同轴式减速器的课程设计【6张CAD图纸+说明书】,6张CAD图纸+说明书,同轴,减速器,课程设计,CAD,图纸,说明书
低速轴斜齿圆柱齿轮的设计计算
1，材料的选择、热处理方式和公差等级
低速级齿轮由于所受的力矩大，所以应选用强度更高的材料，小齿轮选用40CrNi，调质处理，大齿轮选用45钢，调质处理，查表得HBW3=270~300, HBW4=217~255。小齿轮的硬度比大齿轮硬度高30~50HBW。满足要求，选用8级精度。
2．初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算公式为：
d3≥32KTⅡ∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2
1) 小齿轮传递转矩为：
TⅡ=331.8683N∙m=331868.3N∙mm
2）因ν未知，Kv值不能确定，查表可以初选载荷系数Kv=1.4
3）由于齿轮3、4为非对称布置，初选齿宽系数∅d=1.2
4）查表得弹性系数ZE=189.8MPa
5）初选螺旋角β=12°，查表得区域系数ZH=2.46，螺旋角系数:
Zβ=cosβ=0.989
6）齿数比u=i=3.3595
7）初选Z3=25，则Z4=uZ3=25×3.3595=83.987，取Z4=84
8）需用接触应力可用下面的公式计算：
σH=ZNσHlimSH
其中，σHlim3=750MPa，σHlim4=580MPa
大小齿轮的应力循环次数为：
N3=60nⅡγht=60×288.733×1×8×260×16=5.765×108
N4=N3i2=1.72×108
查得寿命系数ZN3=1.05,ZN4=1.25,选择安全系数为SH=1.0
所以：
σH3=ZN3σHlim3SH=1.05×7501MPa=787.5MPa
σH4=ZN4σHlim4SH=1.25×5801MPa=725MPa
取σH=σH3+σH42=756.25MPa
小齿轮的分度圆为
d3t≥32KTⅡ∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2=32×1.4×331868.31.2∙3.3595+13.3595∙189.9×0.989×2.46756.252=72.1155mm
3,确定传动尺寸
1） 计算载荷系数
由表查得使用系数KA=1.0。因为ν=πd3nⅡ60×1000=1.09ms，查得动载荷系数为Kv=1.05。查表的齿向载荷分配系数Kβ=1.12，齿间载荷分配系数Kα=1.4，则载荷系数为：
K=KAKvKβKα=1.6464
2) 对d3进行修正，即：
d3=d3tKKv≥76.1198mm
3) 确定模数mn.
mn=d3cosβZ3=76.1198×cos12°25=2.978mm
查标准取mn=3mm
4）计算传动尺寸 中心距为：
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos12°=167.152mm
圆整中心距得a2=170mm。
则螺旋角β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
因为β值与初选值相差较大，对β及有关参数进行修正，区域系数ZH=2.46，螺旋角系数Zβ=cosβ=0.9807。
d3≥32KTⅡ∅d∙u+1u∙ZHZEZβσH2=32×1.6464×331868.31.2∙3.3595+13.3595∙189.9×0.9807×2.42756.252=74.87mm
mn=d1cosβZ1=74.87×cos15.895°25=2.88mm
取mn=3mm
中心距：
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos15.895°=170mm
螺旋角：
β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
修正完毕。故：
d3=mnZ3cosβ=3×25cos15.895°=77.98mm
d4=mnZ4cosβ=3×84cos15.895°=262.02mm
b=∅dd3=1×77.98=77.98mm
取b4=80mm，
b3=80+5~10，取b1=85mm。
4，校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为:
σF=2KTⅡbmnd3YFYβ≤σF
1）K，mn，TⅡ和d3同前。
2）齿宽b=b4=80mm
3）齿形系数YFa和应力修正系数YFs。当量齿数为：
ZV3=Z3cos3β=25cos315.859=28.08
ZV4=Z4cos3β=84cos315.859=94.37
查的齿形YF1=4.16，YF2=3.95。
4）查得螺旋角系数Yβ=0.98
5）许用弯曲应力为：
σF=YNσFIimSFYST
查表得弯曲疲劳极限应力为σFIim3=320MPa, σFIim4=215MPa.查得寿命系数YN3=YN4=1, YST=2,安全系数SF=1.3
σF3=YN3σFIim3SFYST=1×3201.32=492.3MPa
σF4=YN4σFIim4SFYST=1×2151.32=330.77MPa
所以，弯曲应力为：
σF3=2KTⅡbmnd3YF3Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.984.16×0.98=238.04MPa≤σF1
