V带传动二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书.doc

邵阳学院课程设计（论文）任务书年级专业09级机电本科学生姓名武广文、吴鑫扬学 号258、259题目名称带式传输机的传动装置设计设计时间第12周14周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点教学楼的八楼一、 课程设计（论文）目的1.1 综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2 培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3 进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、 已知技术参数和条件2.1 技术参数：输送带工作拉力：4.6kN输送带速度：1.0m/s卷筒直径：550mm2.2 工作条件：工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为10年，二班制；三年一小修，五年一大修。三、 任务和要求3.1 绘制二级斜齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符合机械制图国家标准；3.2 绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；3.3 编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式且用A4纸打印；3.4图纸装订、说明书装订并装袋；注：1此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1. 机械设计教材 4.2机械设计课程设计指导书4.3减速器图册4.4 减速器实物；4.5. 机械设计手册 4.6. 其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）： 年 月 日七|、主管教学主任意见 主管主任（签字）： 年 月 日八、备注指导教师（签字）： 学生（签字）：目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21、传动装置总体设计方案2、电动机的选择3、确定传动装置的总转动比和分配传动比4、计算传动装置的运动和动力参数5、带传动的设计6、齿轮的设计7、滚动轴承和传动轴的设计8、键连接设计9、箱体结构设计10、润滑密封设计11、联轴器设计四 设计小结 31五 参考资料 32一、课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式斜齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),两班制工作,三年一小修，五年一大修,车间有三相交流,电压380/220V输送带拉力：4.6kW输送带速度：1.0m/s卷筒直径：550mm二、 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A4)。3.设计说明书一份。三、设计步骤（一）传动装置总体设计方案（二）电动机的选择（三）确定传动装置的总传动比和分配传动比（四）计算传动装置的运动和动力参数（五）带传动的设计（六）圆柱斜齿轮传动的设计（七）滚动轴承和传动轴的设计（八）键联接设计（九）箱体结构的设计（十）润滑密封设计（十一）联轴器设计(一)传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率圆柱斜齿轮传动（7级精度）效率（两对）为=滚动轴承传动效率（四对）为=弹性联轴器传动效率=0.99带式输送机的传动效率为=0.96=0.808（二）电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列封闭式三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：据任务书中的输送机的参数表知：工作机所需的功率=V/1000=4.792 kW带式输送机可取=0.96电动机至工作机的总效率=0.808电动机所需工作功率为： /4.792/0.808kW5.93 kW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：=34.7 r/min4、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，故可初定同步转速为1000r/min和1500r/min由表17-17按可得电动机的型号有两种：方案电机型号额定功率同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M-67.510009702.02.0Y160M-87.515007202.02.0同步转速低的转动机磁极多，外廓尺寸打，重量大，价格高综合电动机和传动系统的尺寸、重量和价格选择第一种电动机。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及减速器的传动比，可知方案比较合适。因此选定电动机型号为Y160M-6，额定功率为=7.5kW,满载转速=970 r/min。