减速器毕业设计
rv减速器毕业设计
rv减速器毕业设计RV减速器毕业设计一、引言随着科技的不断发展，机械工程领域的研究和应用也在不断推进。
在机械传动领域，减速器是一种非常重要的装置，它可以将高速旋转的输入轴转换为低速高扭矩的输出轴。
在众多减速器中，RV减速器因其结构紧凑、传动效率高等优点而备受关注。
因此，本文将探讨RV减速器的毕业设计。
二、RV减速器的原理与结构RV减速器是一种由行星齿轮传动和柔性齿轮传动组成的减速器。
其工作原理是通过输入轴和行星齿轮传动实现输入和输出轴之间的转速变换。
行星齿轮传动是通过行星齿轮与太阳齿轮和内齿轮之间的啮合来实现传动的。
而柔性齿轮传动则是通过柔性齿轮的弹性来实现传动。
RV减速器的结构紧凑，传动效率高，因此在工业机械和机器人等领域得到广泛应用。
三、RV减速器的设计要点1. 齿轮的选材与设计在RV减速器的设计中，齿轮是一个关键的部件。
齿轮的选材和设计直接影响着减速器的性能和寿命。
一般来说，齿轮应选择高强度、高硬度的材料，并进行合理的热处理。
同时，齿轮的设计应考虑到齿面接触应力、齿面强度等因素，以保证减速器的可靠性和稳定性。
2. 轴承的选择与布局RV减速器中的轴承起着支撑和定位的作用。
轴承的选择应考虑到承载能力、刚度和摩擦损失等因素。
同时，轴承的布局应合理，以减小传动过程中的振动和噪音。
3. 传动效率的提高RV减速器的传动效率直接影响着整个系统的能量损失和工作效率。
为了提高传动效率，可以采用优化的齿轮几何参数、减小齿轮啮合间隙、提高齿轮表面质量等方法。
四、RV减速器的应用领域由于RV减速器具有结构紧凑、传动效率高等优点，因此在众多领域得到广泛应用。
1. 工业机械在工业机械中，RV减速器可以用于各种传动装置，如输送带、机床、起重机等。
其结构紧凑的特点使得机械设备更加灵活，同时传动效率的提高也使得机械设备的工作效率更高。
2. 机器人在机器人领域，RV减速器被广泛应用于各种关节传动装置。
其结构紧凑、传动效率高的特点使得机器人具有更高的精度和稳定性。
毕业设计：减速器设计说明书(终稿)-精品
宁波职业技术学院课程设计说明书课程：机械零件设计题目：减速器设计说明书班级：模具3102学生：李佳奇指导教师：李会玲目录第一章减速器简介 (4)1.1 减速器概论 (4)1.2减速器的作用 (4)1.3减速器的种类 (5)1.4常用的减速器 (5)1.5我国减速器发展趋势 (5)第二章机械传送装置的总体设计 (6)2.1确定传动方案 (6)2.2电机的选择 (7)2.2.1选择电动机类型 (7)2.2.2选择电动机容量 (7)2.2.3确定电动机转速 (8)2.3算传动装置的总传动比并分配各级传动比 (8)2.4算传动装置的运动参数和动力参数 (9)第三章带传动设计 (10)3.1带传动的设计计算 (10)3.2 V带轮的设计 (12)第四章齿轮的设计 (13)4.1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力 (13)4.2、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计 (14)4.3确定齿轮的主要参数 (15)4.4、齿轮其他尺寸计算 (15)第五章轴的设计 (17)5．1、从动轴设计 (17)主动轴如图 (20)第六章键联接的选择 (20)6.2、螺栓、螺母、螺钉的选择 (21)6.3 轴承的寿命计算的校核 (21)6.5联轴器的选择 (22)第七章减速器的润滑与密封 (22)7.1、减速器的润滑 (22)7.2、减速器的密封 (23)第八章参考文献 (24)第一章减速器简介1.1 减速器概论减速器是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。
1.2减速器的作用1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比，但要注意不能超出减速机额定扭矩。
2）降速同时降低了负载的惯量，惯量的减少为减速比的平方。
大家可以看一下一般电机都有一个惯量数值。
1.3减速器的种类一般的减速机有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速器等等。
多级减速器毕业设计 (1)
一：多级减速器的工作原理及结构组成工作原理：单级减速器就是一个主动椎齿轮（俗称角齿），和一个从动伞齿轮（俗称盆角齿），主动椎齿轮连接传动轴，顺时针旋转，从动伞齿轮贴在其右侧，啮合点向下转动，与车轮前进方向一致。
由于主动锥齿轮直径小，从动伞齿轮直径大，达到减速的功能。
双级减速器多了一个中间过渡齿轮，主动椎齿轮左侧与中间齿轮的伞齿部分啮合，伞齿轮同轴有一个小直径的直齿轮，直齿轮与从动齿轮啮合。
这样中间齿轮向后转，从动齿轮向前转动。
中间有两级减速过程。
双级减速由于使车桥体积增大，过去主要用在发动机功率偏低的车辆匹配上，现在主要用于低速高扭矩的工程机械方面。