σF2=2KTⅡbmnd3YF2Yβ=2×1.6464×331868.380×3×77.983.95×0.98=226.03MPa≤σF2
所以满足弯曲强度。
低速轴的设计计算
低速轴的设计与计算
1已知条件
低速轴传递的功率PⅢ=8.96503Kw，转速nⅢ=85.945rmin，小齿轮的分度圆直径为d4=262.02mm，齿轮宽度b4=95mm。
2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。
3处算轴径
查表得A0=103~135，考虑到轴端只承受转矩，不承受弯矩，故选择较低值，A0=103，则
dmin=A03PⅢnⅢ=10338.960585.945mm=48.48mm
轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为
d1>48.481.03~1.05=49.94~50.91mm
所以dmin=51mm
4结构设计
轴的结构构想如下图
为使轴承部分便于拆装，减速箱采用剖分结构，该减速箱发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
1轴段①的设计 轴端①上安装联轴器，联轴器连接滚筒，由于滚筒在运行过程中可能突然加载货物由震动，所以选择弹性柱销联轴器。轴段①的直径最小值可以查表选择联轴器LT8系列的J型轴孔，所以选择d1=55mm，L1=84mm。
2密封圈和轴段②的设计 确定轴段②的直径时，应同时考虑联轴器的轴向定位和密封圈的直径。联轴器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1×
55=3.85~5.5mm，轴段②的直径d2=d1+2h=62.7~66mm，再根据密封圈确定直径。由于该处的圆周速度小于5m/s，可选择毡圈油封，查表取d2=65mm。
3轴承与轴段③和轴段⑥的设计 考虑到齿轮上有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选择圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。初选轴承30214，内径d=70mm，外径D=125mm，宽度T=26.25mm，内圈定位直径da=79mm。因此选用d3=70mm。因为dn≤2×105mm∙r/min，所用轴承采用脂润滑，需要挡油环。箱体内壁到轴承断面的距离∆=10mm。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=70mm，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取L4=B=24mm，该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承座之间的距离为6.5mm。则轴承座的宽度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齿轮与轴段④的设计 该段轴上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3，可初定d4=72mm。齿轮宽度为b4=95mm,为保证套筒能订到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取L4=93mm。
5 轴段⑤的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×72mm=5.04~7.2mm，取h=7mm，则d5=79mm，足够轴承定位。取D5=10mm。齿轮右端面与箱体的距离∆1=10mm。
6 轴段②和轴段③的长度，轴段②的长度除了与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。因为轴承座的厚度L=51mm。轴承端盖厚度为Bd=10mm，调整垫片的厚度为1mm，轴承端盖到联轴器凸缘的距离K=10~20mm所以L2=L-T-∆+Bd+K=51-24-10+10+(10~20)mm=37~47mm。取L2=45mm。L3=∆+B+∆1+2=10+24+10+2=46mm。
5，轴上作用力点间距
由上述分析知，取齿轮中点为受力点，两轴承的作用力点是距离断面为25.8mm。所以，受力图如下：
6，键的选择
根据GB/T1096-2003,在联轴器处根据直径选择键C16×10×80，在齿轮处选择键20×12×80。
7，轴的受力分析
1受力简图如上图所示，计算支撑反力：
其中，Fa4=2423.797N, Fr4=3221.138N, Ft4=8511.626N
在水平面上：
R2H=-Fa4d12-Fr4l1l1+l2=-2423.797×131.01-3221.138×55.755.7+65.7=-4093.567N
R1H=Fr4-4093.567=872.429N，方向向上。
在垂直面上：
R2V=Ft4l1l1+l2=8511.626×55.755.7+65.7=3905.252N
R1V=Ft1-R2V=4606.374N
轴承1的支承反力为：
R1=R1H2+R1V2=4688.26N
轴承2的支承反力为：
R2=R2H2+R2V2=5657.58N
2计算弯矩
在水平面上，齿轮中点位置的弯矩为：
MHL=R1H×I1=48594.29N∙mm
MHR=-R2H×I2=-268926.66N∙mm
在垂直面上，齿轮中点位置的弯矩为：
MVL=MVR=R1V×I2=256575.03N∙mm
合成弯矩，在齿轮中点的左端弯矩为：
