二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明毕业设计

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二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书

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目录

（一）电动机的选择 ............................................ 3

1、选择电动机的类型 .................................. 3 2、确定电动机的转速 .................................. 3 3、选择电动机 .............................................. 3 （二）计算传动装置的总传动比ⅰ∑并分配传动比 ................................................................................ 4

1、计算运动装置的总传动比 ...................... 4 2、分配传动比 .............................................. 4 （三）计算传动装置各轴的运动和动力参数 .... 4

1、各轴的转速 .............................................. 4 2、各轴的输入功率 ...................................... 5 3、各轴的输入转矩 ...................................... 5 （四）传动零件的设计计算 ................................ 6

1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 .. 6

（1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数 ............................................................ 6 （2）按齿面接触面强度设计 .............. 6 （3）按齿根弯曲强度设计 .................. 8 （4）几何尺寸计算 ............................ 10

1

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2、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 10

1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数 .............................................................. 10 2、按齿面接触面强度设计 ................ 11 3、按齿根弯曲强度设计 .................... 13 4、几何尺寸计算 ................................ 14

（五）轴的设计 .................................................. 16

1、中间轴的设计 ........................................ 16

（1）作用在齿轮上的力 .................... 16 （2）确定轴的最小直径 .................... 16 （3）轴的结构设计 ............................ 16 （4）中间轴的校核 ............................ 17 2、高速轴的设计 ........................................ 20

（1）作用在齿轮上的力 .................... 20 （2) 确定轴的最小直径 ..................... 20 （3）选择联轴器 ................................ 20 （4）轴的结构设计 ............................ 21 3、低速轴的设计 ........................................ 22

（1）作用在齿轮上的力 .................... 22 （2) 确定轴的最小直径 ..................... 22 （3）选择联轴器 ................................ 22 （4) 轴的结构设................................. 22

1

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（六）轴承寿命的校核 ...................................... 24

1、中间轴承的校核 .................................... 24

（1）轴承所受的轴向力和径向力 .... 24 （2）求轴承的当量动载荷 ................ 24 （3）验算轴承寿命 ............................ 25

(七) 箱体结构及减速器附件设计 ..................... 25

1、减速器箱体结构表 ................................ 25 2、箱体附件的设计 .................................... 26

1

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（一）电动机的选择

1、选择电动机的类型

按工作要求和工作条件,选用 Y 系列三相异步电动机。 1）选择电极的容量

工作及输入功率PW=2.95KW

从电动机到工作机之间的总效率为分别为

η∑=η12η24η32η4

式中η1、η2 、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由相关手册取 η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，

η4=0.95，则

η∑=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808

所以电机所需功率为

W2.95KW P= P= =3.651KW

η0.808

d

∑

2、确定电动机的转速

由相关手册推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比ⅰ′=8～40,而工作机的转速n∑w78r/min

所以电动机转速可选范围

nin(8~40)78r/min(624~3120)r/min

'dw符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格因素，为使传动装置

1

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结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。

3、选择电动机

根据电动机类型、容量和转速，有相关手册选定电动机型号Y132M1-6。其性能如下表： 满载转速 启动转矩额定转矩Y132M1-6

电动机的主要安装尺寸 ㎜

型号H A B C D E FGD 最大转矩额定转矩电动机型号额定功率（/r/min） 4 960 2.0 2.0

G K b b b h AA BB FA L1 12Y132M1-132 216 178 89 38 80 10 x 33 12 280 210 135 315 60 238 18 515 1

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（二）计算传动装置的总传动比ⅰ∑并分配传动比

1、计算运动装置的总传动比

总传动比ⅰ为

∑3

inm96012.308

nw78式中nw为工作机输入转速

2、分配传动比

ii1i2

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取i11.4i2， 高速级的传动比为：i11.4i1.412.3084.151

低速级的传动比为：

ii12.3082i.1512.965

14（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数

1、各轴的转速

Ⅰ轴 n1nm960r/min

Ⅱ轴 n12ni960r/min.151231.27r/min

14

1

故

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Ⅲ轴 n3n2231.27r/min78r/mini22.965

