机械设计课程设计-二级圆柱直齿轮减速器设计.docx

机械设计课程设计说明书设计题目：二级圆柱直齿轮减速器（同轴式）班 级：2013机械设计制造及其自动化学 号：学生姓名：指导老师：完成日期：2015年12月25日目录一、设计任务书 2二、传动方案的拟定及说明 2三、电动机的选择 3四、计算总传动比及分配各级的传动比 3五、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算 4六、齿轮传动的设计计算 5（一）选择齿轮材料及精度等级和齿轮类型 5（二）低速级的设计 11七、轴的设计计算及联轴器的选择 16八、键联接的选择及校核计算 32九、滚动轴承的校核 34十、减速器箱体结构 35十一、减速器箱体附件的选择说明 37十二、润滑与密封 37十三、参考资料目录 38计 算 及 说 明结 果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用二级圆柱直齿轮减速器（同轴式）传动。2、原始数据运输带有效拉力 F=2600N运输带工作速度 v=1.1m/s（允许误差5%）运输带卷筒直径 d=200mm减速器设计寿命10年3、工作条件一班制工作，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，环境有粉尘，每年工作300天，电压为三相交流电（220V/380V）。二、传动系统方案的拟定和说明带式输送机传动方案如下图：1-电动机；2，6-联轴器；3-减速器高速级小齿轮1；4-减速器高速级大齿轮2；5-输送机滚筒；7-减速器低速级大齿轮3；8-减速器低速级小齿轮2；计 算 及 说 明结 果 传动系统采用采用二级圆柱直齿轮减速器（同轴式），其结构简单，但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。由设计要求得，高速级和低速级都为直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择1、电动机的功率由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw=Fv=26001.1W=2.86KW 从电动机到工作机传送带间的总效率为=1422345由机械设计课程设计指导书表1-7可知 1：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）2：滚动轴承效率0.99（球轴承）3：齿轮传动效率0.98（7级精度一般齿轮传动） 4：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）5：卷筒传动效率0.96=0.990.9940.9820.990.96=0.87工作机所需电动机功率Pr=Pw/=3.29KW2、 电动机转速的选择输送机滚筒的工作转速nw=60v1000/(d)=105.1r/min两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比i=860所以电动机转速的可选范围为nd=inw=(860)X105.1r/min=840.86306r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min，1500r/min，3000r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。电动机型号额定功率/kw满载速度（r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩112M414402.32.3 电动机轴伸直径 D=28mm电动机轴伸长度 E=60mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=nd/nw=1440/105.1=13.7分配传动比i=ii考虑润滑条件等因素i=i=3.7五、各轴的转速、功率和转矩：1、电动机轴：2、 轴（高速轴）：Pw=2.86KWPr=3.29KW112MPd =4KWnm=1440r/min计 算 及 说 明结 果3、 轴（中间轴）：4、 轴（低速轴）：5、 卷筒轴： 上述计算归纳如下：参数轴名转速r/min输入功率KW输入转矩Nm电动机轴14403.2921.82轴（高速轴）14403.2221.39轴（中间轴）389.23.1276.84轴（低速轴）105.23.03275.84卷筒轴105.22.97270.35i=3.7i=3.7六、齿轮传动的设计计算（一）选择齿轮类型、材料及精度等级和齿轮类型：（1）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度为240HBS；小齿轮选用40Cr，调质处理，齿面硬度280HBS，两者材料硬度差为40HBS。（2）带式输送为一般工作机器，所以精度等级选择7级精度。（GB10095-88）齿面精糙度Ra1.63.2m。（3）根据题目要求，选用圆柱直齿齿轮传动，压力角=20。（二）低速级的设计：1、由上面得知高速级的齿数比：i=3.7；取z1=23，则z2=iz1=203.7=85.1。