ML=MHL2+MV2=261136.29N∙mm
MR=MHR2+MV2=371688.44N∙mm
方向均一个向上，一个向下。
3计算转矩
TⅢ=9550PⅢnⅢ=9550×8.9650385.945N∙m=996.1724N∙m
8，校核轴的强度
因为在齿轮中点位置所受的弯矩最大，且有键槽，故齿轮中点位置为危险截面。
抗弯截面系数为：
W=πd4332-btd4-t22d4=π72332-20×7.572-7.522×72=32309.94mm3
抗扭截面系数为：
WT=πd4316-btd4-t22d4=68953.48mm3
弯曲应力为：
σb=MLW=11.50MPa
剪切应力为：
τ=T1WT=14.45MPa
按弯扭合成强度进行强度校核，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为：
σe=σb2+4ατ2=11.502+4×0.6×14.452=20.81MPa
由表查得45钢调质处理的抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力σ-1b=60MPa，σe<σ-1b，则强度满足要求。
9，校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为：
σp1=4TⅢd1hl=100.62MPa
齿轮处键连接的挤压应力为：
σp2=4TⅢd4hl=65.88MPa
键的材料为45钢，σp=125~150MPa，σp1<σp，所以键的强度足够。
10，校核轴承的寿命
1计算轴承的轴向力
由表差得轴承30214的C=132000N，C0=175000N,e=0.42，Y=1.4。由圆锥滚子轴承的轴向力计算公式的轴承1、2的轴向力为：
S1=R12Y=4688.262×1.4=1674.38N
S2=R22Y=5657.582.8=2020.56N
外部轴向力A=Fr4=2423.797N，各轴的轴力方向如图。
S1+A=1674.38+2423.797=4098.177N>S2
所以两轴承的轴向力为：
Fa1=1674.38N
Fa2=4098.177N
2计算轴承当量动载荷
Fa1R1=0.35
e，P2=0.4R2+1.4Fa=8000.48N
3校核轴承寿命
因为P1Lh1=33280h
轴承寿命足够。
轴承的受力简图如下：
轴的受力简图：
已知条件
工作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷平稳，输送带水平放置。
工作环境：室内，有灰尘，最高环境温度35℃，通风条件一般。
动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V。
工作寿命：8年。
检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。
制造条件：一般机械制造厂，小批量生产。
齿轮减速器浸油润滑：取大齿轮的搅油效率
取滚筒-输送带效率
输送带拉力：F=4.5kN
输送带速度：ν=1.8（m/s）
滚筒直径：D=400 mm
输送带速度允许误差：±5%
传动方案
考虑考斜齿轮传动的平稳性较直齿轮好，常用于高速级或要求传动平稳的场合。在减速器箱体应该尽量减小几何尺寸，节省材料，同时由于斜齿轮轴向力，将轴向力相互抵消，采用两对斜齿轮，机构系统简单。所以选用：两级同轴式圆柱齿轮减速器
传动方案简图如下：
1-电动机 2、6-联轴器 3-减速箱 4、5-斜齿轮 7-滚筒
电动机选择
1，选择电动机的类型
根据用途选用Y系列三相异步电动机
2，电动机的功率
输送带所需拉力为
经过查表得：
联轴器效率为：
滚动轴承效率为：
齿轮传动效率为：
轮齿搅油效率为：
滑动轴承效率为：
电动机的功率为：
查表选择电动机的额定功率为：
3，确定电机转速
输送带滚筒的转速为：
齿轮传动的传动比为：i=5~8
电机的转速为：
符合这一要求的电动机同步转速为：1000和两种。因为电机的转速越大，则传动比越大，机构的尺寸也就越大，为了节省材料优化机构尺寸，选用同步转速为1000的电动机。其满载转矩为970，其型号为Y160L-6。
传动比的计算和分配
1,总传动比：
2，分配传动比：
为使传动尺寸协调，结构匀称合理，选用推荐传动，即：
为齿轮1、2的传动比
为齿轮3、4的传动比
传动装置运动、动力参数的计算
1，各轴转速：
2，各轴功率：
3，各轴转矩：
高速轴斜齿圆柱齿轮的设计计算
1，材料的选择、热处理方式和公差等级
考虑到带式输送机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，查表得,。小齿轮的硬度比大齿轮硬度高30~50HBW。满足要求，选用8级精度。
2．初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算公式为：
1）小齿轮传递转矩为：
=95978.3N∙mm
2）因ν未知，值不能确定，查表可以初选载荷系数
3）由于齿轮1、2为非对称布置，初选齿宽系数
4）查表得弹性系数
5）初选螺旋角β=，查表得区域系数，螺旋角系数:
6）齿数比u=i=3.3595
7）初选，则，取
8）需用接触应力可用下面的公式计算：
其中，，
大小齿轮的应力循环次数为：
查得寿命系数,,选择安全系数为
所以：
取
小齿轮的分度圆为
3,确定传动尺寸
1）计算载荷系数
由表查得使用系数。因为ν=，查得动载荷系数为。查表的齿向载荷分配系数，齿间载荷分配系数，则载荷系数为：
K=
2）对进行修正，即：
3）确定模数.