卷筒轴 nwn378r/min

2、各轴的输入功率

Ⅰ轴 P=P=3.651KWⅹ0.99=3.614KW

1d1Ⅱ轴 P=P21233=3.614KWⅹ0.98ⅹ0.97=3.435KW =3.435KWⅹ0.98ⅹ0.97=3.265KW =3.265KWⅹ0.99ⅹ0.98=3.168KW

Ⅲ轴 P=P322卷筒轴 P卷P3123、各轴的输入转矩

电动机的输出转矩T为

dTd9.55106pd3.651KW9.5510636320Nmmnm960r/min

Ⅰ轴 T=T1d1=36320Nmm0.99=35.957Nmm

Ⅱ

T2=T1i123=35.957Nmm轴

4.1510.980.97=141.884Nmm

T3=

Ⅲ轴 卷

T卷=T312=

T2i223=

141.884Nmm2.9650.980.97=399.904Nmm4

筒

399.904Nmm0.990.98=387.987Nmm

轴

1

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将上述结果汇总于下表，以备查用。

轴名 功率P/KW 转矩T/(N转速传动比i mm)n/(r/min)电机轴 Ⅰ轴 Ⅱ轴 Ⅲ轴 卷筒轴 3.651 3.614 36320 359570 960 960 4.151 3.435 141884003.265 399904003.168 38798700231.27 2.965 78 1 78 0.970 0.951 0.951 1 效率 0.99 （四）传动零件的设计计算

斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿圆柱齿轮传动。标准结构参数压力角系数h*ann20，齿顶高

1，顶隙系数c*n0.25。

1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 （1）选定齿轮的精度等级、材料及齿数

1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度

1

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2）材料选择。由《机械设计》第八版表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为

280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。

3）选小齿轮齿数z1=24大齿轮齿数z2= z1i=24ⅹ

14.151=99.624,取z2=97.，则齿数比

4.0424.1512.7%3~5%4.042z2974.042z124，

可满足要求。

4） 选取螺旋角，初选螺旋角14。

（2）按齿面接触面强度设计

d1t32KtT11ZHZEdaH2

确定公式内的各计算值 1）试选Kt1.4

PInI2）计算小齿轮传递的扭矩

TI9.5501069550000

d×

3.614/960=3.595x104Nmm 3）由表10-7选取齿宽系数=1.0

4）由表10-6查得材料弹性影响系数Z189.8MPa

E125）由图10-30选区域系数ZH=2.433. 6）由图10-26查得

a10.755，a20.865，则aa1a21.62.

1

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7）由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1=600MPa；齿轮的接触疲劳强度

极限

N160n1jLhHlim2=550MPa。

8）由式10-13计算应力循环次数。

=60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109

N1N2=1.682x109/4.042=4.16x108

HN1HN29) 由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.91；K=0.94 10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数s=1）



