二级圆柱齿轮减速器设计.doc

摘要
减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动所组成的独立部件，常用在动力机与工作机之间作为减速的传动装置，在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器，减速器由于结构紧凑，效率较高，传递运动准确可靠，使用维护简单，并可成批生产，故在现代机械中应用很广。
汽轮机的减速器都采用斜齿轮，斜齿一般具有渐开形，新的减速器齿轮采用螺线形斜齿轮。汽轮机减速器齿轮是将斜齿轮成组的组装在一起成为人字形齿轮组，用来平衡斜齿轮工作时的轴向推力，从而保证齿轮啮合良好。在有些小型汽轮机的减速器上，靠发电机侧的大齿轮轴承，除有支承作用外，在轴承两侧还浇铸有乌金，并开有倾斜油槽，与装在大齿轮轴上的两个推力盘组成推力轴承，来承受轴向推力。大齿轮工作时的轴向推力，可能来自发电机，也可能是斜齿轮工作时残余的轴向不平衡推力。

关键字：齿轮；传动比；减速器。

Abstract
Reducer is a kind of enclosed by a rigid shell gear in the transmission, which is composed of independent components, commonly used as gear between the power machine and work, in a few cases is also used as a speed transmission device, then said speeder, reducer due to compact structure, high efficiency transmission movement, accurate and reliable, simple maintenance and batch production, so in the modern machinery is widely used.
Turbine reducer adopts helical gears, bevel generally has gradually open form, the new reduction gear using spiral bevel gear. The reducer gear of the turbine is assembled together with the helical gear into a human form gear set, which is used to balance the axial thrust of the helical gear in order to ensure the gear meshing well. In some small turbine reducer on, rely on the generator side gear bearing, in addition to a supporting role, on the two sides of the bearing also cast Ugyen, and is provided with an inclined oil groove, and installed in the gear shaft of the two thrust disc composed of thrust bearing, to bear the axial thrust. The axial thrust of the big gear, which may come from the generator, may also be the axial unbalance thrust of the helical gear.

Key words: gear; transmission ratio; gear reducer.

目录
第一章 工作机器特征的分析 1
第二章 传动方案的设计 2
第三章 选择电动机 3
3.1 求电机至工作机之间的传动装置的总效率 3
3.2计算电机所需功率 4
3.3确定电动机的转速 4
3.4电动机的外形和安装尺寸 4
第四章 确定传动机中传动比和分配传动比 6
4.1计算传动装置总传动比 6
4.2计算传动装置的分传动比 6
第五章 带轮设计 7
5.1设计带轮的功率 7
5.2确定带轮基准直径 7
5.3验算带的速度 7
5.4确定普通V带的基准长度和传动中心距 7
5.6计算V带的根数Z 8
5.7计算初拉力F0 9
5.8计算作用在轴上的压力FQ 9
5.9带轮结构设计与技术设计 9
第六章 计算传动装置的运动及动力参数 11
第七章 齿轮传动设计 13
7.1.高速级齿轮传动设计 13
7.2.低速级齿轮传动设计 18
第八章 轴的设计 24
8.1中间轴的设计 24
8.2高速轴的设计 31
8.3低速轴的设计 38
第九章 减速器箱体主要结构尺寸 45
结论 46
参考文献 47
致谢 48

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第一章 工作机器特征的分析

第一章 工作机器特征的分析
由设计任务书可知：该减速箱用于卷筒输送带，工作速度不高（V=1.5m/s）,输送带工作拉力不大(F=1200N),因而传递的功率也不会太大。由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(10年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。
48

