二级齿轮减速器资料

文档格式：DOCX| 25 页|大小 310.60KB|积分 20|2022-09-23 发布|文档ID：155308088

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二级齿轮减速器的设计一、传动装置的总体设计减速器的传动方式如图1所示，为二级齿轮减速器，大批量生产，工作环境清洁，机器载荷平稳，工作年限为6年2班制图1.减速器传动装置图1.1电动机的选择 1.1.1选择电动机类型根据设计要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V1.1.2选择电动机容量根据设计数据，工作机的有效功率为Fv 1900 * 0.9P = = — — = 1.7MWw 1000 1000从电动机到工作机输送带之间的总效率为：* =门日4咔气式中，％、n2、n3、n4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传递效率由表9.1取 n1=0.99、n2=0.99、n3=0.97、n4=0.96，贝g* =咔吒琨气=0.992x0.994x0.972x0.96 = 0.82所以电动机所需工作功率为乩=警=2.则d nz 0.821.1.3确定电动机转速按表2.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比％ = 8〜40，而工作机卷筒轴的转速为60 * 1000 * v60* 1000* 0.9 r/min 次 68.75 r/min n * 250所以电动机转速的可选范围为nd = i,nw = (8~40) * 68.75 r/min = (550~2750)r /min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。

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，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动机型号为Y112M-6,其主要性能如表1：电动机型号额定功率/Kw满载转速/(r/min)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0表1. Y112M-6电动机主要性能型号HABCDEFxGDGKbb1b2AAHAL1Y112M-61121901407028608*724122451901155015400电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2：表2.电动机的主要安装尺寸和外形尺寸1.2计算传动装置总传动比并分配传动比总传动比i＞为n 940r/mini _ m /is =nw 68.75r/min=13.67分配传动比i2 = f1*f2考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，勒［=1.4、，故i1 = J1.4% = J1.4* 13.67 = 4.37L 13.67弓=侦石7 = 3.131.3计算传动装置各轴的运动及动力参数1.3.1各轴的转速I 轴： nj = nm = 940r/minII 轴：n =% = 940r/min = 215.10r/minjj i1 4.37III 轴：Hjjj = % = 215.1°r/min = 68.75 r/min卷筒轴：nW = nixi = 68.75 r/min1.3.2各轴的输入功率I 轴： P[ = Pd% = 2.01kW * 0.99 = 1.99kWII 轴：％ =弓％% = i.99kW* 0.99 * 0.97 = 1.91kWIII 轴：Pjjj = PIIn2n3 = 1.91kW * 0.99 * 0.97 = 1.83kW卷筒轴：p卷=%』『2 = 1.83 * 0.99 * 0.99 = 1.80kW1.3.3各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为T = 9.55x106 *珞=9.550* 106 * 2.01kW = 2.04* 104N • mm d nm 940r /min则I 轴： TI = Tdn1 = 2.04* 104N • mm* 0.99 = 2.02* 104N • mmII 轴：TII = Tin1n2iI = 2.02 * 104N • mm* 0.99 * 0.97 * 4.37 = 8.48 * 104N • mmIII 轴：TIII = TIIn2n3iII = 8.48 * 104N • mm* 0.99 * 0.97 * 3.13 = 2.55 * 105N • mm卷筒轴：T卷=TIIIn1n2 = 2.55* 105N • mm* 0.99 * 0.99 = 2.50* 105N • mm将以上结果汇总到表，如下"W名参数一一、电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴转速 n/（r/min）940940215.168.7568.75功率P/(kW)2.011.991.911.831.80转矩 T/(N • mm)2.04* 1042.02* 1048.48* 1042.55* 1052.50* 105传动比i14.373.131效率0.990.960.960.96二、传动件设计2.1高速级直齿圆柱齿轮传动设计2.1.1选择第一级齿轮材料、热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，由文献［1 ］表 6.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~255HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为 162~217HBW，平均硬度为 190HBW。

大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在30~50HBW之间选用8级精度2.1.2初步计算传动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由£）2式中各参数为:小齿轮传递的转矩T1T = 20200N - mm设计时，因V值未知K,，不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.1~1.8此处初取Kt由前面设计可知，1=1.4由表6.6取齿宽系数七=1.0由表6.5查得弹性系数ZE = 189-^ MP由图6.14查得节点区域系数ZH = 2.5（6）齿数比"='1=4.37⑺要求8）初选：=19,则丁气=83,03，取丁 83传动比误差小于5%端面重合度系数£ = [1.88 - 3.2 （工 + -1）] = [1.88 - 3.2 （工 + -1）] = 1.65a 19 83Z1 Z2由图6.16查得重合度系数2£ = 0.87⑼接触许用应力可由SH求得由图6.29（e）、（a）得接触疲劳极限应力aHlim1 = 570MPa， 390MPa，由表6.7查得安全系数SH = 1.0大小齿轮1、2的应力循环次数分别为符合设计Hlim2N1 = 60n1aLh = 60 x 940 x 1-0x 2 x 8 x 250 x 6 = 1-354 X 109NN2 = y1 = 3.10X 1081由图6.30查得寿命系数ZN1 = 1.0, ZN2 = 1.13（允许有局部点蚀）；由表6.7，取安全系数 SH = 1.0。