SH1KHN1Hlim1S=0.91x600MPa=546MPa

H2kHN2Hlim2=0.94x550MPa=517MPa

（2）设计计算

1) 计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值

H

d1t32KtT11ZHZEdaHmm2=

321.43.5951044.04212.43189.81.01.624.0425172

=39.512

d1tn16010002）计算圆周速度

v=3.14 x 39.512 x

960/60 x 1000

m/sm=1.985

ntm/s

3)计算齿宽b及模数m

1

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=39.512mm

=1.597mm

4) 计算齿宽齿高比 =3.593mm

bdd1t=1.0 x 39.512mm

mntd1tcos39.512cos14z124mmh2.25mnt=2.25 x 1.597mm =10.997

=0.318 x

b39.512h3.5935) 计算纵向重合度

1.0 x 24 x tan14°=1.903

6) 计算载荷系数

0.318dz1tan由工作条件，查表10-2得使用系数K=1.00。根据

Av=1.985 m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数

Kv=1.15；

由表10-3查得KHKF=1.2

H由表10-4利用插值法查得K=1.4498 由图10-13查得K=1.38。故载荷系数

F KK1.15 x 1.2 x 1.4498=2.0

AKVKHKH=1.00 x

7) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由

1

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式10-10a得

d=44.500mm

8) 计算法面模数

mnd1cos44.500cos14mmz1241d1t3K239.5123Kt1.4mm

=1.799mm

（3）按齿根弯曲强度设计

（1）确定计算参数 1） 计算载荷系数 1.38=1.904

KKAKVKFKFmn32KT1Ycos2YFaYSa2Fdz1a

=1.00 x 1.15 x 1.2 x

2) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。

3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.91，K=0.95。

FN1FN2 4）计算完全疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4

K0.91500MPa=325MPa S1.4F1FN1FE1

1

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F2KFN2FE20.95380MPa=257.8

S1.457MPa

5) 根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角

影响系数Y=0.88

 6) 计算当量齿数

7）查取齿形系数

由表10-5利用插值法算得Y=2.592，Y=2.175

Fa1Fa2zv1z124cos3cos314=26.272 =106.184

zv2z297cos3cos3148）查取应力校正系数

由表10-5利用插值法算得Y=1.596，Y=1.795

Sa1Sa29）计算大小齿轮的YY并加以比较。

FaSaF YY

YFa2YSa22.1751.795257.857Fa1Sa1F12.5921.596325=0.01273

F2=0.01514

大齿轮的数值大。 （2）设计计算

2KT1Ycos2YFaYSa321.824359500.88cos214mn30.01514mmFdz12a1.01.62

=1.198mm

1

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由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取m=1.5mm，已可满足弯曲强度。但为

n了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=44.5mm来计算应有的齿数。于是

1z1d1cos44.5cos14=

mn1.528.7855 取z1=29，则z2z1=4.042 x 29=117

（4）几何尺寸计算

（1）计算中心距

az1z2mn2cos291171.52cos14mm=112.852mm

将中心距圆整为113mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

arccosz1z2mn2aarccos291171.52113=14°17′51″

因值改变不多，故参数a,K,ZH等不必修正。

（3）计算打、小齿轮的分度圆直径

1

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（4）计算齿轮宽度

21d1z1mn291.5coscos1417'51\"z2mn1171.5coscos1417'51\"=44.890mm =181.109mm

d2bdd1=1 x 44.890=44.890mm

圆整后取B=45mm； B=50mm

2、低速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 1、选定齿轮的精度等级、材料及齿数

1)选用8级精度

2）材料选择。由《机械设计》第八版表10-1选择小齿轮材料为40cr(调质)，硬度为

280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。

3）选小齿轮齿数z1=24大齿轮齿数z2= z1i=24ⅹ

12.965=71.16,取

32.9651.2%3~5%2.965z2=72.，则齿数比

z2723z124，

可满足要求。

4）选取螺旋角，初选螺旋角14。

1

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2、按齿面接触面强度设计

d1t32KtT11ZHZEdaH2

（1）确定公式内的各计算值 1）试选Kt1.4

T19.55106P29550000×3.435/231.27=3.595x104Nmmn2d2）计算小齿轮传递的扭矩

3）由表10-7选取齿宽系数=1.0

4）由表10-6查得材料弹性影响系数Z189.8MPa

E125）由图10-30选区域系数ZH=2.433. 6）由图10-26查得a10.755，a20.85，则aa1a21.605

7）由图10-21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1=600MPa；齿轮的接触疲劳强度

极限Hlim2=550MPa。

8）由式10-13计算应力循环次数。

N160n1jLh=60x231.27x1 x (2x8x365x5)=4.052x108

N2N1=4.052x109/3=1.351x108

HN1HN29) 由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.94；K=0.96 10）计算解除疲劳许用应力（取失效率为1%，安全系数s=1）



H1KHN1Hlim1S=0.94x600MPa=564MPa

1

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H2kHN2Hlim2=0.96x550MPa=528MPa

