盘磨机传动装置设计

《盘磨机传动装置设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《盘磨机传动装置设计（51页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、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。它的重要长处是：1、瞬时传动比恒定、工作平稳、传动精确可靠，可传递空间任意两轴之间的运动和动力；2、合用的功率和速度范畴广，传动效率高，工作可靠、使用寿命长；3、外轮廓尺寸小、构造紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体构成的齿轮减速器,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。此外，材料品质和工艺水平上尚有许多弱点，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

2、本处在领先地位，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构造，也是大力开拓的形式，并已生产多种构造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，原则化，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,推动了机械传动构造

3、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。【核心词】 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 mod

4、ern 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, se

5、rvice 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 fu

6、nction 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

7、 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 adva

8、ntage 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 whic

9、h 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 al

10、ready 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, pus

11、hed 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 mach

12、ine 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

13、 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

14、gear mechanical drive一、传动装置的总体设计 （一）传动方案分析1、传动装置的布局规定：在分析盘磨机传动装置方案时，一方面应当满足机械设计的基本规定，此外还要保证工作可靠，传动效率高，构造简朴，工艺性能好等，同步应注意常用机械传动方式的特点及在布局上的规定：（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，因此，盘磨机与减速器之间应当选

15、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，再通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，规定轴有较大刚度，应此选用展开式。3、拟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，根据如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

16、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其他规定单向运转，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原则化、系列化。应按照工作机的规定，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、电动机类型和构造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，其中以一般笼型异步电动机应

17、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，其构造简朴、起动性能好、工作可靠、价格低廉，维护以便，合用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊规定的场合。按已知的工作规定和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2、拟定电动机的功率由已知条件可知：Pd5.5kW3、拟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合用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较状况见下表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

18、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，拟定电动机的重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）总传动比的拟定及分派由选定电动机的满载转速nm和盘磨机主轴的转速nW，可得传动比为因此 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，因此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i1i2

19、9.14，得：i13.5，i22.6。在分派两级传动比时重要应考虑如下几点：（1）两级传动的传动比应在推荐的范畴内选用。（2）应使传动装置的构造尺寸较小、重量较轻。但两级减速器的总中心距和总传动比相似时，传动比分派方案不同，减速器的外廓尺寸也不同。（3）应使传动件的尺寸协调，构造匀称、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）多种运动和动力参数计算为进行传动件的设计计算，应一方面推算出各轴的转速、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.

20、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

21、.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成果列于下表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级别小圆锥齿轮选用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。由于是减速器外的锥齿轮，并经查表常用机器中齿轮的精度级别得，锥齿轮应

22、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，先拟定有关参数与系数：（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/

23、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原则模数m103、重要尺寸计算（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（国内规定的原则值为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=7

24、6mmd f2d22h f cos2350212.50.27=343.25mm（5）锥距R（6）齿宽b齿宽b的取值范畴是（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。拟定有关系数与参数：（1

25、）齿形系数YF由表原则外齿轮的齿形系数YF查得：YF13.22，YF22.35。（2）应力修正系数YS由表原则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由图实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得故因此，齿根弯曲强度校核合格。5、验算齿轮的圆周速度v由表常用精度级别齿轮的加工措施可知选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级别小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿

26、轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。由于是一般减速器，查表常用机器中齿轮的精度级别得，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，先拟定有关参数与系数：（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SH1N1

27、60njLh60411.41（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原则模数m33、重要尺寸计算（1）分度圆直径dd1m z1325mm75mmd2m z2365mm195mm（2）齿宽bb2bdd1175mm75mmb1b25mm80mm（3）原则中心距a（4）齿顶圆直径da（国内规定的原则值为h a1，c0.25）齿顶高h

28、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。拟定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表原则外齿轮的齿形系数YF查得：YF12.65，YF22.29。（2）应力修正系数YS由表原则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由图实验齿轮的弯曲疲劳极限查得Hlim1210MPa，Hlim2190M

29、Pa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由表常用精度级别齿轮的加工措施可知选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级别小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBS。由于是一般减速器，查表常用机器中齿轮的精度级别得，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，先拟定有关参数与系数：（1）转矩T1 T1=3.54104Nmm（2）

30、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.

