机械设计课程设计-电动绞车传动装置二级展开式斜齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目：电动绞车传动装置二级展开式斜齿轮减速器全套图纸加扣3012250582机械设计制造及其自动化143班同组学生： 2016 年 12 月 9 日大连民族大学机电工程学院目录一.设计任务书及其传动方案的拟定 3二.动方案的拟订及说明 4三.传送带、齿轮设计计算6带传动计算6高速级齿轮的设计7低速级齿轮的设计11四.轴的设计计算及校核13高速轴结构设计13高速轴及其轴承、键的校核14中速轴结构设计17中间轴及其轴承、键的校核18低速轴结构设计22低速轴及其轴承、键的校核23五.联轴器的选择26六.减速器附件选择及箱体的设计27七.润滑与密封28八.设计心得与体会29九.参考资料30一、 设计任务书及其传动方案的拟定（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目：设计电动绞车传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，如图所示：1电动机 2联轴器 3减速器4开式齿轮 5设计基础数据如下：1、已知数据工作情况载荷平稳钢丝绳曳引力F/N5000钢丝绳速度V（m/s）0.50滚筒直径D/(mm)400滚筒长度L/（mm）800运输带速允许误差5%2、工作条件两班制工作，工作8年，工作环境清洁，载荷平稳，批量生产。3、要求完成工作量1.减速器装配图一张(A0)。2.设计说明书一份。3.零件图一张。（三）设计内容：1.电动机的选择与运动参数设计计算；2.斜齿轮传动设计计算；3.轴的设计；4. 装配草图的绘制6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算。 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计。3、 第三阶段： 草图绘制。4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。二、传动方案的拟订及说明一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书（二）选择电动机 选择电动机的类型 按工作条件和要求选用 Y系列三项异步电动机，电压为380V。 选择电动机型号1）工作机有效功率为：Pw=FV1000=50000.501000=2.5 KW 2）传动装置总效率电动机到工作传输带间的总效率为：=12253245 1、2、3、4、5分别为联轴器、轴承、齿轮传动、开式传动和卷筒传动的效率。取1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.95，5=0.96则： =0.76023） 所需电动机功率电动机所需的工作功率为：Pd=Pw = 2.50.7602KW=3.289KW4）确定电动机额定功率所以应选额定功率大于3.289kW的电机。计算电动机转速可选范围并选择电动机型号二级展开式圆柱齿轮减速器传动比i=27125。工作机卷筒轴的转速为： nw=601000vD=6010000.503.14400=23.87r/min电动机转速的可选范围为：nd=inw=(27125)23.87=(644.492983.75)r/min选用同步转速为 1000r/min、1500r/min的电动机。由电机产品目录或有关手册选电动机型号为： Y112M-4电动机的技术数据技术数据型号额定功率转速r/min额定转矩质量/kgY112M-4414402.243（三）计算传动装置总传动比和各级传动比传动装置的总传动比i=ndnw = 144023.87 = 60.33分配各级传动比因为Ia=i带*i齿 根据表3-2 取开式齿轮传动比i3=4.05I1=1.4ie=4.4I2=ie/i1 i 3=3.39传动装置中个轴的输入转矩计算各轴的转速n（r/min）：电动机轴为I轴，减速器高速轴为II轴，中速轴为III轴，低速轴为IV轴，滚筒轴为V轴NI=1440r/minN1I=NI/i1 =327.3r/minNIII=NII/i12=327.3/3.39=96.5r/minNIV=NIII=96.5r/minNV=NIV/I3=23.8r/min各轴的输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即P1=Pd*2*3=4*0.98*0.97=3.8kwPII=P1*1*3=3.8*0.99*0.97=3.65kwPIII=P2*1*3=3.65*0.99*0.97=3.51kwPIV=PIII*3*4=3.51*0.97*0.95=3.23kw P卷筒机=PIV*1*2*5=3.23*0.99*0.98*0.96=3.01k各轴的输入转矩T（N）和输出转矩T(kW)TI=Td=9550Pd/Nm=9550*3.8/1440=25.2TII=9550PI/NI=9550*3.65/327.3=106.5TIII=9550PII/NII =9550*3.51/96.5=347.4TIV=9550PIII/NIII =9550*3.23/96.5=319.7 卷筒机T卷=9550PIv/NIv =9550*3.01/23.8=1207.8传动参数的数据表 电机轴轴1轴2 轴3滚筒轴功率p/kw3.83.653.513.233.01转矩T/N*M25.2106.5347.4319.71207.8转速n/r/min1440327.396.596.523.8三.齿轮、开式传动设计计算（二）高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1.选用圆柱斜齿轮2.选择8级精度3.选择小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度为280 HBS大齿轮选择45钢（调质）240HBS4.