（三）确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为i/970/34.727.95高速轴的传动比，低速级的传动比，取带传动比=2取减速箱的传动比 =i/=27.95/2=13.95根据指导书（3-7）得 =则=4.43，=/=3.22（四）计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n(r/min)滚筒轴的转速 =34.7 r/min低速轴的转速 34.7 r/min中间轴的转速 =34.73.22111.734 r/min高速轴的转速 111.7344.34=484.92556 r/min2、各轴的输入功率(kW)7.50.967.2kW7.20.980.976.844kW6.8440.980.976.506kW2=2.770.976.248kW电动机的额定功率为 =7.5圆柱斜齿轮传动（7级精度）效率为 =0.98滚动轴承传动效率为 =0.97带式输送机的传动效率为 =0.963、各轴的输入转矩 T(Nm)9550/=141.79 Nm9550/=584.97 Nm9550/=1790.56Nm=9550/=1719.55Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率P （KW）转矩T（ Nm）转速r/min输入输入电动机轴9701轴7.2141.79484.932轴6.844584.97111.733轴6.5061790.5634.74轴6.2481719.5534.7（五）带传动的设计计算1、确定计算功率 -计算功率，kW；-工作情况系数，见表8-7；P -所需传递的额定功率，如电动机的额定功率或名义的负载功率，kW。由于载荷轻微冲击、二班制、空轻载启动根据表8-7选择 =1.2=9 kW2、选择V带的带型根据，,和小带轮转速=970从图8-11选取V带的带型为B型。3、确定带轮的基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径根据V带的带型，参考表8-6和表8-8确定小带轮的基准直径=125mm2）验算带速=在525m/s范围内，带充分发挥。3）计算大带轮的基准直径根据计算，并根据表8-8加以适当圆整得：4）确定中心距a，并选择V带的基准长度根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距初定中心距 mm计算相应的带长=1398.81 mm根据表8-2选择=1400 mm计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距近似为考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，给出中心距变动范围取5）验算小带轮上的包角，包角合适。6）确定v带的根数z因，传动比,查表8-4a和8-4b,并由内插值法得.查表8-5并由内插值法得=0.955.查表8-2得=0.90故选Z=5根带。7）确定带的初拉力由式（8-6），并计入离心力和包角的影响，可得单根V带所需的最小初拉力为查表8-3得B型带 ,故:单根普通带张紧后的最小初拉力为对于新安装的V带，出拉力应为；对于运转后的V带，初拉力应为。8）计算带传动的压轴力式中为小带轮的包角。（六）圆柱斜齿轮传动的设计（一）高速级的一对齿轮的设计。1、选精度等级。材料及齿数（1）由设计说明书可知选用了斜齿轮传动。（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度（GB-10009588）（3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS。硬度相差40HBS（硬度均小于350HBS故为软齿面）。（4）减速器为闭式齿轮传动，为了提高传动的平稳性，减少冲击振动，故选择小齿轮数，大齿轮齿数（5）选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即（1）确定公式内的各计算数值试选1）计算小齿轮传递的转矩。=2）由表10-7选取齿宽系数。3）由表10-6查的材料的弹性影响系数。4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限5）由式10-13计算应力循环次数。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数，7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-12）得 MPa MPa MPa8）由图10-30选取区域系数9）由图10-26查得，则（2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得=2）计算圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽bb=64.52mm计算摸数初选螺旋角=14=计算齿高hh=2.25=5.87mm计算齿宽与高之比 = =10.994）计算纵向重合度=0.318=1.9035）计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查图10-8得动载系数K=1.05，K=1.2由表10-4查得的值与直齿轮的相同，由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.43由图10-13得: K=1.35由表10-2查得故载荷系数:K =11.051.21.422=1.796）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=64.52=677）计算模数=3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）确定计算参数1)计算载荷系数。2)根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数；3)计算当量齿数。4)查取齿形系数。由表10-5查得；5)查取应力校正系数。由表10-5查得；6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；8)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 MPa MPa9)计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=67来计算应有的齿数.于是由：z=32.49 取=32那么z=4.3432=139 取=141 4、几何尺寸计算（1）计算中心距 a=178.38将中心距圆整为178（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d=65.98 d=290.72 （4）计算齿轮宽度b=圆整的 mmmm（5）齿顶圆直径，齿根圆直径计算小齿轮： 大齿轮： 表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮21784.4063266596872大齿轮14129128629567（二）低速级的一对齿轮的设计。