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中心距与齿数、模数和螺旋角有关（斜齿）。你只要保证几个齿轮的这些参数一致就可以了。同轴式一般按低速轴参数设计，高速轴直接套用低速轴结果就可以保证中心距相等了

应该先算总的传动比，再分配传动比。分配后习惯性的是先算输入端，就是电机或者带传动的这一端。。。

因为低速轴的扭矩大，高速轴的扭矩小，所以低速轴要选择粗一些。齿轮减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。

1，一般是先通过负载求出电机功率；2，再通过电机转速与带式传输机的速度匹配确定减速方式与减速比；3，高速轴与低速轴的设计先后应该是互为关联的，因为要从速度、扭矩、齿轮齿数、轴的材质、轴承种类等等要素确定轴间距，

依照低速级设计，因为低速级是输出，减速器的目的就是为了通过降低转速来得到较大的扭矩或者较高的输出精度和刚性，总之输出级是设计目的，输入级可以根据输出级的要求和自己设计的技术参数来更改。

斜齿轮传动，应置于高速级。斜齿轮比直齿轮啮合平稳，作为高速级噪音低；高速级相对扭矩小，用斜齿轮时，轴向力小。直齿圆锥齿轮，应置于高速级。主要是因为轴向力问题，同上；另外，锥齿轮结构特点，决定了其支撑是“悬臂梁

二级同轴式减速器,齿轮设计应该先设计低速级齿轮对,再校核高速级齿

机械设计课程设计任务书 题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 一. 总体布置简图 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 二. 工作情况: 载荷平稳、单向旋转 三. 原始

图所示为二级斜齿圆柱齿轮减速器。1)已知主动轮1的螺旋角及转向,为了使装有齿轮2和齿轮3的中间轴的轴向力较小,试确定齿轮2、3、4的轮齿螺旋角旋向和各轮产生的轴向力方向。 图所示为二级斜齿圆柱齿轮减速器。 1)已知主动轮

在二级减速器课程设计中，我们将设计一个用于工业机械的二级减速器。具体步骤如下：1.确定转速比：根据实际需求，确定输入轴和输出轴之间的转速比。2.选择齿轮材料和尺寸：根据输入轴的功率和转速，选择合适的齿轮材料和尺寸。

设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,

由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小,低于2m/s,故齿轮的润滑方式选用油润滑,轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大,故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB5903——1986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68—

其工作条件是：1.鼓轮直径D=320mm2.传送带运行速度v=0.84m/s3.卷鼓轴驱动转矩T=620N.m4.工作年限8年2班制5.小批生产参考方案：电动机→V带传动→二级圆柱齿轮减速器→工作机（鼓轮带动运输带）图（1）传动方案示意

二级斜齿轮减速器课程设计

通常二级圆柱齿轮减速器的传动比范围在8~40左右。二级减速器的传动比就是齿轮齿数之比，两级行星齿轮减速机能实现较大的传动比，传递较大的扭矩，但是不能节约空间。

变化大。二级减速器作用电动机的转速很高,功率满足要求的情况下,扭矩不够大，需要一个降低转速 增大扭矩的机构,它就是减速器;

减速器扭矩=9550*电机功率*速比*使用系数/电机输入速度；公式为t=9549*p/n；P是电动机的额定（输出）功率单位，单位为千瓦（kw）；分母为额定转速，单位为每分钟转速（r/min）；P和N可直接从电机铭牌上找到；因此，减速

传动比=使用扭矩÷9550÷电机功率×电机功率输入转数÷使用系数 传动比=主动轮转速除以从动轮转速的值=它们分度圆直径的倒数的比值。即：i=n1/n2=D2/D1 i=n1/n2=z2/z1（齿轮的）对于多级齿轮传动：每两轴之间的传动

不可能。传动轴是为了传递运动与动力，不管加速与减速传动轴上都存在扭矩。合理布置传动轴上齿轮的位置可以降低最大扭矩值，不是不存在扭矩。

是的。二级减速器中间轴扭矩，这个二级减速器有两种设计方法，一个是中间同向，一种是中间反向，如果是反旋向，中间轴向力为同方向，此时轴向力最大，如果同旋向，轴向力就相反。