取z2=852、按齿面接触疲劳强度设计：1）设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核2）按齿面接触疲劳强度计算，小齿轮分度圆直径：（1）确定公式中各参数值；试选载荷系数KHt=KAKVKHKH=1.01.181.01.417=1.67 选取齿宽系数d=1； 查得区域系数ZH=2.5； 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2； 小齿轮的传递转矩T2=76.84N*m=7.684104N*mm； 计算接触疲劳强度用的重合度系数Z： 小齿轮：40Cr调质，280HBS大齿轮：45调质，240HBS7级精度圆柱直齿=20计 算 及 说 明结 果所以： 计算接触疲劳许用应力H:由教材机械设计图10-25d查得小齿轮的接触疲劳极限为Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限为Hlim2=550MPa；应力循环次数：N1=60n1jLh=601440 1（830010）=2.0736109；N2=N1/u=2.0736109/3.7=5.604108；由教材机械设计图10-23查取疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95；取失效概率1%，安全系数S=1；所以： 取其中较小值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523MPa（2）试算小齿轮分度圆直径； 2）调整小齿轮分度圆的直径：（1）计算实际载荷前的数据准备：圆周速度v：H= 523MPa计 算 及 说 明结 果齿宽b：b=dd1t=59.142mm（2）计算实际载荷系数KH：由教材机械设计表10-2查得使用系数KA=1；根据v=1.205m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.13；齿轮的圆周力：Ft1=2T2/d1t=27.684104/59.142N=2598NKAFt1/b=12598/59.142N/mm=43.93N/mm100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KH=1.2；由于b=59.142mm无法插值查到对应参数，所以取其为其偏高值b=80mm；由7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这两个条件查得KH=1.426；所以： KH=KAKvKHKH=1.93。（3）按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数：m=d1/z1=62.064/23mm=2.698mm。 3、按齿根弯曲疲劳强度设计：1）试算模数：（1）确定公式中各参数值；试选KFt=1.3；弯曲疲劳强度用重合系数：Y=0.25+0.75/=0.688；计算：由图10-17查得齿形系数YFa1=2.75，YFa2=2.23；由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.78；由图10-24c查得小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim1=500MPa，KH= 1.93 m=2.698mm计 算 及 说 明结 果大齿轮的齿根弯曲疲劳极限为Flim2=380MPa；由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86，KFN2=0.90；取弯曲疲劳安全系数S=1.4；所以： 取其中较大值作为该齿轮副的，即=0.0162（2）试算齿轮模数；2）调整齿轮的模数：（1）计算实际载荷前的数据准备：圆周速度v：d1=mtz1=1.82923mm=42.067mm齿宽b：b=dd1=142.067mm=42.067mm;宽高比b/h：h=(2ha*+c*)mt=(2*1+0.25)1.829mm=4.12mmb/h=42.067/4.12=10.21（2）计算实际载荷系数KF：根据v=0.857m/s、7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.12；齿轮的圆周力：Ft1=2T2/d1=27.684104/42.067N=3653NKAFt1/b=13653/42.067N/mm=86.84N/mm100N/mm=0.0162计 算 及 说 明结 果由此查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2；由于b=42.067mm无法插值查到对应参数，所以取其为其偏高值b=80mm；由7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这两个条件由表10-4查得KH=1.426；结合b/h=10.21，查图10-13得KF=1.35；所以： KF=KAKvKFKF=1.814。（3）按实际载荷系数算得的齿轮模数4、综合上述所算：取d1=62.064mm为小齿轮分度圆直径；取2.04mm的最近标准值m=2.5为该齿轮副的模数。所以：z1=d1/m1=62.064/2.5=24.82,取z1=25；则z2=z1u=253.7=92.5，取z2=93。5、几何尺寸计算：（1）分度圆直径：d1=z1m=252.5mm=62.5mm d2=z2m=932.5mm=232.5mm（2）中心距：a=（d1+d2）/2=（62.5+232.5）/2mm=147.5mm（3）齿宽：b=dd1=162.5mm=62.5mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计宽度、方便后续设计和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm即b1=b+(510)=62.5+(510)=67.572.5,mm，取b1=68mm,大齿轮齿宽取b2=62.5mm。上述齿轮副中心距不便于相关零件设计和制造，现在采用变位法将中心距就近圆整为。