在双级式主减速器中，若第二级减速在车轮附近进行，实际上构成两个车轮处的独立部件，则称为轮边减速器。
这样作的好处是可以减小半轴所传递的转矩，有利于减小半轴的尺寸和质量。
轮边减速器可以是行星齿轮式的，也可以由一对圆柱齿轮副构成。
当采用圆柱齿轮副进行轮边减速时可以通过调节两齿轮的相互位置，改变车轮轴线与半轴之间的上下位置关系。
这种车桥称为门式车桥，常用于对车桥高低位置有特殊要求的汽车。
按主减速器传动比档数分，可分为单速式和双速式两种。
目前，国产汽车基本都采用了传动比固定的单速式主减速器。
在双速式主减速器上，设有供选择的两个传动比，这种主减速器实际上又起到了副变速器的作用。
二结构组成1、齿轮、轴及轴承组合小齿轮与轴制成一体，称齿轮轴，这种结构用于齿轮直径与轴的直径相关不大的情况下，如果轴的直径为d，齿轮齿根圆的直径为df，则当df-d≤6～7mn时，应采用这种结构。
而当df-d＞6～7mn时，采用齿轮与轴分开为两个零件的结构，如低速轴与大齿轮。
此时齿轮与轴的周向固定平键联接，轴上零件利用轴肩、轴套和轴承盖作轴向固定。
两轴均采用了深沟球轴承。
这种组合，用于承受径向载荷和不大的轴向载荷的情况。
当轴向载荷较大时，应采用角接触球轴承、圆锥滚子轴承或深沟球轴承与推力轴承的组合结构。
毕业设计说明书(减速器)
二、 电动机的选择
1、输送机用于煤矿地面输送煤炭及矸石，载荷平稳单向运输，
根据工作条件和工作要求，选用 YB 系列隔爆异步电动机。
2、确定电动机的容量
工作机所需的功率 Pw =FwVw/1000ηw，其中（Vw =Ωr 查指导书
= 2πRn = πDn）
表（10-1）
式中：Fw —工作装置的阻力；N
表（10-113）
为使带传动的尺寸不至过大，满足 ib＜ig，可取 ib = 2.6， 查得
则齿轮的传动比 ig = i/ib = 10.286/2.6 = 3.956
ib＜ig 可在
山西煤炭职工联合大学
设计说明书
计算及说明
结果
四、 计算传动装置的运动和动力参数
指导书 P13
1、各轴的转速：nⅠ = nm/ ib = 1440/2.6 =554 r/min nⅡ = nⅠ/ ib = 554/3.965 =140 r/min nw = nⅡ = 140 r/min
齿跟圆直径：df1 、df2
ha*、 C* 取自教材
P104
山西煤炭职工联合大学
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计算及说明
结果
df1 = d1 - 2 hf =60.606 – 7.5 = 53.106 mm df2 = d2 - 2 hf = 239.3939 – 7.5= 231.8939 mm 齿宽：b1 、b2
b2 =ψd .d1 = 1×60.606 =60.606 mm 取 b2 =60mm b1 = b2 + （5～10）= 65～70 mm 取 b1 =66mm
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计算及说明
结果
一、 传动方案的拟订
1、 传动方案图选任务书方案
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一. 选择电动机类型按工作要求和条件，选用Y 型异步电动机封闭式结构，电压380V 。
二. 选择电动机容量工作机主轴功率P W =FV=2500×1.5=3.75KW传动装置的总功率ηa =η1.η23. η3. η4. η5=0.95×0.993×0.96×0.99× 0.96=0.841 式中（由表2-2查得）η1=0.95 η2=0.99 η3=0.96 η4=0.99 η5=0.96分别为V 带传动.轴承.齿轮传动（齿轮精度为8级，不包括轴承效率）联轴器.卷筒∴.P d =w aP η=3.75kw0.841=4.459kw三. 确定电动机转速 卷筒轴工作转速为:η=60×1000×1.5πD =60×1000×1.5π×260110.24r min按表2.1推荐的传动比合理范围初取V 带传动的传动比为1i '=2∼4 齿轮传动比2i '=3∼7则总传动比合理范围为i '=21i i ''=6∼28∴电动机转速的合理范围为n d =i 'n=（6∼28）×110.24=（661.2∼3086.72）r min根据电动机详细技术特征和外形及安装尺寸见表 根据额度功率P ed ≥P d ，且转速满足 661.2r min <n d <3086.72r min 选电动机型号为：Y132S-4 nd=1440r min 四.传动装置的总传动比及分配传动比 1.总传动比 i=n d n 1=1440110.2413.062.分配各级传动比分配传动装置传动比 i=1j i i式中1i 、j i 分别为V 带传动和减速器的传动比为使V 带传动外廓尺寸不至于过大；初取1i =2.8则齿轮的传动比为： 2i =i i 1=13.062.8=4.66五.