同軸式減速器的課程設計【6張CAD圖紙+說明書】,6張CAD圖紙+說明書,同軸,減速器,課程設計,CAD,圖紙,說明書
低速軸斜齒圓柱齒輪的設計計算
1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級
低速級齒輪由于所受的力矩大，所以應選用強度更高的材料，小齒輪選用40CrNi，調質處理，大齒輪選用45鋼，調質處理，查表得HBW3=270~300, HBW4=217~255。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。
2．初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其計算公式為：
d3≥32KTⅡ?d?u+1u?ZHZEZβσH2
1) 小齒輪傳遞轉矩為：
TⅡ=331.8683N?m=331868.3N?mm
2）因ν未知，Kv值不能確定，查表可以初選載荷系數Kv=1.4
3）由于齒輪3、4為非對稱布置，初選齒寬系數?d=1.2
4）查表得彈性系數ZE=189.8MPa
5）初選螺旋角β=12°，查表得區域系數ZH=2.46，螺旋角系數:
Zβ=cosβ=0.989
6）齒數比u=i=3.3595
7）初選Z3=25，則Z4=uZ3=25×3.3595=83.987，取Z4=84
8）需用接觸應力可用下面的公式計算：
σH=ZNσHlimSH
其中，σHlim3=750MPa，σHlim4=580MPa
大小齒輪的應力循環次數為：
N3=60nⅡγht=60×288.733×1×8×260×16=5.765×108
N4=N3i2=1.72×108
查得壽命系數ZN3=1.05,ZN4=1.25,選擇安全系數為SH=1.0
所以：
σH3=ZN3σHlim3SH=1.05×7501MPa=787.5MPa
σH4=ZN4σHlim4SH=1.25×5801MPa=725MPa
取σH=σH3+σH42=756.25MPa
小齒輪的分度圓為
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,確定傳動尺寸
1） 計算載荷系數
由表查得使用系數KA=1.0。因為ν=πd3nⅡ60×1000=1.09ms，查得動載荷系數為Kv=1.05。查表的齒向載荷分配系數Kβ=1.12，齒間載荷分配系數Kα=1.4，則載荷系數為：
K=KAKvKβKα=1.6464
2) 對d3進行修正，即：
d3=d3tKKv≥76.1198mm
3) 確定模數mn.
mn=d3cosβZ3=76.1198×cos12°25=2.978mm
查標準取mn=3mm
4）計算傳動尺寸 中心距為：
a2=mnZ3+Z42cosβ=3×1092cos12°=167.152mm
圓整中心距得a2=170mm。
則螺旋角β=arccosmnZ3+Z42a2=15.895°
因為β值與初選值相差較大，對β及有關參數進行修正，區域系數ZH=2.46，螺旋角系數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°
修正完畢。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，校核齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞強度條件為:
σF=2KTⅡbmnd3YFYβ≤σF
1）K，mn，TⅡ和d3同前。
2）齒寬b=b4=80mm
3）齒形系數YFa和應力修正系數YFs。當量齒數為：
ZV3=Z3cos3β=25cos315.859=28.08
ZV4=Z4cos3β=84cos315.859=94.37
查的齒形YF1=4.16，YF2=3.95。
4）查得螺旋角系數Yβ=0.98
5）許用彎曲應力為：
σF=YNσFIimSFYST
查表得彎曲疲勞極限應力為σFIim3=320MPa, σFIim4=215MPa.查得壽命系數YN3=YN4=1, YST=2,安全系數SF=1.3
σF3=YN3σFIim3SFYST=1×3201.32=492.3MPa
σF4=YN4σFIim4SFYST=1×2151.32=330.77MPa
所以，彎曲應力為：
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
所以滿足彎曲強度。
低速軸的設計計算
低速軸的設計與計算
1已知條件
低速軸傳遞的功率PⅢ=8.96503Kw，轉速nⅢ=85.945rmin，小齒輪的分度圓直徑為d4=262.02mm，齒輪寬度b4=95mm。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調質處理。
3處算軸徑
查表得A0=103~135，考慮到軸端只承受轉矩，不承受彎矩，故選擇較低值，A0=103，則
dmin=A03PⅢnⅢ=10338.960585.945mm=48.48mm
軸與聯軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細處的直徑為
d1>48.481.03~1.05=49.94~50.91mm