计算变位系数和（1） 计算齿合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。 由表10-7查得区域系数ZH=2.12；计算接触疲劳强度用的重合度系数Z 所以： H=523Mpa小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数KF：圆周速度v：齿宽b： b=52.643mm；根据v=1.072m/s、7级精度，查得动载荷系数Kv=1.12；齿轮的圆周力：Ft1=2T2/d1t=27.684104/52.643N=2919NKAFt1/b=12919/52.643N/mm=55.45N/mm100N/mm由此查得齿间载荷分配系数KH=1.2；由插值法查得b=52.643mm、7级精度和小齿轮相对支承非对称布置这三个条件查得KH=1.421；所以： KH=KAKvKHKH=1.910。所以：故齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（4） 齿根弯曲疲劳强度校核：查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.15；查得应力修正系数Ysa1=1.59，Ysa2=1.81；计算弯曲疲劳强度用重合系数：Y=0.25+0.75/=0.684小齿轮的传递转矩T2=76.84N*m=7.684104N*mm，模数m=2.5，小齿轮齿数z1=25； =0.0137圆周速度v：d1=mtz1=1.442*25mm=36.05mm计算实际载荷系数KF：宽高比b/h： h=(2ha*+c*-y)mt=3.24mm，b/h=52.643/3.24=16.25；根据v=0.734m/s、7级精度，由查得动载荷系数Kv=1.08；由此查得齿间载荷分配系数KF=1.2；由KH=1.421,b/h=16.25两个条件，查得KF=1.42；所以： KF=KAKvKFKF=1.84。所以： 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮的抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于小齿轮。 由于是同轴式二级齿轮减速器，两对齿轮参数取相同，既保证了中心距完全相等，也方便了齿轮加工。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速齿轮的要求。主要设计结论齿数z1=25,z2=93,模数m=2.5mm，压力角=，变位系数x1=0,x2=0.203,中心距a=148mm,齿宽b1= 68mm,b2=62.5mm，小齿轮选用40Cr（调质）大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。KF= 1.814z1=25z2=93d1= 62.5mmd2=232.5mma=147.5mmb1=68mmb2=62.5mm计 算 及 说 明结 果高速级低速级齿数z1=25,z2=93z2=25,z3=93模数m1=2.5mmm2=2.5mm压力角=20齿顶高ha1*=2.4925,ha2*=3齿根高hf1*=3.125,hf2*=2.6175齿顶高降低系数y=0.003中心距变动系数y=0.2分度圆直径d1=62mmd2=232.5mmd2=62mmd3=232.5mm节圆直径d1=62.21mm,d2=233.3mmd1=62.21mm,d2=233.3mm基圆直径db1=58.26mmdb2=218.48mmdb2=58.26mmd3=218.481mm齿顶圆直径da1=66.985mmda2=238.5mmda1=66.985mmda2=238.5mm齿根圆直径df1=55.75mmdf2=227.265mmdf1=55.75mmdf2=227.265mm中心距a1=148mma2=148mm齿宽b1=68mmb2=62.5mmb1=68mmb3=62.5mm7、 轴的设计计算及联轴器的选择：（1） 轴（高速轴）的设计高速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min)高速轴功率(kw)转矩T(N.m)14403.2221.391、初步确定轴的最小直径：（选取轴的材料为40Cr，调质处理。查得A0=112。）；联轴器的计算扭矩Tca=KAT=27.807Nmm；同时，由于电动机的轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径D=28mm，联轴器的选取公称转矩 T=95503.291440=21.35N.m由课程书机械设计表14-1查得KA=1.5，所以Tca=KAT=32.025N.m型号选择：膜片联轴器JMI3(JB/T9147-1999)，主动端Y型孔，从动端Z型孔，其许用转矩为公称转矩为100N.m许用最大转速为5000r/min，轴径为28mm，故合用，半联轴器长度L=62mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=50mm。2、 轴的结构设计：1）轴上零件的装配方案如图。2）轴上各段长度的确定：（1）初步选择滚动轴承：因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承6207 。参照工作要求并根据d-=28mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=50mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上和套筒端面可靠地压紧半联轴器，故取l-=46mm。