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第二章 传动方案的设计

第二章 传动方案的设计
根据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如下：
优点：(1)电动机与减速器是通过皮带进行传动的，在同样的张紧力下，V带较平带传动能产生更大的摩擦力，而且V带允许的中心中距较平带大，传动平稳，结构简单，使用维护方便，价格低廉。故在第一级（高速级）采用V带传动较为合理，这样还可以减轻电动机因过载产生的热量，以免烧坏电机，当严重超载或有卡死现象时，皮带打滑，可以起保护电机的作用。
（2）斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。
（3）高速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。
缺点：（1）皮带传动稳定性不够好，不能保证精确的传动比，外廓尺寸较大。
（2）齿轮相对轴和轴承不能对称分布，因而对轴的要求更高，给制造带来一定麻烦。
综上所述，这种传动方案的优点多，缺点少，且不是危险性的缺点，故这种传动方案是可行的。
沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第三章 选择电动机

第三章 选择电动机
3.1 求电机至工作机之间的传动装置的总效率
传动系统简图如图1
图1 传动系统简图
总效率：（V带）=0.96，（滚动轴承）=0.99，（齿轮）=0.97，（联轴器）=0.99，,（平摩擦传动）=0.90。（数据摘自参考文献［3］）
即：－V带传动效率：0.96
－滚动轴承（润滑最佳时一对）传动效率：0.99
－齿轮传动效率：0.97
－弹性联轴器传动效率：0.99
－平面带与卷筒摩擦传动效率：0.90

3.2计算电机所需功率
已知运输带工作拉力F=1200N、运输带的速度V=1.5m/s，求运输带的功率

已知平面带与卷筒摩擦传动效率：0.90 求出工作机的功率

电动机的功率：

3.3确定电动机的转速
已知运输带工作拉力F=1200N，平面带与卷筒摩擦传动效率=0.90
可以求得卷筒圆周力F1，卷筒的转速n

二级减速器的传动比i=8-40，所以电动机的转速范围为:
nd =in=（8~40）143.32=（1146.56~5732.8）r/min
根据电动机功率和电动机转速查（机械设计简明手册）符合条件的电动机有：
型号Y100L2-4 功率/KW 3 转速（r/min）1420
3.4电动机的外形和安装尺寸
中心高度100 长宽高L×(380×282.5×245 安装尺寸
A×B 160×140 轴伸尺寸D×E 28×60平键尺寸F×G 8×24

图2 Y100L2—4型电动机外形图

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第四章 确定传动机中传动比和分配传动比

第四章 确定传动机中传动比和分配传动比
4.1计算传动装置总传动比

式为电动机满载时转速（r/min），n为卷筒转速（r/min）
4.2计算传动装置的分传动比
已知中传动比，求两级减速器传动比：
因为为斜齿轮传动比 则取
V带传动比=1.2
由得：
=3.067
为高速级传动比，为低速级传动比
沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第五章 带轮设计

第五章 带轮设计
5.1设计带轮的功率
，选取V带类型查表得工作情况系数,根据

依据、，从图选用A型普通V带。
5.2确定带轮基准直径
由表查得主动轮的最小基准直径，根据带轮的基准直径系列，取。
根据式 （5-1）
计算从动轮基准直径：

根据基准直径系列，取。
5.3验算带的速度
根据 (5-2)
得
速度在5-25m/s内，适合
5.4确定普通V带的基准长度和传动中心距
根据 （5-3）
得
初步确定中心距。
根据 （5-4）
计算带的初选长度：

根据表选取带的基准长度
根据式 （5-5）
计算带的实际中心距为

根据 、， （5-6）
中心距可调整范围为：

5.5验算主动轮上的包角根据

主动轮上包角大于1200，包角适合。
5.6计算V带的根数Z
由A型普通V带，、，查表得；由，查表得;由，查表得;由，查表得.则根据 （5-7）
有：

取Z=4根。
5.7计算初拉力F0
根据式 （5-8）
查表q=0.010kg/m，有：

5.8计算作用在轴上的压力FQ
根据 （5-9）
得：
5.9带轮结构设计与技术设计

图3带轮的结构示意图
沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第六章 计算传动装置的运动及动力参数