所以dmin=51mm
4結構設計
軸的結構構想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結構，該減速箱發熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細處開始設計。
1軸段①的設計 軸端①上安裝聯軸器，聯軸器連接滾筒，由于滾筒在運行過程中可能突然加載貨物由震動，所以選擇彈性柱銷聯軸器。軸段①的直徑最小值可以查表選擇聯軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇d1=55mm，L1=84mm。
2密封圈和軸段②的設計 確定軸段②的直徑時，應同時考慮聯軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯軸器定位高度h=0.07~0.1d1=0.07~0.1×
55=3.85~5.5mm，軸段②的直徑d2=d1+2h=62.7~66mm，再根據密封圈確定直徑。由于該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取d2=65mm。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設計 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。初選軸承30214，內徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度T=26.25mm，內圈定位直徑da=79mm。因此選用d3=70mm。因為dn≤2×105mm?r/min，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環。箱體內壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d6=70mm，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內圈端面與軸承座端面共面，故可取L4=B=24mm，該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承座之間的距離為6.5mm。則軸承座的寬度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齒輪與軸段④的設計 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4應略大于d3，可初定d4=72mm。齒輪寬度為b4=95mm,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應比齒輪寬度略短，取L4=93mm。
5 軸段⑤的設計 齒輪右側采用軸肩定位，定位軸肩的高度h=(0.07~0.1)d4=0.07~0.1×72mm=5.04~7.2mm，取h=7mm，則d5=79mm，足夠軸承定位。取D5=10mm。齒輪右端面與箱體的距離?1=10mm。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。因為軸承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為Bd=10mm，調整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯軸器凸緣的距離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，軸上作用力點間距
由上述分析知，取齒輪中點為受力點，兩軸承的作用力點是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據GB/T1096-2003,在聯軸器處根據直徑選擇鍵C16×10×80，在齒輪處選擇鍵20×12×80。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力：
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
軸承1的支承反力為：
R1=R1H2+R1V2=4688.26N
軸承2的支承反力為：
R2=R2H2+R2V2=5657.58N
2計算彎矩
在水平面上，齒輪中點位置的彎矩為：
MHL=R1H×I1=48594.29N?mm
MHR=-R2H×I2=-268926.66N?mm
在垂直面上，齒輪中點位置的彎矩為：
MVL=MVR=R1V×I2=256575.03N?mm
合成彎矩，在齒輪中點的左端彎矩為：
ML=MHL2+MV2=261136.29N?mm
MR=MHR2+MV2=371688.44N?mm
方向均一個向上，一個向下。
3計算轉矩
TⅢ=9550PⅢnⅢ=9550×8.9650385.945N?m=996.1724N?m
8，校核軸的強度
因為在齒輪中點位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點位置為危險截面。
