(CAD)（巴黎未落雪）--V带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器，F=2000,v

目录 第一章设计任务书 ........................................................................................................................... 3

1.1设计题目............................................................................................................................. 3 1.2设计步骤............................................................................................................................. 3 第二章传动装置总体设计方案 ....................................................................................................... 3

2.1传动方案............................................................................................................................. 3 2.2该方案的优缺点 ................................................................................................................. 3 第三章电动机的选择 ....................................................................................................................... 4

3.1选择电动机类型 ................................................................................................................. 4 3.2确定传动装置的效率 ......................................................................................................... 4 3.3选择电动机的容量 ............................................................................................................. 4 3.4确定电动机参数 ................................................................................................................. 4 3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 ......................................................................... 5 第四章计算传动装置运动学和动力学参数 ................................................................................... 5

4.1电动机输出参数 ................................................................................................................. 5 4.2高速轴Ⅰ的参数 ................................................................................................................. 5 4.3中间轴Ⅱ的参数 ................................................................................................................. 6 4.4低速轴Ⅲ的参数 ................................................................................................................. 6 4.5滚筒轴的参数 ..................................................................................................................... 6

第六章减速器高速级齿轮传动设计计算 ....................................................................................... 7

6.1选精度等级、材料及齿数 ................................................................................................. 7 6.2按齿面接触疲劳强度设计 ................................................................................................. 8 6.3确定传动尺寸 ..................................................................................................................... 9 6.4校核齿根弯曲疲劳强度 ................................................................................................... 10 6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 ........................................................................................... 11 6.6齿轮参数和几何尺寸总结 ............................................................... 错误！未定义书签。 第七章减速器低速级齿轮传动设计计算 ..................................................................................... 11

7.1选精度等级、材料及齿数 ............................................................................................... 11 7.2按齿面接触疲劳强度设计 ............................................................................................... 11 7.3确定传动尺寸 ................................................................................................................... 13 7.4校核齿根弯曲疲劳强度 ................................................................................................... 13 7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 ........................................................................................... 14 7.6齿轮参数和几何尺寸总结 ............................................................... 错误！未定义书签。 第八章轴的设计 ............................................................................................................................. 15

8.1高速轴设计计算 ............................................................................................................... 15 8.2中间轴设计计算 ............................................................................................................... 21 8.3低速轴设计计算 ............................................................................................................... 27 第九章滚动轴承寿命校核 ............................................................................................................. 33

9.1高速轴上的轴承校核 ....................................................................................................... 33 9.2中间轴上的轴承校核 ....................................................................................................... 34 9.3低速轴上的轴承校核 ....................................................................................................... 35 第十章键联接设计计算 ................................................................................................................. 36

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10.1高速轴与带轮配合处的键连接 ..................................................................................... 36 10.2中速轴与齿轮2配合处的键连接 ................................................................................. 36 10.3中速轴与齿轮3配合处的键连接 ................................................................................. 36 10.4低速轴与齿轮4配合处的键连接 ................................................................................. 36 10.5低速轴与联轴器配合处的键连接 ................................................................................. 37 第十一章联轴器的选择 ................................................................................................................. 37

11.1低速轴上联轴器 ............................................................................................................. 37 第十二章减速器的密封与润滑 ..................................................................................................... 37

12.1减速器的密封 ................................................................................................................. 37 12.2齿轮的润滑..................................................................................................................... 38 12.3轴承的润滑..................................................................................................................... 38 第十三章减速器附件设计 ............................................................................................................. 38

13.1轴承端盖......................................................................................................................... 38 13.2油面指示器..................................................................................................................... 38 13.3通气器 ............................................................................................................................ 39 13.4放油孔及放油螺塞 ......................................................................................................... 39 13.5窥视孔和视孔盖 ............................................................................................................. 39 13.6定位销 ............................................................................................................................ 39 13.7启盖螺钉......................................................................................................................... 40 13.8螺栓及螺钉..................................................................................................................... 40 第十四章减速器箱体主要结构尺寸 ............................................................................................. 40 第十五章设计小结 ......................................................................................................................... 41 第十六章参考文献 ......................................................................................................................... 41

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第一章 设计任务书

1.1设计题目

展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=2000N，速度v=1.8m/s，直径D=320mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。

1.2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.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计

第二章 传动装置总体设计方案

2.1传动方案

传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。

2.2该方案的优缺点

由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

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展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

第三章 电动机的选择

3.1选择电动机类型

按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。

3.2确定传动装置的效率

查表得：

联轴器的效率：η1=0.99 一对滚动轴承的效率：η2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98 工作机效率：ηw=0.97 传动效率 0.877

3.3选择电动机的容量

工作机所需功率为3.6kw

3.4确定电动机参数

电动机所需额定功率:4.104kw

工作转速：960 ，1000

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3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：8.93