初选小齿轮齿数z1=17大齿轮齿数在Z1=Z2*iII=17*4.4=74.8 选Z2=755.初选螺旋角=14按弯曲疲劳强度计算d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2 确定公式中的各参数值试选载荷系数Kht=1.3由图10-20查取区域系数Zh=2.433齿宽系数d：d=1 弹性影响系数Ze=189.8mpa1/2由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数z=arctan（tan/tan）=arctan（tan20/cos14=20.562at1=arcos【Z1cost/（Z1+2hancos）】=arcos【17*cos20.562/（17+2*1*cos14）】=32.822at2=arcos【Z2cosat/（Z2+2hancos）】=arcos【75cos20.562/（75+2*1*cos14）】=24.122=【Z1（tanat1-tan1）+Z2（tana2-tant）】/2=【17*（tan32.822-tan20.562）+75*（tan24.3-tan20.562）】/2=1.598=dz1tan/=1*17*tan14/=1.349Z=4-31-+=4-1.59831-1.349+1.3491.598=0.751z=cos=0.985计算接触疲劳许用应力h由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为Flim1=600mpa Flim2=550mpa应力循环次数 N1=60N1jLh=60*320*1*（2*8*365*8）=4.037*109N2=N1/u=4.037*109/（75/17）=9.174*108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1=0.90 Khn2=0.95取失效概率为1% 安全系数s=1 由式10-14得【h】1=Khn1hlim1/s=0.90*600/1=540mpa【h】2=Khn2hlim2/s=0.95*550/1=522.5mpa取两者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即 【h】1=【h】2=522.5mpa计算小齿轮分度圆直径d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2=32*1.3*25200 (75/17)+11 (75/17)2.43*189.8*0.751*0.985522.52=32.466mm调整小齿轮分度圆直径 1、计算实际载荷系数前的数据准备（1）圆周速度V=d1t*n1/60*1000=*32.466*1440/60*1000=2.45m/s（2）齿宽B=d1t=32.466mm2、计算实际载荷系数kh（1）由表10-2查的使用系数Ka=1（2）根据v=2.45m/s、8级精度、由图10-8查的动载系数Kv=1.12（3）齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*25200/32.466=1.552*103n,KaFt1/b=1*1.552*103/32.466=47.8n/mm小于100n/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kh=1.3（4）由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时Kh=1.417KH=KaKvKhKh=1*1.12*1.3*1.417=1.5873、由式10-12可得实际载荷系数算的分度圆直径d1=d1t3Khkht=32.46631.5871.3=34.649mm及相应的齿轮模数Mn=d1cos/Z1=34.649*cos14/17=1.98mm按齿根弯曲疲劳强度设计1. 由式10-20试算齿轮模数2. Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）确定公式中的各参数值试选载荷系数kft=1.3由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan（tancost）=arctan（tan14cos20.562）=13.140v=/cos2b=1.598/cos13.140=1.685Y=0.25+0.75/av=0.25+0.75/1.685=0.6953.由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-*/120=1-1.985*14/120=0.7784.计算YFaYsa/【f】由当量齿数Zv1=Z1/cos3=17/cos314=18.609Zv2=Z2/ cos3=75/ cos314=82.102查图10-17得齿形系数YFa1=2.88 YFa2=2.23由图10-18查的应力修复系数YSa1=1.54 YSa2=1.75由10-24c 查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为hlim1=500mpa hlim2=380mpa 查得弯曲疲劳系数为KFN1=0.88 KFN2=0.90取弯曲疲劳系数S=1.4,得 【f1】= KFN1*hlim1/S=0.88*500/1.4=314.29MPa 【f2】= KFN2*hlim2/S=0.90*380/1.4=244.29MPa YFa1 Ysa1/【f1】=2.88*1.54/314.29=0.01413 YFa2 Ysa2/【f2】=2.23*1.75/244.29=0.01597因为大齿轮大于小齿轮取YFa2 