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6207，其尺寸为dDT=35mm72mm17mm；故d-=d-=35mm，齿轮轴输入部分d=37mm,l=66mm,定位轴环部分d=40mm,l=8mm,轴承与轴配合部分d=35mm,l=14mm轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为55mm合适，同时为了保证轴和半联轴器配合有良好的对称性，故选择半联器轴与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6，轴与小齿轮周向定位采用平 键联接，查得平键截面Lbh=56mm10mm8mm。dmin14.65mm膜片联轴器JMI3(JB/T9147-1999)d=28mm深沟球轴承6207 GB/T 272-19934）确定轴上圆角和倒角尺寸：取左轴端倒角为C1，右轴端倒角为C1.2，各轴肩处的圆角半径如图。轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明-4628与连轴器配合-4032定位轴肩-4335与滚动轴6207承配合，套筒定位-6637与小齿轮键联接配合-840定位轴环-1735与滚动轴承6207配合总长度220mm4、 轴的受力分析：1）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图：轴在水平面内的受力简图如图（b）所示。轴在水平面内的弯距图如图（d）所示。2）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图：轴在垂直面内的受力简图如图（c）所示。轴在水平面内的弯距图如图（e）所示。（a）普通平键10855mm（GB/T 1096-2003）计 算 及 说 明结 果（b）（c） （d）轴的受力简图如图。图中lEA=46+40+8.5=95.5mmlAC=43+34-8.5-2=66.5mmlCB=50mm,lBD=8.5mm1） 计算齿轮的啮合力：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。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力载荷水平面H垂直面V支反力FFAt=296N，FBt=394NFAr=108N,FBr=143N弯矩MMH=19684N.mmMV=7182N.mm总弯矩M总=20953N.mm扭矩T=21390N.mm故安全 5、 精确校核高速轴的疲劳强度：校核高速轴的疲劳强度1） 判断危险截面：轴上的危险截面为截面，所以只需校核截面左右两侧即可。2） 截面左侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1353mm3=4287.5mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2353mm3=8575mm3截面左侧的弯矩 M=20953（66.5-32）/66.5Nmm=10870.4Nmm截面上的扭矩 T=213900NmmlEA=95.5mmlAC=66.5mmlCB=50mmlBD=8.5mm计 算 及 说 明结 果截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数，即=1，则综合系数为： 于是，计算安全系数Sca值：故可知其安全。3）截面右侧：抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1373mm3=5065.3mm3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2373mm3=1013.06mm3截面左侧的弯矩 M=20953（66.5-32）/66.5Nmm=10870.4Nmm截面上的扭矩 T=21390Nmm截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴材料为45钢，调质处理，由表15-1查得H=640MPa，-1=275MPa，-1=155MPa。按r/d=0.034、D/d=1.057，经插值后可查得：截面上由轴肩而形成的理论应力集中系数：=2.0，=1.32又由附图3-1查得轴的材料的敏性系数为：q=0.76，q=0.80故有效集中应力为：k=1+q(-1)=1+0.76（2.0-1）=1.76 k=1+q(-1)=1+0.80（1.32-1）=1.256由附图3-2查得尺寸系数=0.80，扭转尺寸系数=0.88。轴均按磨削加工，查得得表面质量系数为：=0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则综合系数为：取碳钢的特性系数为：=0.1，=0.05。于是，计算安全系数Sca值：故可知其安全。所以该齿轮轴安全。（2） 轴（中间轴）的设计：中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min)中速轴功率(kw)转矩T(N.m)389.23.1276.841、初步确定轴的最小直径：（选取轴的材料为45钢，调质处理。由安全安全dmin=25mm计 算 及 说 明结 果文献【2】表15-3，取A0=112。）；最接近的轴承内径为25mm，所以取该轴的最小直径dmin=25mm。2、轴的结构设计：1）轴上零件的装配方案如图。 