同H1ZNi；Hlim = 1.0 X?70 = 570.0MPa Sh1.0g]H2H2?N2 ”Hlim =SH [a]H2 = 429.0MPa 计算小齿轮1的分度圆直径d1t，得1.13 X 390=440.7MPa1.0故取[a]H1d1t'72 X 1.4 X 202004.37 + 1,189.8 X 2.5 X 0.87 21.04.37429.032KtTT .U + 1, ZeZhZ 2①d u [a=40.07mm2.1.3确定传动尺寸(1)计算载荷系数K由表6.3查得使用系数KA=1.0齿轮线速度如下式nd nV= 60* 1000n X 40.07 X 94060* 1000=1.97m/s由图6.7查得动载荷系数KV = 1.08(设轴刚性大)；由图6.12查得齿向载荷分布系数% = 1.09；由表6.4查得齿间载荷分布系数Ka = 1.1，故K = KAKvKpKa = 1.0 X 1.08 X 1.09 X 1.1 = 1.29(2)对d1t进行修正因为3与＜有较大差异，故需对按照Kt值设计出来的d1t进行修正，即d1=d1t3K—= 40.07 XKt38.99—=2.0519按表6.1，取m = 2。

⑷计算传动尺寸中心距m z + z22X 19 + 83=102mm齿轮直径及齿宽为d = mz = 2 x 1 9 = 38mmd = mz = 2 x 83 = 166mmX d1 = 1.0 X 38mm = 38mm取^2 = 38mm，bi = 45mm2.1.4校核齿根弯曲疲劳强度2KTbm^ YFYsY£ M 岛]1式中各参数:⑴ K、T［、m同前2) 齿宽 b = b2 = 38mm3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys查图6.20得齿形修正系数YF1 = 2.75, YF2 = 2.24由图6.21查得应力修正系数Ys1 = 1.53, Ys2 = 1.78 s1⑷ 查图6.22得重合度系数匕=0.66⑸许用弯曲应力可由下式算得[\YN”FlimSF查图6.29得弯曲疲劳极限应力查图6.32得寿命系数YN1 查得安全系数* = 1.25,FM1°Flim1=YN2故YN1 %im1SF=220Mpa，%皿=170Mpa=1.01.0X220 =176MPa1.25gfi2KT Lbm d YfiYsin 1YN”Flim2SF1.0 X 170 ——=136MPa1.252 X 1.29 X 2020038 X 2 X 38 X 宫7 X 以3 X 0.66 = 50.12MPa <岛1]= a “F2“s2 = 50.12 X — = 47.49MPa < [a ]F1 s1满足齿根弯曲疲劳强度要求。

F2 F1Y Y 2.75 X 1.53 L F2」2.1.5齿轮传动其它几何尺寸各齿轮的尺寸及参数计算详见下表3表3.齿轮1、2的尺寸参数圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮1z1/19齿轮2Z2/832模数(mm)m/23压力角(度)a/204齿顶高系数h *a/15顶隙系数c */0.256中心距(mm)amg + z2)21027齿顶高(mm)齿轮1ha1h* * m a2齿轮2ha228齿根高(mm)齿轮1hf1(ha + c*) * m2.5齿轮hf22.59分度圆直径(mm)齿轮d1m * z38齿轮d216610齿顶圆直径(mm)齿轮da1da= d+2*ha40齿轮da216811齿根圆直径(mm)齿轮df1df= d-2*hf35.5齿轮df2163.52.2.1选择第二级齿轮材料、热处理方式和精度等级与高速级一样，低速级大、小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为保证小齿轮比大齿轮具有更好的机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW大小齿轮齿面均硬度差为 46HBW，在30~50HBW 之间。

