场合。而弹性套柱销联轴器易磨损、寿命较短，故选用弹性柱销联轴器。查表弹性柱销联轴器可知蜗杆轴联接电动机选用HL1型号，联轴器的基本数据如上表：2、联轴器的校核联轴器的计算转矩可按下式计算：Tc=KT式中T为名义转矩，单位为Nm；Tc为计算转矩，单位为Nm；K为工作情况系数，由表联轴器和离合器的工作情况系数K得：K=1.4蜗杆轴与电动机之间的联轴器校核名义转矩T=9.48Nm，则Tc=1.49.48Nm=13.27Nm由上表知：额定转矩Tm=160Nm；许用转速n=7100 r/min。又Tc=13.27NmTm=160Nm；n=1400 r/minn=7100 r/min，所以选择该联轴器合适。（八）键的选择和强度校核1、键的选择键应该选择平键A型，平键连接结构简单、装卸方便，对中较好，故应用很广泛。根据轴径及查表键的主要尺寸可得：低速轴段键槽键宽b为10mm，键高h为8mm，键长L为70mm。低速轴段键槽键宽b为14mm，键高h为9mm，键长L为60mm。中间轴段键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为70mm。中间轴段键槽键宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为40mm。高速轴段键槽键宽b为6mm，键高h为6mm，键长L为30mm。2、键的校核对于键的校核，选择低速轴上段的键进行校核，其他键同样的原理和步骤进行校核。低速轴上段平键连接的受力情况（如图8）：图8键的工作长度l=L-b=70-10=60mm。T为被固定零件传递的转矩，单位为Nmm；T=2.91105Nmm。由于键载荷性质为轻微冲击，经查表键连接的许用应力得：键连接中最弱材料的许用挤压应力jy=100120MPa；又因此，选用该键是合适的。三、减速器的结构设计（一）轴、滚动轴承的组合设计1、轴的结构设计轴的强度与工作应力的大小和性质有关。因此在选择轴的结构形状时应注意以下几个方面：（1）使轴的形状接近于等强度条件，以充分利用材料承载能力；（2）尽量避免各轴段剖面突然改变以降低局部应力集中，提高轴的疲劳强度；（3）改变轴上零件的布置，有时可以减小轴上的载荷；（4）改进轴上零件的结构也可以减小轴上的载荷。同时，零件在轴上的固定要根据零件的作用来确定。轴与其他零件相配合时，轴头或轴颈、端面应该缩过23mm，以保证轴上零件的压紧，为了保证零件端面紧靠定位面，轴肩处的圆角半径R不能太大，应使RC或RR，若同一轴的多个轴段上有键槽时，为了减少键槽加工时的装夹次数，各键槽在轴同一侧表面线上加工。2、滚动轴承的组合设计滚动轴承的标准部件，设计时只需要选择轴承的类型和型号，并进行轴承的组合设计即可，轴承类型是根据载荷大小、方向和极限转速高低、旋转精度、工作条件及经济性等要求来选择尺寸大小，由轴承的寿命计算来确定；为使轴正常工作通常采用如下调整措施：保证滚动轴承应有的间隙，轴承底座及壁应有足够的厚度，并用加强肋加强其刚性。轴承的组合设计包括轴承套圈的轴向固定、轴组件的轴向固定、轴承的预紧、滚动轴承的配合与装拆，轴承的润滑与密封。（二）箱体的结构设计1、箱体的结构分析一般绝大多数中、小型减速器均采用滚动轴承，只有载荷很大，工作条件恶劣，在转速很高的场合才采用滑动轴承。箱体时减速器中的一个重要零件，是被用来支承和固定轴系零件保证传动零件的正确啮合，使箱体内零件具有良好的润滑及密封，箱体的形状较为复杂，其重量占整个减速器总重量的一半，因此箱体结构设计对减速器工作性能，制造工艺，材料消耗很重要及成本有很大影响，设计时必须全面考虑。减速器根据其毛坯制造方法和箱体部分等可分为：铸造箱体和焊接箱体箱体大多数时铸造而成，材料多采用灰铸铁HT200或HT250，对于重型箱体，为了提高承受振动和冲击的能力，可采用球墨铸造或铸钢。铸造箱体刚性好，易切削并可得到合理的复杂外形，但重量大，适宜用于成批生产。在单件生产中，特别是大型减速器，为了减轻重量和缩短生产周期，箱体常采用Q215或Q235钢板焊接而成。轴承底座部分用于铸钢制成，焊接箱体的壁厚可比铸造箱体壁厚薄20%30%。为使箱体零件装卸方便，箱体常制成剖分式，其剖分面常与轴线平面重合，由水平和倾斜两种，前者加工方便应用较多，后者有利于各级齿轮传动的润滑，但部分处结合面加工困难，应用较少。2、箱体的结构尺寸名 称符号计算公式结果箱座厚度=0.025a+188箱盖厚度11=0.02a+188箱盖凸缘厚度b1b=1.5112箱座凸缘厚度bb=1.512箱座底凸缘厚度b2b=2.520地脚螺钉直径dfdf=0.036a+12M20地脚螺钉数目na250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d1d1=0.75dfM16盖与座联结螺栓直径d2d2=（0.50.6）dfM10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）dfM8视孔盖螺钉直径d4d4=（0.30.4）dfM6定位销直径dd =（0.70.8）d28df，d1，d2至外箱壁的距离C1见表凸台及凸缘的结构尺寸262216df，d1，d2至凸缘边缘距离C2见表凸台及凸缘的结构尺寸242014轴承旁凸台半径R1R1=C220外箱壁至轴承座端面的距离l1l1= C1+ C2+（510）48齿轮顶圆与内箱壁距离111.215齿轮端面与内箱壁距离2210箱盖，箱座肋厚m1、mm1=0.851；m=0.8577轴承端盖外径D2D2=D+(55.5)d3120（低速轴）92（中间轴）92（高速轴）轴承旁联结螺栓距离SSD2120（低速轴）92（中间轴）92（高速轴）（三）减速器的附件结构设计1、通气器通气器的结构不仅要由通气能力，而且还要有能防止灰尘进入箱体内；故通气孔不仅要直通顶端，较完善的通气器内部做成各种曲路，并有金属网，以减少灰尘随空气吸入箱体，通气器选择通气帽式的，并选用d为M271.5的通气器。通气器的各部分尺寸如下表：dD1BhHD2M271.51530154536H1aKb3264108h1b1D3D4L226321832图92、油标油标的作用是观察箱体内油面的高度，它设置在便于检查及油面稳定之处。常用的油标有圆形油标、长形油标、管状油标和杆式油标等。一般多用带有螺纹的杆式油标。采用杆式油标时，应使箱座油标座孔的倾斜位置便于加工和使用，油标安置的部位不能太低，以防油进入油标座孔而溢出。油标的各部分尺寸如下表：dd1d2d3hM16416635abcDD112852622油标样图（如图10）图103、放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，常将箱体的内底面设计成放油孔方向倾斜11.5，并在其附近做成一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。根据减速器箱体结构选择六角螺塞M10，其尺寸如下表：dd1De