第六章 计算传动装置的运动及动力参数
对电动机：

对于Ⅰ轴：

对于II轴：

对于III轴：

对工作机：

表1 带式运输机传动装置各主轴主要参数计算结果
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速/(r/min)
1420
1183
385.7
143
143
功率P/kW
3
2.85
1.74
2.63
2
转矩T/(N·m)
20
23
68
175.6
133
传动比i
1.2
3.067
2.69
1
效率
0.96
0.97
0.97
0.99

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第七章 齿轮传动设计

第七章 齿轮传动设计
7.1.高速级齿轮传动设计
已知传递功率，小齿轮转速，，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：
选择材料及热处理查参考文献，小齿轮选用45钢，调质，HBS1=217~255，取HBS1=240，大齿轮选用45钢，正火，HBS2=162~217，取HBS2=190。由表知，HBS1－精度等级 齿数 实际传动比 齿数比误差 初选螺旋角HBS2=40，合适。
选8级精度（GB10095—88）。
选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取
实际传动比为：

齿数比误差为：

在允许误差范围内
初选螺旋角
按齿面接触疲劳强度设计①确定计算参数 小齿轮传递转矩

由式得：

齿轮材料弹性系数查参考文献得：
齿宽系数 查参考文献，取
u=3.067
节点区域系数由参考文献得：
端面重合度
(2) 查参考文献知设计公式：

螺旋角系数
=

轴向重合度
重合度系数
初选载荷系数
接触应力循环次数由参考文献得：

接触疲劳强度寿命系数 由参考文献得：ZN1=1，ZN2=1
最小安全系数SHmin 由参考文献SHmin=1
接触疲劳极限Hlim 由参考文献得接触接触疲劳极限
Hlim1=350+HBS1=(350+240)MPa=590MPa
Hlim2=200+HBS2=(200+190)MPa=390MPa
许用接触应力[]H 由参考文献得：

试计算小齿轮分度圆直径由于[]H2<[]H1，所以应取较小值[]H2代入计算

=
计算圆周速度v
m/s
使用系数KA 查参考文献得：KA=1
动载系数KV 根据vz1/100=2.489×30/100=0.7467m/s，查参考文献得：KV=1.07
齿间载荷分配系数由参考文献得：
齿向载荷分配系数 由参考文献得：
确定载荷系数
修正小齿轮分度圆直径 由参考文献得：

②确定齿轮参数及主要尺寸法面模数

根据参考文献，取标准值
中心距
圆整为
确定螺旋角

=15.60890
分度圆直径、

确定齿宽、
圆整后取=50mm，=55mm
（3）校核弯曲疲劳强度 由参考文献知校核公式为：

斜齿轮当量齿数 由，，，可得

齿形系数YFa1、YFa2
应力修正系数YSa1、YSa2 查参考文献，YFa1=2.48，YFa2=2.18
重合度系数查参考文献，YSa1=1.64，YSa2=1.79

螺旋角系数查参考文献得：
弯曲疲劳强度极限，由参考文献得：
=320+0.45HBS1=(320+0.45×240)MPa=416MPa
=184+0.74HBS2=(184+0.74×190)MPa=324.60MPa
弯曲应力循环次数NF 由参考文献得：
/u=3.4×
109/3.067=1.11×108
弯曲疲劳强度寿命系数YN 由参考文献得：YN1=1，YN2=1
弯曲疲劳强度安全系数SFmin计算许用弯曲 由参考文献 ，SFmin=1
应力

校核齿面弯曲疲劳强度

＜

＜
(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数
端面压力角由得：
基圆直径

齿顶圆直径 da1=

da2=

齿根圆直径

齿顶高
齿根高
全齿高
端面齿厚
端面齿距
端面基圆齿距mm
7.2.低速级齿轮传动设计
已知传递功率，小齿轮转速r/min，，由电动机驱动，双班制工作，使用寿命10年。计算结果及步骤如下：
(1)选择材料及热处理 查参考文献，小齿轮选用45钢，调质，HBS3=217~255，取HBS3=240，大齿轮选用45钢，正火，HBS4=162~217，取HBS4=190。由表知，HBS3－HBS4=40，合适。
精度等级选8级精度（GB10095—88）。
齿数 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，圆整取 实际传动比 实际传动比为：
齿数比误差 齿数比误差为：
初选螺旋角 在允许误差范围内。
初选螺旋角
(2)按齿面接触疲劳强度设计①确定计算参数 查参考文献知设计公式：