抗彎截面系數為：
W=πd4332-btd4-t22d4=π72332-20×7.572-7.522×72=32309.94mm3
抗扭截面系數為：
WT=πd4316-btd4-t22d4=68953.48mm3
彎曲應力為：
σb=MLW=11.50MPa
剪切應力為：
τ=T1WT=14.45MPa
按彎扭合成強度進行強度校核，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為：
σe=σb2+4ατ2=11.502+4×0.6×14.452=20.81MPa
由表查得45鋼調質處理的抗拉強度極限σB=650MPa，則軸的許用彎曲應力σ-1b=60MPa，σe<σ-1b，則強度滿足要求。
9，校核鍵連接的強度
聯軸器處鍵連接的擠壓應力為：
σp1=4TⅢd1hl=100.62MPa
齒輪處鍵連接的擠壓應力為：
σp2=4TⅢd4hl=65.88MPa
鍵的材料為45鋼，σp=125~150MPa，σp1<σp，所以鍵的強度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計算軸承的軸向力
由表差得軸承30214的C=132000N，C0=175000N,e=0.42，Y=1.4。由圓錐滾子軸承的軸向力計算公式的軸承1、2的軸向力為：
S1=R12Y=4688.262×1.4=1674.38N
S2=R22Y=5657.582.8=2020.56N
外部軸向力A=Fr4=2423.797N，各軸的軸力方向如圖。
S1+A=1674.38+2423.797=4098.177N>S2
所以兩軸承的軸向力為：
Fa1=1674.38N
Fa2=4098.177N
2計算軸承當量動載荷
Fa1R1=0.35
e，P2=0.4R2+1.4Fa=8000.48N
3校核軸承壽命
因為P1Lh1=33280h
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
軸的受力簡圖：
已知條件
工作情況：兩班工作制，單向連續運轉，載荷平穩，輸送帶水平放置。
工作環境：室內，有灰塵，最高環境溫度35℃，通風條件一般。
動力來源：電力，三相交流，電壓380V/220V。
工作壽命：8年。
檢修間隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。
制造條件：一般機械制造廠，小批量生產。
齒輪減速器浸油潤滑：取大齒輪的攪油效率
取滾筒-輸送帶效率
輸送帶拉力：F=4.5kN
輸送帶速度：ν=1.8（m/s）
滾筒直徑：D=400 mm
輸送帶速度允許誤差：±5%
傳動方案
考慮考斜齒輪傳動的平穩性較直齒輪好，常用于高速級或要求傳動平穩的場合。在減速器箱體應該盡量減小幾何尺寸，節省材料，同時由于斜齒輪軸向力，將軸向力相互抵消，采用兩對斜齒輪，機構系統簡單。所以選用：兩級同軸式圓柱齒輪減速器
傳動方案簡圖如下：
1-電動機 2、6-聯軸器 3-減速箱 4、5-斜齒輪 7-滾筒
電動機選擇
1，選擇電動機的類型
根據用途選用Y系列三相異步電動機
2，電動機的功率
輸送帶所需拉力為
經過查表得：
聯軸器效率為：
滾動軸承效率為：
齒輪傳動效率為：
輪齒攪油效率為：
滑動軸承效率為：
電動機的功率為：
查表選擇電動機的額定功率為：
3，確定電機轉速
輸送帶滾筒的轉速為：
齒輪傳動的傳動比為：i=5~8
電機的轉速為：
符合這一要求的電動機同步轉速為：1000和兩種。因為電機的轉速越大，則傳動比越大，機構的尺寸也就越大，為了節省材料優化機構尺寸，選用同步轉速為1000的電動機。其滿載轉矩為970，其型號為Y160L-6。
傳動比的計算和分配
1,總傳動比：
2，分配傳動比：
為使傳動尺寸協調，結構勻稱合理，選用推薦傳動，即：
為齒輪1、2的傳動比
為齒輪3、4的傳動比
傳動裝置運動、動力參數的計算
1，各軸轉速：
2，各軸功率：
3，各軸轉矩：
高速軸斜齒圓柱齒輪的設計計算
1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級
考慮到帶式輸送機為一般機械，故大小齒輪均選用45鋼，小齒輪調質處理，大齒輪正火處理，查表得,。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。
2．初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其計算公式為：
1）小齒輪傳遞轉矩為：
=95978.3N?mm
2）因ν未知，值不能確定，查表可以初選載荷系數
3）由于齒輪1、2為非對稱布置，初選齒寬系數
4）查表得彈性系數
5）初選螺旋角β=，查表得區域系數，螺旋角系數:
6）齒數比u=i=3.3595
7）初選，則，取
8）需用接觸應力可用下面的公式計算：
其中，，
大小齒輪的應力循環次數為：
查得壽命系數,,選擇安全系數為
所以：
取
小齒輪的分度圓為
3,確定傳動尺寸
1）計算載荷系數
由表查得使用系數。因為ν=，查得動載荷系數為。查表的齒向載荷分配系數，齒間載荷分配系數，則載荷系數為：
K=
2）對進行修正，即：
3）確定模數.