1、选精度等级。材料及齿数（1）与第一组齿轮设计类似由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS。大齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS。硬度相差40HBS（硬度均小于350HBS故为软齿面）。（2）减速器为闭式齿轮传动，为了提高传动的平稳性，减少冲击振动，故选择小齿轮数，大齿轮齿数 取78（3）选取螺旋角。初选螺旋角2、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即（1）确定公式内的各计算数值试选1）计算小齿轮传递的转矩。=2）由表10-7选取齿宽系数。3）由表10-6查的材料的弹性影响系数。4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限5）由式10-13计算应力循环次数。6）由图10-19取接触疲劳寿命系数，7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-12）得 MPa Mpa Mpa8）由图10-30选取区域系数9）由图10-26查得，则（2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得=2）计算圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽bb=101.70mm计算摸数初选螺旋角=14=计算齿高hh=2.25=9.25mm计算齿宽与高之比 = =10.9954）计算纵向重合度=0.318=1.9035）计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查图10-8得动载系数K=1.02，K=1.2由表10-4查得的值与直齿轮的相同，由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.43由图10-13得: K=1.35由表10-2查得故载荷系数:K =11.021.21.43=1.750326）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d=101.70=104.797）计算模数=3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）确定计算参数1）计算载荷系数。2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数；3）计算当量齿数。4）查取齿形系数。由表10-5查得；5）查取应力校正系数。由表10-5查得；6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；7）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 MPa Mpa9）计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=104.79来计算应有的齿数.于是由：z=33.8821 取=34那么z=3.2234=109.48 取=1094、几何尺寸计算（1）计算中心距 a=221.134将中心距圆整为221（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d=104.79 d=337.11 （4）计算齿轮宽度b=圆整的 mmmm（5）齿顶圆直径，齿根圆直径计算小齿轮： 大齿轮： 表3-2 低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮模数中心距齿数比齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮32213.213410594.5108111大齿轮109337330343106V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮24.343.222. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)484.93111.73434.734.73. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)7.26.8446.5066.2484. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)141.79584.971790.561719.555. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z12525041014005（七）滚动轴承和传动轴的设计（一）高速轴的设计计算（1）轴的材料齿轮1设计成齿轮轴。齿轮1材料为40Cr(调质），故输入轴的材料为40Cr(调质）。（2）初步确定轴的最小直径由表15-3及轴的受载情况选用A0值为较小值A0=110d=27.036 mm（3）结构设计 齿的设想结构如图高速轴-1 高速轴-11）轴承的选择应轴承主要承受径向力，故选用深沟球轴承。查表15-2初选轴承6009，而轴承6009经过验算6009的寿命满足减速器的预期寿命要求，暂选轴承6009。表15-2查得内径 d=45mm，外径 D=75mm，宽度 B=16mm定位轴肩直径 da=51mm，外径定位直径 Da=69mm.对外圈大端面的距离 a2=8mm，故3-4处的直径为45mm，而2-3处的直径取 （0.070.1）45=41mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则7-8段轴的直径为 45mm，定位套筒的直径 51mm。 