小齿轮传递转矩 由式得：

齿轮材料弹性系数查参考文献得：
齿宽系数 查参考文献，取
齿数比u u=2.7
节点区域系数 由参考文献得：
端面重合度
=
螺旋角系数
轴向重合度
重合度系数
初选载荷系数
接触应力循环次数 由参考文献得：

接触疲劳强度寿命系数 由参考文献得：ZN3=1，ZN4=1
最小安全系数SHmin 由参考文献 SHmin=1
接触疲劳极限Hlim 由参考文献得接触接触疲劳极限
Hlim3=350+HBS3=(350+240)MPa=590MPa
Hlim4=200+HBS4=(200+190)MPa=390MPa
许用接触应力[]H 由参考文献得：

试计算小齿轮分度圆直径 由于[]H4<[]H3，所以应取较小值[]H4代入计算

=

计算圆周速度v m/s
使用系数KA 查参考文献得：KA=1
动载系数KV 根据vz3/100=2.7×30/100=0.81m/s，查参考文献得：KV=1.08
齿间载荷分配系数 由参考文献：6
齿向载荷分配系数 由参考文献：
确定载荷系数
修正小齿轮分度圆直径 由参考文献得：

②确定齿轮参数及主要尺寸法面模数

中心距 根据参考文献，取标准值

圆整为
确定螺旋角
分度圆直径、

确定齿宽、
圆整后取=60mm、=65mm
（3） 校核弯曲疲劳强度 由参考文献知校核公式为：

斜齿轮当量齿数 由，，，可得

齿形系数YFa3、YFa4 查参考文献，YFa3=2.51，YFa4=2.21
应力修正系数YSa3、YSa4 查参考文献，YSa3=1.62，YSa4=1.775
重合度系数
螺旋角系数 查参考文献得：
弯曲疲劳强度极限， 由参考文献得：

=416MPa
=184+0.74HBS4=(184+0.74×190)MPa=324.60MPa
弯曲应力循环次数NF 由参考文献得：
/u=1.11×
109/2.69=4.13×108
弯曲疲劳强度寿命系数YN 由参考文献得：YN3=1，YN4=1
弯曲疲劳强度安全系数SFmin 由参考文献 ，SFmin=1
计算许用弯曲应力

校核齿面弯曲疲劳强度

＜

＜
(4)计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数
端面压力角 由得：
基圆直径

齿顶圆直径 da3=

da4=

齿根圆直径

齿顶高
齿根高
全齿高
端面齿厚
端面齿距
端面基圆齿距 mm

沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第八章 轴的设计

第八章 轴的设计
8.1中间轴的设计
选择轴的材料，确定许用应力 选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书查得其强度值：，，，；
1.许用应力由表15-6查得：，，
计算轴的载荷 高速轴所传递的转矩TI I=68000Nm
圆周力轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：

轴向力

径向力

估算轴径，选取轴承型号 由参考书知：45钢，
由式知：

选取轴承型号考虑用到滑动轴承，取，若选用角接触轴承，型号为7306AC由参考书3查得有关数据为：外径D=72mm，孔径，，，，，，，
轴的圆周速度
轴承润滑轴承采用脂润滑，根据参考书选用毡圈密封
轴的结构设计 参考图，考虑到轴上零件从轴的两端依次安装（大齿轮、左套筒、左端轴承由左端装配；小齿轮、右套筒和右端轴承由右端装配）及轴向固定，各轴段相应直径和长度为：
轴承处直径：（由转矩粗估基本主轴颈，再考虑滑动轴承标准定出）
轴承处长度：（为轴承宽度B+2mm+套筒长度11mm+3mm，取）
齿轮处直径：（考虑齿轮结构尺寸和装拆方便，齿轮孔径大于所通过的轴颈）
齿轮处长度：，（由齿轮轮毂宽度决定，为保证套筒紧靠齿轮端面，使齿轮在轴向固定，其轴段长度应略小于轮毂长度）
轴环直径： （两齿轮分别用轴环两端面定位，根据轴径为28mm。按参考书推荐值，取，故轴环直径）
轴环处宽度：，（轴环宽度一般为，取）
两轴承间的总长度：
=163mm
轴承与箱体内壁距离S=5mm
齿轮与箱体内壁距离a=10mm
选用键连接 选用普通键连接，按参考书按轴径查相应键的尺寸为：及，其中，轴上槽深毂上槽深
3、轴的受力分析
确定跨度 做轴的结构图所示

