机械设计减速器设计说明书系 别:专 业:学生姓名:学 号:指导教师:职 称:第一部分设计任务书 4第二部分 传动装置总体设计方案 5第三部分电动机的选择 53.1电动机的选择 53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 6第四部分计算传动装置的运动和动力参数 7第五部分 齿轮传动的设计 85.1高速级齿轮传动的设计计算 85.2低速级齿轮传动的设计计算 14第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 206.1输入轴的设计 206.2中间轴的设计 256.3输出轴的设计 30第七部分 键联接的选择及校核计算 367.1输入轴键选择与校核 367.2中间轴键选择与校核 367.3 输出轴键选择与校核 36第八部分 轴承的选择及校核计算 378.1 输入轴的轴承计算与校核 378.2 中间轴的轴承计算与校核 388.3输出轴的轴承计算与校核 38第九部分联轴器的选择 399.1输入轴处联轴器 399.2输出轴处联轴器 40第十部分减速器的润滑和密封 4010.1减速器的润滑 4010.2减速器的密封 41第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 42设计小结 44参考文献 45第一部分设计任务书一、 初始数据设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 1000 N, V = 0.8m/s, D = 480mm，设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每 年工作天数：300天，三相交流电源，电压380/220V。
二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大 的刚度3. 确定传动方案：选择电动机-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器-工作机二. 计算传动装置总效率%=门13%2%2门4=0.993 X 0.972 X 0.992 X 0.96=0.859%为轴承的效率,％为齿轮啮合传动的效率,％为联轴器的效率,气为工作装置的 效率第三部分电动机的选择3.1电动机的选择皮带速度v:v=0.8m/s工作机的功率pw：FXV 1000X0.8pw= 1000 = —1000 = °’ KW电动机所需工作功率为：Pw 0.8 八 ccpd= na = 0.859 = 0.93 KW执行机构的曲柄转速为:60X1000V60X1000X0.8n = — 二n nXD-nX480 = 31.8 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比i=8〜40, 则总传动比合理范围为ia=8〜40，电动机转速的可选范围为nd = iaXn = (8X40) X31.8 = 254.4〜1272r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减 速器的传动比，选定型号为Y90L-6的三相异步电动机，额定功率为1.1KW，满载 转速 nm=910r/min，同步转速 1000r/min电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLXHDAXBKDXEFXG90mm335X 190140X12510mm24X508X203.2确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=910/31.8=28.62(2) 分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = •./131 =寸 1.3X28.62 = 6.1则低速级的传动比为:上一些i23 i12 6.1 4.69第四部分计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速：输入轴：当=nm = 910 = 910 r/min中间轴：％ = n/i12 = 910/6.1 = 149.18 r/min输出轴：％] = nIZ/i23 = 149.18/4.69 = 31.81 r/min工作机轴：n]V = n]II = 31.81 r/min(2) 各轴输入功率：输入轴：P] = PdX% = 0.93X0.99 = 0.92 KW中间轴：PI] = Pj X 门1^2 = 0.92 X 0.99 X 0.97 = 0.88 KW输出轴：PIII = PjjX门iF2 = 0.88 X0.99X0.97 = 0.85 KW工作机轴：PIV = PjjjX 门「％ = 0.85 X 0.99 X 0.99 = 0.83 KW 则各轴的输出功率：输入轴：PI' = PIX 0.99 = 0.91 KW中间轴：PII' = PIIX 0.99 = 0.87 KW中间轴：PIII' = PIIIX 0.99 = 0.84 KW工作机轴：PIV = PIV X 0.99 = 0.82 KW(3) 各轴输入转矩:输入轴：Tj = TdX%电动机轴的输出转矩：pd 0.93Td = 9550 X一 = 9550 X 而=9.76 Nm nm所以：输入轴：Tj = TdX% = 9.76X0.99 = 9.66 Nm中间轴：A = Tj X i12 X n X % = 9.66 X6.1X 0.99 X 0.97 = 56.59 Nm输出轴：Ln = A X i23 X 门1X % = 56.59 X 4.69 X 0.99 X 0.97 = 254.87 Nm工作机轴：TJV = Tm X 门「％ = 254.87X0.99X0.99 = 249.8 Nm输出转矩为：输入轴：Tj = TJX 0.99 = 9.56 Nm中间轴：Th = % X 0.99 = 56.02 Nm输出轴：Tjjj = Lu X 0.99 = 252.32 Nm工作机轴：TJV = TJV X 0.99 = 247.3 Nm第五部分齿轮传动的设计5.1高速级齿轮传动的设计计算1. 选精度等级、材料及齿数(1) 选择小齿轮材料为40Cr (调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。