查标准取
4）计算传动尺寸 中心距为：
圆整中心距得。
则螺旋角
因为β值与初选值相差较大，对β及有关参数进行修正，区域系数，螺旋角系数。
取
中心距：
螺旋角：
修正完毕。故：
取，
，取。
4，校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为:
1）K，，和同前。
2）齿宽
3）齿形系数和应力修正系数。当量齿数为：
查的齿形，。
4）查得螺旋角系数
5）许用弯曲应力为：
查表得弯曲疲劳极限应力为,.查得寿命系数,,安全系数
所以，弯曲应力为：
所以满足弯曲强度。
5，计算齿轮其他尺寸
端面模数
齿顶高
齿根高
全齿高h=
顶隙c=
齿顶圆直径为：
齿根圆直径为：
低速轴斜齿圆柱齿轮的设计计算
1，材料的选择、热处理方式和公差等级
低速级齿轮由于所受的力矩大，所以应选用强度更高的材料，小齿轮选用40CrNi，大齿轮选用45钢，调质处理，查表得,。小齿轮的硬度比大齿轮硬度高30~50HBW。满足要求，选用8级精度。
2．初步计算传动的主要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其计算公式为：
1）小齿轮传递转矩为：
2）因ν未知，值不能确定，查表可以初选载荷系数
3）由于齿轮3、4为非对称布置，初选齿宽系数
4）查表得弹性系数
5）初选螺旋角β=，查表得区域系数，螺旋角系数:
6）齿数比u=i=3.3595
7）初选，则，取
8）需用接触应力可用下面的公式计算：
其中，，
大小齿轮的应力循环次数为：
查得寿命系数,,选择安全系数为
所以：
取
小齿轮的分度圆为
3,确定传动尺寸
1，计算载荷系数
由表查得使用系数。因为ν=，查得动载荷系数为。查表的齿向载荷分配系数，齿间载荷分配系数，则载荷系数为：
K=
2，对进行修正，即：
3，确定模数.
查标准取
4，计算传动尺寸 中心距为：
圆整中心距得。
则螺旋角
因为β值与初选值相差较大，对β及有关参数进行修正，区域系数，螺旋角系数。
取
中心距：
螺旋角：
修正完毕。故：
取，
，取。
4，校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为:
1，K，，和同前。
2，齿宽
3，齿形系数和应力修正系数。当量齿数为：
查的齿形，。
4，查得螺旋角系数
5，许用弯曲应力为：
查表得弯曲疲劳极限应力为,.查得寿命系数,,安全系数
所以，弯曲应力为：
所以满足弯曲强度。
5，计算齿轮其他尺寸
端面模数
齿顶高
齿根高
全齿高h=
顶隙c=
齿顶圆直径为：
齿根圆直径为：
斜齿圆柱齿轮上作用力的计算
1,高速级齿轮传动的作用力
1，已知条件
高速轴传递的转矩为，转速为，高速级齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径为
2，齿轮1上的作用力
圆周力为
其方向与作用点圆周速度方向相反。
径向力为
其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心
轴向力为
其方向可由左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并用四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向为该力的方向。
法向力为
3,齿轮2的作用力
从动轮2各个力与主动轮1上相应的各力大小相等，方向相反。
2，低速级齿轮传动的作用力
1，已知条件
中间轴传递的转矩为，转速为，低速级齿轮的螺旋角，为使齿轮3的轴向力与齿轮2相互抵消，齿轮3右旋，齿轮4左旋，齿轮3分度圆直径为
2，齿轮3上的作用力
圆周力为
其方向与作用点圆周速度方向相反。
径向力为
其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心
轴向力为
其方向可由左手法则确定，即用左手握住轮3的轴线，并用四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向为该力的方向。
法向力为
3,齿轮4的作用力
从动轮4各个力与主动轮3上相应的各力大小相等，方向相反。
高速轴的设计与计算
1已知条件
高速轴传递的功率，转速，小齿轮的分度圆直径为，齿轮宽度。
2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。
3处算轴径
查表得，考虑到轴端只承受转矩，不承受弯矩，故选择中间值，，则
轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为
所以
4结构设计
轴的结构构想如下图