求轴的支反力做轴的受力图 ，

水平支反力

垂直面支反力
作弯矩图，转矩图水平弯矩图

垂直面弯矩图

合成弯矩图

4、转矩图 转矩
按弯矩和转矩的合成应力校核轴的强度
由图知，截面D处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面D的当量弯矩：

由式得

查参考书得
5、截面D的强度足够
验算轴的疲劳强度 由图可知，D截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度
截面的抗弯模量W

抗扭截面模量WT
此截面的应力幅
平均应力（忽略由轴向力作用产生的）
此截面的
查参考书得：由表等效系数：，
由表尺寸系数：，
由表表面质量系数：
由表许用安全系数：
由表应力集中系数：
键槽处:，；
配合处：，；
按规定取中最大值,则，
弯矩作用下的安全系数

转矩 作用下的安全系数

综合安全系

满足疲劳强度要求
8、轴承寿命校核计算内部轴向力 径向载荷:

计算轴承所受的轴向载荷 轴向载荷方向指向右侧轴承
对7306AC型轴承，查表参考书，有

计算轴承当量动载荷 故右侧轴承有“压紧“的趋势，左侧轴承有被”放松“的趋势，于是

查参考书，知7306AC轴承（）的判别系数，故

再由参考书，查得,,,,因而轴承的当量动载荷为

=2132.29N
计算轴的寿命 查参考书，得，取中间值。查表，得。查参考书得7306AC的又
因为要3年一大修，故3年换一次轴承

所以左端轴承寿命约为222119.9h，右端轴承寿命约为20919.5h。这对轴承的工作寿命为20919.5h
轴的零件工作图
图4 中间轴的受力分析及弯矩图
(a)计算简图；（b）水平面受力图；（c）水平弯矩图；（d）垂直面受力图；
（e）垂直面弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）扭矩图
8.2高速轴的设计
选择轴的材料，确定许用应力 选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书查得其强度值：，，，；
许用应力由表查得：，，
2、计算轴的载荷圆周力 高速轴所传递的转矩TI=23Nm
轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：

轴向力

径向力

3、估算轴径，选取轴承型号 由参考书知：45钢，
由式知：

选取轴承型号 考虑用到滑动轴承，取，若选用角接触轴承，型号为7305AC由参考书查得有关数据为：外径D=47mm，孔径，，，，，，，
轴的圆周速度

轴承润滑 轴承采用脂润滑，根据参考书选用毡圈密封
轴的结构设计 参考图，考虑到轴上零件从轴两端依次安装（齿轮、左套筒、左端轴承由左端装配；右套筒和右端轴承由右端装配）及轴向固定，各轴段相应直径和长度为：
轴承处直径：（由转矩粗估基本主轴颈，再考虑滑动轴承标准定出）
轴承处长度：（为轴承宽度B+套筒长度15mm+3mm），（为轴承宽度B+套筒长度15mm）
齿轮处直径：（考虑齿轮结构尺寸和装拆方便，齿轮孔径大于所通过的轴颈）
齿轮处长度：（由齿轮轮毂宽度决定，为保证套筒紧靠齿轮端面，使齿轮在轴向固定，其轴段长度应略小于轮毂长度）
轴环直径： （两齿轮分别用轴环两端面定位，根据轴径为27mm。按参考书［3］推荐值，取，故轴环直径）
轴环处宽度：，（轴环宽度一般为，取）
装端盖处直径：
长度：（轴承端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm，轴承端盖厚度取17mm，端盖和带轮之间有一定间隙，取15mm。综合考虑，取
伸出箱体部分轴径：
轴长：
自由段直径：
长度:(中间轴长度减去轴承处长度再减去轴环和齿轮处长度)
轴承与箱体内壁距离S=5mm
齿轮与箱体内壁距离a=10mm
选用键连接 选用普通键连接，按参考书按轴径查相应键的尺寸为：及，其中，轴上槽深毂上槽深则该处齿轮处齿根圆与毂孔键槽顶部的距离为：