2) 一般工作机器，选用8级精度3) 选小齿轮齿数z1 = 21，大齿轮齿数z2 = 21X6.1 = 128.1，取z2= 1284) 压力角a = 20°2. 按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即3 /2KHtT1 u±1 ZHZEZs 2 匕产、 x" g I [°H])1) 确定公式中的各参数值① 试选载荷系数KHt = 1.6② 计算小齿轮传递的转矩T1 = 9.66 N/m③ 选取齿宽系数6 d = 1④ 由图查取区域系数ZH = 2.5⑤ 查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2⑥ 计算接触疲劳强度用重合度系数Ze端面压力角：aa1 = arccos[z1cosa/(z1+2ha*)] = arccos[21 Xcos20° /(21+2X 1)] = 30.919°aa2 = arccos[z2cosa/(z2+2ha*)] = arccos[128 X cos20° /(128+2 X 1)] = 22.298 ° 端面重合度：8a = [z1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2-tana)]/2 n=[21X(tan30.919° -tan20° )+128X (tan22.298° -tan20° )]/2 n = 1.725重合度系数：4—1.725^一 =0.871⑦计算接触疲劳许用应力［bH］查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为bHlimi = 600 MPa、bHlim2 = 550 MPa。
计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60X910X1X5X300X1X8 = 6.55X 108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 6.55 X 108/6.1 = 1.07X108查取接触疲劳寿命系数:KHNi = 0.89、KHN2 = 0.92取失效概率为1%,安全系数S=1,得:KhN1 ° Hlim1[gh]1 = S0.89X6001=534 MPaKHN2 ° Hlim2[aH]2 = S0.92X5501=506 MPa取［aH］1和［%〕2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[%] = [" = 506 MPa2) 试算小齿轮分度圆直径3 /2X1.6X9.66X1000 6.1+1 ，2.5X 189.8X0.871)2 y 1 X 6.1 X [ 506 /=28.846 mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度vnX42X91060X1000=1.37 m/sn d1tn1v = 60X1000②齿宽bb = %d1t = 1X28.846 = 28-846 mm2）计算实际载荷系数KhH①由表查得使用系数Ka = 1.25。
②根据v = 1.37 m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv = 1.08③齿轮的圆周力Ft1 = 2T1/d1t = 2X1000X9.66/28.846 = 669.764 NKAFt1/b = 1.25 X 669.764/28.846 = 29.02 N/mm < 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数K = 1.2Ha1.446④ 由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KhBHP由此，得到实际载荷系数Kh = KAKVKHaKHp = 1.25 X 1.08 X 1.2 X 1.446 = 2.3433）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1 = d=28.846 X3 ,'"2343=32.757 mm及相应的齿轮模数mn = d1/Z1 = 32〃57/21 =技6 mm模数取为标准值 m = 2 mm3. 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径d1 = z1m = 21 X2 = 42 mmd2 = z2m = 128 X 2 = 256 mm(2)计算中心距a = (d1+d2)/2 = (42+256)/2 = 149 mm(3) 计算齿轮宽度b = ©dd1 = 1X42 = 42 mm取 b2= 42、 b1= 47。
4. 校核齿根弯曲疲劳强度(1) 齿根弯曲疲劳强度条件2KFT1YFaYSaY & ^F人3 2^dmnz11) 确定公式中各参数值① 计算弯曲疲劳强度用重合度系数匕匕=0.25+0.75/靖=0.25+0.75/1.725 = 0.685②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.73YFa2 = 2.17YSa1 = L57YSa2 =技3③计算实际载荷系数kfF由表查得齿间载荷分配系数K = 1.2ra根据 % = 1.446,结合b/h = 9.33查图得K邙=1.416Hp Fp则载荷系数为Kf = KAKvKFaKFp = 1.25 X 1.08 X 1.2 X 1.416 = 2.294④计算齿根弯曲疲劳许用应力[bF]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为bFlim1 = 500 MPa、bFlim2 = 380 MPa由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 = 0.85、KfN2 = 0.89取安全系数S=1.4，得KFN1 ° Flim10.85X500[gf]1 =S— 1 4 — 303.5 7 ^MPaKFN2 ° Flim20.89X380[^F]2 =S— 1 4 — 241.57 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核2KFT1YFaYSaY &GF132©dmnz12X1000X 2.294 X 9.66 X 2.73 X1.57X 0.685 -32 1X23X212=36.883 MPa W [qf]12KFT1YFaYSaY eGF232©dmnz1=34.172 MPa W1X23X2122X1000X2.294X9.66X2.17X1.83X0.685齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5. 主要设计结论齿数 z1 = 21、z2 = 128,模数 m = 2 mm, 压力角a = 20 °,中心距a = 149 mm, 齿宽 b1 = 47 mm、b2 = 42 mm6. 齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2 mm2 mm齿数z21128齿宽b47mm42mm分度圆直径d42mm256mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamXha2 mm2 mm齿根高hfmX（ha+c）2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2Xha46mm260mm齿根圆直径dfd-2Xhf37mm251mm5.2低速级齿轮传动的设计计算1. 选精度等级、材料及齿数(1) 选择小齿轮材料为40Cr (调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS2) 一般工作机器，选用8级精度3) 选小齿轮齿数z3 = 22，大齿轮齿数z4 = 22X4.69 = 103.18，取z4= 1034) 压力角=20°2. 按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即3 /2KHtT2 u±1 ZHZEZs 2d1t N、 x" g I [°H])1)确定公式中的各参数值。