二级减速器中间轴扭矩

0.97。二级圆柱齿轮减速器展开斜齿闭式圆柱齿轮的效率是0.97，设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器，运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载起动。

1)已知主动轮1的螺旋角及转向,为了使装有齿轮2和齿轮3的中间轴的轴向力较小,试确定齿轮2、3、4的轮齿螺旋角旋向和各轮产生的轴向力方向。 图所示为二级斜齿圆柱齿轮减速器。 1)已知主动轮1的螺旋角及转向,为了使装有齿轮2

齿轮减速机是利用各级齿轮传动来达到降速的目的.减速器就是由各级齿轮副组成的.使用二级斜齿圆柱齿轮能达到一定的减速的目的,且斜齿圆柱齿轮噪音相比直齿圆柱齿轮较低。

当传动比在8以下时,可采用单级圆柱齿轮减速器.大于8时,最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器.单级减速器的传动比如果过大,则其外廓尺寸将很大.二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式

二级斜齿圆柱齿轮减速器.

高速级相对扭矩小，用斜齿轮时，轴向力小。直齿圆锥齿轮，应置于高速级。主要是因为轴向力问题，同上；另外，锥齿轮结构特点，决定了其支撑是“悬臂梁”结构，作为高速级，扭矩小、径向力小，对悬臂梁不利支撑影响小。

大小相等” 。这一规则只适用于主动轮。先看是左旋还是右旋齿轮，左旋用左手，右旋用右手，四指环绕方向与齿轮旋转方向相同，拇指立直。如果是主动轮，则轴向力与拇指方向相同，如果是从动轮，则轴向力与拇指方向相反。

这个二级减速器有两种设计方法，一个是中间同向，一种是中间反向，如果是反旋向，中间轴向力为同方向，此时轴向力最大，如果同旋向，轴向力相反，中间轴上的轴向力最小，如果设计时，为使中间轴上的轴向力最小，也应该选择

大拇指所指的方向即为轴向力的方向；主动轮左旋时，用左手来判断，方法同上。2、轴向力Fa与tgβ成正比。为不使轴承承受过大的轴向力，斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角β不宜选得过大，常在β=8°～20°之间选择。在人字齿轮

斜齿轮2和斜齿轮1的轴向力是一对作用力与反作用力，故斜齿轮1的轴向力应“水平向左”，斜齿轮1的转向是顺时针的（从轴1的左端看，轴1的转向是顺时针的）。根据主动轮螺旋定则，左旋用左手，右旋用右手，四指弯曲的方向

3.轴向力的方问：取决于齿轮的回转方向和轮齿的螺旋方向，可按"主动轮左右手螺旋定则"来判断。即：主动轮为右旋时，右手按转动方向握轴，以四指弯曲方向表示主动轴的回转方向，伸直大拇指，其指向即为主动轮上轴向力的方

请问在设计二级斜齿轮减速器时,校核轴的时候齿轮上受力方向如何确定,高速轴轮齿左旋,顺时针转动,

三对。同轴式二级圆柱齿轮减速器有六个轴承，高速轴有2个，二段轴2个，三段轴2个，共3对轴承。圆锥圆柱齿轮减速器为输入、输出轴位于垂直状态的外合齿轮传动机构，主要传动零件采用优质合金钢制造。

都是转轴，既承受弯矩又承受扭矩。三根轴上都有齿轮，都受到径向力和扭矩的。

当然需要校核，校核轴所受的各种应力极限，链接齿轮的键也要校核的，支撑齿轮轴的轴承也是要校核的.