因为3.867<2.5mn,故该轴设计成齿轮轴，则有
，
轴的受力分析确定跨度

求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力

垂直面支反力

作弯矩图，转矩图

水平弯矩图

垂直面弯矩图

,
合成弯矩图

转矩图转矩
按弯矩和转矩的合成应力校核州的强度 由图可知，截面C处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面C的当量弯矩：

由式得

查参考书［5］表15-6得
截面C的强度足够
验算轴的疲劳强度截面的抗弯模量W 由图可知，C截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度
该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为：

抗扭截面模量WT

此截面的应力幅平均应力（忽略由轴向力作用产生的
此截面的
查参考书得：由表1-10等效系数：，
由表尺寸系数：，
由表表面质量系数：
由表许用安全系数：
由表应力集中系数：
键槽处:，；
配合处：，；
按规定取中最大值,则，
弯矩作用下的安全系数

转矩 作用下的安全系数

综合安全系数

满足疲劳强度要求
8、轴承寿命校核计算内部轴向力 径向载荷:

计算轴承所受的轴向载荷 轴向载荷方向指向左侧轴承
对7305AC型轴承，查表参考书，有

故右侧轴承有“压紧“的趋势，左侧轴承有被”放松“的趋势，于是

计算轴承当量动载荷 查参考书，知7204AC轴承（）的判别系数，故

再由参考书，查得
,,,,因而轴承的当量动载荷为

计算轴的寿命 查参考书，得，取中间值。查表，得。查参考书得7305AC的又
因为要3年一大修，故3年换一次轴承

所以左端轴承寿命约为14672h，右端轴承寿命约为77226h。这对轴承的工作寿命为14672h
绘制轴的零件工作图
图5 高速轴的受力分析及弯矩图
(a)计算简图；（b）水平面受力图；（c）水平弯矩图；（d）垂直面受力图；
（e）垂直面弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）扭矩图
8.3低速轴的设计
选择轴的材料，确定许用应力 选择轴的材料为45钢，正火处理，由参考书查得其强度值：，，，；
许用应力，查得：，，
2、计算轴的载荷圆周力 高速轴所传递的转矩TI=175600Nmm
轴上斜齿圆柱齿轮的圆周力Ft、轴向力Fa、径向力Fr为：

轴向力
径向力
3、估算轴径，选取轴承型号 由参考书知：45钢，
由式知：

选取轴承型号 考虑用到滑动轴承，取，若选用角接触轴承，型号为7210AC，由参考书查得有关数据为：外径D=90mm，孔径，，，，，，，
轴的圆周速度

轴承润滑 轴承采用脂润滑，根据参考书选用毡圈密封
联轴器的选择 按带式运输减速器的工作要求，轴上所支撑的零件主要是齿轮、轴端得联轴器以及轴承,转矩。查参考书，取载荷系数，
联轴器的转速