为使轴承部分便于拆装，减速箱采用剖分结构，该减速箱发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
1轴段①的设计 轴端①上安装联轴器，由于电动机为原动机，开始工作时有震动，选择弹性套柱销联轴器。由电动机的输出轴直径为42mm可以查表选择联轴器LT6系列的J型轴孔，所以选择，。
2密封圈和轴段②的设计 确定轴段②的直径时，应同时考虑联轴器的轴向定位和密封圈的直径。联轴器定位高度×
，轴段②的直径，再根据密封圈确定直径。该处的圆周速度小于5m/s，可选择毡圈油封，查表取。
3轴承与轴段③和轴段⑥的设计 考虑到齿轮上有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选择圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。初选轴承30209，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度T=20.75mm，内圈定位直径。因此选用。因为，所用轴承采用脂润滑，需要挡油环。箱体内壁到轴承断面的距离∆=10mm。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取
4 齿轮与轴段④的设计 该段轴上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定。齿轮2分度圆直径比较小，采用实心安装，齿轮宽度为,为保证套筒能订到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取
5 轴段⑤的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度，取h=3mm，则，取。齿轮左端面与箱体的距离。
6 轴段②和轴段③的长度，轴段②的长度除了与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的厚度L=δ+++(5~10)mm，箱壁δ=8mm，轴承旁连接螺栓为M14，则，，箱体轴承座的宽度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取L=51mm。轴承端盖厚度为=10mm，调整垫片的厚度为1mm，轴承端盖到联轴器凸缘的距离K=10~20mm所以。取。。
5，轴上作用力点间距
由上述分析知，取齿轮中点为受力点，两轴承的作用力点是距离断面为18.6mm。所以，受力图如下：
6，键的选择
根据GB/T1096-2003,在联轴器处根据直径选择键C10×8×56，在齿轮处选择键14×9×70。
7，轴的受力分析
1受力简图如上图所示，计算支撑反力：
在水平面上：
，方向向下。
在垂直面上：
轴承1的支承反力为：
轴承2的支承反力为：
2计算弯矩
在水平面上，齿轮中点位置的弯矩为：
在垂直面上，齿轮中点位置的弯矩为：
合成弯矩，在齿轮中点的左端弯矩为：
方向均向下。
3计算转矩
8，校核轴的强度
因为在齿轮中点位置所受的弯矩最大，且有键槽，故齿轮中点位置为危险截面。
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯曲应力为：
剪切应力为：
按弯扭合成强度进行强度校核，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为：
由表查得45钢调质处理的抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，，则强度满足要求。
9，校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为：
齿轮处键连接的挤压应力为：
键的材料为45钢，，，所以键的强度足够。
10，校核轴承的寿命
1计算轴承的轴向力
由表差的轴承30209的C=67800N，,e=0.4，Y=1.5。由圆锥滚子轴承的轴向力计算公式的轴承1、2的轴向力为：
外部轴向力A==N，各轴的轴力方向如图。
所以两轴承的轴向力为：
2计算轴承当量动载荷
3校核轴承寿命
因为，所以只需要校核轴承1，轴承在100℃以下工作，,工作平稳，载荷系数为，轴承的寿命为：
轴承寿命足够。
轴承的受力简图如下：
高速轴的弯矩简图：
低速轴的设计与计算
1已知条件
低速轴传递的功率，转速，小齿轮的分度圆直径为，齿轮宽度。
2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。
3处算轴径
查表得，考虑到轴端只承受转矩，不承受弯矩，故选择较低值，，则
轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为