（2）分配传动装置传动比

高速级传动比 3.407

则低速级的传动比为2.62

减速器总传动比8.926

第四章 计算传动装置运动学和动力学参数

4.1电动机输出参数

T0 40.7N.m

4.2高速轴Ⅰ的参数

40.3N.m

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4.3中间轴Ⅱ的参数

134.55N.m

4.4低速轴Ⅲ的参数

341.89N.m

4.5滚筒轴的参数

321.47N.m

运动和动力参数计算结果整理于下表:

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轴名 功率P(kW) 输入 输出 4.1 3.09 转矩T(N?m) 输入 40.3 输出 40.7 40.2 转速传动比i (r/min) 960 960 3.407 1 效率η 电动机 轴 Ⅰ轴 4.01 0.99 0.97 Ⅱ轴 3.97 3.95 134.55 134.41 281.77 2.62 0.97 Ⅲ轴 3.85 3.83 341.89 340.73 107.54 1 0.96 工作机3.62 轴

3.60 321.47 319.43 107.54 第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算

6.1选精度等级、材料及齿数

（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS （2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=102。 实际传动比i=3.407

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（3）初选螺旋角β=15°。 （4）压力角α=20°。

6.2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

1）确定公式中的各参数值 ①试选载荷系数KHt=1.3 ②小齿轮传递的扭矩:39.891

③查表选取齿宽系数φd=1 ④由图查取区域系数ZH=2.46

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度为： 1.65

轴向重合度为： 1.54

查得重合度系数Zε=0.714 查得螺旋角系数Zβ=0.987 ⑧计算接触疲劳许用应力[ζH]

由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为： 600Mpa, 550Mpa 计算应力循环次数

由图查取接触疲劳系数：

取失效概率为1%，安全系数S=1，得

取[ζH]1和[ζH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

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2）试算小齿轮分度圆直径 31.18mm

（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ν1.566 齿宽b 31.18mm

2）计算实际载荷系数KH ①查表得使用系数KA=1 ②查图得动载系数Kv=1.098 ③齿轮的圆周力。

查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.429 实际载荷系数为

3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 31.17mm 4）确定模数 1.5mm

6.3确定传动尺寸

（1）计算中心距 a 98mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=13°7'21\

（3）计算小、大齿轮的分度圆直径 D1 37.332mm D2 158.397mm

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（4）计算齿宽 42.136

取B1=50mm B2=45mm

6.4校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为

1） K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=45

齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数：26..631

大齿轮当量齿数：113.18 查表得：

查图得重合度系数Yε=0.684 查图得螺旋角系数Yβ=0.833

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

由图查取弯曲疲劳系数：

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力

故弯曲强度足够。

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6.5计算齿轮传动其它几何尺寸

（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高

（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算

7.1选精度等级、材料及齿数

（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化))，硬度为190HBS （2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=62。 实际传动比i=2.62

（3）初选螺旋角β=13°。 （4）压力角α=20°。

7.2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

1）确定公式中的各参数值 ①试选载荷系数KHt=1.3 ②小齿轮传递的扭矩: 13.252N.m

③查表选取齿宽系数φd=1

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④由图查取区域系数ZH=2.46

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa ⑥重合度 端面重合度为：

轴向重合度为：

查得重合度系数Zε=0.704 查得螺旋角系数Zβ=0.987 ⑧计算接触疲劳许用应力[ζH]

由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：

计算应力循环次数

由图查取接触疲劳系数：

取失效概率为1%，安全系数S=1，得

取[ζH]1和[ζH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

2）试算小齿轮分度圆直径

（2）调整小齿轮分度圆直径50.39mm 1）计算实际载荷系数前的数据准备。 ①圆周速度ν0.734

齿宽b50.39

2）计算实际载荷系数KH ①查表得使用系数KA=1

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②查图得动载系数Kv=1.064 ③齿轮的圆周力。

查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4 查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.439 实际载荷系数为

3）按实际载荷系数算得的分度圆直径

4）确定模数 4mm

7.3确定传动尺寸

（1）计算中心距 180mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=12°42'32\

（3）计算小、大齿轮的分度圆直径 D1 102.16 D2 263.92 （4）计算齿宽

取B1=75mm B2=70mm

7.4校核齿根弯曲疲劳强度

齿根弯曲疲劳强度条件为

1） K、T、mn和d1同前 齿宽b=b2=70

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齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为： 小齿轮当量齿数：

大齿轮当量齿数： 查表得：

查图得重合度系数Yε=0.684 查图得螺旋角系数Yβ=0.824

查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:

由图查取弯曲疲劳系数：

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力

故弯曲强度足够。

7.5计算齿轮传动其它几何尺寸

（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高

（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径

（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径

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第八章 轴的设计

8.1高速轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=960r/min；功率P=4.01kW；轴所传递的转矩T=240.3N?m （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45，调质处理，硬度为240HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为24mm故取dmin=24 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析

由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=32mm；定位轴肩直径为29mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

b.确定各轴段的直径和长度。

外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm

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轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度△t=2mm

箱体内壁到轴承端面距离△=5mm 各轴段直径的确定

d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=24mm。

d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=29mm

d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为角接触轴承7207AC

d4：考虑轴承安装的要求，查得7207AC轴承安装要求da=42mm，根据轴承安装尺寸选择d4=42mm。

d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=42mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。 各轴段长度的确定

L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=46mm。

L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=67mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=17mm。

L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=102.5mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=50mm。

L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=15mm。 L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=17mm。 轴段 1 2 29 67 3 35 17 4 42 102.5 5 47.126 50 6 42 15 7 35 17 直径24 (mm) 长度46 (mm) （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图

如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）

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齿轮1所受的径向力

齿轮1所受的轴向力

第一段轴中点到轴承中点距离La=98mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=135.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=48mm

轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关 在水平面内

高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=762.27N 轴承A处水平支承力：

轴承B处水平支承力：

在垂直面内

轴承A处垂直支承力：

轴承B处垂直支承力：

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

d.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：

截面B在水平面上弯矩：

截面C左侧在水平面上弯矩：

截面C右侧在水平面上弯矩：

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截面D在水平面上的弯矩：

e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面上弯矩：

截面B在垂直面上弯矩：

截面C在垂直面上弯矩：

截面D在垂直面上弯矩：

f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩：

截面B处合成弯矩：

截面C左侧合成弯矩：

截面C右侧合成弯矩：

截面D处合成弯矩：

g.转矩和扭矩图

h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：

截面B处当量弯矩：

截面C左侧当量弯矩：

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截面C右侧当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

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f.按弯扭合成强度校核轴的强度

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其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45，调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。

8.2中间轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=281.77r/min；功率P=3.97kW；轴所传递的转矩T=134.55N?m （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。 27.82

由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析

由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。

与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。 b.确定各轴段的长度和直径。

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确定各段轴直径

d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC

d2：过渡轴段，故选取d2=35mm。 d3：轴肩段，故选取d3=45mm。 d4：过渡轴段，故选取d4=35mm。

d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=30mm。 各轴段长度的确定

L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L1=33mm。

L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=73mm。 L3：轴肩段，取L3=15mm。

L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=43mm。 L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L5=35.5mm。 轴段 直径(mm) 长度(mm)

1 30 33 2 35 73 3 45 15 4 35 43 5 30 35.5 第22页/共42页

（5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画中速轴的受力图

如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力

齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）

齿轮2所受的径向力

齿轮2所受的轴向力

齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）

齿轮3所受的径向力

齿轮3所受的轴向力

c.计算作用在轴上的支座反力

轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=61.5mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=75mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=49mm 轴承A在水平面内支反力

轴承B在水平面内支反力

轴承A在垂直面内支反力

轴承B在垂直面内支反力

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

d.绘制水平面弯矩图

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截面A和截面B在水平面内弯矩

截面C右侧在水平面内弯矩

截面C左侧在水平面内弯矩

截面D右侧在水平面内弯矩

截面D左侧在水平面内弯矩

e.绘制垂直面弯矩图 截面A在垂直面内弯矩

截面C在垂直面内弯矩

截面D在垂直面内弯矩

f.绘制合成弯矩图

截面A和截面B处合成弯矩

截面C右侧合成弯矩

截面C左侧合成弯矩

截面D右侧合成弯矩

截面D左侧合成弯矩

f.绘制扭矩图

g.绘制当量弯矩图

截面A和截面B处当量弯矩

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截面C右侧当量弯矩

截面C左侧当量弯矩

截面D右侧当量弯矩

截面D左侧当量弯矩

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h.校核轴的强度

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因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45，调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。

8.3低速轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=107.54r/min；功率P=3.85kW；轴所传递的转矩T=341.897N?m （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45，调质处理，硬度为217∽255HBS，许用弯曲应力为[ζ]=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。

由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40 （4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图 a.轴的结构分析。

低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=16×10mm(GB/T 1096-2003)，长L=56mm；定位轴肩直径为45mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

b.确定各轴段的长度和直径。

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各轴段直径的确定

d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=40mm。

d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=45mm

d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=50mm，选取轴承型号为角接触轴承7210AC

d4：考虑轴承安装的要求，查得7210AC轴承安装要求da=57mm，根据轴承安装尺寸选择d4=57mm。

d5：轴肩，故选取d5=72mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=57mm。

d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=50mm。 各轴段长度的确定

L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。

L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=64mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=20mm。