① 试选载荷系数KHt = 1.6② 计算小齿轮传递的转矩T2 = 56.59 N/m③ 选取齿宽系数6 d = 1④ 由图查取区域系数ZH = 2.5⑤ 查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa1/2⑥ 计算接触疲劳强度用重合度系数Ze端面压力角：aa1 = arccos[z3cosa/(z3+2ha*)] = arccos[22 X cos20° /(22+2X 1)] = 30.537°aa2 = arccos[z4cosa/(z4+2ha*)] = arccos[103Xcos20° /(103+2X 1)] = 22.813°端面重合度：8a = [z3(tanaa1-tana)+z4(tanaa2-tana)]/2 n=[22X(tan30.537° -tan20° )+103 X (tan22.813° -tan20° )]/2 n = 1.72重合度系数：4—1.72=0.872⑦计算接触疲劳许用应力[bH]查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为bHlimi = 600 MPa、bHiim2 = 550 MPa计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60X 149.18X1X5X300X1X8 = 1.07X 108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N1/u = 1.07 X 108/4.69 = 2.29 X 107查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.92、KHN2 = 0.95。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得：KHN1 ° Hlim1 [aH]10.92X600——1——=552 MPaKHN2 ° Hlim2 [GH]20.95X550——1——=522.5 MPa取[aH]1和[%]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[%]=[吓=522.5 MPa2)试算小齿轮分度圆直径d1t3 /2X1.6X56.59X1000 4.69+1 ,2.5X 189.8X0.872)2二^ 1 X 4.69 X[ 522.5 /=51.648 mm (2)调整小齿轮分度圆直径 1)计算实际载荷系数前的数据准备n d1tn2V = 60X1000① 圆周速度vX 66X149.18 60X1000 = 0.4 m/s② 齿宽bb = "1t=1X51.648 = 51.648 mm2)计算实际载荷系数KhH① 由表查得使用系数KA = 1.25② 根据v = 0.4 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.02③ 齿轮的圆周力Ft3 = 2T2/d1t = 2X1000X56.59/51.648 = 2191.372 NKAFt3/b = 1.25 X 2191.372/51.648 = 53.04 N/mm < 100 N/mm查表得齿间载荷分配系数K = 1.2。
1.454Ha④ 由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Khr : HP由此，得到实际载荷系数KH = KAKVKHaKH广 L25X L02X L2X L454 = 2.2253) 可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d3 = d=51.648 X3 ,''2^225%切=57.649 mm及相应的齿轮模数mn = d3/z3 = 57.649/22 = 2.62 mm模数取为标准值 m = 3 mm3. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径d3 = z3m = 22 X 3 = 66 mmd4 = z4m = 103 X 3 = 309 mm(2) 计算中心距a = (d3+d4)/2 = (66+309)/2 = 187.5 mm(3) 计算齿轮宽度b =、d3 = 1X66 = 66 mm取 b4= 66、 b3= 714. 校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件2KFT2YFaYSaY — 一°F = 3 2 ' [°F]%mnz31) 确定公式中各参数值① 计算弯曲疲劳强度用重合度系数匕匕=°.25+°.75/靖=0,25+0,75/1，72 = 0,686② 由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2-69YFa2=2.17YSa1=1.58YSa2=1.83③ 计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数K = 1.2Fa根据 % = 1.454,结合b/h = 9.78查图得K邙=1.424Hp Fp则载荷系数为Kf = KAKvKFaKFp = 1.25 X 1.02 X 1.2 X 1.424 = 2.179④ 计算齿根弯曲疲劳许用应力[°F]=380 MPa。
