盘磨机传动装置的设计项目说明.doc

《盘磨机传动装置》成 果
（说明书，汇报，论文）

课题名称 机械设计基础课程设计
院 系 机械学院
专 业 机电一体化
姓 名 金豪东 学 号31027
指导老师 吴卫峰
时 间2月13日至2月26日
完成时间 3月11日

机械和汽车工程学院

摘 要： 在此次设计中，我设计了盘磨机传动装置，优异行了传动方案选择，经过选定传动方案进行了一系列传动零件选择和设计。电动机、联轴器、键和轴承选择关键经过查表并结合和其它零件配合和题目要求选择，然后进行运动参数及动力参数计算。在齿轮设计中具体介绍了齿轮材料选择及许用应力确实定、按齿根弯曲疲惫强度设计计算确定齿轮参数及关键尺寸。其后对轴进行了设计，确定了各阶梯轴尺寸，对轴、轴承、键、联轴器等进行校核。最终对减速器外形进行了设计。应用Solidworks 软件建模技术，实现了减速器三维造型及关键零件建模，完成了整机3D建模，为传动系统结构设计提供了有价值参数依据。
关键词：盘磨机 传动装置 锥齿轮 solidworks

目 录

1 引言 1
1.1 盘磨机课题研究背景 1
1.2.盘磨机课题研究意义 1
2 设计任务书 2
2.1 设计任务 2
2.2 系统传动原理图 2
2.3 系统总体方案比较和设计 2
3 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算 3
3.1 电动机类型选择 3
3.2 电动机功率选择 3
3.3 确定电动机转速 3
3.4 确定电动机型号 4
3.5 计算总传动比及分配各级传动比 4
3.6 传动参数计算 4
4 传动零件设计计算 5
4.1 锥齿轮设计和计算 5
4.2 高速级斜齿轮设计和计算 8
4.3 低速级斜齿轮设计和计算 14
5 轴设计计算 19
5.1 高速轴设计计算 19
5.2 中间轴设计计算 24
5.3 低速轴设计计算 29
6 键连接选择和计算 34
6.1 高速轴上键设计和校核 34
6.2 中间轴上键设计和校核 34
6.3 低速轴上键设计和校核 34
7 滚动轴承选择和计算 35
7.1 计算高速轴轴承 35
7.2 计算中间轴轴承 35
7.3 计算低速轴轴承 36
8 联轴器选择 37
9 箱体设计 37
9.1 箱体尺寸 37
9.2 减速器附件设 38
10 润滑和密封设计 39
参考文件 49

9

1 引言
1.1 盘磨机课题研究背景
盘磨机中最关键部件就是齿轮减速器，齿轮减速器在各行各业中十分广泛使用着，是一个不可缺乏机械传动装置。圆柱齿轮减速器是最常见机械传动机构之一，含有传输功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等很多优点，是通用机械部件，被广泛应用于冶金，矿山，建筑，物料搬运等行业。国外减速器起步比较早，以德国、丹麦和日本处于领先地位，尤其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传动为主,体积和重量问题也未处理好.中国减速器多以齿轮传动,蜗杆传动为主，但普遍存在着功率和重量比小，或传动比大而机械效率过低问题.另外，材料品质和工艺水平还有很多弱点，尤其是大型减速器问题更突出,使用寿命不长.当今世界各国减速器及齿轮技术发展总趋势是向六高，二低，二化方向发展。六高即高承载能力，高齿面硬度，高精度，高速度，高可靠性和高传动效率；二低即低噪声，低成本；二化即标准化，多样化。技术发展中最引人注目标是硬齿面技术，功率分支技术和模块化设计技术。硬齿面技术到20世界80年代在国外日趋成熟.采取优质合金钢锻件渗碳淬火磨齿硬齿面齿轮,精度高，综合承载能力为中硬齿面调质齿轮4倍,为软齿面齿轮5-6倍，一个中等规格硬齿面齿轮减速器重量仅为软齿面齿轮减速器三分之一左右。
1.2 盘磨机课题研究意义
研究盘磨机实质就是研究减速器，减速器中齿轮传动含有传动比正确，可用传动比、圆周速度和传输功率范围全部很大，和传动效率高，使用寿命长，瞬时传动比为常数，结构紧凑，工作可靠等一系列优点。所以，齿轮及传动装置是机械工业中一大类关键基础件。齿轮设计是组织该类机械产品生产依据和头道工序，所以是决定该产品技术性能和经济效益关键步骤，然而齿轮传动在使用上也受一些条件限制，如齿轮制造需专用机床和设备，成本较高（尤其是高精度齿轮），震动和噪声较大（精度低齿轮），使用和维护要求高等。即使存在这些不足，考虑周到，齿轮传动总不失为一个最可靠、最经济、用最多传动形式。所以，对减速器齿轮传动进行研究含有重大现实意义。
2 设计任务书
2.1 设计任务
（1）设计一盘磨机传动装置；
（2）已知技术参数和条件。
技术参数以下表2-1所表示
表2-1 盘磨机技术参数
主轴转速
45
锥齿轮传动比
3.5
电机功率
5.5kW
电机转速
1500 r/min
每日工作时数
8h
传动工作年限
8
2.2 系统传动原理图
方案图以下：
1