31、05530/1 MPa556.5 MPa故由表渐开线齿轮的模数取原则模数m23、重要尺寸计算（1）分度圆直径dd1m z1225mm50mmd2m z2288mm176mm（2）齿宽bb2bdd1150mm50mmb1b25mm55mm（3）原则中心距a（4）齿顶圆直径da（国内规定的原则值为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

32、度校核根据式，则校核合格。拟定有关系数与参数：（1）齿形系数YF由表原则外齿轮的齿形系数YF查得：YF12.65，YF22.22。（2）应力修正系数YS由表原则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由图实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由表常用精度级别齿轮的加工措施可知选8级精度是适合的。（四）轴的构造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，拟

33、定许用应力选择轴的材料为45钢，调质解决。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。由设计手册取原则直径d=35mm（3）设计轴的构造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）拟定轴上零件的位置和固定方式要拟定轴的构造形状，必须先拟定轴上零件的装配顺序和固定方式。参照图如下

34、图1-a)，拟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拟定。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)拟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，同步为顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的原则，故取轴段的直径d1为40mm；用相似的措施拟定轴段、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)拟

35、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，因此轴段l1=37.5mm，查阅有关的联轴器手册取l6=80mm；根据箱体构造及联轴器距轴承盖要有一定距离的规定，取l5=70mm；由于时两级圆柱减速器，根据另一齿轮拟定l3=10mm，l4=70mm。4)拟定键槽的重要尺寸在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处在轴的同一圆柱母线上，键

36、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。经查表键的重要尺寸得到：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）选定轴的构造细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计成果画出轴的构造草图（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（原则的法向啮合角=20）法向力：2）作水平面内的弯矩图（图1-c）。支

37、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(-

38、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，故可觉得转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。-截面：-截面：图17)拟定危险截面及校核强度由图1可以看出，截面-、-所受转矩相似，但弯矩M eM e，且轴上尚有键槽，故截面-也许为危险截面。但由于轴径d3d2，故也应对截面-进行校核。-截面：-截面：查表

39、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）修改轴的构造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，拟定许用应力选择轴的材料为45钢，调质解决。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：由设计手册取原则直径d=25mm（3）设计轴的构造1）拟定轴上零件的位置和固定方式要拟定轴的构造形状，必须先拟

40、定轴上零件的装配顺序和固定方式。拟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拟定。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)拟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；用相似的措施拟定轴段的直径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)拟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

41、；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，因此轴段l1=32mm，用同样的措施可以拟定轴段、为l3=10mm，l5=35mm4)拟定键槽的重要尺寸在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处在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。经查表键的重要尺寸得到：中间轴上段键槽键宽b为8mm，键

42、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）选定轴的构造细节，如倒角、圆角、退刀槽等的尺寸。按设计成果画出轴的构造草图（见图2）图23、高速轴的设计（1）选择轴的材料，拟定许用应力选用45钢并经调质解决。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。由设计手册取原则直径d=18mm（3）设计轴的构造1）拟定

43、轴的固定方式要拟定轴的构造形状，必须先拟定轴上零件的装配顺序和固定方式。参照图如下图3。2)拟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，同步为顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的原则，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；用相似的措施拟定轴段的直径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)拟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

44、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，因此轴段l5=15mm,l6=15mm,l3=87.5mm，根据箱体构造及联轴器距轴承盖要有一定距离的规定，取l2=70mm；查阅有关联轴器手册取l1=40mm。4)拟定键槽的重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。经查表键的重要尺寸得到：高速轴上段的键槽键宽b为6mm，键高h为6mm，键长L为30mm。5）选定轴的构造细节，如倒角、圆角、退