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为°Flim1 = 500 MPa、°Flim2 由图查取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 = 0.89、KFN2 = 0.93取安全系数S=1.4，得[aF]1 =KFN1 ° FlimlS0.89X50014=317.86 MPaKFN2 ° Flim2[即2 = S0.93X38014=252.43 MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F12KFT2YFaYSaY e3^%mnz32X1000X2.179X56.59X2.69X1.58X0.6861X33X222=55.024 MPa W[bF]1bF22KFT2YFaYSaY e32^dmnz32X1000X2.179X56.59X2.17X1.83X0.68632 1X33X222=51.411 MPa W [bF]2齿根弯曲疲劳强度满足要求5. 主要设计结论齿数 z3 = 22、z4 = 103,模数 m =3 mm, 压力角a = 20°，中心距a = 187.5 mm,齿宽 b3 = 71 mm、b4 = 66 mm6.齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3 mm3 mm齿数z22103齿宽b71mm66mm分度圆直径d66mm309mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamXha3 mm3 mm齿根高hfmX（ha+c）3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2Xha72mm315mm齿根圆直径dfd-2Xhf58.5mm301.5mm第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴的设计1. 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 0.92 KW n1 = 910 r/min T1 = 9.66 Nm2. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d1 = 42 mm则：2T1 耳=一 d12X9.66X1000=460 N42Fr =耳 Xtan = 460Xtan20° = 167.3 N3. 初步确定轴的最小直径先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，取:A0=112，于是得3《P1 3;顽dmin = A0X — = 112X\;-910 = H.2 mm输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩Tca = KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca = KaT1 = 1.5X 9.66 = 14.5 Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或 手册，选用LT2型联轴器半联轴器的孔径为12 mm故取d12 = 12 mm，半联轴 器与轴配合的毂孔长度为20 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 17 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 22 mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 20 mm，为了保证轴端挡圈只压在联 轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 18 mm。
2） 初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承参 照工作要求并根据d23 = 17 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6204，其尺 寸为dXDXT = 20X47X14 mm,故d34 = d78 = 20 mm,取挡油环的宽度为15, 贝 134 = 178 = 14+15 = 29 mm轴承采用挡油环进行轴向定位由手册上查得6204型轴承的定位轴肩高度h = 3 mm,因此，取 d45 = d67 = 26 mm3） 由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴所以156 = B = 47 mm, d56 = d1 = 42 mm4） 根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定 距离，取 123 = 50 mm5） 取齿轮距箱体内壁之距离△ = 16 mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的 距离c = 12 mm考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁 一段距离s，取s = 8 mm，已知低速小齿轮的宽度b3 = 71 mm，贝145 = b3+c+ A +s-15 = 71+12+16+8-15 = 92 mml67 = A +s-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
6. 轴的受力分析和校核1） 作轴的计算简图（见图a）:根据6204深沟球轴承查手册得T= 14 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = （（47/2+29+92-14/2）mm = 137.5 mm齿宽中点距右支点距离L3 = （（47）/2+9+29-14/2）mm = 54.5 mm2） 计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：FtL3 F =-——二 FNH1 L2+L3FtL2 F = fnh2 L2+L3垂直面支反力（见图d）：FrL3 F FNV1 - L2+L3FrL2F = fnv2 L2+L33）计算轴的弯矩，并做弯矩图：460X54.5137.5+54.5460X137.5137.5+54.5-130.6 N-329.4 N167.3X54.5-137.5+54.5167.3X137.5：137.5+54.5-47.5 N-119.8 N截面C处的水平弯矩：Mh - Fnh1L2 - 130.6 X 137.5 Nmm - 17958 Nmm截面C处的垂直弯矩：Mv - Fnv1L2 - 47.5 X 137.5 Nmm - 6531 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：F 2M - V Mh+Mv - 19109 Nmm作合成弯矩图（图f）4） 作转矩图（图g）5） 按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核根据公式（14-4）,取a - 0.6,则有：Mca 'M+Jt1）2 \.；191092+（0.6X9.66X 1000）2% - W - W - 0.1 X423 MPa-2.7 MPaW[b_i] - 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）轴的弯扭受力图如下:FHH1FNV1FNV1FNH2FNH1FNV256.