S（2）设计计算

1) 计算小齿轮分度圆直径时代入中较小值

H

d1t32KtT11ZHZEdaH2=

321.41.418105312.43189.81.01.60535282

=63.136mm

2）计算圆周速度

vd1tn1601000=3.14 x 63.136 x 231.27/60 x 1000

m/sm=0.764

m/s

nt3)计算齿宽b及模数m =63.136mm

=2.553mm

4) 计算齿宽齿高比 =5.744mm

h2.25mntbdd1t=1.0 x 63.136mm

mntd1tcos63.136cos14z124mm=2.25 x 2.553mm =10.992

=0.318 x

b63.136h5.7445) 计算纵向重合度

1.0 x 24 x tan14°=1.903

0.318dz1tan1

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6) 计算载荷系数

由工作条件，查表10-2得使用系数K=1.00。根据

Av=0.764 m/s,8级精度，由图10-8查得动载系数

Kv=1.06；

由表10-3查得KHKF=1.2

H由表10-4利用插值法查得K=1.458 由图10-13查得K=1.4。故载荷系数

F KK1.06 x 1.2 x 1.458=1.855

AKVKHKH=1.00 x

7) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得

d1d1t3K1.855mm63.1363Kt1.4 =69.345mm

8) 计算法面模数

mnd1cos69.345cos14mmz124=2.804mm

3、按齿根弯曲强度设计

（1）确定计算参数 1） 计算载荷系数

mn32KT1Ycos2YFaYSa2Fdz1a

1

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1.4=1.781

KKAKVKFKF=1.00 x 1.06 x 1.2 x

2) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

FE1=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。

3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.93，K=0.97。

FN1FN2 4）计算完全疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4

K0.93500MPa=332.143MPa S1.4F1FN1FE1

F2KFN2FE20.97380MPa=263.2

S1.486MPa

5) 根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角

影响系数Y=0.88

 6) 计算当量齿数

7）查取齿形系数

由表10-5利用插值法算得Y=2.592，Y=2.222

Fa1Fa2zv1z124cos3cos314=26.272 =78.817

zv2z272cos3cos3148）查取应力校正系数

由表10-5利用插值法算得Y=1.596，Y=1.769

Sa1Sa2 1

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9）计算大小齿轮的YY并加以比较。

FaSaF YY

YFa2YSa22.2221.769263.286Fa1Sa1F12.5921.596332.143=0.01245

F2=0.01493

大齿轮的数值大。 （2）设计计算

mn32KT1Ycos2YFaYSa321.7811418000.88cos2140.01493mmFdz12a1.01.605242

=1.891mm

由于设计的是软齿面闭式齿轮传动，其主要失效是齿面疲劳点蚀，取m=2mm，已可满足弯曲强度。但为了

n同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=69.345mm来计算应有的齿数。于是

1z1d1cos69.345cos14mn2=33.642 取z=34，则z12z1=3 x 34=102

4、几何尺寸计算

（

a2cos1）

2cos14计算中心距

z1z2mn341022mm=140.163mm

1

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将中心距圆整为141mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

arccosz1z2mn2aarccos341022=15°18′14″

2141a因值改变不多，故参数,K （4）计算齿轮宽度：

21,ZH等不必修正。

=70.5mm =211.5mm

（3）计算打、小齿轮的分度圆直径

d1z1mn342coscos1518'14\"z2mn1022coscos1518'14\"d2bdd1=1 x 70.5=70.5mm

圆整后取B=71mm； B=76mm

齿轮的主要参数 齿数z 中心距a 法面模数m n高速级 29 117 1.5 1.579 14°17′51″20 低速级 34 2 2.553 15°18′14″

20 102 112.852 140.163 端面模数m t螺旋角 法面压力角端面压力角齿宽b 20°35′11″50 45 20°40′27″ 76 71 1

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齿根高系数标准h *an1 0.9690 0.25 44.89181.1091.5 1.875 3.375 47.89184.10941.14177.3591 0.9810 0.25 78.817 211.5 2 2.5 4.5 74.5 65.5 215.5 206.5 70.5 齿顶高系数hhcos *at*an齿顶系数标准值分度圆直径齿顶高h a当量齿数 26.27106.18426.272齿根高h f齿全高h 齿顶圆直径齿根圆直径