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴功率按工作机所需功率及传动效率进行计算 各轴的功率为：I 轴输入功率：I P 入=P d .η1=4.459×0.95=4.23kwII 轴输入功率：II P 入=I P 入.η2.η3=4.23×0.99×0.96=4.02kw III 轴输入功率：III P 入= II P 入.η2.η4=4.02×0.99×0.99=3.94KW (2)各轴的转速： I 轴的转速：n 1 =n i 1=14402.8=514.29r min II 轴的转速：n 2 =n 1i 1514.294.66=110.36r minIII 轴的转速：n 3=n 2=110.36r min（3）各轴的转矩为:I 轴的输入转矩 T 1=T d .i 1.η1=29.57×2.8×0.95=78.66N.mII 轴的输入转矩 T 2=T 1.i 2.η2.η3=78.66×4.66×0.99×0.96=348.37N.m III 轴的输入转矩 T3=T 2.η2η4=348.37×0.99×0.99=341.44N.m设计V 型带1.确定计算功率P CPC=K A .P ，已知P=5.5kw ，查表得K A =1.2 则P C =6.6kw2.选择带型 根据计算功率P C =6.6kw 和小带轮转速n 1=n d =1440r/min 查表得选A 型带3.确定V 带轮基准直径查表知A 型带的d min =75mm i=2.8 ε=0.02 n 2=14402.8=514.29r/minD d2 =n1n 2d d1 1−ε =2.8×100 1−0.02 =274.4查表 取dd1=100mm dd2=280mm 4.验算带速： V=πd d1n 160×1000π×100×144060×1000=7.54m/s5.确定带的基准长度L d 和中心距a按设计要求， 初取中心距 a 0=450mm ，符合0.7（d d1+d d2）<2（d d1+d d2） 即262.08<a 0<748.8 计算V 带的基准长度L 0 L 0=2a0+π2 （d d1+d d2）+（d d2−d d1）24a 0=2×450+π2（100+274.4）+（274.4−100）24×450=1504.708mm ≈1505mm 查表得L d =1550mm 计算实际中心距 a ≈a 0+L d −L 02=450+1550−15052=472.5mma min =a-0.015L d =472.5-0.015×1550=449.25mm a max =a+0.03L d =472.5+0.03×1550=519mm 6.验算小带轮包角 1 =1800−d d1−d d2a×57.30=1800−（274.4−100）472.5×57.30=158.850 ≈15907.确定V 带根数查表得：P 0=1.32kw △P 0=0.17kw K α=0.95 K L =0.98Z=Pc P 0=P Cp0+△P 0= 6.61.32+0.17 ×0.95×0.98=4.76所以Z=5根8.确定单根V 带的初拉力 F 0=500P C ZV2.5K α−1 +qV 2=500×6.65×7.54 2.50.95−1 +0.1×7.542=148.5N9.带传动作用在带轮轴上的压力F 0=2ZF 0sinα12=2×5×148.5×sin15902=1460N10.带轮结构设计设计斜齿轮大带轮n 2= 514.29r min ，即为减速器中的小齿轮转速n 3= 514.29r min 滚子的转速为110.36r min ，即为减速器中的大齿轮转速n 4=110.36r min 输入减速器轴的功率P 减=4.459×0.95=4.23kw ，每年工作300天（1） 取齿轮材料及热处理方法采用硬齿面，参考表；大小齿轮都用45#钢，表面淬火。
减速器毕业设计
减速器毕业设计
减速器是一种常见的机械传动装置，广泛应用于各个领域中。
本文的毕业设计目标是设计一种小型减速器，以实现高效率、低噪音和稳定的运行。
首先，需要进行减速器的结构设计。
考虑到减速器的使用需求，设计采用了螺旋伞齿轮传动结构。
该结构具有传动效率高、传动平稳等优点。
通过计算和选型，确定了减速器的减速比，并设计了减速器的齿轮尺寸和齿数。
其次，需要进行减速器的材料选择和强度计算。
在材料选择上，考虑到减速器的使用环境和传动力矩要求，选用了高强度钢材作为主要材料。
通过应力分析和强度计算，保证减速器在正常工作负载下不会发生弯曲、断裂等问题。
接下来，需要进行减速器的润滑设计。
润滑是减速器正常运行的关键，能够减少磨损和摩擦，延长使用寿命。
设计采用了油润滑方式，并选用了适当的润滑油。
通过润滑油的供给方式和润滑系统的设计，保证减速器在工作过程中能够良好的润滑。
最后，进行减速器的性能测试和分析。
通过实际搭建小型减速器样机，进行加载和负载测试。
通过测试数据的分析，评估减速器的传动效率、噪音和运行稳定性等性能指标。
综上所述，本文的毕业设计是设计一种小型减速器，通过结构设计、材料选择、强度计算、润滑设计和性能测试等环节，实
