减速器轴的结构设计
二级减速器 课程设计 轴的设计
轴的设计图1传动系统的总轮廓图一、轴的材料选择及最小直径估算根据工作条件，小齿轮的直径较小（），采用齿轮轴结构，选用45钢，正火，硬度HB=。
按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。
值由表26—3确定：=1121、高速轴最小直径的确定由，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。
则，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以选择合适的联轴器，取，为电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166：，，综合考虑各因素，取。
2、中间轴最小直径的确定，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。
3、低速轴最小直径的确定，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则，参见联轴器的选择，查表6-96，就近取联轴器孔径的标准值。
二、轴的结构设计1、高速轴的结构设计图2（1）、各轴段的直径的确定：最小直径，安装联轴器：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85（采用毡圈密封），：滚动轴承处轴段，，滚动轴承选取30208。
：过渡轴段，取：滚动轴承处轴段（2）、各轴段长度的确定：由联轴器长度查表6-96得，，取：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定：由滚动轴承确定：由装配关系及箱体结构等确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由小齿轮宽度确定，取2、中间轴的结构设计图3（1）、各轴段的直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，，滚动轴承选30206 ：低速级小齿轮轴段：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：高速级大齿轮轴段：滚动轴承处轴段（2）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、装配关系确定：由低速级小齿轮的毂孔宽度确定：轴环宽度：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定3、低速轴的结构设计图4（1）、各轴段的直径的确定：滚动轴承处轴段，滚动轴承选取30210：低速级大齿轮轴段：轴环，根据齿轮的轴向定位要求：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位：滚动轴承处轴段：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封）：最小直径，安装联轴器的外伸轴段（2）、各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由低速级大齿轮的毂孔宽确定：轴环宽度：由装配关系、箱体结构确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定：由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定：由联轴器的毂孔宽确定轴的校核一、校核高速轴1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，轴上安装的30208轴承，从表6-67可知它的负荷作用中心到轴承外端面的距离为，支点跨距，高速级小齿轮作用点到右支点B的距离为，距A为图52、计算轴上的作用力如图4—1，求：；3、计算支反力并绘制转矩、弯矩图（1）、垂直面图6；图7（2）、水平面图8；；；图9（3）、求支反力，作轴的合成弯矩图、转矩图图10 1轴的弯矩图图11 1轴的转矩图（4）、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，因为是单向回转轴，所以扭转应力视为脉动循环应力，折算系数。
减速器轴的设计计算
减速器轴的设计计算
减速器轴的设计是确定减速器传动的核心部件，其设计准则包括承受
传动力、拆装方便、材料选用、轴的尺寸计算等。
本文将结合减速器轴的
设计计算进行详细介绍。
首先，减速器轴的设计首先需要确定承受的传动力。
传动力是由输入
功率、转速和传动比决定的，在设计轴时应根据传动装置的工作条件和要
求进行合理估计。
接下来，根据传动力的要求，选用合适的材料。
轴材料的选择必须具
备足够的强度和刚性来承受传动力，并且还要考虑轴材料的可加工性和耐
腐蚀性。
常用的轴材料包括碳素钢、合金钢、不锈钢等。
然后，进行轴的尺寸计算。
轴的尺寸计算主要包括直径和长度的计算。
轴的直径计算主要考虑弯曲强度和扭转强度两个方面。
弯曲强度要求轴的
直径足够大，以保证在工作过程中不会产生过大的弯曲应力。
扭转强度要
求轴的直径足够大，以保证能够承受传动力带来的扭转应力。
轴的长度计
算要考虑到减速器的结构尺寸和传动模式。
最后，进行轴的校核计算。
轴的校核主要包括强度校核和刚度校核。
强度校核要求轴的强度满足载荷计算中计算得出的弯曲强度和扭转强度的
要求。
刚度校核要求轴的刚度满足传递力矩时的挠度要求。
综上所述，减速器轴的设计计算包括承受传动力的确定、材料选用、
轴的尺寸计算和轴的校核计算等几个方面。
合理的设计计算能够保证减速
器轴满足传动要求，并且具备足够的强度和刚度，提高减速器的可靠性和
使用寿命。
减速器输出轴的设计论文
减速器输出轴的设计论文一、引言减速器是机械传动系统中的重要组成部分，用于降低转速并增加扭矩，以满足不同工作需求。
输出轴是减速器的重要组成部分之一，其设计合理性直接影响到减速器的性能和使用寿命。
本文将就减速器输出轴的设计进行探讨。