2）4、5段轴的设计轴承需要用挡油盘阻止箱体内润滑油溅人轴承座，故在3-4段及7-8需添加轴肩进行挡油盘的定位。但是,齿轮1的分度圆直径为 d1=67mm 齿顶圆直径da=50,齿根圆的直径df=41mm而轴肩的高度要求为（0.070.1）45mm=(3.154.5)mm此处轴肩直径取为53mm.故4处轴肩就取53mm,，同理6-7处的直径取53mm。3）确定轴的长度由中间轴的设计可知Bx=217mm。而齿轮1的宽度=72mm，齿轮1的右端距内壁的距离为20mm左侧距箱体内侧的距离为125mm，轴承右侧距离内壁的距离取12mm.轴承端盖的宽度（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）为28mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与V带轮右端面之间的距离为LB=35mm。轴段2-5的距离为35+28+16+12+125=216mm。而6-8的距离为20+12+16=48 mm故轴2-8的长度为216+48+72=336mm4）轴上零件的周向定位齿轮1固定用平键连接。按表6-1查的普通平键A型，键的长度小于60mm,取L=50mm。校核普通平键的强度由式6-1 得： MPaT-传递的转矩，Nm；k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，次数h为键的高度，mm；l-键的工作长度，mm，平头平键l=L，这里L为键的公称长度，mm；-键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压力，MPa，见表6-2。查表6-2中取值在100120MPa， 满足5）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角1.5*450 ，各轴肩处的圆角半径r=1.6。（4）求轴上的载荷1）高速轴受力简图H面 V面2）计算H面及V面的弯矩并做弯矩图H面DA段：当x=0时 在B处 当x=121时 在A处BC段：当x=0时 在B处 当x=76时 在C处 V面3）计算合成弯矩并作图 4）计算并作图5）校核该轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力，扭转切应力为静应力，取由表15-1查得轴弯曲疲劳极限结论：强度足够。式中：-轴的计算应力，MPa M-轴所受的弯矩，T-轴所受的扭矩，W-轴的抗弯截面系数，计算公式见表15-4；-对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值按表15-1选用（二）中间轴的设计计算齿轮2的齿宽，齿轮3的齿宽（1） 选择轴的材料该轴满足条件，设计成轮齿轴，而齿轮3的材料为40r(调质处理）。故轴的材料为40r(调质处理）（2）初算轴径由公式15-2，初步计算轴的最小直径。由表15-3及轴的受载情况选用A0值为较小值A0=110d=43.361mm有一个键槽则直径要增大3%dmin 43.361mm+1.3mm=44.66mm（3）结构设计轴的构想如图所示 1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴采用两端固定的方式，采用轴承盖紧固。然后，按轴上的零件安装顺序，从dmin处开始设计。2）轴承的选择与轴段及的设计 该段轴上安装有轴承，其设计应与轴承的选择同步。考虑到轴仅承受径向力的作用，选用深沟球轴承。暂取轴承6010经过验算6010的寿命满足减速器的预期寿命要求。有表15-2得内径d=50 mm,外径D=80 mm,宽度B=16 mm定位轴肩直径da=56 mm,外径定位直径Da=74 mm.对外圈大端面的距离a2=8 mm.故d1=50 mm.通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=50 mm.定位套筒的直径d2=da=56 mm 而-处为非定位轴肩故取d2=60 mm。3）轴段和轴段的设计轴段为齿轮轴段，齿轮3的分度圆直径为104.79mm.齿根圆直径df3=(z3-2ha*-2c*)m=66.25 mm ，df3-d1=31.25 mm 齿轮3轮毂宽度B3=106 mm . 轴段为齿轮2轴配合段，齿轮2左端采用轴肩定位，右端采用甩油环与轴承一起定位。齿轮2的内径取为d4=55 mm,因此，齿轮2的定位轴肩的高度可为h=(0.070.1) d4= 3.855.5,取为5 mm 故d3=65 mm ，齿轮2的定位套筒的直径d= d4+ d4 (0.07 0.1)取为60 mm。齿轮2的轴段配合宽度应该比齿轮2的轮毂宽度小23mm.齿轮2的轮毂宽度B2=67 mm,故取L3=65 mm.两齿轮之间的距离初定为t3=10mm。齿轮3的左端面与箱内壁距离t1以及齿轮2的右端面与箱体内壁的距离t2取值分别为t1=16 mm,t2=21 mm。则箱体内壁之间的距离： Bx=t1+B3+t3+t2=16+16+10+69.5+21=222.5mm。取整为223mm.故 t1=16mm，t2=21mm t3=11mm。故轴的初步长度L=276mm.4）轴段及轴段的长度齿轮的的圆周速度小于2m/s。故采用脂润滑，需要用甩油杯阻止箱体内润滑油溅人轴承座。故轴承内端面距箱体的距离取为t=12mm,而中间轴的两个齿轮的固定均由挡油杯完成。则轴段的长度 L1=mm 轴段的长度 L4=mm 轴段的长度 L2=mm5）轴上力作用点的间距轴承反力作用点距轴承外圈大端面的距离 a2=B/2=8mm.l1=mml2=+=97.5mml3=+12+= 74.5mm 6）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角1.6*450，各轴肩处的圆角半径r=1.6.7）轴上零件的周向定位.齿轮2与轴肩采用普通平键连接，A型。键的标记为：键GB/T 1096-2003，键的长度取70mm.校核普通平键的强度由式6-1 得：查表6-2中p取值在100120MPa. 满足齿轮3与轴肩采用普通平键连接，A型。键的标记为：键 GB/T1096-2003,键的长度取70mm校核普通平键的强度由式6-1 得：=查表6-2中p取值在100120MPa, 满足。