图2-1传动原理图
1—电动机；2、5—联轴器；3—圆柱斜齿轮减速器；4—碾轮；6—锥齿轮传动；7—主轴
2.3系统总体方案比较和设计

图2-2 带式传动方案

图2-3 联轴器传动方案
3 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算
3.1 电动机类型选择
Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）
3.2 电动机功率选择
P=3.5Kw
3.3 确定电动机转速
1500r/min
3.4 确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量，所以选定电动机型号为Y132S-4额定功率为5.5Kw，满载转速1500r/min。
3.5 计算总传动比及分配各级传动比
高速级传动比，低速级传动比，锥齿轮传动比，减速箱传动比。
总传动比：i’=nw/nm=1500/5,5=27.27
锥齿轮传动比：i3=3.5
减速器传动比：i’=i/i3=27.27/3.5=7.8
高速级传动比：i1=√1.3i’=3.18
低速级传动比：i2=i1/1.3=2.45
3.6 传动参数计算
3.6.1 各轴转速n（r/min）
高速轴一转速：n1=nm=1500r/min
中间轴二转速：n2=n1/i1=1500/3.18=471.70r/min
低速轴三转速：n3=n2/i2=471.70/2.45=192.53r/min
主轴7转速： n7=n3/i3=192.53/3.5=55.01r/min
3.6.2 各轴输入功率P (KW)
高速轴一输入功率：P1=Pm x nc =5.5x0.99=5.44KW
中间轴二输入功率：P2=P1x n1ng=5.44x0.98x0.99=5.28KW
低速轴三输入功率：P3=P2x n2ng=5.28x n2ng=5.12KW
主轴7转速：P7=P3x ngngnd=5.12x0.99x0.99x0.97=4.87KW
其中电动机额定功率为；为联轴器效率，=0.99；为一对轴承效率，=0.99；为高速级齿轮传动效率,=0.98；为低速级齿轮传动效率，=0.98；为锥齿轮传动效率，=0.97。
3.6.3 各轴输入转矩T（Nmm）
高速轴一输入转矩： T1=9.55x105xP1/n1=34.6N·m
中间轴二输入转矩： T2=9.55x105xP2/n2=118.3N·m
低速轴三输入转矩： T3=9.55x105xP3/n3=309.2N·m
主轴6输入转矩：
T7=9.55x105xP7/n7=1032.3N·m
4 传动零件设计计算
4.1 锥齿轮设计和计算
4.1.1 选定圆锥齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
1 根据传动方案选择直齿圆锥齿轮传动交角。
2 因为直齿圆锥齿轮小齿轮转速不高,初选7级精度。
3 材料选择由直齿锥齿轮加工多为直齿，不宜采取硬齿面，小齿轮选择40Cr
钢，调质处理，齿面硬度取280HBS，大齿轮选择45钢，调质，齿面硬度240HBS。
4 取小齿轮齿数为，则 Z2=24x3.51=84.24取84。
4.1.2 按齿面接触疲惫强度设计
按机械设计式10-26试算，即