二级圆柱齿轮减速器中高速级和低速级加起来共需3根轴,第一与第三根是输入和输出轴,应伸出箱体外,伸出量的多少视键的长度和端盖的螺钉长度而定（螺钉应可以在不拆键的情形下旋出）.箱体内部分轴长度相同

高速轴也是输入轴，二级传动表示有三根轴：输入轴，传动轴，输出轴。输入轴顺时针转动，传动轴与其相反逆时针转动；同理，传动轴逆时针转动，输出轴顺时针转动。轮齿方向也同理，输出轴轮齿左旋。

三个齿轮。二级展开式圆柱齿减速器的话按理说可以用三个齿轮三根轴来实现，也可以用4个齿轮三根轴来实现，但是用三个齿轮三根轴来实现，中间是一个公共齿轮，同样的空间，实现的速比相对要小一些，但是用4个齿轮三根轴来实

那要看你是几级的减速器啊，至少与发动机连接的那根轴，还有就是最后的输出轴都需要校核的 其他的，看看你的传动比大不大，因为传动比与扭矩有间接的关系，一个轴的强度是否合格，要看作用在其上的扭矩大小。

二级圆柱齿轮减速器的轴校核是3根轴都要校核吗,还是只要输出轴?

最后一根输出轴，有需要，淘宝，上善大勇金星机械设计！
数据；带式运输机传动装置（要求圆锥-圆柱齿轮减速器） 原始数据：运输带工作拉力 F=1000N 运输带工作速度v=2.6m/s 运输机卷筒直径D=400mm 工作环境：清洁 载荷特性：平稳 生产批量：单件 工作年限：10年双班