现高效率、低噪音和稳定的运行。
该设计对于提高传统减速器的性能和优化其应用具有一定的实际意义。
行星减速机毕业设计
行星减速机毕业设计【篇一：卸船机用行星减速机的设计(毕业设计)】目录摘要 (1)第一章绪论 (3)1.1行星齿轮传动的发展概况 (3)1.2目前行星齿轮传动正向以下几个方向发展： (4)1.3行星齿轮传动的优缺点 (6)1.4课题特点 (6)1.5反求设计 (7)第二章传动方案的选择和分配传动比 (10)2.2.1起升机构传动比分配 (12)2.2.2行走机构传动比分配 (13)第三章行星齿轮传动的啮合计算 (14)3.1 齿数的选择和计算 (14)3.1.1 配齿计算 (14)3.1.2 验证配齿条件 (15)3.2 几何尺寸计算 (18)3.3 啮合效率计算 (19)3.4齿轮传动的几何尺寸 (20)3.4.1 行走机构 (20)3.4.2 起升、开闭机构 (21)3.4.3 行星传动几何尺寸 (22)第四章齿轮传动的强度计算 (23)4.1.行走机构第一对齿轮 (23)4.2行走机构第二对齿轮 (28)4.3起升、开闭机构齿轮传动的强度计算 (31)4.4行星齿轮传动的强度计算 (34)4.5行星轮心轴与轴承寿命的计算 (38)4.6轴的键强度计算 (39)第五章结构设计 (41)5.1行星传动主要零件设计 (41)5.1.1 齿轮的结构设计 (41)5.1.2 行星轮轴直径 (41)5.2输入、输出轴轴径的确定 (42)5.3行星架的结构设计 (43)5.4 机体的结构设计 (44)第六章均载装置的设计 (46)6.1 均载装置的选择 (46)6.2 行星轮间载荷分布不均匀性分析 (46)6.3均载机构简介 (49)6.4浮动齿轮联轴器的设计研究 (50)6.4.1几何尺寸计算 (51)6.4.2强度计算 (52)第七章设计总结 (53)参考文献 (54)致谢 (55)卸船机用行星减速机的设计【摘要】本次设计是对卸船机用行星减速机设计进行研究，卸船机用行星减速机设计要求效率高﹑简化结构﹑减轻重量，对大梁的作用力减小等目的。
(完整版)减速机设计毕业设计
摘要传统的摆线针轮减速机精确度不够，不能应用于精密传动的场合，本课题旨在改进传统的行星针轮摆线减速机，提高精度和效率。
通过改进齿轮啮合副以及使用精度更高的等速输出机构来实现。
本设计通过对基本机构的分析来确定本设计机构的可能性，然后通过接触强度的计算进行摆线轮尺寸的确定，摆线齿轮的尺寸确定后就可以确定针轮的尺寸，通过摆线齿轮的尺寸来初步确定十字盘的尺寸，通过对十字盘的校核来验算尺寸是否合格，不合格继续修改参数，进行下一轮计算，直到算出合格的参数为止。
然后通过选取联轴器来确定轴的最小尺寸，在根据轴上零件尺寸来确定各轴段尺寸，最后确定整个减速器的尺寸。
通过查阅公式进行了一系列计算后，各零部件的强度都符合要求，确定了本设计的改进方案在理论上的合理性和可行性。
关键词：行星传动摆线齿轮十字钢球等速输出机构变齿厚AbstractTraditional cycloidal reducer precision is not enough, can not be applied to precision transmission occasions, this subject aims to improve the traditional needle wheel planetary cycloid reducer, improve accuracy and efficiency. By improving the gear meshing pair and use higher precision constant output mechanism.This design through the analysis of basic mechanism to determine the possibility of the design organization, and then through the calculation of contact strength for determination of cycloid gear size, the size of the cycloidal gear is determined can determine the size of needle wheel, through the size of the cycloidal gear to preliminarily determine the dimensions of the cross plate, plate through the cross checking to check the size whether qualified, unqualified continue to modify parameters,calculation of the next round until work out