二、减速器输出轴的设计要求1.强度和刚度：输出轴在工作过程中需要承受较大的扭矩和转速，因此必须具有足够的强度和刚度，以确保其在使用过程中的稳定性。
2.精度：输出轴的精度直接影响到减速器的传动精度和稳定性。
因此，在设计输出轴时，需要考虑到加工精度的影响，并选择合适的材料和加工工艺。
3.耐腐蚀性：减速器输出轴在使用过程中，会接触到水分、油污等物质，因此需要具有良好的耐腐蚀性。
4.成本：在设计输出轴时，需要考虑成本因素。
在满足使用要求的前提下，应尽可能选择价格低廉、易于加工的材料和工艺，以降低生产成本。
三、减速器输出轴的设计步骤1.确定输出轴的转速和扭矩：根据减速器的使用要求，确定输出轴的转速和扭矩。
这些参数将直接影响到输出轴的设计。
2.选择合适的材料：根据使用要求和成本考虑，选择合适的材料。
常用的材料包括碳钢、合金钢、不锈钢等。
3.设计轴的结构：根据强度和刚度要求，设计输出轴的结构。
包括轴的直径、长度、形状、材料等方面的设计。
4.确定支承方式：根据精度要求和结构特点，确定支承方式。
常用的支承方式包括滚动轴承支承、滑动轴承支承等。
5.校核强度和刚度：根据设计好的结构和使用要求，对输出轴进行强度和刚度校核。
确保输出轴在使用过程中具有足够的强度和刚度。
6.考虑耐腐蚀性：根据使用环境的要求，对输出轴进行防腐蚀处理。
例如涂层防腐、不锈钢材料等。
7.优化设计：根据校核结果和加工工艺的要求，对设计进行优化。
包括结构优化、材料选择优化等方面。
8.加工和装配：按照设计图纸进行加工和装配。
确保加工精度和装配质量符合要求。
9.测试和验收：对加工完成的输出轴进行测试和验收。
确保其性能和使用寿命符合设计要求。
减速器轴的结构设计共45页
41、学问是异常珍贵的东西，从任何源泉吸 收都不可耻。——阿卜·日·法拉兹
42、只有在人群中间，才能认识自 己。——德国
43、重复别人所说的话，只需要教育； 而要挑战别人所说的话，则需要头脑。—— 玛丽·佩蒂博恩·普尔
44、卓越的人一大优点是：在不利与艰 难的遭遇里百折不饶。——贝多芬
45、自己的饭量自己知道。——苏联
减速器轴பைடு நூலகம்结构设计
1、战鼓一响，法律无声。——英国 2、任何法律的根本；不，不成文法本 身就是 讲道理 ……法 律，也 ----即 明示道 理。— —爱·科 克
3、法律是最保险的头盔。——爱·科 克 4、一个国家如果纲纪不正，其国风一 定颓败 。—— 塞内加 5、法律不能使人人平等，但是在法律 面前人 人是平 等的。 ——波 洛克
减速器轴的设计
轴的设计图1传动系统的总轮廓图一、轴的材料选择及最小直径估算根据工作条件，小齿轮的直径较小(d i 40mm)，采用齿轮轴结构，选用45 钢，正火，硬度 HBW70: 217。
按扭转强度法进行最小直径估算，即d min A o 3 n 初算轴径，若最小直径轴段 开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。
A 值由表26—3确定：A o =1121、高速轴最小直径的确定由d ；min A 03国 112 32.47515.36mm ，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有Y q V 960 一个键槽。
则d 1min d ；min 1 7% 15.36 1 7% 16.43mm ，由于减速器输入轴通 过联轴器与电动机轴相联结，贝U 外伸段轴径与电动机轴径不得相差太大，否则难以 选择合适的联轴器，取d 1min 0.8d m ,d m 为电动机轴直径，由前以选电动机查表6-166 : 2、中间轴最小直径的确定标准值 d 2min 30mm 。
3、低速轴最小直径的确定47.51mm ，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一1 7% 47.51 50.84m m ,参见联轴器的选择，查 表6-96，就近取联轴器孔径的标准值d 3min 55mm二、轴的结构设计1、高速轴的结构设计(1)、各轴段的直径的确定d m 38mm ， d^n0.8 38 30.4mm ，综合考虑各因素，取 d^n 32mm 。
28.56mm ，因中间轴最小直径处安装滚动轴承, 取为2min键槽，则d 3mind11 ：最小直径，安装联轴器 d11 d1min 32mmd12 ：密封处轴段，根据联轴器轴向定位要求，以及密封圈的标准查表6-85 （采用毡圈密封）， d12 35mmd13 ：滚动轴承处轴段， d13 40mm ，滚动轴承选取30208。
d14 ：过渡轴段，取 d14 45mmd15 ：滚动轴承处轴段 d15 d12 35mm（2）、各轴段长度的确定111:由联轴器长度查表6-96得，L 60mm,取l n 42mm112:由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定I i2 55mm113:由滚动轴承确定 l i3 i9.25mm114:由装配关系及箱体结构等确定l i4 89mml is :由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定 h 32.25mml16:由小齿轮宽度b| 40mm确定，取l16 40mm2、中间轴的结构设计图3（1）、各轴段的直径的确定d2i :最小直径，滚动轴承处轴段，d2i d2min 30mm，滚动轴承选30206d22 :低速级小齿轮轴段d22 32mmd23 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求 d23 38mmd24 :高速级大齿轮轴段d24 32mmd25 :滚动轴承处轴段d2s d2i 30mm（2）、各轴段长度的确定121:由滚动轴承、装配关系确定 J 32.25mm122:由低速级小齿轮的毂孔宽度b3 72mm确定I22 70mml23 :轴环宽度 l23 i0mm124 :由高速级大齿轮的毂孔宽度b2 45mm确定l24 40mm125：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 l25 32.25mm3、低速轴的结构设计图4 （1）、各轴段的直径的确定d31 :滚动轴承处轴段 d31 