Ysa2/【f2】=0.01597试计算齿轮模数：Mnt32KftT1YYcos2dz12*YfaYsa【F】=32*1.3*2.52*104*0.695*0.778*cos214172*0.01597 =1.188mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备1） 圆周速度vd1=Mnt*Z1/cos=1.188*17/COS14 =20.814V=d1*N1/60*1000=1.57m/s2） 齿宽bb=d*d1=1*20.814=20.814mm3） 齿高h及宽高比B/hh=（2han*+cn*）*mnt=（2*1+0.25）*1.57=3.533B/h=20.814/3.533=5.89计算实际载荷系数Kf1）根据v=1.57m/s 8级精度 由图10-8查得Kv=1.082）有Ft1=2T1/d1=2421KaFt1/b=1*2421/20.814=116.316N/mm大于100N/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kf=1.43）由表10-4用插值法查得Kh=1.450结合b/h=5.89，查图10-13得Kf=1.35则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1*1.08*1.4*1.35=2.041(4)由式10-13 可得按实际载荷系数算的齿轮模数Mn=1.381对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算的分度圆直径d1=34.691mm 来计算小齿轮齿数，即Z1=d1cos/mn=34.691*cos14/2=16.83所以Z1=17;Z2=75;中心距a=（Z1+Z2）mn/2*cos=94.816所以中心距取95mm修正螺旋角：=arcos（Z1+Z2）mn/2a=14.44 计算分度圆直径; d1=z1mn/cos14.44=35.11mm d1=z2mn/cos14.44=154.89mm 计算齿宽b=35.11 取35 同理 b1=40圆整中心距后的强度校核H=(2KH*T1)/(d*d13 )(u+1)/u)ZH*ZE*Z*ZH（三）低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1.选用圆柱斜齿轮2.选择8级精度3.选择小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度为280 HBS大齿轮选择45钢（调质）240HBS4.初选小齿轮齿数z1=17大齿轮齿数在Z1=Z2*i3=57.63 选Z2=585.初选螺旋角=14按弯曲疲劳强度计算d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2 确定公式中的各参数值试选载荷系数Kht=1.3由图10-20查取区域系数Zh=2.433齿宽系数：1 弹性影响系数Ze=189.8mpa1/2由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数z=arctan（tan/tan）=arctan（tan20/cos14）=20.562at1=arcos【Z1cost/（Z1+2hancos）】=arc【17*cos20.562/（17+2*1*cos14）】=32.821at2=arcos【Z2cosat/（Z2+2hancos）】=arcos【58cos20.562/（58+2*1*cos14）】=25.044=【Z1（tanat1-tan1）+Z2（tana2-tant）】/2=【17*（tan32.82-tan20.562）+58*（tan25.044- tan20.562）】/2=1.580657=dz1tan/=1*17*tan14/=1.349 Z=4-31-+=4-1.58131-1.349+1.3491.581=0.756z=cos=0.985计算接触疲劳许用应力h由图10-25d查的小齿轮和大齿轮的接触疲劳强度极限分别为Flim1=600mpa Flim2=550mpa应力循环次数N1=60N1jLh=60*327.3*1*（2*8*365*8）=9.175*108N2=N1/u=9.175*108/（75/17）=2.689*108由图10-23查取接触疲劳寿命系数Khn1=0.98 Khn2=0.95取失效概率为1% 安全系数s=1 由式10-14得【h】1=Khn1hlim1/s=0.98*600/1=588mpa【h】2=Khn2hlim2/s=0.95*550/1=522.5mpa取俩者中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即 【h】1=【h】2=522.5mpa计算小齿轮分度圆直径d1t32KhtT1u+1duzhzezzh2=32*1.3*106500 (75/17)+11 (75/17)2.433*189.8*0.756*0.985522.52=54.293mm调整小齿轮分度圆直径1、计算实际载荷系数前的数据准备（1）圆周速度V=d1t*n1/60*1000=0.9304m/s（2）齿宽B=d1t=54.293mm2、计算实际载荷系数kh（1）由表10-2查的使用系数Ka=1（2）由图10-8查的动载系数Kv=0.7（3）齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*106500/54.293=3.923*103n,KaFt1/b=72.256n/mm小于100n/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kh=1.4（4）由表10-4用插值法查的8级精度、小齿轮相对轴承非对称布置Kh=1.45KH=KaKvKhKh=1*0.7*1.4*1.45=1.4213、由式10-12可得实际载荷系数算的分度圆直径d1=d1t3Khkht=54.293*31.4211.3=55.928mm及相应的齿轮模数Mn=d1cos/Z1=3.192mm按齿根弯曲疲劳强度设计3. 