选用8级精度2.2.2初步计算传动主要尺寸因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲劳强度进行设计根据d >3 也.土. Z" 2"气［叽式中各参数为：(1) 小齿轮传递的转矩&T2 = 84800N • mm(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.1~1.8，此处初取Kt =1.33) 由参考文献［1 ］表6.6取齿宽系数与=L0 ［(4) 由参考文献［1 ］表6.5查得弹性系数冬=189.8 所5) 由参考文献［1］图6.15查得节点区域系数Zh =4.56) 齿数比 u = i2 = 3.137) 初选z3=23,则z4 = uz3 = 3.13 X 23 = 71.99，取有 = 72传动比误差<5%，符合设计要求1.88 — 3.2( — +—)I 「1.88 — 3.2(-!- + _!_) =1.70% = L z3 z4」=L 23 72」由图6.5查得重合度系数Z, = 0.89(8) 接触许用应力可由［£ =孕f 算得，由高速级齿轮设计可知％lim3 = 570MPa，Sh，lim4 = 390MPa，SH = 1.0而的=咯，故寿命系数2咫=ZN2 = 1.13(允许有局部点蚀)，V N 3.10 X108 cc mN =十= =9.9 xlOv23.13,由参考文献［1］图6.30查得寿命系数ZwN4=1.19 (允许有局部点蚀)；则H3Zn3" =1.13x570―——=644.1MPa 1.0故取Sh1.19x390———=464.1MPa 1.0=644.1MPa计算小齿轮3的分度圆直径d3t电/372KJ2 u + 1 Z^ZrZ ^ a2 X 1.3 X 84800 3.13 + 1X——;——X3.131.0189.8 X 2.5 X 0.89 2644.1=50.008mm2.2.3确定传动尺寸(1)计算载荷系数K。

由参考文献［1 ］表6.3查得使用系数KA=1.0齿轮线速度如下式湖3州 n X 50.008 X 215.1056 /v =60 X100060 X 1000由参考文献［1 ］图6.7得动载荷系数KV = 1.05；由参考文献［1］图6.12载荷分布系数% = 1.18，由参考文献［1］表6.4得齿间载荷分布系数、= 1.2故K = KAKyKpKa = 1.0 X 1.05aX 1.18 X 1.2 = 1.49(2)因为K与Kt相差较大，故需按Kt值计算出的d"进行修正，即K J1.49电=电『~k = 50.008 X 3 汀=52.334mm(3)确定模数md 52.334m = 二= =2.28mm、23查表 6.1 取 m = 2.5mm4)计算传动尺寸中心距11a = 2m z3 + z4 = ^ X 2.5 X 23+72 = 118.75mm对中心距进行圆整，对齿轮3进行正变位，取圆整中心距a' =120mm，则中心距变动系数y = 120-118.75 =0.52.5d = mz = 2.5 x 23 = 57.5mm(d > 52.334mm,合适)d = mz = 2.5 x 72 = 180mmb =e d -1.0x57.5mm-57.5mm取 b = 64mm, b - 58mm因为齿轮3采用正变位，圆整中心距。

'=120 mm,则啮合角为acos a ' - — cos a - x cos 20o - 0.929904156 a' 120 ，即a ' = 21.5801o故变位系数x -勺 + 七(inva '一 inva)2 tan a23 + 72 一 x (inv21.5801o - inv 20o) 2tan20o23 + 722 tan 20o -0.519 x (0.018882 - 0.014904)2.2.4校核齿根弯曲疲劳强度°F式中各参数：⑴ K、T2、m同前2) 齿宽 b =与=58mmYf4 = 2.06 *4 = 1.91(3) 齿形系数YF与应力修正系数Ys查参考文献［1］图6.20得％3 = 2.15，查参考文献［1］图6.21得七3 = 1.83,查参考文献［1］图6.16得重合度系数丫⑥=0.875 许用弯曲应力可由下式算得查图6.29得弯曲疲劳极限应力gF] =r^FlimSF220MPa由前面计算n3 查参考文献［1］查参考文献［1］”Flim3OFlim4=N2 = 3.10 X 108，N4 = 9.9 X 107图6.31得寿命系数临；=勾4 = 1.0。