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 0.88 KW n2 = 149.18 r/min T2 = 56.59 Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 256 mm则:2T2Ft1 =一d22X56.59X1000256=442.1 N=160.8 NFr1 =耳1Xtana = 442.1Xtan20已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 66 mm则:2T2Ft2= — d32X56.59X100066=1714.8 NF疽 ％Xtana = 1714.8 Xtan20° = 623.8 N3.初步确定轴的最小直径先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，取:A0 = 107，得:dmin = A0X=107 Xn23 fQlT¥ 149.18=19.3 mm5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56, 因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承参照工作要求并根据dmin = 19.3 mm由轴承产品目录中选取深沟球轴承6204，其尺寸为dXDXT = 20X47X14 mm，故 du = d56 = 20 mm2） 取安装大齿轮处的轴段V-VI的直径d45 = 25 mm；齿轮的右端与右轴承 之间采用挡油环定位已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度B = 42 mm,为了可靠的 压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 40 mm齿轮的左端采用轴肩定 位，轴肩高度h = （2~3）R，由轴径d45 = 25 mm查表，得R = 1 mm，故取h = 3 mm， 则轴环处的直径d34 = 31 mm轴环宽度bN1.4h，取l34 = 14.5 mm3） 左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位由手册上查得6204型轴承的定 位轴肩高度h = 3 mm，因此，取d23 = 25 mm。
4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造已知 低速小齿轮的轮毂宽度为B = 71 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23 = 69 mm5）取齿轮距箱体内壁之距离△ = 16 mm，高速小齿轮和低速小齿轮之间的距离c = 12 mm考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承宽度T = 14 mm，则l12 = T+ A +s+2 = 14+16+8+2 = 40 mml67 = T2T+s+ A +2.5+2 = 14+8+16+2.5+2 = 42.5 mm至此，己初步确定了轴的各段直径和长度6.轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）:根据6204深沟球轴承查手册得T = 14 mm高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = （42/2-2+40-14/2）mm = 52 mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = （42/2+14.5+71/2）mm = 71 mm低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = （71/2+42.5+-14/2）mm = 71 mm2）计算轴的支反力:水平面支反力（见图b）：_ Ft1(L2+L3)+Ft2L3 Fnh1 = L1+L2+L3_ Ft1L1+Ft2(L1+L2) Fnh2 = L1+L2+L3442.1X(71+71)+1714.8X7152+71+71442.1 X 52+1714.8 X (52+71)=951.2 N52+71+71=1205.7 N垂直面支反力（见图d）：_ Fr1(L2+L3)-Fr2L3FNV1 = L1+L2+L3Fr1L1-Fr2(L1+L2)Fnv2 = L1+L2+L3160.8X(71+71)-623.8X7152+71+71160.8X52-623.8X(52+71)=-110.6 N52+71+71=-352.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面B、C处的水平弯矩:Mh1 = Fnh1L1 = 951.2X52 Nmm = 49462 NmmMH2 = FnH2L3 = 1205.7 X 71 Nmm = 85605 Nmm截面B、C处的垂直弯矩：Mv1 = Fnv1L1 = -110.6X52 Nmm = -5751 NmmMV2 = FnV2L3 = -352.4 X71 Nmm = -25020 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面B、C处的合成弯矩：M] =Mh1+Mv1 = 49795 Nmm r^2 2-M2 = -\；'MH2+MV2 = 89186 Nmm作合成弯矩图（图f）4） 作转矩图（图g）5） 按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面B）的强度必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核根据公式（14-4）,取a = 0.6,则有：Mca \: M1+（a T2）2 - j'497952+（0.6 X 56.59 X 1000）2Gca = W - W - 0.1X253 响=38.6 MPaW[b_i] - 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）轴的弯扭受力图如下：MH1MV 2FtlFrZ1 F 坨FNHEFMVSFNV1FNH1、FNH己FNYE6.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3 = 0.85 KW n3 = 31.81 r/min T3 = 254.87 Nm2. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 309 mm则:2T3Ft =一d42X254.87X1000=1649.6 N309Fr = FtXtan3. 