45、刀槽等的尺寸。按设计成果画出轴的构造草图（见图3）图3（五）齿轮的构造设计1、直齿圆柱齿轮的设计由于直齿齿轮的齿顶圆直径da200mm时，采用实体式构造，此构造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

46、da200mm时，采用实体式构造；当直齿齿轮的齿顶圆直径da=200500mm时，采用腹板式构造。这些构造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对于大齿轮腹板构造，计算如下：d1=1.6ds=1.645mm=72mmD1= da(1012)mn=201(101

47、2)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构造来拟定。并经查表10.1深沟球轴承得：高速轴两端选择新原则的代号为6205的轴承；中间轴两端选择新原则的代号为6205的轴承；低速轴两端选择新原则的代号为6208的轴承。轴承的示意图（如图7）：图7轴

48、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，一方面应根据工作条件和使用规定拟定联轴器的类型，然后再根据联轴器所传递的转矩、转速和被连接轴的直径拟定其构造尺寸。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XmmmmHL19020.0064

49、0.150.5由于弹性柱销联轴器传递转矩的能力大、构造更简朴、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为工作状况系数，由表联轴器和离合器的工作状况系数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

50、Tc=13.27NmTm=160Nm；n=1400 r/minn=7100 r/min，因此选择该联轴器合适。（八）键的选择和强度校核1、键的选择键应当选择平键A型，平键连接构造简朴、装卸以便，对中较好，故应用很广泛。根据轴径及查表键的重要尺寸可得：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

51、上段的键进行校核，其她键同样的原理和环节进行校核。低速轴上段平键连接的受力状况（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、减速器的构造设计（一）轴、滚动轴承的组合设计1、轴的构造设计轴的强度与工作应力的大小和性质有关。因此在选择轴的构造形状时应注意如下几种方面：（1）使轴的形状接近于等强度条件，以充足运用材料承载能力；（2）尽量避免各轴段剖面忽然变化以减少局部应力集中，提高轴

52、的疲劳强度；（3）变化轴上零件的布置，有时可以减小轴上的载荷；（4）改善轴上零件的构造也可以减小轴上的载荷。同步，零件在轴上的固定要根据零件的作用来拟定。轴与其她零件相配合时，轴头或轴颈、端面应当缩过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，若同一轴的多种轴段上有键槽时，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原则部件，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、方向和极限转速高下、旋转精度、工作条件及经济性等规定来选择尺寸大小，由轴承的寿命

53、计算来拟定；为使轴正常工作一般采用如下调节措施：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。轴承的组合设计涉及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）箱体的构造设计1、箱体的构造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种重要零件，是被用来支承和固定轴系零件保证传动零件的对的啮合，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，因此箱体构造设计对减速器工作性能，制造工艺，材料消耗很重要及成本

54、有很大影响，设计时必须全面考虑。减速器根据其毛坯制造措施和箱体部分等可分为：锻造箱体和焊接箱体箱体大多数时锻造而成，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，可采用球墨锻造或铸钢。锻造箱体刚性好，易切削并可得到合理的复杂外形，但重量大，合合用于成批生产。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锻造箱体壁厚薄20%30%。为使箱体零件装卸以便，箱体常制成剖分式，其剖分面常与轴线平面重叠，由水平和倾斜两种，前者加工以便应用较多，后者有助于各级齿轮传动的

55、润滑，但部分处结合面加工困难，应用较少。2、箱体的构造尺寸名 称符号计算公式成果箱座厚度=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

56、的构造尺寸262216df，d1，d2至凸缘边沿距离C2见表凸台及凸缘的构造尺寸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）减速器的附件构造设计1、通气器通气器的构造不仅要由通气能力，并且还要有能避免灰尘进入箱体内；故通气孔不仅要直通顶端，较完善的通气器内

57、部做成多种曲路，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测箱体内油面的高度，它设立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，油标安顿的部位不能太低，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。根据减速器箱体构造选择六角螺塞M10，其尺寸如下表：dd1DeSLhM10