确定公式内各计算数值
1 确定公式内各计算数值
1）试选载荷系数K=1.6。
2）计算小齿轮传输转矩

3）选择齿宽系数。
4）由机械设计表10-6查得材料弹性影响系数。
5）由机械设计图10-21d按齿面强度查得小，大齿轮接触疲惫强度极限
。
6) 由式计算应力循环次数

7) 由机械设计图10-19取接触疲惫寿命系数。
8) 计算接触疲惫许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1，由机械设计式10-12得：

9)
10) 许用接触力：

2 计算
1）试算

锥距

确定大端模数取
，取m=6mm
确定锥距Re

分度圆直径：
d1=maZ1=6x24 =144mm
d2=maZ2=6x84=504mm
分度圆锥角：

齿宽b：

最大齿宽为，小齿轮宽
当量齿数

4.2.3 按齿根弯曲强度设计
由机械设计式10-24得弯曲强度设计公式为

1）确定公式内各计算数值
试选K=1.6，由机械设计图10-20c查得
小齿轮弯曲疲惫强度极限
大齿轮弯曲疲惫强度极限
2）计算当量齿数

3）查取齿形系数
由机械设计表10-5查得
4）查取应力校正系数
由机械设计表10-5查得
5）由机械设计图10-18取弯曲疲惫寿命系数
6）计算弯曲疲惫许用应力
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式得

7）计算大、小齿轮并加以比较

大齿轮数值大。
设计计算

4.2高速级斜齿轮设计和计算
4.2.1 选精度等级，材料及齿数
1 齿轮材料，精度和齿数选择，因传输功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。
2 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。
3 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则，取。
4 选择螺旋角。初选螺旋角。
4.2.2 按齿面接触强度设计
由设计公式

试算
1 确定公式内各计算数值
（1）试选载荷系数Kt=1.6。
（2）计算小齿轮传输转矩 ÷÷
（3）由机械设计表10-7选择齿宽系数。
（4) 由机械设计表10-6查得材料弹性影响系数。
（5) 由机械设计图10-21d按齿面强度查大小，大齿轮接触疲惫强度极限
。
（6) 由机械设计式10-13计算应力循环次数。

（7) 由机械设计图10-19取接触疲惫寿命系数。
（8) 计算接触疲惫许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由机械设计式10-12得：

（9) 由机械设计图10-30选择区域系数。
（10）由机械设计图10-26查得，，则。
（11）许用接触力：

2 计算
（1）试算

（2）圆周速度
（3）齿宽
模数

（4）计算纵向重合度

（5) 计算载荷系数K
依据V=2.76m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数=1.10，
;由机械设计表10-2查得使用系数=1.25;由机械设计表10-4查
得7级精度，小齿轮相对支承非对称部署时，。查机械设计图10-13
得;故载荷系数：

（6）按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由机械设计式10-10a得

（7）计算模数

4.2.3 按齿根弯曲强度设计
由机械设计式10-5得弯曲强度设计公式为

1 定公式内各计算数值
（1）计算载荷系数K

（2）依据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数
（3）计算当量齿数

（4）查取齿形系数
由机械设计表10-5查得
（5）查取应力校正系数
由机械设计表10-5查得
（6）由机械设计图10-20c查得
小齿轮弯曲疲惫强度极限
大齿轮弯曲疲惫强度极限
（7) 由机械设计图10-18取弯曲疲惫寿命系。
（8）计算弯曲疲惫许用应力。
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由机械设计式10-12

（9）计算大、小齿轮s并加以比较

大齿轮数值大。
2 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取=2mm，按接触强度算得分度圆直径=39.90mm，算出小齿轮齿数