根据计算的转矩、最小轴径及轴的转速，查参考书得：联轴器的型号选用凸缘联轴器，YL9，
，，，，，，螺栓用6个，螺栓型号M10
因为，联轴器选择合理
4、轴的结构设计 参考图，考虑到轴上零件从轴两端依次安装（齿轮、右套筒、右端轴承由右端装配；左套筒和左端轴承由左端装配）及轴向固定，各轴段相应直径和长度为：
轴承处直径：（由转矩粗估基本主轴颈，再考虑滑动轴承标准定出）轴承处长度：（为轴承宽度B+套筒长度15mm+3mm），（为轴承宽度B+ 套筒长度15mm+1mm）
齿轮处直径：（考虑齿轮结构尺寸和装拆方便，齿轮孔径大于所通过的轴颈）
齿轮处长度：（由齿轮轮毂宽度决定，为保证套筒紧靠齿轮端面，使齿轮在轴向固定，其轴段长度应略小于轮毂长度）
轴环直径： （两齿轮分别用轴环两端面定位，根据轴径为60mm。按参考书推荐值，取，故轴环直径）
轴环处宽度：，（轴环宽度一般为，取）
联轴器处处直径：，轴长度比联轴器的毂孔长度（112mm）短可保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上故该段轴长取为110mm,即
端盖处直径：联轴器固定靠轴段6的轴肩来定位的，为了保证定位可靠，轴段5应比轴段7直径大取轴端直径为47mm长度：（轴承端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm，轴承端盖厚度取15mm，端盖和带轮之间有一定间隙，取15mm。综合考虑，取
自由段直径：
长度:(中间轴长度减去轴承处长度再减去轴环和齿轮处长度)
轴承与箱体内壁距离S=5mm
齿轮与箱体内壁距离a=10mm
选用键连接 选用普通键连接，按参考书按轴径查相应键的尺寸为：，其中，轴上槽深毂上槽深
力分析确定跨度

求轴的支反力，做轴的受力图水平支反力

垂直面支反力

作弯矩图，转矩图水平弯矩图

垂直面弯矩图

合成弯矩图

转矩图（g）转矩
矩和转矩的合成应力校核州的强度 由图知，截面C处弯矩最大，故校核该截面的强度。截面C的当量弯矩：

由式得

查参考书得
截面C的强度足够
轴的疲劳强度截面的抗弯模量W 由图可知，C截面的弯矩值最大并有键槽，因此验算此截面的疲劳强度
该截面轴径，槽宽，槽深，则此截面的抗弯、抗扭截面模量W、WT分别为：

抗扭截面模量WT

此截面的应力幅
平均应力（忽略由轴向力作用产生的）
此截面
查参考书：由表等效系数：，
由表尺寸系数：，
由表表面质量系数：
由表许用安全系数：
由表应力集中系数：
键槽处:，；
配合处:，；
按规定取中最大值,则，
弯矩作用下的安全系数

转矩 作用下的安全系数

综合安全系数

满足疲劳强度要求
8、轴承寿命校核计算内部轴向力径向载荷:

=1318.34N
轴向载荷方向指向右侧轴承
计算轴承所受的轴向载荷 对7210AC型轴承，查表参考书，有

故右侧轴承有“压紧“的趋势，左侧轴承有被”放松“的趋势，于是

计算轴承当量动载荷 查参考书，知7210AC轴承（）的判别系数，故

再由参考书，查得,,,,因而轴承的当量动载荷为
=1046.45N
=1652.8N
计算轴的寿命 查参考书，得，取中间值。查表，得。查参考书得7205AC的又
因为要3年一大修，故3年换一次轴承

所以左端轴承寿命约为922203h，右端轴承寿命约为232619h。这对轴承的工作寿命为232619h
9、 绘制轴的零件工作图
图6低速轴的受力分析及弯矩图
(a)计算简图；（b）水平面受力图；（c）水平弯矩图；（d）垂直面受力图；
（e）垂直面弯矩图；（f）合成弯矩图；（g）扭矩图
沈阳化工大学科亚学院学士学位论文 第九章 减速器箱体主要结构尺寸

第九章 减速器箱体主要结构尺寸
箱座（体）壁厚
箱盖壁厚
箱座加强肋厚
箱盖加强肋厚
箱座分箱面凸缘厚
箱盖分箱面凸缘厚