所以
4结构设计
轴的结构构想如下图
为使轴承部分便于拆装，减速箱采用剖分结构，该减速箱发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
1轴段①的设计 轴端①上安装联轴器，联轴器连接滚筒，由于滚筒在运行过程中可能突然加载货物由震动，所以选择弹性柱销联轴器。轴段①的直径最小值可以查表选择联轴器LT8系列的J型轴孔，所以选择，。
2密封圈和轴段②的设计 确定轴段②的直径时，应同时考虑联轴器的轴向定位和密封圈的直径。联轴器定位高度×
，轴段②的直径，再根据密封圈确定直径。由于该处的圆周速度小于5m/s，可选择毡圈油封，查表取。
3轴承与轴段③和轴段⑥的设计 考虑到齿轮上有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选择圆锥滚子轴承，轴段③上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。初选轴承30214，内径d=70mm，外径D=125mm，宽度T=26.25mm，内圈定位直径。因此选用。因为，所用轴承采用脂润滑，需要挡油环。箱体内壁到轴承断面的距离∆=10mm。
通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取，该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承座之间的距离为6.5mm。则轴承座的宽度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齿轮与轴段④的设计 该段轴上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大于，可初定。齿轮宽度为,为保证套筒能订到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取。
5 轴段⑤的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度，取h=7mm，则，足够轴承定位。取。齿轮右端面与箱体的距离。
6 轴段②和轴段③的长度，轴段②的长度除了与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。因为轴承座的厚度L=51mm。轴承端盖厚度为=10mm，调整垫片的厚度为1mm，轴承端盖到联轴器凸缘的距离K=10~20mm所以。取。。
5，轴上作用力点间距
由上述分析知，取齿轮中点为受力点，两轴承的作用力点是距离断面为25.8mm。所以，受力图如下：
6，键的选择
根据GB/T1096-2003,在联轴器处根据直径选择键C16×10×80，在齿轮处选择键20×12×80。
7，轴的受力分析
1受力简图如上图所示，计算支撑反力：
其中，,,
在水平面上：
，方向向上。
在垂直面上：
轴承1的支承反力为：
轴承2的支承反力为：
2计算弯矩
在水平面上，齿轮中点位置的弯矩为：
在垂直面上，齿轮中点位置的弯矩为：
合成弯矩，在齿轮中点的左端弯矩为：
方向均一个向上，一个向下。
3计算转矩
8，校核轴的强度
因为在齿轮中点位置所受的弯矩最大，且有键槽，故齿轮中点位置为危险截面。
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯曲应力为：
剪切应力为：
按弯扭合成强度进行强度校核，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为：
由表查得45钢调质处理的抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，，则强度满足要求。
9，校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为：
齿轮处键连接的挤压应力为：
键的材料为45钢，，，所以键的强度足够。
10，校核轴承的寿命
1计算轴承的轴向力
由表差得轴承30214的C=132000N，,e=0.42，Y=1.4。由圆锥滚子轴承的轴向力计算公式的轴承1、2的轴向力为：
外部轴向力A==N，各轴的轴力方向如图。
所以两轴承的轴向力为：
2计算轴承当量动载荷
，
，
3校核轴承寿命
因为，所以只需要校核轴承2，轴承在100℃以下工作，,工作平稳，载荷系数为，轴承的寿命为：
轴承寿命足够。
轴承的受力简图如下：
低速轴的弯矩简图：
中间轴的设计与计算
1已知条件
中间轴传递的功率，转速，小齿轮的分度圆直径为，，齿轮宽度。。
2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。