2）轴上各段长度的确定：（1）初步选择滚动轴承：因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6205，其尺寸为dDT=25mm52mm15mm；故d-=d-=25mm，l-=l-=15mm。（2）取轴承端盖的总宽度为76mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求。（3）由于高速级齿轮的啮合，因此l-=46mm；取安装齿轮位置的轴段的直径d-=d-=30mm；齿轮2和齿轮2中间采用轴肩定位，轴肩的高度取h=3mm，则轴环的直径d-=36mm。另外两端与轴承间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取l-=60mm，l-=66mm。所以l-=21mm，l-=23mm。3）轴上零件的周向定位：齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d-由文献【2】表6-1查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm（齿轮2处），56mm（齿轮2处），同时为了保证轴和齿轮配合有良好的对称性，故选择齿轮与轴的配合为，两个平键加工在同一母线。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸：由文献【2】表15-2得，取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径为R1.2。轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明-1525与滚动轴承6205配合，-2130定位轴环-6035与大齿轮键联接配合-4640定位轴环-6635与小齿轮键联接配合-2330定位轴环-1525与滚动轴承6205配合，总长度246mm3、 轴的受力分析：1）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图：轴在水平面内的剪力图如图（a）和所示。轴在水平面内的弯距图如图（c）所示。2）求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯距图：轴在垂直面内的剪力图如图（b）所示。轴在水平面内的弯距图如图（d）所示。 （a） （b） （c）（d）深沟球轴承6205 GB/T 272-1993d-=d-=25mml-=l-=15mml-=46mmd-=d-=30mmd-=36mml-=60mml-=66mml-=21mml-=23mm普通平键10850（56）mm（GB/T 1096-2003）计 算 及 说 明结 果轴的受力简图如图。图中lEA=lBF=l/2=7.5mm, lAC= 53mm,lCD=125.25mm, lDB=52.75mm计算齿轮的啮合力：计算得出：FAr=640.02N, FBr=20.98N, FAt=1078.8N, FBt=2061.2N4、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。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力载荷水平面H垂直面V支反力F(N)FAt= 1078.8,FBt=2061.2FAr=640.02, FBr=20.98C截面弯矩MMH=-118198.7N.mmMV=159217N.mm总弯矩M总=198294.8N.mm扭矩T=76840N.mm故安全。lEA=lBF=7.5mmlAC= 53mmlCD=125.25mmlDB=52.75mm M总=198294.8N.计 算 及 说 明结 果（三）轴（低速轴）的设计：1、初步确定轴的最小直径：（选取轴的材料为45钢，调质处理。取A0=112）；联轴器的计算扭矩Tca=KAT=413760Nmm；（取KA=1.5。）所以选择的联轴器为JMI7型膜片联轴器(JB/T9147-1999)，主动端Y型轴孔，从动端Z型轴孔，其公称转矩为630000Nmm。半联轴器的孔径d=40mm，故取d-=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=70mm。2、轴的结构设计：1）轴上零件的装配方案如图。2）轴上各段长度的确定：（1）为了满足半联轴器的轴向定位有求，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=45mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故这段的长度应比L1略短些，现取L-=66mm。（2）初步选择滚动轴承：因为轴承只需受径向力的作用，故选用深沟球轴承6209。参照工作要求并根据d=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6209，其尺寸为dDT=45mm85mm19mm；故d-=d-=45mm，l-=19mm。右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此取d=51mm。（3）取轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对dmin=45mmd-=45mmJMI7型膜片联轴器(JB/T9147-1999)d-=50mml-=58mm深沟球轴承6209 GB/T 276-1994 计 算 及 说 明结 果轴承添加润滑脂的要求，考虑端盖的外端盖与半联轴器左端面间的距离，取l-=36mm。（4）取安装齿轮处的轴段-的直径d-=48mm；齿轮左端与轴承之间采用套筒定位。