50m m ，滚动轴承选取30210d32 :低速级大齿轮轴段 d32 52 mmd33 :轴环，根据齿轮的轴向定位要求 d33 62mmd34 :过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位 d34 57mmd35 :滚动轴承处轴段 d35 50mmd36 :密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（采用毡圈密封） d36 40mmd37 :最小直径，安装联轴器的外伸轴段d37 d3min 38mm（2）、各轴段长度的确定131:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定l3i 40.75mm132:由低速级大齿轮的毂孔宽 b4 75mm 确定 l32 70mm133:轴环宽度I33 10mm134:由装配关系、箱体结构确定I34 62mm135:由滚动轴承、挡油盘及装配关系确定I35 21.75mm136:由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定136 52mmI37 :由联轴器的毂孔宽L i 60mm确定I37 58mm。
(9) 减速器轴的设计计算.doc
轴的设计1、轴的机构设计 (1) 轴的设计计算① 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算： 3npA do ≥ 其中：首选45号钢进行设计，查表A O =120,P=10.56 ,n=486.7r/min 于是d 1≥33.47取d 1=34m②作用在齿轮上的力F t =112d T =31033.7723.2072⨯⨯=5.34⨯103N （其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）F r =F t βcos tan n a ⨯=2⨯103N （其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）F a =F t ·tan β=1342N同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d 2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N 、F r = 1023 N 、 F a =780 NⅢ轴 d 3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N 、F r =3100 N 、 F a =1800 N (2) 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示根据图示力的分析可知道：由图（b ）得F r1v =5.1905.6625.661+⨯-⨯d Fa Fr =5.1905.6625.678145.661007.13+⨯-⨯⨯=170N F r2v =F r -F r1v =1070-170=900NF r1H =5.1905.665.66+F t =7.29⨯102F r2H =F r -F r1H =2820-729=2091F r1=2211Hr F F v r +=22900170+=748.6 NF r2=2222H r v r F F +=222091729+=2276.5 N 2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为F d =0.68⨯F r (5-8)F d1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N F d2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：∴ F a1=F d1=509.6 NF a2=F a +F d1=1323 N3 求轴承的当量动载荷 11r a F F =6.7486.509=0.68=e(5-9)22r a F F =5.22761323=0.58<e 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X 1=1 ; Y 1=0 对轴承2： X 2=1 ; Y 2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，f p =1.0～1.2则 P 1=f p(X 1F r1+Y 1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46(5-10)P 2=f p (X 2F r2+Y 2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命L h =ε⎪⎪⎭⎫⎝⎛266010P C n =72060106⨯⨯315.250423500⎪⎭⎫ ⎝⎛=19131 h<28800 h(5-12)寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC,在次进行验证：L h ’=72060106⨯⨯398.259732800⎪⎭⎫ ⎝⎛=420839 h>28800 h(5-13)满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。
(完整版)减速器的轴及轴上零件的结构设计
减速器的轴及轴上零件的结构设计一、轴的结构设计轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。
轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。
下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
符号确定方法及说明d1按许用扭转应力进行估算。
尽可能圆整为标准直径，如果选用标准联轴器，d1应符合联轴器标准的孔径。
d2d2= d1+2a，a为定位轴肩高度。
通常取a=3-10mmd2尽可能符合密封件标准孔径的要求，以便采用标准密封圈。