同轴式二级圆柱齿轮减速器有两对啮合齿轮，起减速作用，总传动比i=i1*i2，如果第一对啮合齿轮已经设计好，那么第二对啮合齿轮传动比便可以确定。 利用传动比i2，分配好两个齿轮的齿数，然后确定齿轮模数，齿轮模数确定方法如下： 1、软齿面齿轮： 软齿面齿轮啮合过程中主要失效形式为点蚀，因此齿面接触强度应为设计强度，因此按照齿面接触强度设计原则确定齿轮模数，确定后校核齿根弯曲强度； 2、硬齿面齿轮： 硬齿面齿轮啮合过程中失效形式一般不是点蚀，而是齿根折断，因此齿根弯曲强度应为齿轮的设计强度，所以按照齿根弯曲强度设计齿轮模数，然后校核齿面接触强度。 确定完齿轮模数后便可求齿轮啮合中心距，此时要求两对齿轮中心距相等，情况如下： 1、直齿圆柱齿轮啮合 中心距不符合时可以通过齿轮变位来配凑中心距，保证中心距符合要求； 2、斜齿圆柱齿轮 中心距不符合时可以改变螺旋角的大小，螺旋角大小改变后中心距便改变，根据要求适当选取螺旋角。 扩展资料： 圆柱齿轮减速器的应用： 圆柱齿轮减速器的齿轮采用渗碳、淬火、磨齿加工，承载能力高、噪声低；主要用于带式输送机及各种运输机械，也可用于其它通用机械的传动机构中。 它具有承载能力高、寿命长、体积小、效率高、重量轻等优点，用于输入轴与输出轴呈垂直方向布置的传动装置中。圆柱齿轮减速器广泛应用于冶金、矿山、起重、运输、水泥、建筑、化工、纺织、印染、制药等领域。 参考资料来源： 百度百科-圆柱齿轮减速器
齿轮减速机是利用各级齿轮传动来达到降速的目的.减速器就是由各级齿轮副组成的.使用二级斜齿圆柱齿轮能达到一定的减速的目的,且斜齿圆柱齿轮噪音相比直齿圆柱齿轮较低。
当传动比在8以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级(i=8—40)和二级以上(i>40)的减速器。单级减速器的传动比如果过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有展开式、分流式和同轴式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边的轴承受力不等。为此，在设计这种减速器时应注意：1)轴的刚度宜取大些；2)转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀；3)采用斜齿轮布置，而且受载大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开好。这种减速器的高速级齿轮常采用斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能互相抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的载荷，其中较轻的龆轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。 圆柱齿轮减速器在所有减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40 000kW，圆周速度也可从很低至60m/s一70m／s，甚至高达150m／s。传动功率很大的减速器最好采用双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法采取自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到均匀分配，例如采用滑动轴承和弹性支承。 圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30％。
机械设计课程设计 说明书 学院：西安交通大学机械学院 专业：机械设计制造及其自动化 班级：机设0602 姓名：XXX 教师：XXX 目 录 一、设计数据及要求 2 1.工作机有效功率 2 2.查各零件传动效率值 2 3.电动机输出功率 3 4.工作机转速 3 5.选择电动机 3 6.理论总传动比 3 7.传动比分配 3 8.各轴转速 4 9.各轴输入功率： 4 10.电机输出转矩： 4 11.各轴的转矩 4 12.误差 5 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 5 四、齿轮传动校核计算 5 （一）、高速级 5 （二）、低速级 9 五、初算轴径 13 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 14 （一）、中间轴 14 （二）、输入轴 20 （三）、输出轴 24 七、选择联轴器 28 八、润滑方式 28 九、减速器附件： 29 十一 、参考文献 29 一、设计数据及要求 F=2500N d=260mm v=1.0m/s 机器年产量：大批； 机器工作环境：清洁； 机器载荷特性：平稳； 机器的最短工作年限：五年二班； 二、 确定各轴功率、转矩及电机型号 1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值 联轴器（弹性） ，轴承 ，齿轮 滚筒 故： 3.电动机输出功率 4.工作机转速 电动机转速的可选范围： 取1000 5.选择电动机 选电动机型号为Y132S—6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw 电动机外形尺寸 中心高H 外形尺寸 底脚安装尺寸 底脚螺栓直径 K 轴伸尺寸 D×E 建联接部分尺寸 F×CD 132 216×140 12 38×80 10×8 6.理论总传动比 7.传动比分配 故 ， 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩： 11.各轴的转矩 12.误差 带式传动装置的运动和动力参数 轴 名 功率 P/ Kw 转矩 T/ Nmm 转速 n/ r/min 传动比 i 效率 η/ % 电 机 轴 2.940 29246.875 960 1 99 Ⅰ 轴 2.9106 28954.406 960 4.263 96 Ⅱ 轴 2.7950 118949.432 225.40 3.066 96 Ⅲ 轴 2.6840 348963.911 73.46 Ⅳ 轴 2.6306 345474.272 73.46 1 98 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为40～55HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。 选用8级精度。 四、齿轮传动校核计算 （一）、高速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和 尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =19, 则 式中： ——大齿轮数； ——高速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 。 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.72 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.79， =2.20 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.56， =1.78 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 ．计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为105mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=20mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3．校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 （二）、低速级 1．传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献[1]P138公式8.13可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选 =23, 则 式中： ——大齿轮数； ——低速级齿轮传动比。 （3）由参考文献[1] P144表8.6，选取齿宽系数 （4）初取螺旋角 。由参考文献[1]P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献[1] P140图8.21取重合度系数 =0.71 由式8.2得 由图8.26查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数 =1.3。 （6）齿形系数 和应力修正系数 ： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献[1] P130图8.19查得齿形系数 =2.65， =2.28 由参考文献[1] P130图8.20查得应力修正系数 =1.57， =1.76 （7）许用弯曲应力可由参考文献[1] P147公式8.29算得： 由参考文献[1] P146图8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为： 和 。 由参考文献[1] P147表8.7，取安全系数 =1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中： ——齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； ——齿轮工作时间。 由参考文献[1] P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献[1] P130表8.3查得使用 由参考文献[1] P131图8.7查得动载系数 ； 由参考文献[1] P132图8.11查得齿向载荷分布系数 ； 由参考文献[1] P133表8.4查得齿间载荷分配系数 ，则 （2）对 进行修正，并圆整为标准模数 由参考文献[1] P124按表8.1，圆整为 （3）计算传动尺寸。 