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取l-=60mm，l-=39mm。（5）取轴环长度l-=10mm，3）轴上零件的轴向定位：齿轮、半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接。查得平键截面bh=12mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为60mm符合条件，同时为了保证轴和半联轴器配合有良好的对称性，故选择半联器轴与轴的配合为。同样，轴和齿轮的连接，选用平键为56mm14mm9mm它们之间的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径如图。轴段编号长度(mm)直径(mm)配合说明-1945与滚动轴承6209配合-1051轴环-6048与大齿轮以键联接配合，套筒定位-3945与滚动轴承6209 配合d-=d-=45mm，l-= 19mmd-=43mmd-=51mmd-=48mml-=60mmd-=45mml-=39mml-=66mml-=10mml-=36mm普通平键12860mm（GB/T 1096-2003）普通平键149 56mm（GB/T 1096-2003）计 算 及 说 明结 果1）求水平面内的支承反力，作水平面内的弯距图：-3643与端盖配合，做联轴器的轴向定位-6640与联轴器键联接配合总长度230mm3、轴的受力分析：由于轴在水平和垂直面的受力图一样，所以剪力图和弯矩图在外形一样。轴在水平面内的受力简图和在垂直面内的受力简图如图（a）所示。轴在水平面内的弯距图和在垂直面内的弯距图如图（b）所示。 （a） (b)轴的受力简图如图。图中lEA=192=9.5mmlAC=9.5+10+62.52=50.75mmlCB=77.25mm3）计算齿轮的啮合力：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。由于轴是单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，载荷水平面H垂直面V支反力FFAt= 1432.1N,FBt=940.9NFAr=521.4N,FBr=342.6NC截面弯矩MMH=72679.1N.mmMV=26461N.mm总弯矩M总=77346.1N.mm扭矩T=275840N.mm轴的计算应力故安全。由上已知：T=76.84N.m；d=35mm；由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压lEA=9.5mmlAC=50.75mmlCB=77.25mm计 算 及 说 明结 果溃。所以只需校核其挤压强度。 ，故平键安全。2）齿轮2与轴连接的评价的校核：由上可知，试选的平键为A型普通平键，为Lbh=56mm10mm8mm；由此得：l=L-b=46mm。由上已知：T=76.84Nm；d=35mm；由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压溃。所以只需校核其挤压强度。 ，故平键安全。4、输出轴上的平键的校核：1）齿轮3与轴连接的评价的校核：由上可知，试选的平键为A型普通平键，为Lbh=56mm14mm9mm；由此得：l=L-b=42mm。由上已知：T=275.84Nm；d=48mm。由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压溃。所以只需校核其挤压强度。 ，故该平键安全。2）半联轴器与轴连接的评价的校核：由上可知，试选的平键为A型普通平键，为Lbh=60mm12mm8mm；由此得：l=48mm。由上已知：T=275.84Nm，d=40mm；由于此键和半联轴器之间是静连接，其主要失效形式为工作面被压溃。所以只需校核其挤压强度:，故平键安全。九、滚动轴承校核： 计 算 及 说 明结 果（一）高速轴（轴）上的滚动轴承的校核：1、由上可得：该轴选取的轴承为6207，轴承预期寿命取为Lh=24000h；2、由上计算结果知：Fr=251N，轴承的工作转速n=1440r/min；3、由于该轴承只受径向力；由文献【2】表13-6得，fd=1.01.2，所以取fd=1.1。则P=fdFr =276.1N4、验算6207轴承的寿命： 由设计手册查得6207的基本额定动载荷值C=25500N；=3；所以所以该轴上轴承的选择合格。（二）中间轴（轴）上的滚动轴承的校核：1、由上可得：该轴选取的轴承为6205； 2、由上计算结果知：Fr=902N，轴承的工作转速n=389.2r/min；3、由于该轴承只受径向力，所以P=fdFr=992.2N4、验算6205轴承的寿命： 由设计手册查得6205的基本额定动载荷值C=19500N；=3；所以 所以该轴上轴承的选择合格。（三）低速轴（轴）上的滚动轴承的校核：1、由上可得：该轴选取的轴承为6209： 2、由上计算结果知：Fr=864N，轴承的工作转速n=105.2r/min；3、由于该轴承只受径向力，所以P=fdFr =950.4N4、验算6209轴承的寿命： 由设计手册查得6209的基本额定动载荷值C=31500N；=3；所以，所以该轴上轴承的选择合格。十、减速器箱体（HT250）的结构： （一）、箱体的主要尺寸如下（a为低速级中心距）：名称公式尺寸底座壁厚0.025a+3810箱盖壁厚1（0.80.85）8底座上部凸缘厚度h0（1.51.75）17箱盖凸缘厚度h1（1.51.75）112底座下部凸缘厚度h2,h3,h41.515轴承座联接螺栓凸缘厚度h5(34)d245吊环螺栓座凸缘厚度h6吊环螺栓孔深+（1015）底座加强筋厚度e(0.81)10箱盖加强筋厚度e1(0.80.85)18