L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=70mm。 L5：轴肩，选取L5=10mm。

L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=68mm。

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L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L7=39.5mm。 轴段 1 2 45 64 3 50 20 4 57 70 5 72 10 6 57 68 7 50 39.5 直径40 (mm) 长度110 (mm) （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画低速轴的受力图

如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 b.计算作用在轴上的力

齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）

齿轮4所受的径向力

齿轮4所受的轴向力

c.计算作用在轴上的支座反力

第一段轴中点到轴承中点距离Lc=63.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=124mm，齿轮中点到轴承中点距离La=129mm d.支反力

轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH

轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV

轴承A的总支承反力为：

轴承B的总支承反力为：

e.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

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在水平面上，轴截面B处所受弯矩：

在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：

在水平面上，轴截面D处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：

在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：

在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：

在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：

f.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩：

截面B处合成弯矩：

截面C左侧合成弯矩：

截面C右侧合成弯矩：

截面D处合成弯矩：

g.绘制扭矩图

h.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：

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截面B处当量弯矩：

截面C左侧当量弯矩：

截面C右侧当量弯矩：

截面D处当量弯矩：

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h.校核轴的强度

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因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。 其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45，调质处理，抗拉强度极限ζB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[ζ-1b]=60MPa，ζe<[ζ-1b]，所以强度满足要求。

第九章 滚动轴承寿命校核

9.1高速轴上的轴承校核

轴承型号 7207AC 内径(mm) 35 外径(mm) 72 宽度(mm) 17 基本额定动载荷(kN) 29 根据前面的计算，选用7207AC角接触球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=29kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

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查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知ft=1，fp=1

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

9.2中间轴上的轴承校核

轴承型号 7206AC 内径(mm) 30 外径(mm) 62 宽度(mm) 16 基本额定动载荷(kN) 22 根据前面的计算，选用7206AC角接触球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm 当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=22kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知ft=1，fp=1

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取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

9.3低速轴上的轴承校核

轴承型号 7210AC 内径(mm) 50 外径(mm) 90 宽度(mm) 20 基本额定动载荷(kN) 40.8 根据前面的计算，选用7210AC角接触球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm 当Fa/Fr≤0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr=40.8kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。

查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

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第十章 键联接设计计算

10.1高速轴与带轮配合处的键连接

高速轴与带轮配合处选用A型普通平键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。

键的工作长度 l=L-b=24mm

带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=60MPa。 键连接工作面的挤压应力

10.2中速轴与齿轮2配合处的键连接

中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。

键的工作长度 l=L-b=46mm

齿轮2材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力

10.3中速轴与齿轮3配合处的键连接

中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。

键的工作长度 l=L-b=22mm

齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力

10.4低速轴与齿轮4配合处的键连接

低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,键长56mm。 键的工作长度 l=L-b=40mm

齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。

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键连接工作面的挤压应力

10.5低速轴与联轴器配合处的键连接

低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长90mm。

键的工作长度 l=L-b=78mm

联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力[ζ]p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力

第十一章 联轴器的选择

11.1低速轴上联轴器

（1）计算载荷

由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=447.11N?mm 选择联轴器的型号 （2）选择联轴器的型号

轴伸出端安装的联轴器初选为LT7型弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=500N?m，许用转速[n]=3600r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=40mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=45mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=447.11N?m

第十二章 减速器的密封与润滑

12.1减速器的密封

为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，

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则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。

12.2齿轮的润滑

闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为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30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。

12.3轴承的润滑

滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿＞2m/s，所以均选择油润滑。

第十三章 减速器附件设计

13.1轴承端盖

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。

13.2油面指示器

用来指示箱内油面的高度，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。

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13.3通气器

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。

13.4放油孔及放油螺塞

为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。

13.5窥视孔和视孔盖

窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。

13.6定位销

采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在

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加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

13.7启盖螺钉

由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

13.8螺栓及螺钉

用作安装连接用。

第十四章 减速器箱体主要结构尺寸

箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表： 箱座壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺栓的直径 地脚螺栓的数目 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 df、d1、d2至外箱壁距离 δ δ1 b1 b b2 df n d1 d2 d3 d4 d C1 0.025a+3≥8 0.02a+3≥8 1.5δ1 1.5δ 2.5δ 0.036a+12 0.75df (0.5∽0.6)df (0.4∽0.5)df (0.3∽0.4)df (0.7∽0.8)d2 查表 查表 C2 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作8mm 8mm 12mm 12mm 20mm M18 4 M14 M12 M8 M6 10mm 24mm、20mm、18mm 22mm、18mm、16mm 18mm 39mm df、d1、d2至凸缘边缘距离 C2 轴承旁凸台半径 凸台高度 R1 h 第40页/共42页

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