3 几何尺寸计算
高速级齿轮传动几何尺寸如表4-1所表示
表4-1 高速级齿轮传动几何尺寸
名称
计算公式
结果/mm
法面模数

2
法面压力角

螺旋角

分度圆直径

41.08

186.91
齿顶圆直径

45.08
190.91
齿根圆直径

36.08
181.91
中心距

114.40
齿宽

45 50
4 齿轮结构设计
小齿轮1因为直径较小，采取齿轮轴结构
大齿轮2结构和后续设计出轴孔直径计算如表4-2所表示
表4-2 大齿轮2结构
代 号
结构尺寸计算公式
结果/mm
轮毂处直径

54.4
轮毂轴向长

47.6
倒角尺寸n

1
齿根圆处厚度

5
腹板最大直径

170.91
孔板分布圆直径

112.66
孔板直径

29.13
腹板厚

15
4.3 低速级斜齿轮设计和计算
4.3.1 选精度等级，材料及齿数
1 齿轮材料，精度和齿数选择，因传输功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。
2 齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。
3 考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取,则,
取。
4 选择螺旋角。初选螺旋角。
4.3.2 按齿面接触强度设计
由设计公式

试算
1 确定公式内各计算数值
（1）试选载荷系数Kt=1.6。
（2）计算小齿轮传输转矩。

（3）由机械设计书本表10-7选择齿宽系数。f
（4）由机械设计表10-6查得材料弹性影响系数。
(5)由机械设计图10-21d按齿面强度查小，大齿轮接触疲惫强度极限：

(6)由机械设计式10-13计算应力循环次数。

(7）由机械设计图10-19取接触疲惫寿命系数。
（8）计算接触疲惫许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1.由机械设计式10-12得

（9）由机械设计图10-30选择区域系数。
（10）由机械设计图10-26查得则。
（11）许用接触力

2 计算
（1)试算
（2)圆周速度
（3)齿宽

（4）计算纵向重合度

（5) 计算载荷系数K
依据V=0.898m/s,7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.03，
；由机械设计表10-2查得使用系数；由机械设计10-4
查得精度等级为7级，小齿轮相对支承非对称部署时，；查机械设计
图10-13得载荷系数：

（6) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由机械设计式10-10a得

（7）计算模数

4.3.3 按齿根弯曲强度设计
由机械设计式10-5得弯曲强度设计公式为

1 确定公式内各计算数值
（1）由机械设计图10-20c查得：
小齿轮弯曲疲惫强度极限
大齿轮弯曲疲惫强度极限
（2）由机械设计图10-18取弯曲疲惫寿命系数；
（3）计算弯曲疲惫许用应力。
取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由机械设计式10-12得：

（4）计算载荷系数K

（5）依据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系
数
（6)计算当量齿数

（7）查取齿形系数
由机械设计表10-5查得
（8）查取应力校正系数
由机械设计表10-5查得
（9）计算大、小齿轮并加以比较

大齿轮数值大。
2 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取，按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数
，取
，取
3 几何尺寸计算
低速级齿轮传动几何尺寸如表4-3所表示
表4-3 低速级齿轮传动几何尺寸
名称
计算公式
结果/mm
法面模数

2.5
法面压力角

螺旋角

分度圆直径

69.49

244.51
齿顶圆直径

69.60
232.40
齿根圆直径

58.35
221.15
中心距

145.57
齿宽

65 70
4 齿轮结构设计
小齿轮1因为直径较小，采取齿轮轴结构
大齿轮2结构和后续设计出轴孔直径计算如表4-4所表示
表4-4 大齿轮2结构
代 号
结构尺寸计算公式
结果/mm
轮毂处直径