d3此段安装轴承，故d3必须符合滚动轴承的内径系列。
为便于轴承安装，此段轴径与d2段形成自由轴肩，因此，d3= d2+1~5mm，然后圆整到轴承的内径系列。
当此轴段较长时，可改设计为两个阶梯段，一段与轴承配合，精度较高，一段与套筒配d4d4= d3+1~5mm（自由轴肩），d4与齿轮孔相配，应圆整为标准直径。
d5d5= d4+2a，a为定位轴环高度，通常可取a=3~10mmd6d6= d3，因为同一轴上的滚动轴承最好选取同一型号。
图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
符号确定方法及说明L1按轴上零件的轮毂宽度决定，一般比毂宽短2~3mm。
也可按（1.2~1.5）d1取定。
L2L2=l3+l4(l3为轴承端盖及联接螺栓头的高度)L3L3=B+l2+⊿2+(2~3) B轴承宽度L4L4按齿轮宽度b决定，L4=b-(2~3)mmL5 无挡油环时，L5=B 有挡油环时，L5=B+挡油环的毂宽注：表中l2、l3、l4、⊿2参见表1-2-4。
由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离l4；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸l3；轴承端面至箱体内壁的距离l2；转动零件端面至箱体内壁的距离⊿2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。
关于轴的设计和计算
轴是减速器的主要零件之一，轴的结构决定轴上零件的位置和有关尺寸。
当轴的长度和支承位置尚未确定时，无法按弯扭合成强度条件完成转轴的初步计算，为此可先绘制减速器轴的布置简图，初定支承跨距，根据所受传动零件载荷的大小、方向和作用点求出轴的支承反力，并作出轴的弯矩图和转矩图，再按弯扭合成强度条件初步计算轴的直径，最后进行轴的结构设计和轴的精确强度计算。
1．绘制轴的布置简图和初定跨距现以两级圆柱齿轮减速器为例，见图1-1。
由减速器传动零件的设计计算得知齿轮传动中心距和齿轮结构参数。
选定比例尺，按高速级、低速级中心距、和齿轮几何尺寸画出三根轴线和齿轮轮廓，并参考同类型减速器结构画出轴、轴承及减速器箱体内壁和轴承孔。
考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸S，可取mm；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸，可取mm；为保证滚动轴承放入箱体轴承孔内，计入尺寸，当轴承采用油润滑时，可取mm，当轴承采用脂润滑时，可取mm；初取轴承宽度mm，、、分别表示1轴、2轴、3轴所用滚动轴承宽度；和分别为减速器高速级小齿轮宽度和低速级小齿轮宽度。
由此，初步取定轴及轴上零件的相互位置，求得三根轴的支承跨距分别为:待有关零件的结构尺寸确定后，可对初定跨距进行修正。
一般情况下，如出入不大或偏于安全，则不必修改及重新计算。
对于蜗杆减速器，绘制布置简图的方法与圆柱齿轮减速器相同，见图1-2。
为提高蜗杆轴的刚度，应尽量缩小支承跨距，可按下式初步取定mm式中—蜗轮顶圆直径， mm。
当蜗杆左端装一对向心角接触轴承时，可取 mm；当蜗杆两端滚动轴承对称布置时，可取 mm。
蜗轮轴的支承跨距一般由箱体宽度确定，也可先按下式初步取定：mmmm式中—蜗杆顶圆直径，mm。
百度搜索机智ask 了解更多相关内容2．轴的受力分析作用在轴上的载荷有：齿轮或蜗杆蜗轮的啮合力；传递的转矩；零件的自重（若自重与啮合力相比很小时可略去不计）；支承反力（未知）。
由力或力矩平衡条件求出支承反力并作轴的弯矩图及转矩图。
(完整版)减速器的轴及轴上零件的结构设计
减速器的轴及轴上零件的结构设计一、轴的结构设计轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。
轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。
下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
® 1-2-2、阶梯轴各段长度的确定图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
2342由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离14；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸13；轴承端面至箱体内壁的距离12；转动零件端面至箱体内壁的距离"2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。
因此，阶梯轴各段的长度应通过装配草图设计过程中边绘制边计算确定。
尤其值得注意的是：当各零件相对位置确定以后，支承点的跨距即可确定，这时就可以计算支承反力，对轴的危险截面进行复合强度核核以及轴承寿命计算等，如果轴的强度不合格或者轴承寿命不符合要求，这时就要重新选择轴承和调整结构。
当然，轴的各阶梯段直径和长度也相应发生变化。
由上述可知，轴的结构设计应该在装配草图设计过程中，以边绘图、边计算、边修改的方式逐步完成。
表1-2-4为单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸关系。
二、齿轮的结构设计中小型减速器的齿轮一般用锻钢制造。
当齿轮的齿顶圆直径da W 200mm时，可以做成圆盘式结构。
当齿轮的齿根圆与键槽底部的距离小于!& （&为模数）时，则齿轮与轴应做成一体的齿轮轴。
当da=200~500时，可以做成腹板式结构。
齿轮结构设计可参照教科书有关章节进行。
三、支承部件的结构单级圆柱齿轮减速器轴的支承一般采用滚动轴承，如图1-2-18所示。
减速器轴的结构设计
减速器轴的结构设计减速器轴是减速器中的核心零件之一，其设计合理与否直接关系到减速器的性能和使用寿命。
下面将针对减速器轴的结构设计进行详细介绍。
1.材料选择减速器轴承受较大的转矩和轴向载荷，在设计之初需要选择适合的材料。
