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二级同轴式圆柱斜齿轮减速器设计,二级,同轴,圆柱,齿轮,减速器,设计
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目录设计任务书2传动方案的拟订2电动机的选择3传动装置的运动和动力参数计算4传动零件的设计计算6轴的计算.15键连接的选择和计算. 28滚动轴承的选择和计算.29箱体结构的设计 . .30润滑与密封.33设计小结.34参考资料.35设计说明书结果1 传动装置总体设计方案1.1 传动装置的组成和特点T=880N.m n=210r/min组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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。1.2 传动方案的拟定二级同轴式圆柱斜齿轮减速器。初步确定传动系统总体方案如图1.1所示。 图.1.1 传动装置总体设计图1.2.1 工作机所需功率Pw（kw）由T=9550P/n Pw=Nt/9550=19.3式中，Fw为工作机的阻力，N；w为工作机的线速度，m/s；为带式工作机的效率。1.22 电动机至工作机的总效率2320.9920.9830.9720.960.83为联轴器的效率,为第一、二、三对轴承的效率，为每对齿轮（齿轮为7级精度，油润滑，因是薄壁防护罩,采用开式效率计算）啮合传动的效率，为卷轴的效率。2 电动机的选择电动机所需工作功率为： PP/21.5kw , 执行机构的曲柄转速为6010001.1/(3.14220)=95.5 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为840，电动机转速的可选范围为：（840）95.57643820r/min按电动机的额定功率P，要满足PP以及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，选定型号为Y112M6的三相异步电动机，额定功率P为22 kw，满载转速940 r/min，同步转速1000 r/min。表2.1 电动机的技术参数方案电动机型号额定功率P/kw额定转速（r/min）同步转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩1Y112M-62294010002.02.0表22 电动机的安装技术参数中心高/mm 外型尺寸/mm L（AC/2+AD）HD 底脚安装 尺寸AB地脚螺栓 孔直径K 轴伸尺 寸DE 装键部位 尺寸FGD132400305 265190 1401228 6010 433 确定传动装置的总传动比和分配传动比3.1 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：/940/95.59.8433.2 分配传动装置的传动比式中、分别为带传动和减速器的传动比。对于同轴式圆柱齿轮减速器，传动比按下式分配：式中为高速级圆柱齿轮的传动比，为低速级圆柱齿轮的传动比。则减速器传动比为：3.1374 计算传动装置的运动和动力参数4.1 各轴转速高速轴的转速 940 r/min中间轴的转速 940/3.137300 r/min低速轴的转速 /300/3.13795.6r/min 滚筒轴的转速 =95.6 r/min4.2 各轴输入、输出功率4.2.1 各轴的输入功率P（kw） 高速轴的输入功率 P220.9921。8 kW 中间轴的输入功率 22.180.980.9720.7kW 低速轴的输入功率 22.070.980.9719.7 kW滚筒轴的输入功率 21=1.970.980.9919.1 kW4.22 各轴的输出功率P（kw）高速轴的输人功率 0.9921.5kW中间轴的输人功率 0.980.9719.9 kW低速轴的输人功率 0.980.9718.7 kW滚筒轴的输人功率 0.9718.6 kW4.3 各轴输入、输出转矩4.3.1 各轴的输入转矩 （ Nm）转矩公式： 9550P/ Nm电动机轴的输出转矩 9550 955022/94022.35 Nm高速轴的输入转矩 955095502.18/94022.15 Nm中间轴的输入转矩 955095502.07/30065.895 Nm低速轴的输入转矩 955095501.97/95.6197 Nm 滚筒轴的输入转矩 955095501.91/95.6880 Nm4.3.2 各轴的输出转矩 高速轴的输出转矩 0.9821.903 Nm中间轴的输出转矩 0.9821.707Nm低速轴的输出转矩 0.9965.236 Nm滚筒轴的输出转矩 0.97186.00 Nm 轴 参数 电机轴 轴 轴 轴滚筒轴功率P/KW222.182.071.971.91转矩T/（Nm）22.3522.1565.895197197转速n/（r/min）94094030095.695.6传动比i13.1373.1371效率0.990.0.950600.95060.9702表2.3传动和动力参数结果5.齿轮结构的设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。5.1 低速级齿轮传动的设计计算5.1.1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588)。（2） 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钢（调质），硬度为240HBS。（3） 选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i2243.13774，取Z274。（4） 初选螺旋角14o。5.1.2 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选=1.6。 小齿轮传动的转矩为 T64.771103 查课本P205表10-7选取齿宽系数1。 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 由课本P209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。 计算应力循环次数。 60nj 603001（1830010）5.256108 1.6574108由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.97。查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433 。 由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.86。则+1.63。 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.95600570 0.97550533.5 则许用接触应力为：551.75 （2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得48.97 mm计算圆周速度。0.77m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b48.97 mm计算摸数m=1.979 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h225 2251.9794.45 11.00 计算纵向重合度=0.318=1.903 计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据0.77 m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数K1.03；由课本表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，K1.419；由11.00，K1.419查图10-13得 K1.35；由课本表10-3 得: K1。故载荷系数K KK K 11.031.21.4191.754按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd48.9750.5 计算模数2.04 mm5.