表6.7得安全系数Sf = 1.25,故珍]=京m 匕昼220%3」 SF["]=、"尸.m4叫4」 SF170MPa—-—=176MPa 1.251.0 X 170——=136MPa1.252KT 2 X 1.49 X 84800% =亦廿％3七3匕= 58 x 2 5 x 575 * 2-15 X 1.83 X 0.875 = 104.35MPa心3 " "%4a ^4^4 = 104.35 X 2?6 * 1.91 = 104.35MPa尸3%3七3 2.15 X 1.83容易看出%3〈原3]%4 < 岛4]设计满足齿根弯曲疲劳强度要求2.2.5齿轮其他几何尺寸计算各齿轮3、4的尺寸及参数计算详见下表4表4.齿轮3、4的尺寸及参数圆柱齿轮几何尺寸表序号项目代号计算公式计算结果1齿数齿轮3Z3/23齿轮4Z4/722模数(mm)m/2.53压力角(度)a/21.58014齿顶高系数h *a/15顶隙系数* c */0.256中心距(mm)am(z1z 2)+my21207变位系数齿轮3X30.519齿轮4X408齿顶高(mm)齿轮3ha3(h* + c* - x)m a2.548齿轮4ha4mh *a2.59齿根高(mm)齿轮3hf3(h* + c* - x)m a1.828齿轮4hf4(h* + c*) m a3.1310分度圆直径(mm)齿轮3d3m*z57.5齿轮4d418011齿顶圆直径(mm)齿轮3-^a^da= d+2*ha62.60齿轮4_^a^18512齿根圆直径(mm)齿轮3df3—df= d-2*hf53.84齿轮4^f^173.74输出轴齿轮的公法线长度及偏差由表16.8查得标准公法线长度W「= 26.1015mm，则齿轮4的公法线长度为Wk = (W「+ 0.684 X )m = 66.1412 mm参考参考文献［2］表16.6, a=120mm,介于100~200mm之间，用插值法得齿轮最小侧隙jbnmin=0.136由参考文献［2］式(16.1)求得Esns=- jbnmin/2cos a n=- 0.136/2cos20° =-0.072mm计算齿轮的分度圆直径d = mz = 2.5 x 72 = 180mm由表16.3查得，径向跳动公差为Fr=0.056mm由表16.7和表15.2查得，切齿径向进刀公差br=1.26IT9=1.26 x 0.115mm=0.145mm由式16.2求得，齿厚公差Tsn=」乌2 + b： x 2tan %=(0.056 + 0.1452 x 2tan20° mm=0.113mm故由式16.3求得，齿厚下偏差为Esni=Esns-Tsn=-0.072-0.113mm=-0.185mm由式16.4和16.5得公法线长度上偏差 Ebns=EsnsXcos a n=-0.072xcos20° mm=-0.068mm公法线长度下偏差 Ebni=EsniXcos a n=-0.185xcos20° mm=-0.174mm三、减速器装配草图设计3.1草图准备3.1.1选定联轴器类型对于连接电动机和减速器高速轴的联轴器，为了减小启动转矩，其联轴器类型应具有较小的转动惯量和较好的减震性能，故采用弹性柱销联轴器，对于输出轴为了具有减震的作用也采用弹性柱销联轴器。

3.1.2确定滚动轴承类型对于圆柱直齿轮，由于轴向力较小，因此可以采用深沟球轴承3.1.3确定滚动轴承的润滑和密封方式由前面计算可知高速级齿轮线速度1.97m/s，低速级齿轮线速度0.56m/s，根据最大齿轮（低速级大齿轮），选择油润滑故滚动轴承采用脂润滑，故需根据结构设计挡油板因减速器工作环境清洁，故采用毛毡圈密封3.1.4确定轴承端盖的结构形式凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选用凸缘式轴承端盖，采用铸铁铸造成型3.1.5确定减速器机体的结构方案考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选用剖分式机体，铸铁材料铸造成型结构示例图如图2所示：图2.齿轮减速器结构图与机体有关零件的结构尺寸见表5表5.铸铁减速器机体结构尺寸铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号尺寸关系尺寸大小基座壁厚80.025a+ 3 >88mm机盖壁厚们0.02a + 3 >88 mm机座凸缘厚度b1.5812 mm机盖凸缘厚度b11.58112mm机座底凸缘厚度P2.5820 mm地脚螺钉直径df0.036a+ 12M16地脚螺钉数目nn=6/轴承旁连接螺栓直径d10.75dfM12机盖与机座连接螺栓直径d2(0.5〜0.6)dfM10连接螺栓d2的间距l70轴承端盖螺栓直径虫(0.4〜0.5)dfM8窥视孔盖螺栓直径d4(0.3~0.4)dfM6定位销直径d(0.7〜0.8)d28 mmdf、d1、d2至外壁距离ci/22、18、16mmd1、d2至凸缘距离C2/16、14mm轴承旁凸台半径R1C216 mm凸台高度H153mm外机壁至轴承座端面距离_11_c1 + c2 + (5〜8)41mm内机壁至轴承座端面距离I8 + c1 + c2 + (5~8)49mm大齿轮齿顶圆与内机壁距离△1>1.2611 mm齿轮端面与内机壁距离△,>88 mm机盖、机座肋厚m1、mm1 次 0.858], m 次 0.8588、8mm轴承端盖外径D2轴承座孔径+(5~5.5)d3102、94、122mm轴承端盖凸缘厚度e(1~1.2)d310 mm轴承旁连接螺栓距离ss~ D2102、94、122mm3.2草图第一阶段 3.2.1间距确定(1) 机体内壁与大齿轮齿顶圆距离A1 -1,25，取% = 11mm，机体内壁距离小齿轮端面距离A2券，取A2= 8mm。