（五）轴的设计

1、中间轴的设计

（1）作用在齿轮上的力 齿

轮

上

的

力

高

Ft2Fr2Fa2速级

2T12359561598.76Nd144.89Ft2tan1598.76tan20600.5Ncoscos1417'51\"Ft2tan1598.76tan1417'51\"407.44N 低速级齿轮上的

1

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Ft12T221419004025.53Nd270.5力

Ft1tan4025.53tan201519Ncoscos1518'14\"Fa1Ft2tan4025.53tan1518'514\"1101.56NFr1

（2）确定轴的最小直径

因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C=135.

dminC3p23.435135334.09mmn2231.27 取d=35

minmm

（3）轴的结构设计

轴的装配方案如下：

1）查手册取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥

滚子轴承30307.其尺寸d x D x T= 35

1

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mmx80

mmx22.75

mm。故dIIIdVVI35mm。lIAlDVI22.75mm。

轴承用套筒定位。 2）取dIIIIIdIVV40mm。齿轮用轴肩定位，轴肩高度=3。轴环宽度b≧1.4h=6.左端齿轮

=74mm，

h=(0.07-0.1)

dIIIII宽度B1=76,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴II-III段的尺寸应略短于齿轮宽度故取l同样由B2=45mm取l=43mm。

VVIIIIII3）齿轮端面距机体内壁的距离△2≥=8mm取△2=10mm，

滚动轴承与内壁应有一段距离s=4mm 4）轴上零件的周向定位

齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按dIIIII查得平键截

面b x h=12mmx8mm键长L=63mm，键槽距轴肩距离为5mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，

d选择齿轮与轴的配合为H，同样按n76IVV选用平键 b x

h x L=12mmx8mmx36mm，键槽距轴肩距离为3mm。齿轮与轴配合为H。 n765）确定圆角和倒角

查表1-27取轴端倒角为C1.6，轴环两侧倒圆角R=4mm，

其余倒圆角R=2mm

1

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（4）中间轴的校核

为使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮用

左旋，大齿轮用右旋。低速级上小齿轮用右旋，大齿轮用左旋。根据轴的结构，做出轴的计算简图

1

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1

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水平方向：

Fh164.537.5Ft137.5Ft237.564.55364.537.54025.5337.51598.76N155=2262.26N

Fh2Ft1Ft2Fh1=40205.53N-1598.76N-2262.26N=164.51

N 铅垂方向：

将各力移到轴心，产生附加弯矩MMa1Fa1a1、Ma2

NmmNmm

Ma2Fa2d170.51101.5622=38800

d270.5407.44Nmm2224100Nmm

N=-12

则

Fv137.5Fr2Ma1MA237.564.5Fr137.5600.5388002410010215195364.537.515560N

Fv2Fr2Fr1Fv1=600.5N-1519N-（-1260N）=314.5N

B截面的弯矩

Mh153Fh1532262.26Nmm1.2105NmmMv153Fv1531260Nmm6.67810Nmm4C截面的弯矩

Mh237.5Fh237.5164..51Nmm6.17103NmmMv237.5Fv237.5314.5Nmm1.1810Nmm4

扭矩T1.419105Nmm

由弯矩、扭矩图可知B截面为危险截面。

1

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按弯扭合成应力校核轴的强度：

进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截

面。（危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6。 B截面的总弯矩 ： 轴

ca25MBMh1Mv1Ma11.610MPa2

：

的

2MBaT2计

算

0.1403应

2力=25.04MPa

(1.6105)20.61.419105WMPa前面已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得

160MPa。ca1，故安全。

2、高速轴的设计 （1）作用在齿轮上的力

Ft2Fr2Fa22T12359561598.76Nd144.89Ft2tan1598.76tan20600.5Ncoscos1417'51\"Ft2tan1598.76tan1417'51\"407.44N

（2) 确定轴的最小直径

因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C=135.

dminC3p24100317.7mmn2960

mind应为18.32mm 该段轴上有一键槽，将计算值加大3%，

1

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（3）选择联轴器

根据传动装置的工作条件拟用HL型弹性柱销联轴器。 计算转矩为

TCKT1.539.8Nm59.7Nm

式中：T—联轴器所传递的名义转矩 T9550nP9550m4Nm39.8Nm960 K—工情况系数，查有关教科书得：工作机为带式运输机时K=1.25～1.5.该处取K=1.5.