83.2
轮毂轴向长

78
倒角尺寸n

1.25
齿根圆处厚度

6.25
腹板最大直径

207.4
孔板分布圆直径

145.3
孔板直径

31.05
腹板厚

21
5 轴设计计算
5.1 高速轴设计计算
5.1.1 求高速轴上功率P、转速n和转矩T
由已知，得：，
5.1.2 初步确定轴最小直径
先按机械设计式15-2初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理，依据机械设计表15-3，取A0=112.得

5.1.3 轴结构设计
1 确定轴上零件装配方案
轴设计示意图图5-1所表示

图5-1 轴设计示意图
2 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
（1）高速轴最小直径为安装联轴器处轴直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩=。根据计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查手册，选择GY3 型联轴器，，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26 mm。半联轴器和轴配合毂孔长度。 为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故取Ⅰ-Ⅱ段长度应比略短部分，现取 LⅠ-Ⅱ=36 mm。
（2）初步选择滚动轴承。参考工作要求并依据，选轴承型号6305，其尺寸d×D×B=25 mm×62 mm×17 mm,故。依据耳机减速器图纸取。左端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位，取。
（3）因为高速轴上小齿轮尺寸较小，故通常设计成齿轮轴。
（4）轴承端盖总宽度取为16 mm。取端盖外端面和联轴器端面间距离为30 mm，则。
（5）取齿轮距箱体内壁距离a=10 mm，已知滚动轴承宽度B=15mm，低速级小齿轮轮毂长L=70mm，由二级减速器图纸可得

3 轴上零件周向定位
半联轴器和轴周向定位均采取平键连接。按由表11.27查得平键截面b×h=6 mm×6 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22 mm，滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4 确定轴上圆角和倒角尺寸
依据设计要求，取轴端倒角为1×45°。
5 轴校核
（1）绘轴受力图，见图5-2（a）所表示
（2）计算轴上作用力：
齿轮1
（3）计算支反力
垂直面支反力（XZ平面），见图5-2（b）
绕支点B力矩和，得

同理，

校核：
计算无误
水平平面（XY平面），见图5-2（c）
一样，绕支点B力矩和，得

同理，

校核：
计算无误
（4）转矩，绘弯矩图
垂直平面内弯矩图，见图5-2（b）
C处弯矩：
水平面弯矩图，见图5-2（c）
C处弯矩：
（5）合成弯矩图，见图5-2（d）
C处：
（6）转矩及转矩图，见图5-2（e）

（7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-2（f）
应力校正系数：

D处：
（8）校核轴径
C剖面：
强度足够。

图5-2 轴校核图

5.2 中间轴设计计算
5.2.1 中间轴上功率P、转速n和转矩T
由已知，得：，
5.2.2 确定轴最小直径
先按机械设计式15-2初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调
质处理。依据机械设计表15-3，取A0=112。得

5.2.3 轴结构设计
1 确定轴上零件装配方案
轴设计示意图图5-3所表示

图5-3 轴设计示意图
2 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度。
(1）因为，轴上开有两键槽，增加后轴径d=30 mm取安装轴
承处（该轴直径最小处） 轴径d=30 mm，则。
(2）初步选择滚动轴承。依据要求选深沟球轴承。参考工作要求并依据
，选轴承型号为6206，其尺寸为d×D×B=30 mm×62 mm×16mm。考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。
(3）取轴上安装大齿轮和小齿轮处轴段II-III和IV-V直径
，两端齿轮和轴承之间采取挡油板定位。已知大齿轮轮毂
宽度为45 mm，小齿轮轮毂宽度为70 mm。为了使套筒可靠地压紧齿轮，
此轴段应略短于轮毂宽度，故分别取。两齿轮另
一端采取轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，轴环处直径。轴环宽度
取。
(4）由二级减速器内部轴上装配可得

3 轴上零件周向定位
齿轮和轴周向定位均采取平键连接。按和分别由机械设计课程
设计指导书表11.27查得平键截面b×h=10 mm×8 mm，长度分别为63mm，
36mm， 同时为了确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配
合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴直径尺
寸公差为m6。
4 确定轴上圆角和倒角尺寸
依据设计要求，取轴端倒角为2×45°。
5 轴校核
（1）绘轴受力图，见图5-4（a）
（2）计算轴上作用力：
齿轮2：
齿轮3：
（3）计算支反力
垂直面支反力（XZ平面），见图5-4（b）
绕支点B力矩和，得