查標準取
4）計算傳動尺寸 中心距為：
圓整中心距得。
則螺旋角
因為β值與初選值相差較大，對β及有關參數進行修正，區域系數，螺旋角系數。
取
中心距：
螺旋角：
修正完畢。故：
取，
，取。
4，校核齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞強度條件為:
1）K，，和同前。
2）齒寬
3）齒形系數和應力修正系數。當量齒數為：
查的齒形，。
4）查得螺旋角系數
5）許用彎曲應力為：
查表得彎曲疲勞極限應力為,.查得壽命系數,,安全系數
所以，彎曲應力為：
所以滿足彎曲強度。
5，計算齒輪其他尺寸
端面模數
齒頂高
齒根高
全齒高h=
頂隙c=
齒頂圓直徑為：
齒根圓直徑為：
低速軸斜齒圓柱齒輪的設計計算
1，材料的選擇、熱處理方式和公差等級
低速級齒輪由于所受的力矩大，所以應選用強度更高的材料，小齒輪選用40CrNi，大齒輪選用45鋼，調質處理，查表得,。小齒輪的硬度比大齒輪硬度高30~50HBW。滿足要求，選用8級精度。
2．初步計算傳動的主要尺寸
因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。其計算公式為：
1）小齒輪傳遞轉矩為：
2）因ν未知，值不能確定，查表可以初選載荷系數
3）由于齒輪3、4為非對稱布置，初選齒寬系數
4）查表得彈性系數
5）初選螺旋角β=，查表得區域系數，螺旋角系數:
6）齒數比u=i=3.3595
7）初選，則，取
8）需用接觸應力可用下面的公式計算：
其中，，
大小齒輪的應力循環次數為：
查得壽命系數,,選擇安全系數為
所以：
取
小齒輪的分度圓為
3,確定傳動尺寸
1，計算載荷系數
由表查得使用系數。因為ν=，查得動載荷系數為。查表的齒向載荷分配系數，齒間載荷分配系數，則載荷系數為：
K=
2，對進行修正，即：
3，確定模數.
查標準取
4，計算傳動尺寸 中心距為：
圓整中心距得。
則螺旋角
因為β值與初選值相差較大，對β及有關參數進行修正，區域系數，螺旋角系數。
取
中心距：
螺旋角：
修正完畢。故：
取，
，取。
4，校核齒根彎曲疲勞強度
齒根彎曲疲勞強度條件為:
1，K，，和同前。
2，齒寬
3，齒形系數和應力修正系數。當量齒數為：
查的齒形，。
4，查得螺旋角系數
5，許用彎曲應力為：
查表得彎曲疲勞極限應力為,.查得壽命系數,,安全系數
所以，彎曲應力為：
所以滿足彎曲強度。
5，計算齒輪其他尺寸
端面模數
齒頂高
齒根高
全齒高h=
頂隙c=
齒頂圓直徑為：
齒根圓直徑為：
斜齒圓柱齒輪上作用力的計算
1,高速級齒輪傳動的作用力
1，已知條件
高速軸傳遞的轉矩為，轉速為，高速級齒輪的螺旋角，小齒輪左旋，大齒輪右旋，小齒輪分度圓直徑為
2，齒輪1上的作用力
圓周力為
其方向與作用點圓周速度方向相反。
徑向力為
其方向為由力的作用點指向輪1的轉動中心
軸向力為
其方向可由左手法則確定，即用左手握住輪1的軸線，并用四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向為該力的方向。
法向力為
3,齒輪2的作用力
從動輪2各個力與主動輪1上相應的各力大小相等，方向相反。
2，低速級齒輪傳動的作用力
1，已知條件
中間軸傳遞的轉矩為，轉速為，低速級齒輪的螺旋角，為使齒輪3的軸向力與齒輪2相互抵消，齒輪3右旋，齒輪4左旋，齒輪3分度圓直徑為
2，齒輪3上的作用力
圓周力為
其方向與作用點圓周速度方向相反。
徑向力為
其方向為由力的作用點指向輪3的轉動中心
軸向力為
其方向可由左手法則確定，即用左手握住輪3的軸線，并用四指的方向順著輪的轉動方向，此時拇指的指向為該力的方向。
法向力為
3,齒輪4的作用力
從動輪4各個力與主動輪3上相應的各力大小相等，方向相反。
高速軸的設計與計算
1已知條件
高速軸傳遞的功率，轉速，小齒輪的分度圓直徑為，齒輪寬度。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調質處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端只承受轉矩，不承受彎矩，故選擇中間值，，則
軸與聯軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細處的直徑為
所以
4結構設計
軸的結構構想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結構，該減速箱發熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細處開始設計。
1軸段①的設計 軸端①上安裝聯軸器，由于電動機為原動機，開始工作時有震動，選擇彈性套柱銷聯軸器。由電動機的輸出軸直徑為42mm可以查表選擇聯軸器LT6系列的J型軸孔，所以選擇，。