同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ,滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6.（4）求轴上的载荷1） 轴的计算简图如图可知危险截面是C,E两截面的，总弯矩：MC= 168307.85N*mmMB= 22124.80N*mm根据式（15-2）轴的弯扭合成强度条件：ca=轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：因为这是齿轮轴，故截面C已校核。对于截面E：ca= =15.18MPa查表15-1查得-1=70MPa. 故安全2）轴的工作图如图 轴II （三）低速轴的设计计算 （1）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3及轴的受载情况选用A0值为较小值A0=110d=62.96mm齿的设想结构如图低速轴-1 （2）轴承部件的结构设计 轴的最小直径显然是安装在联轴器齿轴的的直径，故需要选择联轴器联轴器1）类型的选择为了隔离振动与与冲击，选用弹性套柱销联轴器。载荷计算公称转距 T=由表14-1查的KA=1.5，故由式（14-1）的计算转矩Tca=KAT=按照计算转矩应小于联轴器的公称转距地条件查表17-4弹性套柱销联轴器（GB/T4323-2002)可选用LT11联轴器 GB/T4323-2002 半联轴器与轴陪合的毂孔的长度L1=167mm.2）轴承的选择轴承主要承受径向力，故选用深沟球轴承。而L2轴段非定位轴肩段，故应比 1-2段轴 高12mm 但考虑到轴的最小直径，而轴承6019经过验算6019的寿命满足减速器的预期寿命要求，暂选轴承6019。表15-2查得内径d=95mm,外径D=145mm,宽度B=24mm定位轴肩直径da=104mm,外径定位直径Da=136mm.对外圈大端面的距离a3=12mm.故的直径d1=95mm，。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则-段轴的直径为d4=95mm.定位套筒的直径104mm。3）齿轮轴段的设计左端轴承的内径为95mm,则其定位轴肩的高度为104mm.轴承需要用甩油环阻止箱体内润滑油溅人轴承座，故甩油环定位的直径为104mm。而齿轮4的右端用定位轴肩固定，左端是套筒固定，且齿轮4的轴段配合宽度应该比齿轮4的轮毂宽度小23mm.则L2的长度取为L2=99mm轴承与齿轮之间的既有甩油环又有定位套筒。非定位轴肩的高度12mm，故齿轮配合轴段的的直径d2=98mm。齿轮4定位轴肩的高度（0.070.1）=6.869.8mm,齿轮4定位轴肩的直径d3=114mm.4）确定轴的长度由中间轴的设计可知Bx=217mm。轴承脂润滑而齿轮4的宽度B4=101mm.其左侧距箱体内侧的距离为t1=(14+4)mm=18mm右侧距离箱体内侧的距离t2= 即L3=98mm轴承距离内壁的距离取t=12mm.轴承端盖的宽度由减速器及轴承端盖的结构设计而定）为28mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与工作轮左端面之间的距离为lB=22mm。轴承脂润滑，需要用甩油杯阻止箱体内润滑油溅人轴承座。故轴承内端面距箱体的距离取为t=12mm,故L4=12+24+22+28=86mmL1=24+12+18+2=56mm故低速轴的长度L=508mm5）轴上力作用点的间距轴承反力作用点距轴承外圈大端面的距离 =B/2=12mm.l1= l2=+t2+t+=50.5+98+12+12=172.5mml3=+lB+28+= 145.5mm 6）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角2*450 ，各轴肩处的圆角半径r=27）轴上零件的周向定位.齿轮4与轴肩采用普通平键连接，由表6-1查得键选用A型，键的标记为：键 GB/T 1096-2003，键的长度取90mm.校核普通平键的强度 由式6-1 得：=50.75MPa查表6-2中p取值在100120MPa. 满足.同时为了齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ,滚动轴承与轴的周向定位是过盈配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6.链轮与轴的配合为。（3）求轴上的载荷1）绘制空间受力图2）作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反应力H面 V面3）计算H面及V面的弯矩并做弯矩图H面V面4）计算合成弯矩并作图 5）计算并作图6）校核该轴的强度按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力，扭转切应力为静应力，取由表15-1查得轴弯曲疲劳极限结论：强度足够。式中：-轴的计算应力，MPa M-轴所受的弯矩，T-轴所受的扭矩，W-轴的抗弯截面系数，计算公式见表15-4；-对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，其值按表15-1选用。（八）键连接设计高速轴键设计：齿轮1与轴肩采用普通平键连接。按表6-1查的普通平键A型，键的长度小于60mm,取L=50mm。中间轴键设计：齿轮2与轴肩采用普通平键连接，A型。键的标记为：键GB/T 1096-2003，键的长度取70mm.齿轮3与轴肩采用普通平键连接，A型。键的标记为：键 GB/T1096-2003,键的长度取70mm低速轴键设计:齿轮4与轴肩采用普通平键连接，由表6-1查得键选用，A型。键的标记为：键 GB/T 1096-2003，键的长度取90mm.（九）箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚为低速级中心距8.5mm箱盖壁厚（0.80.85）7mm箱盖凸缘厚度11mm箱座凸缘厚度13mm箱座底凸缘厚度22mm地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0