常用的材料有优质碳素结构钢和铸铁。
碳素结构钢具有较高的强度和耐磨性，适用于大型和高质量的减速器。
而铸铁则相对便宜，适用于小型和中小型的减速器。
2.轴的材料处理为了提高轴的硬度和耐磨性，常对轴进行热处理，如淬火和韧化处理。
淬火后的轴具有较高的表面硬度和强度，但韧性较差，容易发生断裂。
韧化处理则可以提高轴的韧性和冲击强度，减少断裂风险。
a.轴的形状与尺寸：轴的形状通常为圆柱形，通过对轴的直径和长度进行合理的设计，可以满足不同的工作条件和载荷要求。
b.轴的轴心布局：减速器中的传动部件通常有多个轴，轴的轴心设计需要保证各个轴之间的相对位置准确，以确保传动精度。
c.轴的键槽和轴承孔设计：轴上的键槽用于固定轴与其他传动部件的连接，需要根据实际需要进行合理的尺寸和设计。
轴承孔则用于安装轴承，需要根据轴承的类型和尺寸进行合理的设计，以提高轴的支撑能力和传动精度。
d.轴的表面处理：为了减少摩擦阻力和提高轴的耐磨性，轴的表面常进行光亮处理、化学镀硬铬等处理。
e.轴的孔设计：轴上的孔用于安装其他零件，如键、销轴等。
孔的设计需要满足准确的位置和尺寸要求，以确保传动的顺利进行。
4.轴的优化设计为了提高减速器轴的性能和寿命，可以对轴进行优化设计，包括减少轴的重量和惯性矩，提高轴的刚度和抗弯强度等。
这可以通过采用可靠的结构设计、合理的截面形状和减小轴的直径等方法来实现。
总结起来，减速器轴的结构设计需要综合考虑材料选择、热处理、轴的形状与尺寸、轴的轴心布局、键槽和轴承孔设计、轴的表面处理等因素，以满足减速器的传动精度和使用寿命要求。
在实际设计过程中，还可以根据具体应用需求进行优化设计，进一步提高轴的性能和效率。
一级圆柱齿轮减速器轴的设计
一级圆柱齿轮减速器轴的设计
一级圆柱齿轮减速器轴的设计需要考虑以下因素：
1. 轴的强度：轴的直径与扭矩大小有关，扭矩越大，轴直径越大。
2. 轴的材料：常见的轴材料有C45钢、40Cr、35CrMo等，材料的选择应根据使用条件进行选取。
3. 轴的制造工艺：轴的制造工艺包括车削、磨削、热处理等，这些制造工艺会影响轴的精度和品质。
4. 轴的轴承：轴承的选择应根据载荷和转速来选取合适的型号和规格。
5. 轴的连接方式：连接方式包括键槽、紧定法兰、过盈配合等多种方式。
在设计一级圆柱齿轮减速器轴时，需要综合考虑以上因素，确定轴的直径、材料、制造工艺、轴承和连接方式，以保证轴的可靠性和稳定性。
两级斜齿圆柱齿轮减速器轴的设计
两级斜齿圆柱齿轮减速器轴的设计轴是连接齿轮和动力源的重要组成部分，它起到传递动力和承受载荷的作用。
在设计两级斜齿圆柱齿轮减速器轴时，需要考虑轴的强度、刚度、稳定性和安装等因素。
下面是一种用于设计两级斜齿圆柱齿轮减速器轴的步骤。
1.确定轴的类型和材料：根据具体的设计需求，确定轴的类型，例如直线轴、中空轴或其他类型的轴。
然后选择合适的材料，常见的轴材料有碳钢、合金钢、不锈钢等。
2.计算载荷：通过分析减速器的工作条件和传动功率来计算轴所承受的载荷。
载荷可分为弯矩载荷和轴向载荷两部分，弯矩载荷可通过计算齿轮的转矩和力矩来得到，轴向载荷则取决于齿轮的轴向力。
3.设计轴的尺寸：使用轴弯矩、轴向载荷和材料的强度和刚度参数，根据轴的承载能力和挠度要求设计轴的尺寸。
常见的设计方法包括材料的弹性力学计算、应力和挠度的分析等。
4.考虑轴的安装和支撑：根据减速器的整体结构和布局确定轴的安装方式，并考虑轴与其他部件的配合和支撑。
确保轴的安装牢固、平稳，不会出现过大的摆动或变形。
5.进行强度和刚度的校核：通过对轴进行强度和刚度的校核，以确保轴在运行过程中不会发生破坏或变形。
强度的校核可以通过材料的静态强度计算，刚度的校核则需要进行挠度分析和模态分析。
6.进行疲劳寿命计算：根据轴的工作条件和载荷特点，进行疲劳寿命计算。
根据材料的疲劳极限和循环载荷的特性，确定轴的寿命，确保轴在长时间运行过程中不会发生疲劳破坏。
7.进行轴的制造和加工：根据轴的设计图纸和尺寸要求，进行轴的制造和加工。
包括材料的选取、热处理、机械加工等过程，确保轴的制造质量和尺寸精度。
总之，设计两级斜齿圆柱齿轮减速器轴需要考虑多个因素，并进行强度、刚度、稳定性和安装等方面的分析和计算。
通过科学的设计和制造，可以确保轴在减速器的运行过程中能够承受载荷并保持良好的工作状态。
同时，合理选择材料和加工工艺，提高轴的制造质量和使用寿命。
圆柱齿轮减速器小锥齿轮轴组合结构设计说明
题目3:圆锥-圆柱齿轮减速器小锥齿轮轴组合结构设计方案:设计方案数据：输入功率P=5.5kW轴转速n=1460(r/min)小锥齿轮齿数Z1=25大锥齿轮齿数Z2=99齿轮模数m=3.5mma= 100mmb= 50mmc= 80mm轴承旁螺栓直径d= 16mm计算过程及设计说明一、轴的设计计算1、求扭矩T已知：轴输入功率p=5.5kw，轴转速n=1460(r/min)得T=9550·P/n= 35.9 N·m2、选择材料并按扭矩初算轴径选用轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计手册表查得：硬度217~255HBS，σb=650Mpa，σs=360Mpa，σ-1=270Mp a，τ-1=155Mpa根据课本公式8-2，取A0=115d min= 115 3√5.5/1460￣mm=18.50mm考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽，将直径增大并取标准值，则d min =20mm3、初步选择联轴器要使轴颈与联轴器轴孔相适应，故应选择联轴器型号查课本P264，查工况系数K=1.5，T c=K*T=1.5*35.9=59.25 N·m 查《机械设计课程设计》P149表4.7-1得，取HL1弹性柱销联轴器，其额定转矩160 N·m，半联轴器的孔径d1=20mm,故取d1-2 =20mm,轴孔长度L=38mm,联轴器的轴配长度L1 =36mm.4.轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案如下图：（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位○1为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取d2-3=28mm○2选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用系列圆锥滚子轴承。