3处算轴径
查表得，考虑到轴端既承受转矩，又承受弯矩，故选择较高值，，则
轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为
所以
4结构设计
轴的结构构想如下图
该减速箱发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
1轴段①和轴段⑤的设计 轴端①和轴段⑤上安装轴承，其设计与轴承的设计同步进行，考虑到齿轮上有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选择圆锥滚子轴承，其直径既便于安装，又应符合轴承内径系列。考虑中间轴的弯矩大，初选轴承30211，。其外径为100mm，轴承宽度为T=22.75mm，内圈宽度为B=21mm。
2轴段②和轴段④的设计 轴段②上安装齿轮2，轴段④上安装齿轮3，为了便于安装，和应该大于和。可以初选=，该处应选用键18×11mm，查表得齿轮3上的齿根圆与键顶的高度为。故齿轮3应该设计成齿轮轴，，，材料和齿轮材料相同，为40CrNi。轴段②的长度应该比相应齿轮的轮毂长度短，便于轴向定位，所以
3轴段③的设计 轴段③为齿轮2提供轴肩定位，则，，齿轮2左端面的距离为，箱体中轴承座的宽度为l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。齿轮2比齿轮1段2.5mm，齿轮3比齿轮4长2.5mm，因此。
3轴段轴段①和轴段⑤的长度 轴承采用脂润滑，轴承内端面距离箱体内壁的距离为∆=10mm，内箱壁至齿轮2的距离为12.5mm，由于定位齿轮2，轴段③的长度小于齿轮2的长度2mm，所以，。
5，轴上作用力点间距
由上述分析知，取齿轮中点为受力点，两轴承的作用力点是距离断面为25.8mm。所以，受力图如下：
6，键的选择
根据GB/T1096-2003,在齿轮处选择键18×11×70。
7，轴的受力分析
1受力简图如上图所示，计算支撑反力：
其中，,,，,,
在水平面上：
，方向向上。
在垂直面上：
轴承1的支承反力为：
轴承2的支承反力为：
2计算弯矩
a在水平面上，齿轮2中点位置的弯矩为：
在齿轮3中点位置的弯矩为：
b在垂直面上，齿轮2中点位置的弯矩为：
在齿轮3中点位置的弯矩为：
合成弯矩，由于以上计算可以得出，最大弯矩将发生在齿轮2的右侧或者齿轮3的左右侧，在齿轮中点2的右侧弯矩为：
在齿轮3的左侧弯矩为
在齿轮3的右侧弯矩为：
方向均指向一个方向。
3计算转矩
8，校核轴的强度
因为在齿轮3中点位置左侧所受的弯矩最大，且有键槽，故齿轮中点位置为危险截面。
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯曲应力为：
剪切应力为：
按弯扭合成强度进行强度校核，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为：
由表查得40CrNi的抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，，则强度满足要求。
9，校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为：
键的材料为45钢，，，所以键的强度足够。
10，校核轴承的寿命
1计算轴承的轴向力
由表差得轴承30211的C=90800N，,e=0.42，Y=1.5。由圆锥滚子轴承的轴向力计算公式的轴承1、2的轴向力为：
外部轴向力A=N，各轴的轴力方向如图。
所以两轴承的轴向力为：
2计算轴承当量动载荷
，
，
3校核轴承寿命
因为，所以只需要校核轴承2，轴承在100℃以下工作，,工作平稳，载荷系数为，轴承的寿命为：
轴承寿命足够。
轴承的受力简图如下：
中间轴的弯矩简图：
滚筒轴的设计与计算
1已知条件
高速轴传递的功率，转速，有标准传输带的宽度为B=500mm，滚筒宽度为550mm，
2选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的轴用材料45钢，调质处理。
3处算轴径
查表得，考虑到轴端只承受转矩，不承受弯矩，故选择中间值，，则
轴与联轴器之间连接有一个键槽，轴径增加3%~5%，轴端最细处的直径为
所以
4结构设计
轴的结构构想如下图
为使轴承部分便于拆装，轴中间安放滚筒，在第二段和第六段之间放置轴承，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计。
1轴段①的设计 轴端①上安装联轴器，此处与减速箱的输出轴连接，考虑滚筒的货物加载，选择弹性套柱销联轴器。由减速箱的输出轴直径为55mm可以查表选择联轴器LT8系列的J型轴孔，所以选择，。