由式10-20试算齿轮模数4. Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）1） 确定公式中的各参数值1、试选载荷系数kft=1.32、由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan（tancost）=arctan（tan14cos20.562）=13.140v=/cos2b=1.6668Y=0.25+0.75/av=0.70003、由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-*/120=0.84264、计算YFaYsa/【f】由当量齿数Zv1=Z1/cos3=18.610Zv2=Z2/ cos3=63.492查图10-17得齿形系数YFa1=2.94 YFa2=2.275由图10-18查的应力修复系数YSa1=1.525 YSa2=1.74由10-24c 查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为hlim1=500mpa hlim2=380mpa查得弯曲疲劳系数为KFN1=0.9 KFN2=0.95取弯曲疲劳系数S=1.4,得 【f1】= KFN1*hlim1/S=0.9*500/1.4=324.43MPa 【f2】= KFN2*hlim2/S=0.95*380/1.4=257.86MPa YFa1 Ysa1/【f1】=2.94*1.525/324.43=0.01382 YFa2 Ysa2/【f2】=2.275*1.74/257.86=0.01535因为大齿轮大于小齿轮取YFa2 Ysa2/【f2】=0.01535试计算齿轮模数：Mnt32KftT1YYcos2dz12*（YfaYsa【F】）=2.0138mm调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备 试算分度圆直径d1d1=mnt*Z1/cos=35.284圆周速度vV=d1*n1/60*1000=0.6047m/s齿宽b b=d*d1=1*54.2136=35.2835mm齿高h及宽高比B/h h=（2han*+cn*）*mnt=4.53B/h=7.787计算实际载荷系数Kf根据v=0.6047m/s 8级精度 由图10-8查得Kv=1.05有Ft1=2T1/d1=6036.823KaFt1/b=171.0948大于100N/mm查表10-3的齿间载荷分配系数Kf=1.4由表10-4用插值法查得Kh=1.450结合b/h=9.161，查图10-13得Kf=1.450则载荷系数 KF=KAKVKFKF=1*1.05*1.45*1.45=2.1315由式10-13 可得按实际载荷系数算的齿轮模数Mn=2.3747对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =3mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算的分度圆直径d1=55.928mm 来计算小齿轮齿数，即Z1=d1cos/mn=17.097所以Z1=18;Z2=61;中心距a=（Z1+Z2）mn/2*cos=122.762所以中心距取123mm修正螺旋角：=arcos（Z1+Z2）mn/2a=14.4381计算分度圆直径; d1=z1mn/cos13.928=56.036mm d2=z2mn/cos13.928=189.964mm 计算齿宽b1=60 同理 b2=55圆整中心距后的强度校核H=(2KH*T1)/(d*d13 )(u+1)/u)ZH*ZE*Z*ZH四.轴的设计计算（一） 高速轴结构设计及校核1）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（）327.33.65106.52）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=106，则于是得： 轴上有一个键槽，则dmin=1.0.3dmint=15.09mm a 拟订轴上零件的装配方案，如图 高速轴零件装配方案图根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径的确定：-：因为输入端需要接电机，故选择弹性柱销联轴器，型号为LX1，所以许用最终的输入端的直径d=18mm，长度为42mm -：该段和通盖配合，该段直径选用19mm，长度为36mm。-：该段与轴承配合，轴承选用深沟球轴承6004，所以该轴直径选用20mm，长度为27mm。-：该段轴不参与配合，轴直径选用23mm，长度为45mm。 -：该段轴不参与配合，轴直径选用25mm，长度为37mm。-：该段为齿轮轴。 - ：该段与轴承配合，轴承选用深沟球轴承6004，所以该段轴直径选用20mm，长度为27mm。 高速轴各段参数汇总表轴段-直径18192023252820长度42362745364627配合联轴器通盖轴承齿轮轴轴承(二)高速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析 2)V面上受力分析MA=0: -Fad2+FrL1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fad2-FrL1+RVAL1+L2=0得：RVA=1988.7N RVB=1814N3)H面上受力分析RHA=FtL2L1+L2=453.1NRHB=FtL1L1+L2=1901.4N4)弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图 根据轴的弯扭合成条件，取 =0.585）受力分析及其弯矩图根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为齿轮中心面。