初步确定轴的最小直径先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，取:A0dmin=112，于是得3 f015=112X\；318! = 33.5 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩Tca = KaT3，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5，则:Tca = KAT3 = 1.5X254.87 = 382.3 Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT7型联轴器半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm4. 轴的结构设计图占一 ‘」一一⑵捉5 一 :聂 5. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取 II-III段的直径d23 = 45 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 50 mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，为了保证轴端挡圈只压在半 联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。
2） 初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承参 照工作要求并根据d23 = 45 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6210，其尺 寸为 dXDXT = 50mmX90mmX20mm，故 d34 = d78 = 50 mm，取挡油环的宽度 为 15，则 l34 = 20+15 = 35 mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位由手册上查得6210型轴承的定位 轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = 57 mm3） 取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67 = 55 mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位已知低速大齿轮轮毂的宽度为B = 66 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67 = 64 mm齿轮的左 端采用轴肩定位，轴肩高度h = （2~3）R，由轴径d67 = 55 mm查表，得R = 2 mm, 故取h = 6 mm，则轴环处的直径d56 = 67 mm轴环宽度bN1.4h，取156 = 12 mm4） 根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一 定距离，取123 = 50 mm5） 取齿轮距箱体内壁之距离△ = 16 mm，低速小齿轮和高速小齿轮之间的 距离c = 12 mm。
考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁 一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 20 mm高速大齿轮轮毂宽度B2 = 42 mm，则l45 = B2+c+5+2.5+ A +s-l56-15 = 42+12+5+2.5+16+8-12-15 = 58.5 mml78 = T+s+ A +2.5+2 = 20+8+16+2.5+2 = 48.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度6. 轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）:根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = （66/2+12+58.5+35-20/2）mm = 128.5 mm齿宽中点距右支点距离L3 = （66/2-2+48.5-20/2）mm = 69.5 mm2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b）：FtL3 F =———- FNH1 L2+L3FtL2F =———- fnh2 L2+L31649.6X69.5=128.5+69.5 = 579 N1649.6X128.5-1 w 4 = 1070.6 N128.5+69.5垂直面支反力（见图d）：600.1X69.5Fnvi = L2+L3 = 128.5+69.5 = 210.6 N600.1X128.5128.5+69.5 = 389.5 NFrL3FrL2F = fnv2 L2+L33）计算轴的弯矩，并做弯矩图: 截面C处的水平弯矩:Mh = Fnh1L2 = 579 x 128.5 Nmm = 74402 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV = Fnv1L2 = 210.6 X 128.5 Nmm = 27062 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩:2 2Mh+Mv = 79171 Nmm作合成弯矩图（图f）4） 作转矩图（图g）5） 按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核根据公式（14-4）,取a = 0.6,则有：Mca 7M1+（ a T3）2 ^2；（0.6 X 254.87 X1000）2% =寸=J—W = " 0.1X573 MPa=8.3 MPaW[b_i] = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）轴的弯扭受力图如下：第七部分键联接的选择及校核计算7.1输入轴键选择与校核校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhXl = 4mmX4mmX 14mm，接触长度:l'=14-4 = 10 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd[bF] = 0.25 X4X10X12X 120/1000 = 14.4 NmTNT]，故键满足强度要求7.2中间轴键选择与校核1） 中间轴与高速大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl = 8mmX7mmX36mm，接触长度:l'=36-8 = 28 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd[bF] = 0.25 X7X28X25X 120/1000 = 147 NmTNT2，故键满足强度要求。