2) 因采用脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁的距离要留出安放挡油板的空间，一般A3 - (8~12)mm，取乌=10mm ；取挡油板宽度C=8mm3) 中间轴上两齿轮轴向间距八4=(5~8)mm，取A4= 6mm⑷轴承端盖凸缘厚度度T.2d3= 9.6mm，取& = 10mm3.2.2高速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径％和长度A对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献［3］表9.4查得，C=118〜106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=108，则1.99——=13.86mm 940考虑键槽影响，取dmin1 = 13.86 x (1 + 5%)mm = 14.56mm3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式4) 联轴器及轴段①前面计算的dmin即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进行由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器查文献［1］表12.1取KA=1.5，计算转矩上=夕1 = 1.5 x 20200 = 30300^-mm由参考文献［2］表13.1查询可得GB/T 5014-2003中的LH2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩315 N・m，许用转速为5600 r/min，轴孔直径范围是20~32 mm,满足电动机轴径要求。

取与轴相连端轴径20 mm，J型轴孔，轴孔长度38 mm，选用A型平键，联轴器主动端代号为LH220 X 38 GB/T5014- 2003相应的，轴段①的直径即=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为«=36mm5) 密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，取轴肩高度h=3 mm，则轴段②的直径弓=25mm由于工作环境清洁无尘，则用毛毡圈密封即可，由参考文献［3］查表得毛毡圈小径取24mm6) 轴承与轴段③及轴段⑦由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，查参考文献［2］表12.1，取轴承型号为6206, 其内径d=30 mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin = 36mm故轴段 ③的直径d3 = 30mm轴段⑦的直径应与轴段③相同，即d7 = 30mm7) 轴段④由于齿轮齿根圆直径较小，若选择d4 = 32mm，e = (df 1 -d4)/2 — . = (35.5 -32)/2-3.3 < 2.5m故轴与齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4 = 32mm8) 轴段⑤做成齿轮轴，齿轮轴的分度圆直径d1 =38mm，齿顶圆直径da1 =40mm，齿根圆直径 df1 =35.5mm。

9) 在轴段⑦和齿轮轴段间取过渡轴段⑥d6 = 32mm10) 机体与轴段②③④⑥⑦的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=10 mm在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度轴段②的长度l2 = 41mm；取轴段③的长度l3 = 31mm ；轴段④的长度l4 = 70mm；轴段⑤的长度l5 = 45mm ；轴段⑥的长度l = 3mm ;6轴段⑦的长度l = 29mm7轴的各部分尺寸均确定取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距11 = 68mm； L2 = 115.5mm； L3 = 46mm完成的结构草图如图3所示图3.高速轴各轴段尺寸示意图(11)键连接设计联轴器与轴之间采用A型普通平键连接，查参考文献［2］表11.27得键的型号为:6x6x32GB/T1096-2003, h=6, t1 = 2.8mm3.2.3中间轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径％和长度A对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献［3］表9.4得，C=118~106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 108，贝1.91——=22.36mm215.1(3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式。

4) 轴承与轴段①及轴段⑤轴承类型选择深沟球轴承，暂取轴承型号为6205，由文献［2］表12.1查得内径d=25 mm，外径D=52 mm，宽度B=15 mm，定位轴肩直径damin = 31mm，故轴段①的直径 d1 = 25mm轴段⑤的直径应与轴段①相同，即d5 = 25mm5) 齿轮3与轴段②为了便于齿轮的安装，d2应略大于d1，取d2 = 28mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴段②的长度应略小于齿轮3的宽度b3,取l2 = 62mm6) 轴段③齿轮3右端用轴肩固定，取13 = 32mm o 13 = 6mm(7) 齿轮2与轴段④齿轮2左端也用轴肩固定d4略小于齿轮2的宽度，可取d4 = 28mm，齿轮2右端用套筒固定，则轴段④的长度应略小于齿轮2的宽度b2，取14 = 36mm8) 轴段①⑤的长度11 = 15 = 35mm完成的结构草图如图4所示图4.中间轴各轴段尺寸示意图(9)键连接设计齿轮2、齿轮3与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 8x7x 32GB/T1096— 2003，11 = 3.3mm ；键 8 X 7 x 42GB/T1096— 2003，t1 = 3.3mm。