同理，

校核：
计算无误
水平平面（XY平面），见图5-4（c）
一样，绕支点B力矩和，得

同理，

校核：
计算无误
（4）转矩，绘弯矩图
垂直平面内弯矩图，见图5-4（b）
C处弯矩：
D处弯矩：
水平面弯矩图，见图5-4（c）
C处弯矩：
D处弯矩：
（5）合成弯矩图，见图5-4（d）
C处：
D处：
（6）转矩及转矩图，见图5-4（e）

（7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-4（f）
应力校正系数：

C处：

D处：

（8）校核轴径
C剖面：
强度足够
D剖面：
强度足够。

图5-4 轴校核图
5.3 低速轴设计计算
5.3.1 求低速轴上功率P、转速n和转矩T
由已知，得：，
5.3.2 初步确定轴最小直径
先按机械设计式15-2初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理，依据表15-3，取A0=112，得

5.3.3 轴结构设计
1确定轴上零件装配方案
轴设计示意图图5-5所表示

图5-5 轴设计示意图
2依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度
（1)低速轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径。为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应， 故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩根据计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查机械设计课程设计手册，选择GY6刚性联轴器，其公称转矩为。半联轴器和轴配合毂孔长度，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故取Ⅰ-Ⅱ段长度应比略短部分，现取。为了满足半联轴器轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段左端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段直径，右端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50 mm。
(2)初步选择滚动轴承。依据设计要求选则深沟球轴承。参考工作要求并依据，选轴承型号6210，其尺寸为d×D×B=50 mm×90 mm×20 mm，故。
（3）取安装齿轮处轴段V-VI直径。齿轮左端和左端轴承之间采取挡油板和套筒定位。已知齿轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度h﹥0.07d，则IV-V处直径。轴环宽度，取。

（4）考虑到箱体铸造误差，使轴承距箱体内壁6 mm。已知滚动轴承宽度B=20 mm，并依据中间轴部分尺寸，得

（5) 取轴承端盖外端面和联轴器端面距离为30 mm，端盖厚20 mm，则。
3轴上零件周向定位
齿轮，联轴器和轴周向定位均采取平键连接。由表11.27查得平键截面
b×h=16mm×10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为了确保齿轮和
轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；一样，联轴器和轴
连接，选择平键为12mm×8mm×70mm。滚动轴承和轴周向定位是由过渡
配合来确保，此处选轴直径尺寸公差为m6。
4确定轴上圆角和倒角尺寸
依据设计要求，取轴端倒角为2×45°。
5 轴校核
（1）绘轴受力图，见图5-6（a）
（2）计算轴上作用力：
齿轮3

（3）计算支反力
垂直面支反力（XZ平面），见图5-6（b）
绕支点B力矩和，得

同理，

校核：
计算无误
水平平面（XY平面），见图5-6（c）
一样，绕支点B力矩和，得

同理，

校核：
计算无误
（4）转矩，绘弯矩图
垂直平面内弯矩图，见图5-6（b）
C处弯矩：

水平面弯矩图，见图5-6（c）
C处弯矩：

（5）合成弯矩图，见图5-6（d）
C处：

（6）转矩及转矩图，见图5-6（e）

（7）计算当量转矩、绘弯矩图，见图5-6（f）
应力校正系数：

D处：

（8）校核轴径
C剖面：
强度足够。

图5-6 轴校核图

6 键连接选择和计算
6.1 高速轴上键设计和校核
齿轮、联轴器、和轴周向定位全部是平键连接，由表11.3查得联轴器上键尺寸为bhL =6×6×22 mm，联轴器采取过渡配合，但不许可过盈，所以选择H7/k6，轴和轴承之间采取过渡配合，轴直径公差采取m6，d=20 mm，， 查表得=100~120
式中k=0.5h，l=L-b，