2） 中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl = 8mmX7mmX63mm，接触长度:l'=63-8 = 55 mm，则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd[bF] = 0.25 X 7 X 55 X 25 X 120/1000 = 288.8 NmTNT2，故键满足强度要求7.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl = 16mmX 10mmX50mm，接触长度:l'= 50-16 = 34 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd[bF] = 0.25 X10X34X55X 120/1000 = 561 Nmtnt3，故键满足强度要求2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：bXhXl = 12mmX8mmX70mm，接触长度:l'=70-12 = 58 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd[bF] = 0.25 X 8 X 58 X 40 X 120/1000 = 556.8 Nmtnt3，故键满足强度要求第八部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh=5X1X8X300= 12000 h8.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以：P = XFr+YFa = 1X 167.3+0 X = 167.3 N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为：=167.3 X3 ,''60X910X12000=1453 N3）选择轴承型号：查课本表11-5，选择:6204轴承，Cr = 12.8 KN,由课本式11-3有：R ="360n1106 f12.8X1000）3 *=60X9101 __1^73~~） = 8-2X106^Lh所以轴承预期寿命足够。
8.2中间轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1, Y = 0所以：P = XFr+YF； = 1X623.8+0X = 623.8 N=623.8 X32）求轴承应有的基本额定载荷值C为:60X149.18X12000 = 2965 N1063）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6204轴承，Cr = 12.8 KN,由课本式11-3有:Lh =5360n1106 612.8 X1000A3 *=60X149.18〔 623.8 ) = 9.65 X105^Lh所以轴承预期寿命足够8.3输出轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和 轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YZ = 1X600.1+0X =600.顷=600.1 X.、32）求轴承应有的基本额定载荷值C为:60X31.81 7— X 12000 = 1704 N1063）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:6210轴承，Cr = 35 KN,由课本式11-3有:Lh 卫(CT)60n1106 635X1000A3 、60X31.81( 600.1 J = 1.04X 108-Lh所以轴承预期寿命足够。
第九部分联轴器的选择9.1输入轴处联轴器1. 载荷计算公称转矩：T = T1 = 9.66 Nm由表查得Ka= 1.5，故得计算转矩为：Tca = KAT1 = L5X9.66 = 14.5 Nm2. 型号选择选用LT2型联轴器，联轴器许用转矩为T = 16 Nm,许用最大转速为n = 7600 r/min，轴孔直径为12 mm，轴孔长度为20 mmTca = 14.5 Nm W T = 16 Nmn1 = 910 r/min W n = 7600 r/min联轴器满足要求，故合用9.2输出轴处联轴器1. 载荷计算公称转矩：T = T3 = 254.87 Nm由表查得Ka= 1.5，故得计算转矩为：Tca = KaT3 = 1-5X254-87 = 382.3 Nm2. 型号选择选用LT7型联轴器，联轴器许用转矩为T = 500 Nm，许用最大转速为n = 3600 r/min，轴孔直径为40 mm，轴孔长度为84 mmTca = 382-3 Nm W T = 500 Nmn3 = 31.81 r/min W n = 3600 r/min 联轴器满足要求，故合用第十部分减速器的润滑和密封10.1减速器的润滑1)齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。
由于低速 大齿轮的圆周速度v W 12 m/s,将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑这 样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借 以散热齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm为 了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距 油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm由于低速大齿 轮全齿高h = 6.75 mm W 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油(GB 5903-2011)，牌号为320 润滑油，粘度荐用值为266 cSt2)轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类此外，也有使用固体润滑剂润 滑的选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断由于低速大齿轮圆周速度v = 0.4 m/s W 2 m/s，所以采用脂润滑润滑脂形成的 润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相 当长的一段时间。