由手册HL型联轴器中HL1型联轴器就能满足传动转矩的要求（Tn=160N·m>Tc）。但其轴孔直径范围为d=(12～22)mm,满足不了电动机周径（d=38）的要求，最后选择HL3型联轴器（Tn=630N·m,[n]=5000 r/min>n）.其轴孔直径d=(30～42)mm,可满足电动机的轴径要求。半联轴器长度L=112 mm,半联轴器与轴配合的孔毂长度

L184mm。最后确定减速器高速轴轴伸处的直径 dmin30mm

（4）轴的结构设计

轴的装配方案如下

1

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1）ddIIIII33mmIII30mm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II-III段的直径

;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径

lIII82mmD=40mm。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，I-II 段的长度应比L1短一些，现取作用，参照工作要求并根据ddDT35mm80mm22.75mm。

2）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的

IIIII33mm，由手册查取0基

。

本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30307其

，故

dIIIIVIdVIVII35mm。lVIVII22.75mm3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离34mm，齿轮端面到内壁的距离Δ2=12mm为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离为30mm. 所以lIIIII42mm

IVV4）轴承用轴肩定位，取轴肩高度为3mm，则d至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。

41mm.

1

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5）齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d查得平键

III截面b x h=8mmx7mm键长L=70mm，键槽距轴肩距离为5mm

6) 确定圆角和倒角

查表1-27取轴端倒角为C1.6，定位轴承的轴肩倒圆角R=2mm，其余倒圆角R=1mm

3、低速轴的设计 （1）作用在齿轮上的力

Ft1Fr12T221419004025.53Nd270.5Ft1tan4025.53tan201519Ncoscos1518'14\"Fa1Ft2tan4025.53tan1518'514\"1101.56N

（2) 确定轴的最小直径

因传递的功率不大，并对重量及机构无特殊要求，故选45钢，调质处理，取C=112.

dminC3p23.2651123mm38.9mmn278

（3）选择联轴器

取K=1.3由d=38.9mm

min联轴器的计算转矩：T

CKT31.338.9Nm50.57Nmmin

1

按照计算转矩小于联轴器公称转矩，由d=38.9查表选

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取LH3型联轴器，其公称转矩为630 径d1=40

mmNm。半联轴器孔

,轴孔长度L1=84

mm

（4) 轴的结构设计

轴的装配方案如下

1）dVIIVIIId140mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，

VII-VIII轴段左端需制出一轴肩，故VI-VII段的直径

dIIIII46mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径

lVIIVIII82mmD=50mm。为了保证轴端挡圈不压在轴的断面上，VII-VIII 段的长度应比L1短一些，现取作用，参照工作要求并根据ddDT50mm110mm29.25mm46mm。

2）初步选择轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的

VIVII，由手册查取0基

本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310其

，故

dIIIdVVI50mm。lVVI29.25mm3）轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面

1

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到箱体内壁距离34mm，齿轮端面到内壁的距离Δ2=12mm。

为了保证轴承端盖的拆装及便于对于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器的距离为30mm. 所以lVIVII42mmIIIII

。齿轮右端用轴肩定位，轴肩高度=5。轴环宽度b≧1.4h=10.左端用套筒

=69mm，

查得

dIIIII4）取d56mmh=(0.07-0.1)

定位，齿轮宽度B2=71,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮轴II-III段的尺寸应略短于齿轮宽度故取lIIIII至此已经初步确定了轴的各段直径和长度。 5）联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d为5mm