2密封圈和軸段②的設計 確定軸段②的直徑時，應同時考慮聯軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯軸器定位高度×
，軸段②的直徑，再根據密封圈確定直徑。該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設計 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。初選軸承30209，內徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度T=20.75mm，內圈定位直徑。因此選用。因為，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環。箱體內壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內圈端面與軸承座端面共面，故可取
4 齒輪與軸段④的設計 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定。齒輪2分度圓直徑比較小，采用實心安裝，齒輪寬度為,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應比齒輪寬度略短，取
5 軸段⑤的設計 齒輪右側采用軸肩定位，定位軸肩的高度，取h=3mm，則，取。齒輪左端面與箱體的距離。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。軸承座的厚度L=δ+++(5~10)mm，箱壁δ=8mm，軸承旁連接螺栓為M14，則，，箱體軸承座的寬度L=8+20+18+(5~10)mm=51~56mm，取L=51mm。軸承端蓋厚度為=10mm，調整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯軸器凸緣的距離K=10~20mm所以。取。。
5，軸上作用力點間距
由上述分析知，取齒輪中點為受力點，兩軸承的作用力點是距離斷面為18.6mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據GB/T1096-2003,在聯軸器處根據直徑選擇鍵C10×8×56，在齒輪處選擇鍵14×9×70。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力：
在水平面上：
，方向向下。
在垂直面上：
軸承1的支承反力為：
軸承2的支承反力為：
2計算彎矩
在水平面上，齒輪中點位置的彎矩為：
在垂直面上，齒輪中點位置的彎矩為：
合成彎矩，在齒輪中點的左端彎矩為：
方向均向下。
3計算轉矩
8，校核軸的強度
因為在齒輪中點位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點位置為危險截面。
抗彎截面系數為：
抗扭截面系數為：
彎曲應力為：
剪切應力為：
按彎扭合成強度進行強度校核，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為：
由表查得45鋼調質處理的抗拉強度極限，則軸的許用彎曲應力，，則強度滿足要求。
9，校核鍵連接的強度
聯軸器處鍵連接的擠壓應力為：
齒輪處鍵連接的擠壓應力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計算軸承的軸向力
由表差的軸承30209的C=67800N，,e=0.4，Y=1.5。由圓錐滾子軸承的軸向力計算公式的軸承1、2的軸向力為：
外部軸向力A==N，各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為：
2計算軸承當量動載荷
3校核軸承壽命
因為，所以只需要校核軸承1，軸承在100℃以下工作，,工作平穩，載荷系數為，軸承的壽命為：
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
高速軸的彎矩簡圖：
低速軸的設計與計算
1已知條件
低速軸傳遞的功率，轉速，小齒輪的分度圓直徑為，齒輪寬度。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調質處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端只承受轉矩，不承受彎矩，故選擇較低值，，則
軸與聯軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細處的直徑為
所以
4結構設計