3.2.4低速轴轴系部件设计(1) 选择轴的材料因传递功率不大，且对质量与结构尺寸无特殊要求，故选用45钢并进行调制处理2) 初步轴径dmin，并根据相配联轴器的尺寸确定轴径％和长度A对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文献［3］表9.4得，C=118~106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 108,则d_=C，mm37%= 108X 3 nb3 \1.83而无=32-25mm考虑键槽影响，取dmin3 = 32.25 x(1 + 5%)mm = 33.86mm3) 确定轴的轴向固定方式因为齿轮减速器输出轴的跨距不大，且工作温度变化不大，故轴向固定采用两端固定方式4) 联轴器及轴段①前面计算的即为轴段①的直径，又考虑轴段①上安装联轴器，因此轴段①的设计与联轴器的设计同时进行由前面设计可知，选用弹性柱销联轴器查文献［1］表12.1取KA=1.5，计算转矩T =瞬3 = 1.5 X 255000 = 382500N • mm由参考文献［2］表13.1查询可得GB/T 5014-2003中公称转矩630 N - m的弹性柱销联轴器满足要求，其许用转速为5000 r/min，轴孔直径范围是30-48mm。

取与轴相连端轴径35 mm，轴孔长度为上=60mm，J型轴孔相应的，轴段①的直径电=35mm，取其长度为 l1=58 mm5) 密封圈与轴段②联轴器右端采用轴肩固定，取轴段②的直径弓=38mm6) 轴承与轴段③及轴段⑥由前面设计知，轴承类型为深沟球轴承，取轴承型号为6208，由文献［2 ］表12.1查得内径d=40 mm，外径D=80 mm，宽度B=18 mm，定位轴肩直径damin = 47mm，故轴段 ③的直径d3 = 40mm轴段⑥的直径应与轴段③相同，即d6= 40mm7) 轴段⑥取d5= 42mm，齿轮4右端用挡油板固定，则轴段⑤的长度应略小于齿轮4的宽度 b4，取 15 = 56mm8) 轴段④齿轮4左端用轴肩固定，^d4 = 48mmo(9) 机体与轴段②③④⑤⑥的长度因采用凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=10 mm由于所选联轴器不影响轴承端盖螺栓的拆卸，轴肩与轴承端盖之间的间隙取K=15mm在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖的相互位置与尺寸之后，即可确定各轴段的长度轴段②的长度12 = 43mm ；取轴段③的长度13 = 39mm；取轴段④的长度14 = 48mm取轴段⑤的长度15 = 56mm ；轴段⑥的长度16 = 41mm ；轴的各部分尺寸均确定。

取联轴器轮毂中间位置为力的作用点，可得跨距^ = 83.5mm； L2 = 104mm ； L3 = 59mm完成的结构草图如图5所示图5.低速轴各轴段尺寸示意图(10)键连接设计联轴器、和齿轮4与轴之间采用A型普通平键连接，型号分别为：键 1： 10 x 50GB/T1096— 2003，h=8，t=5mm，t1 = 3.3mm键 5： 12 x 50GB/T1096— 2003，h=8，t=5mm，t1 = 3.3mm3.2.5轴系部件校核计算本设计已完成高、中、低速轴的轴系部件校核计算，均满足设计要求，此处只给出低速轴校核计算过程1)轴的受力分析a.画受力简图圆周力 F =芟® = 2x2.55x105 = 2833.33N t d 180径向力 4 = Ffx tan a = 2833.33xtan20° = 1031.25Nb.计算支反力F =矣H1 L2+L3FH2 = Fr - FH1 = 69444 NT FtL3 = 925.36N L2+L3Ft - FV1 = 1907.97N=336.81NFV1FV2轴承1的总的支反力为2/(925.36)2+(336.81)2 = 984.75NFR1 = /fV12+FH12轴承2的总的支反力为FR2 =/FV22+FH22 = ^(1907.97)2+(694.44)2 = 2030.42Nc.画弯矩图在水平面上，轴承1处，A-A面左侧MaH1 = FH1L2 = 336.81Nx100mm = 33681N • mmA-A面右侧MaH2=Fh2L3 = 694.44Nx48.5mm = 33680,34N • mm垂直面上，MaV1 = FV1L2 = 925.36Nx100mm = 92536N • mmMav2 = FV2L3 = 1907.97Nx48.5mm = 92536.55N • mm=J336812 + 925362N • mm = 98474.98N • mmA-A面左侧Ma1= jMaH12+MaV12A-A面右侧J33680.342 +92536.552N • mm = 98475.27N • mmM«2= ]MaH22+MaV2 =d.画转矩图T = 255000N・mm98474.98-n「图6.低速轴各轴段弯矩、转矩图⑵校核轴的强度A-A剖面右侧弯矩大，且有转矩，为危险截面。