qualified parameters. Then select coupling to determine the minimum size of shaft, in according to the size of shaft parts to determine the various shaft section size, finally determine the size of the whole reducer.By looking at in a series of calculation formula, the strength of the parts meet the requirements, determine the improvement scheme of the design in theory the rationality and feasibility.Keywords：Planetary-transmission; Cycloid ; Cross steel ball uniform output mechanism; Variable tooth thickness目录第1章绪论 (1)1.1 目的和意义 (1)1.2 摆线针轮与钢球等速输出机构的国内外研究概况 (1)1.2.1 摆线针轮减速器的国内外研究概况 (2)1.2.2 无隙钢球等速输出机构的研究现状 (3)1.3 主要研究内容 (4)第2章传动总体设计 (5)2.1 传动机构设计 (5)2.1.1 机构的改进方案 (5)2.2.1 总体的结构设计 (8)2.2 计算负载以及电机的选择 (9)第3章摆线齿轮的设计及校核 (10)3.1 摆线齿轮的受力分析 (10)3.2 摆线轮及针轮的校核计算 (13)3.2.1 齿面接触强度计算 (13)3.2.2 针齿抗弯曲强度计算及刚度计算 (14)3.3 摆线针轮的计算和校核过程 (14)3.4转臂轴承的选择 (19)第4章十字钢球等速输出机构的计算及校核 (20)4.1 结构组成及工作原理 (20)4.2 无回差特性分析 (21)4.3 力学性能分析 (23)4.3.1 钢球滚道槽啮合副的受力分析 (23)4.3.2 强度分析 (26)4.4 十字钢球等速输出机构的计算和校核 (27)第5章轴的设计计算及校核和键的校核 (30)5.1 轴的设计及校核过程 (30)5.1.1 输入轴的设计与校核 (30)5.1.2 输出轴的设计与校核 (35)5.2 键的校核 (41)结论 (41)致谢 (42)参考文献 (42)第1章绪论减速器是各种机械设备中最常见的部件,它的作用是将电动机转速减少或增加到机械设备所需要的转速,摆线针轮行星减速器由于具有减速比大、体积小、重量轻、效率高等优点，在许多情况下可代替二级、三级的普通齿轮减速器和涡轮减速器，所以使用越来越普及，为世界各国所重视。
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设计说明书一、前言1(—)课程设计的目的(参照第1页)机械零件课程设计是学生学习《机械技术》（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。
同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。
(二)传动方案的分析(参照第10页)机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低．在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之—。
本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。
说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成)。
设计说明书1二、传动系统的参数设计已知输送带的有效拉力单向运转。
1)选择合适的电动机；2)计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3)计算传动装置的运动参数和动力参数。
解：1、选择电动机(1)选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
(2)选择电动机容量工作机所需功率：,其中带式输送机效率ηw=0.94。
电动机输出功率：其中η为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V 带传动效率ηg、两对滚动轴承效率ηr2、及联轴器效率ηc，值由表10—1(134页)查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。
使电动机的额定功率Pm＝(1～1.3)Po，由表10—110(223页)查得电动机的额定功率(3)选择电动机的转速根据表3—1确定传动比的范围：取V带传动比i b＝2～4，单级齿轮传动比i g＝3～5，则总传动比的范围：i＝(2X3)～(4X5)＝6～20。