軸的結構構想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，減速箱采用剖分結構，該減速箱發熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細處開始設計。
1軸段①的設計 軸端①上安裝聯軸器，聯軸器連接滾筒，由于滾筒在運行過程中可能突然加載貨物由震動，所以選擇彈性柱銷聯軸器。軸段①的直徑最小值可以查表選擇聯軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇，。
2密封圈和軸段②的設計 確定軸段②的直徑時，應同時考慮聯軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯軸器定位高度×
，軸段②的直徑，再根據密封圈確定直徑。由于該處的圓周速度小于5m/s，可選擇氈圈油封，查表取。
3軸承與軸段③和軸段⑥的設計 考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，軸段③上安裝軸承，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內徑系列。初選軸承30214，內徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度T=26.25mm，內圈定位直徑。因此選用。因為，所用軸承采用脂潤滑，需要擋油環。箱體內壁到軸承斷面的距離?=10mm。
通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則，同軸式減速器該處軸承座完全處于箱體內部，該處軸承采用油潤，潤滑油由低速級大齒輪輪緣上刮取，可使軸承內圈端面與軸承座端面共面，故可取，該處軸承與高速軸右端軸承共用一個軸承座，兩軸承座之間的距離為6.5mm。則軸承座的寬度l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。
4 齒輪與軸段④的設計 該段軸上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，應略大于，可初定。齒輪寬度為,為保證套筒能訂到齒輪左端面，該處軸徑長度應比齒輪寬度略短，取。
5 軸段⑤的設計 齒輪右側采用軸肩定位，定位軸肩的高度，取h=7mm，則，足夠軸承定位。取。齒輪右端面與箱體的距離。
6 軸段②和軸段③的長度，軸段②的長度除了與軸上的零件有關，還與軸承座寬度及軸承端蓋等零件有關。因為軸承座的厚度L=51mm。軸承端蓋厚度為=10mm，調整墊片的厚度為1mm，軸承端蓋到聯軸器凸緣的距離K=10~20mm所以。取。。
5，軸上作用力點間距
由上述分析知，取齒輪中點為受力點，兩軸承的作用力點是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據GB/T1096-2003,在聯軸器處根據直徑選擇鍵C16×10×80，在齒輪處選擇鍵20×12×80。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力：
其中，,,
在水平面上：
，方向向上。
在垂直面上：
軸承1的支承反力為：
軸承2的支承反力為：
2計算彎矩
在水平面上，齒輪中點位置的彎矩為：
在垂直面上，齒輪中點位置的彎矩為：
合成彎矩，在齒輪中點的左端彎矩為：
方向均一個向上，一個向下。
3計算轉矩
8，校核軸的強度
因為在齒輪中點位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點位置為危險截面。
抗彎截面系數為：
抗扭截面系數為：
彎曲應力為：
剪切應力為：
按彎扭合成強度進行強度校核，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為：
由表查得45鋼調質處理的抗拉強度極限，則軸的許用彎曲應力，，則強度滿足要求。
9，校核鍵連接的強度
聯軸器處鍵連接的擠壓應力為：
齒輪處鍵連接的擠壓應力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計算軸承的軸向力
由表差得軸承30214的C=132000N，,e=0.42，Y=1.4。由圓錐滾子軸承的軸向力計算公式的軸承1、2的軸向力為：
外部軸向力A==N，各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為：
2計算軸承當量動載荷
，
，
3校核軸承壽命
因為，所以只需要校核軸承2，軸承在100℃以下工作，,工作平穩，載荷系數為，軸承的壽命為：
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