所以所选键符合强度要求。
6.2 中间轴上键设计和校核
已知，，参考教材，由机械设计式6-1可校核键强度，因为d=30~38mm，所以取bh=108mm，查表得=100~120， 取低速级键长为63 mm，高速级键长为36mm。

所以所选键：bhL=10mm8mm63mm ，bhL=10mm8mm36mm符合强度条件。
6.3 低速轴上键设计和校核
已知装齿轮处轴径d=52 mm，。参考教材，由机械设计式6-1可校核键强度，因为d=50~58 mm，所以取bhL=16 mm10 mm56 mm，查表得

联轴器处轴径，因为，所以取bhL=12 mm8 mm70mm

所以所选键符合强度要求。
7 滚动轴承选择和计算
7.1 计算高速轴轴承
由前面能够知道
两轴承径向反力： =
轴向力：
初步计算当量动载荷P，依据+
依据机械设计表13-6，，取。
依据机械设计表18.7，

计算轴承6305寿命：

故能够选择。
7.2 计算中间轴轴承
已知
两轴承径向反力：
轴向力：
初步计算当量动载荷P，依据
依据机械设计表13-6，，取
依据机械设计表18.7，

计算轴承6206寿命：

故能够选择。
7.3 计算低速轴轴承
已知
两轴承径向反力：
轴向力：
初步计算当量动载荷P，依据
依据机械设计表13-6，，取
依据机械设计表18.7，

计算轴承6210寿命：

故能够选择。
8 联轴器选择
在轴设计中，已经选择了联轴器，故此处不用再计算。
9 箱体设计
9.1箱体尺寸
减速器箱体结构尺寸如表9-1所表示
表9-1 减速器箱体结构尺寸
名称
符号
计算公式
结果/mm
箱座壁厚
δ

10
箱盖壁厚

10
箱盖凸缘厚度

15
箱座凸缘厚度
b

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M16
地脚螺钉数目
n

4
轴承旁联结螺栓直径

M12
盖和座联结螺栓直径

M12
轴承端盖螺钉直径

M10
视孔盖螺钉直径

M8
定位销直径
d

M16
至外箱
壁距离

见表4.2
26
22
18
至凸缘
边缘距离

见表4.2
24
20
16
外箱壁至轴承端面距离

40
大齿轮顶圆和内箱壁距离

10
齿轮端面和内箱壁距离

10
箱盖，箱座肋厚

轴承端盖外径

轴承座孔直径+；对嵌入式端盖=1.25D+10mm
88（一轴）
88（二 轴）
122（三轴）
轴承旁联结螺栓距离
S

88（一轴）
88（二轴）
122（三轴）
箱座深度

159
箱座高度

174
箱座底部凸缘宽度

35
9.2 减速器附件设计
9.2.1 窥视孔盖和窥视孔
为了检验传动件啮合情况，并向机体内注入润滑油，应该在机体上设置窥视孔。窥视孔应该设置在减速器机体上部，能够看到全部传动件啮合位置，方便检验齿面接触斑点和齿侧间隙，检验齿轮失效情况和润滑情况。窥视孔大小最少应能伸进手去，方便操作。
9.2.2 放油孔放油螺塞
更换油时，应把污油全部排出，并进行机体内清洗。所以，应在机体底部油池最低位置开设放油孔，放油孔螺纹小径应和集体内底面取平。平时，放油孔用放油螺塞和防漏垫圈堵严。
9.2.3 油面指示器
油标用来检验油面高度，以确保油池内有正常油量。通常它设置在机体上便于观察且油面较稳定部位。油面指示器有多种结构类型，有类型已制订有国家标准，常见油面指示器形式有油标尺、圆形油标、长形油标和管状油标。
9.2.4 通气器
减速器运转时，因为摩擦发烧,机体内温度升高，若机体密闭，则机体内气压