该截面抗弯模量为“ 83.5mm "=V1- 项 104 mmL加 Fla -，59mm ，..-『"I /-■L4-"-1 l-LLI.LLILJj3368133680.34W = 0.1d63 - 2d6 该截面的抗扭截面模量为bt(d6 -1)212 X 5(42 - 5)2 0.1 X 423 - ' '2 X42mm 3=6430.94mm 3WT = 0.2d6bt(d6 — t)23 — 2d612 X 5(42 - 5)2 0.2 X 423 -2 X42mm 3=13839.74mm 3弯曲应力°b98475.27N・mm=15.31MPa 6430.94mm 3°a气=15.31MPa0m = 0扭剪应力ttWT255000N-m.八… =18.43MPa13839.74mm3Ta=t = Tt = 9.21MPa m 2调质处理的45钢，由参考文献［1］表9.3可以查得b = 650MPa，^ = 300MPa， t-1=155 MPa；材料等效系数叫=0.2，幺= 0.1键槽引起的应力集中系数可由参考文献［1 ］附表9.11查得：由插值法得有效应力集中系数K。

1.825，%=1.625零件的绝对尺寸查参考文献［1］表9.12得％ = 0.84,匕=0.78强化处理表面的表面质量系数和加工表面的表面质量系数查参考文献［1］表9.8与表9.9得6］ = 1.6，#2 = 0.96，则6 = ^1^2 = 1.54由此，安全系数计算如下：0 300K 匕一=—1^825 —n =逐9155鼠0a + W°0m 1.54X 0.84 X 15-31 + °.2X0K__-1 = -1625 = 11.58SSS = ——区Ta + Wm 1.54~X0.78X9-21 + 0-1X9-2113.89 X 11.58[— —二=8.89/13.892 + 11.582由参考文献［1］表9.13得许用安全系数［S］=1.3~1.5,显然S>［S］，故a-a截面安全3)校核键连接的强度滚筒与轴之间的联轴器连接处为平键连接，键的尺寸较小，容易发生失效，故只需校核该处的键强度，挤压应力4T0 p dhl式中：d 键连接处的轴径，mm；mm；mm；T——传递的转矩，N - h——键的高度，mm； l——有效键连接长度，4T4 X 255000% —dh】 — 35 X 8 X (50 1。

)一 ""'MPa轴材料均为45钢，［0p］= 120~150MPa0p < ［0p］，故强度满足需要校核轴承强度由参考文献［2］表查得6208型号轴承的基本额定动负荷Cr = 29500N，基本额定静负荷C0 = 18100N由于轴承2的受力较轴承1大，所以只需校核轴承2即可计算当量动载荷键、⑷F = XFr+YT；其中，X为动载荷径向系数，Y为动载荷轴向系数，由于轴承工作环境无轴向力，故Y=0Fr为轴承径向载荷由参考文献［1］表10.13可知，X=1则(5)校核轴承寿命轴承在100 °C下工作，数 fF = 1.1轴承寿命为F = XFr= Fr= FR2 = 20304疝由参考文献［1 ］表10.10和10.11查得温度系数fT = 1.0载荷系, 106^Lh 60%' FfF(M)8 - 106 (L0乂29500 )3 —5.6Mh60x 68.75 2030.42x1.1已知减速器使用6年，2班工作制，则预期寿命为匕，=2 x 8 x 250 x 6 = 24000h显然，轴承寿命很充裕3.3草图第二阶段3.3.1传动件的结构设计(1)齿轮2结构设计齿轮2齿顶圆直径da2=168 mm，可以做成实心式齿轮，为了减少质量和节采用自由锻毛坯结构，如图7所示。

图中各尺寸如下:图7.腹板式齿轮示意图自由锻dh = 28mmD1 次 1.6dh = 1-6 X 28 = 44.8mmD1 = 52mm次 da — 10m = ( 168 — 10*2)mm = 148mm，D 2c = (0.2〜0.3)b = (0.2〜0.3) X 38 = 7.6〜11.4mm取 c=8 mm约材料，采用腹板式结构r = 0.5c = 0.5 X 8 = 4mmD0 = 0.5(D1 + D2) = 0.5 X (52 + 148) = 100mmd0 次 0.25(D2 — D1) = 0.25 X (148 — 52) = 24mmL = (1.2〜1.5)dh =(33.6〜42)mm取L = 36mm2) 齿轮3结构设计齿轮3齿顶圆直径d 3 =62.60mm< 200mm，做成实心式结构3) 齿轮4结构设计齿轮4齿顶圆直径da4=185mm< 200mm，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构考虑节约成本，采用自由锻毛坯结构，如前图所示图中各尺寸如下:dh = 42mmL 次 1.6dh = (1.6 X 42)mm = 67.2mm取1 = 80mmD2~da~ 10m = 185 — 10 x 2.5 = 160mm , c = (0.2〜0.3)力4 = (0.2~0.3) x 58mm = 11.6~17.4mm 取 c=12 mmr = 0.5c = 0.5 x 12 = 6mmD0 = 0.5Q + 妇=0.5 x (80 + 160) = 120mm 取D0 = 120mm d0 次 0.25。