在这个范围内电动机的同步转速有1000r／min和1500r／min，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为（223页）2、计算总传动比并分配各级传动比(1)计算总传动比：i=n m／n W=8～14(2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足i b<i g，可取i b＝2～3，则齿轮传动比i g＝i／i b(在4左右，取小数点后两位，不随意取整)。
3、计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速：n1=n m/i b n11=n1/i g n w=n11(2)各轴的功率：P1=P m·ηb P11=P1·ηr·ηg P w=P11·ηr·ηc(3)各轴的转矩：T0=9550P m/n m T1=9550P1/n1T11=9550P11/n11T w=9550P w/n wY 系列异步电动机，其额定功率主动轮转速n w =960,从动轮的转速四、齿轮的设计计算已知传递的名义功率P1＝5.28，小齿轮转速n436.36，传动比i g＝4.05连续单算v=10006011⨯n d π=3.08因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径 由图35-30b 得Kv=1.03, K=1.276， d1=59.5,()2121d d +=α=147.6，取150mm 1cos 1Z d m β==2.48, 取m=2.5 d1=12+u a=60 d2=ud1=240 b= 1dd ψ=取b1=70,b2=603） 结构设计以大齿轮为例。
因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。
其他有关尺寸参看大齿轮零件图。
五、轴的设计计算(一)主动轴的设计计算已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=384，小齿轮分度圆直径d1=60， 啮合角d=20，轮毂宽度B 小齿轮＝700mm ，工作时为单向转动。
解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表39—1、39—8) 轴名 材料 热处理 硬度 抗拉强度 许用弯曲应力 主动轴 45号钢 调制 217~255 650MPa 60MPa2、画出轴的结构示意图：计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d12、计算d2由教材表39-7得：A=118～106，取A=118(取较大值) d1"311=⋅≥n P A 27.14, 轴上有一个键槽，故轴径增大５％d1=30(二)从动轴的设计计算已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240啮合角α=20°轮毂宽度B大齿轮＝600mm，工作时为单向转动。
解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表39—1、39—8) 轴名材料热处理硬度抗拉强度ob 许用弯曲应力[o川b从动轴45号钢正火170-217 600MPa 55MPa画出轴的结构示意图计算项目计算内容计算结果1、计算d，2、计算d23、计算d34、计算d45、计算d56、计‘算d6 由教材表39-7得：A=118～106，取A=115 (取较大值)d1"311=⋅≥nPA, 轴上有一个键槽，故轴径增大5％∴d1’=d1”×（1+5%）＝45，为使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。
查184页，相配合的联轴器选 HL4 型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为dl’，半联轴器长l=112。
d2’=d1+2a1=d1十2×(0.07-0.1)×dl=36.48-38.4，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=55。
(191页)d3’=d2+(1～5)mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=。
所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8d4’=d3+(1～5)mm=，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径：一般取0,2,5,8为尾数。