6）确定圆角和倒角

查表1-27取轴端倒角为C1.6，轴环左侧倒圆角R=5mm，轴环右侧倒圆角R=4mm，定位轴承的轴肩倒圆角R=4，其余倒圆角R=2mm

VIIVIII平键截面b x h=12mmx8mm键长L=70mm,键槽距轴肩距离

（六）轴承寿命的校核

1、中间轴承的校核

选用的是圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。

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（1）轴承所受的轴向力和径向力

1）求出轴承所受的径向力F，F

r1r2222Fr1FV21FH112602262.26N2Fr2FV22FH314.52164.52N22589.5N

354.9N

a1a2 2) 求出轴承所受的轴向力F，F 派生轴向力FdFr2Y，由轴承代号30307查表得

Y=1.9 ，e=0.35 因此： 外

FaeFa1Fa2FaeFd2Fd1Fd1Fr12589.5N681.54N2Y21.9Fr2354.993.39N2Y21.9

Fd2

载

荷因

加轴向

1101.56N-407.44N=694.12N,

，所以轴承1被压紧，轴承2被放松。于

是 FFa1aeFd2694.12N93.39N787.51N Fa2Fd1681.54N

（2）求轴承的当量动载荷

查表e=0.35

Fa1787.51N0.304Fr12589.5NFa2681.54N1.92Fr2354.9N

由表查得：1轴承 X=1，Y=0

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2轴承 X=0.4，Y=1.9 因轴承在运动中有轻微冲击fp1.0~1.2 ，取f=1.1

pP1fpXFr1YFa11.112589.50N2848.45NP2fpXFr2YFa21.10.4354.91.9681.54N1580.57N

（3）验算轴承寿命

因PP，故只需验算轴承1，（10） 312L'h283565h28480h

6轴承因具有的基本额定动载荷

Lh1060n27.521010C60231.27P2848.4564h3948452.5h4103

由表查得30307轴承的基本额定动载荷C7.5210N

LhL'h 满足寿命要求。

(七) 箱体结构及减速器附件设计

1、减速器箱体结构表

名称 机体壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度

符号  1 减速器形式及尺寸关齿轮减速器 8mm 8mm 12mm 1

b 二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书

机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺钉直径 机盖与机座连接螺钉径 连接螺栓d的间距 2b1 12mm 20mm 17mm 4 12mm 10mm 180mm 8mm 6mm 12mm 18mm 16mm 16mm 140mm 40mm 48mm 10mm 8mm 1

p d fn d 1d2 ld3轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 d1,d2,dfd4至外机壁距离 d c 1d1,d2至凸缘边缘距离 c2 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面离 内机壁至轴承座端面离 大齿轮顶圆与内机壁离 齿轮端面与内机壁距离

R1h l 1l2 12二级展开式圆柱斜齿轮减速器设计说明书

机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓直径 2、箱体附件的设计

m1，mD2 m16.8mm,m6.8mm

8mm 150mm 150mme s 1）窥视孔和窥视孔盖

窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态，润滑

油也可以由此注入。为了便于观察和注油，一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住，称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板，防止漏油 2）通气器

由于传动件工作时产生热量，使箱体内温度升高、压力

增大，所以必须采用通气器沟通箱体内外的气流，以平衡内外压力，保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上 3）起吊装置

起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环，箱

座用吊钩。 4）油标

油标用来指示油面的高度，应设置在便于检查及油面较

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稳定之处。 5）油塞与排油孔

为将箱体内的废油排出，在箱体座面的最低处应设置一

排油孔，箱座底面也做成向排油孔方向倾斜的平面。 平时排油孔用油塞加密封圈封住。油塞直径为20mm 6）定位销

为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在箱体联

接凸缘上距离较远处安置两个定位销，并尽量放在 不对称位置，以便于定位精确。销A6×35 7）起盖螺钉

为了便于起盖，在箱盖侧边的凸缘上装1个起盖螺钉。

起盖时，先拧动此起盖螺钉顶起箱盖。

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