参考d2-3=28mm。
查《机械设计课程设计》P146，表4.6-3.选取标准精度约为03.尺寸系列30206.尺寸：d×D×T=30×62×17.25故d3-4= d5-6=30mm，而L3-4=17mm 此两对轴承均采用轴肩定位，查表18-4，3030轴承轴肩定位高度h=4.5mm。
轴系结构设计
PＢ＝1.1 × (0.56 × 1778 + 1.99 × 579 )＝2125 N
3）
P＝max (PA，PB )＝PA＝6621 N） （
（三）轴承的寿命
10 L h10＝ 60 n
6
10 C 31500 • ＝ • P 60 × 89.2 6621
6
Ⅰ Ⅱ
A
Ⅰ Ⅱ
5、 校核安全系数
S ＝ S S ＝ ＝
S S
σ 2 σ
S
τ 2 τ
+ S ）D ）D
≥ [S ]
σ
（ K （ K
σ
σ － 1 × σ a + ψ τ － 1 × τ a + ψ
σ
σ τ
m
τ
τ
τ
m
(1) σ a、σ m、τ a、τ m 一般转轴σ b 对称循环， 按脉动循环考虑 τ σ a＝M σ m＝0 τ a＝τ m＝ T 2WT ＝T ＝237679 8 3 ＝ .02MPa 4W 4 × 0.1× 42 W ＝286672.5 0.1× 42
ε
3
＝20121 h）（5000～20000） （ ∈
若选30209轴承（圆锥滚子轴承） 若选30209轴承（圆锥滚子轴承） 30209轴承
（一）查手册： 查手册：
C＝67800N Y=1.5 ε＝10/3 ＝ e=0.4
（二）当量动负荷的计算
1、 内部轴向力 （S＝R/2Y） R/2Y）
SA RA
li ）
初算 d'min=35.56 与链轮孔相配
取d1=36mm
② l1＝b1-(1～3)mm =52-2 =50mm =52-
rv减速器结构设计
rv减速器结构设计RV减速器是一种常见的机械传动装置，广泛应用于工业和机械设备中，用于实现转速减小和扭矩放大的功能。
本文将从结构设计的角度介绍RV减速器的工作原理和设计要点。
一、RV减速器的工作原理RV减速器是由环状行星齿轮机构和柔性铰链机构组成的。
其中，环状行星齿轮机构由环状齿轮、行星齿轮和太阳齿轮组成，通过行星齿轮的转动实现传动比的改变；柔性铰链机构由柔性铰链和铰链支撑构件组成，通过柔性铰链的变形实现输入轴和输出轴之间的动力传递。
在工作中，输入轴通过柔性铰链与环状行星齿轮机构相连，输入轴的旋转使太阳齿轮和行星齿轮一起转动，同时也驱动柔性铰链的变形。
太阳齿轮与行星齿轮的啮合使行星齿轮绕环状齿轮旋转，从而改变输出轴的转速和扭矩。
二、RV减速器的结构设计要点1. 齿轮模数的选择：齿轮模数是指齿轮齿数与齿轮直径的比值。
在RV减速器的设计中，齿轮模数的选择应根据所需的传动比和扭矩来确定。
一般情况下，较大的齿轮模数可以提高减速器的扭矩传递能力，但会增加减速器的尺寸和重量。
2. 齿轮材料的选择：齿轮材料的选择应考虑到其强度、硬度、耐磨性和耐蚀性等因素。
常用的齿轮材料有钢、铸铁和铝合金等。
对于高负荷和高速环境下的应用，一般选择高强度的合金钢作为齿轮材料。
3. 铰链的设计：柔性铰链在RV减速器中起到了关键的作用，它不仅承受着输入轴和输出轴之间的转动力矩，还能够通过变形实现动力传递。
因此，在柔性铰链的设计中，需要考虑其材料的强度和弹性模量等参数，以及铰链的形状和尺寸。
4. 轴承的选择：RV减速器中的轴承承受着旋转部件的载荷和转矩，因此，轴承的选择要考虑到其承载能力和转动精度。
常用的轴承类型有滚动轴承和滑动轴承，根据实际应用需求选择合适的轴承类型和规格。
5. 润滑方式的设计：RV减速器中的各个运动部件需要进行润滑，以减少摩擦和磨损。
常用的润滑方式有油润滑和脂润滑，根据减速器的运行条件和要求选择合适的润滑方式和润滑剂。
减速器设计内容及过程
1．作用在齿轮上的力
;
2．初步确定轴的最小直径
3.联轴器的计算转矩
轴的结构设计
2）轴上零件的装配方案
3）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ-Ⅱ
Ⅱ-Ⅲ
Ⅲ-Ⅳ
Ⅳ-Ⅴ
Ⅴ-Ⅵ
Ⅵ-Ⅶ
直径
61
65
70
75
78
70
长度
82
50
60.3
105
12
26.25
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
查表15-1得 ，因此 ，故安全
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得 、 、 。截面Ⅲ上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按附表3-2查取，因 ， 。经插值后得 ， 。又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 ，
故有效应力集中系数按式（附表3-4）为
由附图3-2得尺寸系数 ；由附图3-3得扭转尺寸系数
轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为
滚动轴承的选择及计算
I轴：
轴承30211的校核
1）求两轴承受到的径向载荷
1）派生力，查设计手册得Y=1.5
，
2）轴向力
由于 ，
所以轴向力为 ，
3）当量载荷，查设计手册e=0.4
由于 ， ，
所以由表13-5可得径向载荷系数和轴向载荷系数为
， ， ， 。
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=90800N
1核B截面
由d=55mm，可得，
②校核C截面
由d=55mm, ，
轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得， ， 。
故安全
5．精确校核轴的疲劳强度
减速器轴、键设计数据
轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:3.3kW 转矩：157575N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：29.28mm 满足设计的最小轴径：32mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa 30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.8 30mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：002 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:3.135kW 转矩：149696.25N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：28.78mm 满足设计的最小轴径：32mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa 30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.830mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：003 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:2.98kW 转矩：142295N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：28.3mm 满足设计的最小轴径：32mm 三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.830mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =157575 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =12.836 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =149696.25 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =12.194 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =142295 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =11.591 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足。
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• 凸缘式轴承端盖（见表4-7） 凸缘式轴承端盖（见表 ） 凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能比 较好。为了调整轴承间隙，在端盖与机体之间放置由 调整垫片。
• 油标
油标用来指示箱内油面高度，应设置在便于观察和油 面稳定之处，如低速级传动件附近。油标的结构尺寸 见表4-10
• 窥视孔盖和窥视孔 在减速器上部开窥视孔，可以看到传动零件啮合处的情况，以便 检查齿面接触斑点和齿侧间隙。润滑油也由此注入机体内。窥视 孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来
合理结构：应将窥视孔位置往下移， 应将窥视孔位置往下移， 应将窥视孔位置往下移 以便能观察到传动零件的啮合情况和 润滑情况
不合理结构：视孔盖与箱盖 视孔盖与箱盖 接触处未设计加工凸台， 接触处未设计加工凸台 ， 不 便于加工箱盖上的孔
合理结构：应在视孔盖与箱盖 应在视孔盖与箱盖 接触处设计加工凸台
机座底凸缘的设计和地脚螺栓孔的布置: 为了增加机座底凸缘的刚度，常取凸缘的厚度B=2.55δ1 , δ1为 机座的壁厚.为了增加地脚螺栓的联接刚度,地脚螺栓孔的间隔不应 太大,一般距离为150～200mm.地脚螺栓的数量常取4～8个.
油尺与水平面夹角不应小于45度
减速器装配图常见的错误
不合理结构：窥视孔太小 窥视孔太小
合理结构：增大窥视孔 ， 大小以 增大窥视孔， 增大窥视孔 能伸手进入操作为原则
不合理结构：吊耳孔位置不当 ， 合理结构：应将耳孔位置往 吊耳孔位置不当， 吊耳孔位置不当 应将耳孔位置往 孔壁强度可能不够 内侧移
ห้องสมุดไป่ตู้
减速器附件
• 轴承端盖用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力。轴承 端盖有嵌入式和凸缘式两种。 • 嵌入式轴承端盖 嵌入式轴承端盖结构简单，但密封性能差，调整轴承间隙比 较麻烦。需打开机盖，放置调整垫片，只宜用于向心球轴承。 如用嵌入式端盖固定角接触轴承时，应在端盖上增加调整螺 钉，以便于调整。
合理结构：装油塞处应 装油塞处应 设计凸台
不合理 结 构： 轴 承 旁 螺 栓距轴承座孔中心太远 ， 不利于提高联接刚度
合理结构：应将螺栓移到与轴 应将螺栓移到与轴 承座孔外圆相切的位置
不合理结构：轴承旁螺栓距 轴承旁螺栓距 轴承座孔中心太近， 轴承座孔中心太近 ， 螺栓与 端盖螺钉发生干涉。 端盖螺钉发生干涉。
• 放油螺塞
减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞堵住。放油 孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便于放油。
• 启盖螺钉和定位销