6）按弯扭合成强度校核根据表9-4，查得40Cr钢：+1b=270MPa0b=130MPa-1b=75MPap=800Mpa =0.58则齿轮处的轴径： d3Me0.1-1b=322.410000.175=14.4mm43.3mm故轴径满足强度要求。7）轴承寿命的校核轴承A：6004 轴承B：6004此处只需对轴承A进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：此处Fac0r=0.321 故取e=0.44取X=0.56, Y=1.0 C=P360Ln106a1=0.592360824365327.31061=6.585KNCr故轴承寿命符合要求。同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=18mm和轴段长为42mm以及半联轴器的长度L=42mm，选取键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm8736 (2)键的强度校核 键传递的转矩T=25201.39Nmm，轴的直径d=18mm 键的工作长度l=L-b=36-8=28mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.57=3.5mm 则该键的强度符合要求。（二） 中间轴结构设计1） 中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）96.53.51347.42）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取C=106，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： a 拟订轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-：装配端盖、轴承、挡油环和套筒 ，轴承选用深沟球轴承6007，所以选用直径35mm，长度36mm。-：该段为齿轮轴。直径选用48mm，长度为70mm。-：定位轴肩直径50mm 长度5mm-：安装齿轮直径44mm，长度33mm-：安装套筒、挡油环、轴承和端盖，轴承选用深沟球轴承6007，直径35mm，长度39mm 中速轴各段参数汇总表 轴段-直径3548504435长度367053339配合轴承齿轮轴轴肩齿轮轴承(四) 中间轴及其轴承、键的校核中间轴上有高速大齿轮2以及低速小齿轮31）齿轮受力分析 高速大齿轮：低速小齿轮：1) V面上受力分析 MA=0: Fa2d22+Fr2L1-Fa3d32+Fr3 (L1+L2)-RVBL1+L2+L3=0MB=0: Fa2d22-Fr3 L3-Fa3d32+Fr3 (L1+L2)+RVAL1+L2+L3=0得：RVA=1122.8N RVC=-597.7N3）H面受力分析MA=0: Ft2L1+Ft3(L1+L2)+RHBL1+L2+L3=0 MB=0: -Ft3L3-Ft2(L3+L2)- RHAL1+L2+L3=0)得：RHA=-2082.27NRHB=-9489.36N弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图 根据轴的弯扭合成条件，取 =0.584）受力分析及其弯矩图根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为C、D截面。5）按弯扭合成强度校核根据表9-4，查得45钢：+1b=200MPa0b=95MPa-1b=55MPap=600Mpa =0.58在D截面处：由于键槽存在，此处抗弯界面模量W为：6）轴承寿命的校核 轴承A：6007 轴承B：6007此处只需对轴承B进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：此处iFac0r=0.061 故取e=0.262.取X=0.54, Y=1.92 C=P360Ln106a1=2.76536082436596.51061=15.3KNCr故轴承寿命符合要求。7)键校核同齿轮3相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=52mm和轮毂长为35mm，选取双键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm161029 (2)键的强度校核 键传递的转矩T=106500.2Nmm，轴的直径d=52mm 键的工作长度l=L-b=29-16=13mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.510=5mm 则该键的强度符合要求。（三） 低速轴结构设计1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）96.53.23319.72） 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取C=106，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： a 拟订轴上零件的装配方案，如图 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-:与联轴器配合，联轴器选用弹性柱销联轴器，型号为LX3，所以该段轴直径为38mm，长度82mm-：和通盖配合。该段轴直径为42mm，长度28mm -：和轴承，挡油环配合。该段轴直径为45mm，长度47mm。-：和齿轮配合，该段轴直径为50mm，长度为53mm -：定位轴肩，直径选用52mm，长度5mm.