2 —巧)=0.25 x (160 — 80)mm = 20mm 取d0 = 23mm3.3.2轴承端盖的设计采用凸缘式轴承端盖，结构如图8所示：e mbl图8.轴承盖示意图• ! - I—图9.挡油板示意图3.4草图第三阶段3.4.1减器机体的结构设计速⑴机体中心高和油面位置的确定为防止浸油齿轮将油池底部沉积物搅起，大齿轮的齿顶圆到油池底面的距离应不小于 30~50 mm应保证齿轮浸入深度应不小于10 mm，最高油面应比最低油面高出10~15mm，且齿轮浸油深度最多不超过齿轮半径的1/3按照以上原则，选择机体中心高H=133 mm，油面高度为55mm，满足以上要求验算油量：单级减速器传递1kW功率需要油量为0.35~0.7dm3，本设计为二级齿轮减速器，传递的需油量(0.35~0.7)dm3Vo = 2 X ^^——X 2.01kW = (1.407~2.814) X 106mm3油池容量V = 55 X 125 X 428 X 106mm3 = 2.943 X 106mm3V>V0，满足设计，润滑条件较好 (2)其他结构设计详见A0图纸3.4.2减速器的附件设计(1)窥视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能将手伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与铸造的凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板焊接制成，用M6螺栓紧固。

按要求选取 A=90,B=60，Aj120，B「90，C=105, C「70，C「75, R=5，螺钉尺寸 M6 20 螺钉数目为4,具体尺寸见参考文献[2]P167页2 )放油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加皮封油圈加以密封选用六角螺塞M20 (JB/ZQ 4450-1986)，油圈30X20 ZB 70-623)油标指示器选取M12的杆式油标参数如表6表6.油表指示器尺寸dd1d2d3hM12412628abcDD110642016具体尺寸见参考文献[3]P14页油标位置箱体中部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由于是在清洁的环境下，只需使用简易通气孔选取简易通气孔，公称直径选取M165) 吊钩和吊耳吊耳参数如下：d = (1.8-2.5)81 = (14.4~20)mm，取 d=20 mm ； e = (0.8~1.0)d = (16~20)mm，取 e=20 mm； s = 20mm；取 R=20mm。

在机盖上上直接铸出吊耳和吊钩，用以起吊或搬运较重的物体吊钩参数如下：B = c1 + C2 = 30; s = 20mm ； H = (0.8~1.0)B = (24~30)mm，取 H=30 mm； h = (0.5~0.6)H = (15〜18)mm，取 h=18 mm;r = 0.25B = 7.5mm6) 定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柱定位销选取公称直径为8的圆柱销，采用非对称布置具体尺寸见参考文献［2］表11.29 圆柱销(GB/T119.1-2000)7) 启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度选取与机盖和机座连接螺栓相同规格的螺栓作为启盖螺栓螺钉杆端部要做成圆柱形或大倒角，以免破坏螺纹取启盖螺钉的公称直径为M10参考文献:［1］王黎钦，宋宝玉.机械设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2010［2］宋宝玉.机械设计课程设计指导书.高等教育出版社，2006［3］宋宝玉.简明机械设计课程设计图册.高等教育出版社，2007(1) 高速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=62mm，d3 = 8mm，q = D + (5〜5.5)d3 = 102~106mm，取。

2 = 102mmD0 = 0.5(D2 + D) = 0.5 x (102 + 62) = 82mmd = 25mm，b = 10mm(2) 中间轴轴承端盖设计 1 2由前面设计可知，轴承外径D=52mm，d3 = 8mm，2 = D + (5〜5.5)d3 = 92~96mm，取2 = 94mmD0 = 0.5(D2 + d) = 0.5 x (94 + 52) = 73mm 低速轴轴承端盖设计由前面设计可知，轴承外径D=80mm，d3 = 8mm，q = D + (5〜5.5)d3 = 120~124mm，取2 = 122mmD0 = 0.5(D2 + D) = 0.5 x (122 + 80) = 10。

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