机盖与机座接合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后接合较紧， 不易分开。为便于取下机盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖 螺订，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联接凸缘的厚度,钉杆端部要 做成圆柱形,或半圆形，以免顶坏螺纹，启盖螺钉直径与凸缘联接 螺栓相同。 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后， 镗孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些以保证定位精度。 如机体结构是对称的(如蜗杆传动机体)，销孔位置不应对称布置。 定位销安置在机体联接凸缘的长度方向两侧，一般为圆锥定位销
合理结构：应将螺栓移到与 应将螺栓移到与 轴承座孔外圆相切的位置
不合理 结 构： 轴 承 盖螺 钉设计在剖分面上,是错 钉设计在剖分面上 是错 误的
合理结构：将轴承盖螺钉 将轴承盖螺钉 转一个角度， 转一个角度，沿圆周均匀 分布
不合理结构：轴承座壁 轴承座壁 厚太薄， 厚太薄，联接刚度不够
合理结构：放应增大孔壁 放应增大孔壁 厚 度 ， 最 好 是 D1>=1.25D+10mm
参见课程设计59页 轴的设计（参见课程设计 页） 1）高速轴的概略设计 ） A. 材料、热处理、 材料、热处理、 B. 按扭转计算最小直径 C. 装V带轮处长度、外伸端直径与长度、 带轮处长度、 带轮处长度 外伸端直径与长度、 D. 装两轴承和两轴承盖处的直径和长度（试选轴承与轴承盖） 装两轴承和两轴承盖处的直径和长度（试选轴承与轴承盖） E. 装齿轮处的直径和长度 F. 齿轮与箱体的距离 G. 轴的总长度 2）中间轴的概略设计 ） A. 材料、热处理、 材料、热处理、 B. 按扭转计算最小直径 C. 装两轴承和两轴承盖处的直径和长度（试选轴承与轴承盖） 装两轴承和两轴承盖处的直径和长度（试选轴承与轴承盖） D. 装齿轮处的直径和长度 E. 齿轮与箱体的距离 F. 轴的总长度 3）低速轴的概略设计 参见课程设计 ～68页) 参见课程设计63～ 页 ）低速轴的概略设计(参见课程设计 A. 步骤与高速轴类同 B. 注意：变速箱等宽、高速轴轴承的中心与 低速轴轴承的中心要在 注意：变速箱等宽、 同一条直线上，也就是要求两根轴轴承中心等宽度。 同一条直线上，也就是要求两根轴轴承中心等宽度。 C. 设计到这里开始作草图（查表： 轴承及轴承盖各参数、套筒的结 设计到这里开始作草图（查表： 轴承及轴承盖各参数、 构尺寸、齿轮的按装、联轴器的结构尺寸等） 构尺寸、齿轮的按装、联轴器的结构尺寸等）
• 轴的结构设计和减速器装配草图（俯视图） （见图5-8）
准备工作：1）将减速器箱体结构尺寸确定（表4-6） 2）确定齿轮主要的尺寸 3）带轮的宽度 4)各轴的功率计算 5)各轴的转速计算 6)各轴的转矩计算 （列表）
∆3 ∆2
8∼15 ∼
∆3
∆2 T L1 m e
L = m + T + ∆3 ≥ δ + c1 + c2 + (5 − 8) 1
L1
油润滑时 Δ3= (3~5)mm
∆3
脂润滑时 Δ3= (5~10)mm
L′
当轴承采用脂润滑时，应加封油 环，其结构见图4-41
1、选择联轴器： 1)类型：弹性套柱销联轴器： P 2)计算转矩： T = 9550 P为ш轴的功率，n为ш轴的转 n 速。
Tc = KAT(KA为 作 况 数 查 17 −1 工 情 系 ， 表 ） 3)查机械设计课程设计283页表8-163确定型号。查取允许的轴径 范围。
• 环首螺钉、吊环和吊钩
在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸 机盖在机座上铸出吊钩，用以搬运机座或整个减速器。
不合理结构：锥销的长 锥销的长 度过短，不利于装拆。 度过短，不利于装拆。 锥销孔未设计成通孔
合理结构：锥销应加长 锥销 锥销应加长; 锥销应加长 孔应设计成通孔
本阶段应完成的工作 1、轴的结构设计及按弯扭合成强度校核 2、滚动轴承的型号确定及其寿命校核。 3、键尺寸的确定及其强度校核 4、齿轮及轴承润滑方法及润滑油或润滑脂的牌号的选择。 5、齿轮结构设计。 6、减速器箱体主要结构尺寸 7、用坐标纸画减速器的俯视图。（参看图4-6）
减速器装配图的主要尺寸
不合理结构：定位销孔位 定位销孔位 置不当
合理结构：定位销孔应布置在 定位销孔应布置在 箱盖与箱座的联接凸缘上， 箱盖与箱座的联接凸缘上，沿 长度方向非对称布置， 长度方向非对称布置，且间距 应尽量大些。 应尽量大些。
不合理结构：窥视 窥视 孔位置偏上， 孔位置偏上 ， 不能 观察到传动零件的 啮合情况和润滑情 况
轴的结构设计（见图 轴的结构设计（见图4-28) 轴的径向尺寸确定
轴的轴向尺寸确定
1.箱体内壁位置的确定
L1
∆3 L′
2.轴承座端面位置的确定
L1=δ+C1+C2+( 5~8)mm δ--箱体壁厚 C1、C2--螺栓 扳手空间
L1
∆3
B=A+2L1
L′
3.轴承在轴承座孔中位置的确定
Δ3 值尽量小 减小支点距离
目录
• 认识减速器 • 减速器装配图的主要尺寸
减速器组成
减速器箱体是用以支持 和固定轴系零件，是保 证传动零件的啮合精度、 良好润滑及密封的重要 零件，其重量约占减速 器总重量的50％。因此， 机体结构对减速器的工 作性能、加工艺、材料 消耗、重量及成本等有 很大影响，设计时必须 全面考虑。 箱体材料多用铸铁 (HTl50或HT200)制造 箱体采用水平剖分式，上、下箱作成有一定壁厚接合面。为使上、下箱体可靠地 定位和联接，接合面向外做一定宽度的凸缘，凸缘宽度由其联接螺栓所需的扳手 空间等尺寸确定。（见表4-6）
不合理结构：放油孔位 放油孔位 置偏高， 置偏高，箱内的油放不 干净
合理结构：放油孔应设计在 放油孔应设计在 油池的最低处
不合理结构：油塞与箱座接合 油塞与箱座接合 处未设计密封件， 处未设计密封件，会造成漏油
合理结构：在接合处加上一 在接合处加上一 密封圈
不合理结构：装油塞处箱壁太 装油塞处箱壁太 薄，不利于螺钉联接
2、确定轴承端盖的类型和尺寸。（机械设计课程设计74页表4-7） 3、选择轴承的类型和尺寸及轴承的寿命校核。（高速轴及中间轴 可选7300C，低速轴可选7200C。查262页表8-144得外径D、宽度B 及安装尺寸da) 4、选择轴承的润滑方式，若采用脂润滑，应加封油环，封油环 为一标准件，其尺寸见机械设计课程设计65页图4-41。 5、选择键的类型及尺寸