2轴段②和轴段⑥的设计 确定轴段②的直径时，应同时考虑联轴器的轴向定位和密封圈的直径。联轴器定位高度×
，轴段②的直径，再根据轴承确定直径。因为滚筒是工作部件，长期暴露在恶劣的环境中，且受到带的拉力，考虑安全、使用寿命和载荷冲击，选择滑动轴承，查标准JB/T2563-2007，选择对开式四螺柱斜滑动轴承座 ，轴承材料为ZSnSb11Cu6，内径d=70mm，，宽度为B=105mm，b=90mm。考虑安全和不要相互干涉，轴承座距离联轴器的距离为50mm，轴承座到滚筒的距离为50mm。在滚筒中，轮毂部分3和5段距离滚筒端部的距离为60mm，所以轴段②的长度为，轴段⑥的长度为。
3轴段③和轴段⑤的设计 为了便于安装，轴段③和轴段⑤的长度与滚筒的轮毂部分长度相同，既，同样考虑此处的直径应该大于轴段②和轴段⑥的直径，，因此。
4轴段④的设计 为了便于加工，轴段④的直径选择与轴段②和轴段⑥的直径相同，既，长度。
5，轴上作用力点间距
由上述分析知，取滚筒轮毂中点为受力点，两轴承的作用力点是轴承的中点，所以，受力图如下：
6，键的选择
根据GB/T1096-2003,在联轴器处根据直径选择键20×12×110mm。滚筒轮毂处的选择键22×14×110
7，轴的受力分析
1受力简图如上图所示，计算支撑反力：
由公式：，选择f=0.3，α=π，可以计算出，再由公式，所以轮毂3和轮毂5处所受到的力为。对轴段2处取矩，可以得出。
2计算弯矩
在轮毂3和5处的弯矩=×222.5=1256401.87N∙mm。画出弯矩图。
3计算转矩
8，校核轴的强度
因为在滚筒轮毂中点位置所受的弯矩最大，且有键槽，故齿轮中点位置为危险截面。
抗弯截面系数为：
抗扭截面系数为：
弯曲应力为：
剪切应力为：
按弯扭合成强度进行强度校核，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为：
由表查得45钢调质处理的抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，，则强度满足要求。
9，校核键连接的强度
联轴器处键连接的挤压应力为：
滚筒轮毂处键连接的挤压应力为：
键的材料为45钢，，，所以键的强度足够。
10，校核滑动轴承强度
1平均压强计算 ，B=105mm，d=70mm。
所以：
满足要求P
2 Pν值的验算
滚筒轴的转速为，轴承处的转速为ν=0.36m/s，所以：
Pν=0.768×0.36=0.276MPam/s
满足要求Pν<=20
3 ν值的验算 计算得：
ν=0.36m/s
满足要求ν<=80m/s。
通过计算，滑动轴承在安全范围内。
滚筒轴的弯矩简图：
45钢
小齿轮调质处理，大齿轮正火处理
8级精度
K
满足弯曲强度
h=6.75mm
c
小齿轮选用40CrN
大齿轮选用45钢，调质处理
8级精度
K=1.6464
满足弯曲强度
h=6.75mm
c
45钢，调质处理
，
强度满足要求
键的强度足够
轴承寿命足够
45钢，调质处理
，
轴的强度满足要求
键的强度足够
轴承寿命足够
=
轴的材料和齿轮3相同40CrNi
轴的强度满足要求
键的强度足够
轴承寿命足够
45钢，调质处理
，
轴的强度满足要求
键的强度足够
滑动轴承在安全范围内
减速器箱体的结构尺寸
1
箱座壁厚
δ
8
2
箱盖壁厚
8
3
箱盖凸缘厚度
12
4
箱座凸缘厚度
b
12
5
箱座底凸缘厚度
20
6
地脚螺钉直径
18.12(M20)
7
地脚螺钉数目
n
4
8
轴承旁连接螺栓直径
13.59(M14)
9
盖与座连接螺栓直径
9.06-10.872(M10)
10
连接螺栓的间距
l
150-200
11
轴承端盖螺钉直径
7.248-9.06(M8)
12
视孔盖螺钉直径
5.436-7.248(M8)
13
定位销直径
d
7-8
14
至外箱壁距离
查表
15
至凸缘边缘距离
查表
16
轴承旁凸台半径
17
凸台高度h
h
根据低速级轴承座外径确定
18
外箱壁至轴承座断面距离
+（5-10）
19
铸造过度尺寸
X、y
表1-38
20
大齿轮顶圆与内箱壁距离
10
21
齿轮端面与内箱壁距离
10
22
箱盖、箱座肋厚
6.8，6.8
23
轴承端盖外径
D+(5-5.5)
24
轴承旁连接螺栓距离
s
润滑油的选择
轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑
滚动轴承速度较低（dn<2×mm∙r/min，d为轴承内径，n为转速）时，采用脂润滑。
密封圈的选择
当线速度ν<5m/s时，采用毡圈密封。
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