中心距 圆整为145mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=35mm 取 ， 式中： ——小齿轮齿厚； ——大齿轮齿厚。 3.校核齿面接触疲劳强度 由参考文献[1] P135公式8.7 式中各参数： （1）齿数比 。 （2）由参考文献[1] P136表8.5查得弹性系数 。 （3）由参考文献[1] P136图8.14查得节点区域系数 。 （4）由参考文献[1] P136图8.15查得重合度系数 （5）由参考文献[1]P142图8.24查得螺旋角系数 （5）由参考文献[1] P145公式8.26 计算许用接触应力 式中： ——接触疲劳极限，由参考文献[1] P146 图8.28（）分别查得 ， ； ——寿命系数，由参考文献[1] P147图8.29查得 ， ； ——安全系数，由参考文献[1] P147表8.7查得 。故 满足齿面接触疲劳强度。 五、初算轴径 由参考文献[1]P193公式10.2可得： 齿轮轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 中间轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 输出轴的最小直径： 。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取 。 式中： ——由许用扭转应力确定的系数，由参考文献[1]P193表10.2，取 六、校核轴及键的强度和轴承寿命： （一）、中间轴 1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考文献[1]P140公式8.16可知 式中： ——齿轮所受的圆周力，N； ——齿轮所受的径向力，N； ——齿轮所受的轴向力，N； 3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为： 5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2 ，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a剖面右侧为危险截面。 7.计算应力 初定齿轮2的轴径为 =38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =25mm。齿轮3轴径为 =40mm，连接键由P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =32mm，毂槽深度 =3.3mm。 由 ，故齿轮3可与轴分离。 又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 9．校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力 由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 10.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷 =23.5KN，基本额定静负荷 =17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （二）、输入轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =8×7，t=4mm, =40mm。轴径为 =25mm 联轴器处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷 =17.8KN，基本额定静负荷 =12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力 ， 轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 （三）、输出轴 1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 ，径向力 ，圆周力 2.平移轴向力所产生的弯矩为： 3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2 ， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力： 4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 危险截面在a-a剖面左侧。 5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为 =44mm，连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =12×8，t=5mm, =28mm。 由参考文献[1]P205附表10.1知： 抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6．计算安全系数 对调质处理的45#钢，由参考文献[1]P192表10.1知: 抗拉强度极限 =650MPa 弯曲疲劳极限 =300MPa 扭转疲劳极限 =155MPa 由表10.1注②查得材料等效系数： 轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献[1]P207附图10.1查得 绝对尺寸系数由附图10.1查得： 键槽应力集中系数由附表10.4查得： （插值法） 由参考文献[1]P201公式10.5，10.6得，安全系数 查P202表10.5得许用安全系数[S]=1.5~1.8，显然S>[S]，故危险截面是安全的 7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由参考文献[2]P135表11.28选择 =10×8，t=5mm, =70mm。轴径为 =35mm 联轴器处键连接的挤压应力 齿轮选用双键连接，180度对称分布。 齿轮处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献[1]查得 ，显然键连接的强度足够！ 8.计算轴承寿命 由参考文献[2]P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷 =26.8KN，基本额定静负荷 =20.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 轴承1的轴向力 故轴承2的轴向力 由 由参考文献[1]P220表11.12可查得： 又 取 故 取 根据轴承的工作条件，查参考文献[1]P218~219表11.9，11.10得温度系数 ，载荷系数 ，寿命系数 。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为5年2班,故轴承预期寿命 ，故轴承寿命满足要求 七、选择联轴器 由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献[2]P127表13-1选择联轴器为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3型，孔径取35mm。 八、润滑方式 由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903——1986），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。 九、减速器附件： 1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽90mm。盖板周围分布6个M6×16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。 2.通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22×1.5。 3.放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M20×1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。 4.油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。 5.吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。 6．定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A6×35。 7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10×22。其中螺纹长度为16mm，在端部有一个6mm长的圆柱。 十一 、参考文献 1 陈铁鸣主编．机械设计．第4版．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2006 2 王连明,宋宝玉主编．机械设计课程设计．第2版.哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2005 3 陈铁鸣, 王连明主编．机械设计作业指导．哈尔滨,哈尔滨工业大学出版社,2003 4徐灏主编．机械设计手册（第二版）．北京：机械工业出版社，2004 5陈铁鸣主编．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社，2003 6王知行，刘廷荣主编．.机械原理．.北京：高等教育出版社，2005
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