低速軸的彎矩簡圖：
中間軸的設計與計算
1已知條件
中間軸傳遞的功率，轉速，小齒輪的分度圓直徑為，，齒輪寬度。。
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調質處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端既承受轉矩，又承受彎矩，故選擇較高值，，則
軸與聯軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細處的直徑為
所以
4結構設計
軸的結構構想如下圖
該減速箱發熱小、軸不長，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細處開始設計。
1軸段①和軸段⑤的設計 軸端①和軸段⑤上安裝軸承，其設計與軸承的設計同步進行，考慮到齒輪上有軸向力的存在，且有較大的圓周力和徑向力作用，選擇圓錐滾子軸承，其直徑既便于安裝，又應符合軸承內徑系列。考慮中間軸的彎矩大，初選軸承30211，。其外徑為100mm，軸承寬度為T=22.75mm，內圈寬度為B=21mm。
2軸段②和軸段④的設計 軸段②上安裝齒輪2，軸段④上安裝齒輪3，為了便于安裝，和應該大于和?？梢猿踹x=，該處應選用鍵18×11mm，查表得齒輪3上的齒根圓與鍵頂的高度為。故齒輪3應該設計成齒輪軸，，，材料和齒輪材料相同，為40CrNi。軸段②的長度應該比相應齒輪的輪轂長度短，便于軸向定位，所以
3軸段③的設計 軸段③為齒輪2提供軸肩定位，則，，齒輪2左端面的距離為，箱體中軸承座的寬度為l=6.5+26.25+20.75=53.5mm。齒輪2比齒輪1段2.5mm，齒輪3比齒輪4長2.5mm，因此。
3軸段軸段①和軸段⑤的長度 軸承采用脂潤滑，軸承內端面距離箱體內壁的距離為?=10mm，內箱壁至齒輪2的距離為12.5mm，由于定位齒輪2，軸段③的長度小于齒輪2的長度2mm，所以，。
5，軸上作用力點間距
由上述分析知，取齒輪中點為受力點，兩軸承的作用力點是距離斷面為25.8mm。所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據GB/T1096-2003,在齒輪處選擇鍵18×11×70。
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力：
其中，,,，,,
在水平面上：
，方向向上。
在垂直面上：
軸承1的支承反力為：
軸承2的支承反力為：
2計算彎矩
a在水平面上，齒輪2中點位置的彎矩為：
在齒輪3中點位置的彎矩為：
b在垂直面上，齒輪2中點位置的彎矩為：
在齒輪3中點位置的彎矩為：
合成彎矩，由于以上計算可以得出，最大彎矩將發生在齒輪2的右側或者齒輪3的左右側，在齒輪中點2的右側彎矩為：
在齒輪3的左側彎矩為
在齒輪3的右側彎矩為：
方向均指向一個方向。
3計算轉矩
8，校核軸的強度
因為在齒輪3中點位置左側所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點位置為危險截面。
抗彎截面系數為：
抗扭截面系數為：
彎曲應力為：
剪切應力為：
按彎扭合成強度進行強度校核，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為：
由表查得40CrNi的抗拉強度極限，則軸的許用彎曲應力，，則強度滿足要求。
9，校核鍵連接的強度
齒輪2處鍵連接的擠壓應力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強度足夠。
10，校核軸承的壽命
1計算軸承的軸向力
由表差得軸承30211的C=90800N，,e=0.42，Y=1.5。由圓錐滾子軸承的軸向力計算公式的軸承1、2的軸向力為：
外部軸向力A=N，各軸的軸力方向如圖。
所以兩軸承的軸向力為：
2計算軸承當量動載荷
，
，
3校核軸承壽命
因為，所以只需要校核軸承2，軸承在100℃以下工作，,工作平穩，載荷系數為，軸承的壽命為：
軸承壽命足夠。
軸承的受力簡圖如下：
中間軸的彎矩簡圖：
滾筒軸的設計與計算
1已知條件
高速軸傳遞的功率，轉速，有標準傳輸帶的寬度為B=500mm，滾筒寬度為550mm，
2選擇軸的材料
因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的軸用材料45鋼，調質處理。
3處算軸徑
查表得，考慮到軸端只承受轉矩，不承受彎矩，故選擇中間值，，則
軸與聯軸器之間連接有一個鍵槽，軸徑增加3%~5%，軸端最細處的直徑為
所以
4結構設計
軸的結構構想如下圖
為使軸承部分便于拆裝，軸中間安放滾筒，在第二段和第六段之間放置軸承，故軸承采用兩端固定方式?？砂摧S上零件的安裝順序，從最細處開始設計。