-：该断轴不参与配合，直径选用50mm，长度为49mm -：定位轴肩，直径为53mm。长度为5mm -：与轴承，挡油环配合。直径选用45mm，长度为34mm低速轴各段参数汇总表轴段-直径3842455052505345长度82284753549534配合联轴器通盖轴承齿轮轴肩轴肩轴承（二）低速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析2 )V面上受力分析MA=0: -Fad2+FrL1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fad2-FrL1+RVAL1+L2=0得：RVA=163.27N RVC=-176.24N1） H面受力分析RHA=FtL2L1+L2=445.83NRHC=FtL1L1+L2=675.22KN4)弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图 根据轴的弯扭合成条件，取 =0.585）受力分析及其弯矩图根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为B截面。6）按弯扭合成强度校核根据表9-4，查得45钢：+1b=200MPa0b=95MPa-1b=55MPap=600Mpa =0.58在B截面处：由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为：故轴径满足强度要求。7）轴承寿命的校核 轴承A：6209 轴承C：6209此处只需对轴承C进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：此处iFac0r=0.014 故取e=0.195.取X=0.56, Y=2.06 C=P360Ln106a1=0.83136082436596.51061=6.15KNCr故轴承寿命符合要求。8)键校核同齿轮相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=50mm和轮毂长为55mm和，选取双键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm14949(2)键的强度校核 键传递的转矩T=106500.1528Nmm，轴的直径d=50mm 键的工作长度l=L-b=49-14=35mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm 则该键的强度符合要求。同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=38mm和轴段长为82mm以及半联轴器的长度L=112mm，选取键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm14976(2)键的强度校核 键传递的转矩T=106500.1528Nmm，轴的直径d=38mm 键的工作长度l=L-b=76-14=62mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm 则该键的强度符合要求五.联轴器的选择输出轴联轴器的选择根据轴的直径，选取LX3型弹性柱销联轴器，参数如下型号公称转矩 许用转速轴孔直径轴孔长度LX3125047003882200六减速器附件选择及箱体的设计1. 减速器附件的选择（1） 视孔盖根据机械设计课程设计，四个螺纹M5*22（2）通气器 查机械设计课程设计表7-1，选取带简易通气器M1220； （3）油尺 查机械设计课程设计表7-3，选用杆式油标M14 （4）放油孔和螺塞 查机械设计课程设计表7-4，选用M14*1.5的外六角螺塞。 （5）定位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱盖和箱座的连接凸缘上不对称配装两个定位圆锥销，以提高定位精度。查机械设计课程设计选择销 GB/T 119-2000 A1230 （6）启盖螺钉 启盖螺钉的直径与箱盖凸缘连接螺栓直径相同，螺纹长度要大于箱盖凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。2.减速器箱体的设计 减速器的箱体采用铸造制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量。 （1）设计要求 a 机体有足够的刚度。 b 在机体外加肋板，外轮廓为长方形，增强轴承座刚度。 c 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。d 因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，取浸油高度不超过一个齿高，约为六分之一的大齿轮半径，油高H=68mm，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。 e 箱体结构有良好的工艺性。 f 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5mm。机体外型简单，拔模斜度为1:10。 （2）箱体结构尺寸参数名称符号尺寸关系 名称符号尺寸关系箱座突缘厚度B13.5轴承旁凸台半径R130箱盖突缘厚度B113.5凸台高度H60箱座底突缘厚度B222.5外箱壁至轴承座端面距离L135轴承旁链接螺栓直径D110大齿轮顶圆到内箱壁距离110箱盖与箱座链接螺栓直径D2M12链接螺栓d2的间距L150-200mm齿轮端面内箱壁距离210.5轴承盖螺钉直径D3M8箱盖肋厚M17.6视孔盖螺钉直径D4M8箱座肋厚M7.6定位销直径D16Df、d2至突缘边缘距离C25-3Df、d1、d2至外箱壁距离C1表5-3七.润滑与密封1齿轮的润滑 齿轮润滑采用浸油润滑，由于浸油深度不小于10