取d4=62d5’=d4+2a4=d4+2×(0.07-0.1)×d4，d5=75(取整)d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类犁。
d1=45d2=55d3=60d4=62d5=75d6=60计算项目计算内容计算结果1、计算Ll2、计算L23、计算13半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应比l略短一些，按138页取L1=82l2=l1+e+m‘=50e=1．2d3，其中d3为螺钉直径，查表5—1(23页)m=L-Δ3-B轴承小=6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表5—1。
l1、Δ3小查表6—8(75页，按凸缘式端盖查l1),若m<e取m=e即可。
L3=B轴承大+Δ2大+Δ3大，Δ2大＝Δ2小＋２大小－BB=54（公式中ＢL1=82L2=50L3=54L4=58计算注意事项：1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等(一)主动轴外伸端处键的校核已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1＝131，轴径为d1=30，轴长L1=58 带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击极限偏差为：043.0062.0。
毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深 h=4.9 mm 。
H7对应的极限偏差为0.0304)绘制键槽工作图(二)从动轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T 11=505轴径为d1=45，宽度L1=82。
计算项目 计 算 内 容 计算结果 1)键的类型 及其尺寸 选择 2)验算挤压强度 3)确定键槽尺寸及相应的公差 带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A 型 平键联接。
根据轴径d=45，由表10-33(165页)，查得：键宽 b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70 将I=L —b ，k=0.4h 代入公式得挤压应力为 =⋅⋅⨯=d l k T p 10002σ 52.41Mpa 由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应 力[p σ]50—60MPa ，ap<[p σ]，故挤压强度足够。
(以6775r H Φ为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm ，r6对应的极限偏差为：043.0062.0。
毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm 。
H7对应的极限偏差为0.030键b ×h 键长L=70=p σ52.41ap<[Op] 强度足够(三)从动轴齿轮处键的校核已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=505，轴径为d1=52，宽度L4=58。
齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击计算项目计算内容计算结果1)键的类型及其尺寸选择2)验算挤压强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。
根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45将I=L—b，k=0.4h代入公式得挤压应力为=⋅⋅⨯=dlkTp10002σ 59.17Mpa由教材表33—3查得，轻微冲击时的许用挤压应力[pσ]50—60MPa，ap<[pσ]，故挤压强度足够。
(以6775rHΦ为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=7．5mm，r6对应的极限偏差为：043.0062.0。
毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm。
H7对应的极限偏差为0.030键b×h键长L=45=pσ59.17ap<[Op]强度足够注意：从动轴的许用挤压应力[op]：100—120Mpa。
键的工作图都需要画出。
七、轴承的选择与验算八、联轴器的选择与验算已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08 计算项目计算内容计算结果1、类犁选择2、计算转矩3、型号选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。