1軸段①的設計 軸端①上安裝聯軸器，此處與減速箱的輸出軸連接，考慮滾筒的貨物加載，選擇彈性套柱銷聯軸器。由減速箱的輸出軸直徑為55mm可以查表選擇聯軸器LT8系列的J型軸孔，所以選擇，。
2軸段②和軸段⑥的設計 確定軸段②的直徑時，應同時考慮聯軸器的軸向定位和密封圈的直徑。聯軸器定位高度×
，軸段②的直徑，再根據軸承確定直徑。因為滾筒是工作部件，長期暴露在惡劣的環境中，且受到帶的拉力，考慮安全、使用壽命和載荷沖擊，選擇滑動軸承，查標準JB/T2563-2007，選擇對開式四螺柱斜滑動軸承座 ，軸承材料為ZSnSb11Cu6，內徑d=70mm，，寬度為B=105mm，b=90mm。考慮安全和不要相互干涉，軸承座距離聯軸器的距離為50mm，軸承座到滾筒的距離為50mm。在滾筒中，輪轂部分3和5段距離滾筒端部的距離為60mm，所以軸段②的長度為，軸段⑥的長度為。
3軸段③和軸段⑤的設計 為了便于安裝，軸段③和軸段⑤的長度與滾筒的輪轂部分長度相同，既，同樣考慮此處的直徑應該大于軸段②和軸段⑥的直徑，，因此。
4軸段④的設計 為了便于加工，軸段④的直徑選擇與軸段②和軸段⑥的直徑相同，既，長度。
5，軸上作用力點間距
由上述分析知，取滾筒輪轂中點為受力點，兩軸承的作用力點是軸承的中點，所以，受力圖如下：
6，鍵的選擇
根據GB/T1096-2003,在聯軸器處根據直徑選擇鍵20×12×110mm。滾筒輪轂處的選擇鍵22×14×110
7，軸的受力分析
1受力簡圖如上圖所示，計算支撐反力：
由公式：，選擇f=0.3，α=π，可以計算出，再由公式，所以輪轂3和輪轂5處所受到的力為。對軸段2處取矩，可以得出。
2計算彎矩
在輪轂3和5處的彎矩=×222.5=1256401.87N?mm。畫出彎矩圖。
3計算轉矩
8，校核軸的強度
因為在滾筒輪轂中點位置所受的彎矩最大，且有鍵槽，故齒輪中點位置為危險截面。
抗彎截面系數為：
抗扭截面系數為：
彎曲應力為：
剪切應力為：
按彎扭合成強度進行強度校核，對于單向轉動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數α=0.6，則當量應力為：
由表查得45鋼調質處理的抗拉強度極限，則軸的許用彎曲應力，，則強度滿足要求。
9，校核鍵連接的強度
聯軸器處鍵連接的擠壓應力為：
滾筒輪轂處鍵連接的擠壓應力為：
鍵的材料為45鋼，，，所以鍵的強度足夠。
10，校核滑動軸承強度
1平均壓強計算 ，B=105mm，d=70mm。
所以：
滿足要求P
2 Pν值的驗算
滾筒軸的轉速為，軸承處的轉速為ν=0.36m/s，所以：
Pν=0.768×0.36=0.276MPam/s
滿足要求Pν<=20
3 ν值的驗算 計算得：
ν=0.36m/s
滿足要求ν<=80m/s。
通過計算，滑動軸承在安全范圍內。
滾筒軸的彎矩簡圖：
45鋼
小齒輪調質處理，大齒輪正火處理
8級精度
K
滿足彎曲強度
h=6.75mm
c
小齒輪選用40CrN
大齒輪選用45鋼，調質處理
8級精度
K=1.6464
滿足彎曲強度
h=6.75mm
c
45鋼，調質處理
，
強度滿足要求
鍵的強度足夠
軸承壽命足夠
45鋼，調質處理
，
軸的強度滿足要求
鍵的強度足夠
軸承壽命足夠
=
軸的材料和齒輪3相同40CrNi
軸的強度滿足要求
鍵的強度足夠
軸承壽命足夠
45鋼，調質處理
，
軸的強度滿足要求
鍵的強度足夠
滑動軸承在安全范圍內
減速器箱體的結構尺寸
1
箱座壁厚
δ
8
2
箱蓋壁厚
8
3
箱蓋凸緣厚度
12
4
箱座凸緣厚度
b
12
5
箱座底凸緣厚度
20
6
地腳螺釘直徑
18.12(M20)
7
地腳螺釘數目
n
4
8
軸承旁連接螺栓直徑
13.59(M14)
9
蓋與座連接螺栓直徑
9.06-10.872(M10)
10
連接螺栓的間距
l
150-200
11
軸承端蓋螺釘直徑
7.248-9.06(M8)
12
視孔蓋螺釘直徑
5.436-7.248(M8)
13
定位銷直徑
d
7-8
14
至外箱壁距離
查表
15
至凸緣邊緣距離
查表
16
軸承旁凸臺半徑
17
凸臺高度h
h
根據低速級軸承座外徑確定
18
外箱壁至軸承座斷面距離
+（5-10）
19
鑄造過度尺寸
X、y
表1-38
20
大齒輪頂圓與內箱壁距離
10
21
齒輪端面與內箱壁距離
10
22
箱蓋、箱座肋厚
6.8，6.8
23
軸承端蓋外徑
D+(5-5.5)
24
軸承旁連接螺栓距離
s
潤滑油的選擇
軸承選擇ZN-3鈉基潤滑脂潤滑。齒輪選擇全損耗系統用油L-AN68潤滑
滾動軸承速度較低（dn<2×mm?r/min，d為軸承內徑，n為轉速）時，采用脂潤滑。
密封圈的選擇
當線速度ν<5m/s時，采用氈圈密封。
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