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确定计算参数 计算载荷系数。K K K11.031.21.351.6686 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.88小齿轮传递的转矩64.771 kNm。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z124，Z2i21Z13.1372475.288，取Z275。传动比误差 iuZ2/Z175/243.125，i0.385，允许。计算当量齿数。26.2782.10查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数2.59；2215 应力校正系数1.597；1.773查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K0.88；K0.90。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 计算接触疲劳许用应力。314.29 MPa244.29 MPa计算大小齿轮的 并加以比较。0.013 160.016076大齿轮的数值大，故选用。（2） 设计计算mn=1.57 mm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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m2 mm，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d50.5来计算应有的齿数.于是由:z24 取z24那么zuz13.1372475 5.1.4 几何尺寸计算（1）计算中心距 a102.6 将中心距圆整为103。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角arccosarccos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d49.6 d156.5 （4）计算齿轮宽度B149.649.6mm圆整后取50 mm；55 mm。（5） 修正齿轮圆周速度0.78m/s5.2 高速级齿轮传动的设计计算5.2.1 选取精度等级、材料、齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（1） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588)。（2） 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钢（调质），硬度为240HBS。（3） 考虑到此设计减速器为同轴式，故仍选小齿轮齿数24，大齿轮齿数Z2Z1i2243.5484.96，取Z285。（4） 初选螺旋角仍为14o。6.22 按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式（10-21）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值 试选=1.6。 小齿轮传动的转矩为 T21707103 N.mm 查课本P205表10-7选取齿宽系数0.8。 查课本P201表10-6得材料的弹性影响系数ZE189.8 由课本P209图10-2d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为Hlim2550 MPa。 计算应力循环次数。 60nj 609401（1830010）1.64688109 5.24985108由课本P207图10-19去接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95。查课本P217图10-30选取区域系数Z=2.433 。 由课本P215图10-26查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度0.77 ，0.86。则+1.63 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.9600540 0.95550522.5 则许用接触应力为：531.25 （2）设计计算试算小齿轮的分度圆直径d，由计算公式得37.73 mm计算圆周速度。1.85m/s计算齿宽b和模数。计算齿宽b b0.837.73= 30mm计算摸数m=1.519 mm计算齿宽与高之比。 齿高 h2252251.5193.42 11.0 计算纵向重合度0.3181.522 计算载荷系数K。已知使用系数=1，根据1.85 m/s，7级精度, 由课本图10-8查得动载系数K1.05；由课本表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，K1.28；由11.00，K1.28图10-13得 K1.25；由课本表10-3 得: K1.4。故载荷系数K KK K 11.051.41.2801.8816按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径dd37.7339.65计算模数1.6 mm5.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1）确定计算参数 计算载荷系数。K K K11.051.41.251.8375 根据纵向重合度1.903，从课本图10-28查得螺旋角影响系数0.88小齿轮传递的转矩21707 Nmm。确定齿数z。因为是硬齿面，故取Z124，Z2i21Z13.1372475.288，取Z275。传动比误差 iuZ2/Z175/243.125，i0.3975，允许。计算当量齿数。26.2782查取齿形系数和应力校正系数。查课本表10-5得齿形系数2.59；2215 应力校正系数1.597；1.773查课本图10-20c得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查课本图10-18得弯曲疲劳寿命系数K0.85；K0.88。 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 计算接触疲劳许用应力。303.57 MPa238.86 MPa计算大小齿轮的 并加以比较。0.01310.016075大齿轮的数值大，故选用。（3） 设计计算1.17 mm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，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m1.5 mm，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d39.65来计算应有的齿数.于是由:z25.65 取z26那么zuz13.1372682，取 z2825.2.4 几何尺寸计算（1）算中心距 a83.48 将中心距圆整为84。为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a103 mm。并调整小齿轮齿数Z132，则Z2ui3.13732100.384，圆整为100。（2）按要求设计的中心距和修正的齿数修正螺旋角arccosarccos（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d49.93 d156 （4）计算齿轮宽度B0.849.5640 mm圆整后取 B240 mm；B145 mm。（5）修正齿轮的圆周速度2.44m/s表5.1 各齿轮的设计参数 齿轮参数高速级齿轮1中间轴齿轮2中间轴齿轮3低速级齿轮4材料40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质） 硬度为240HBS40Cr（调质），硬度为280HBS45钢（调质）硬度为240HBS齿数321002475螺旋角模数1.52齿宽/mm45405550中心距/mm203齿轮圆周速/m/s2.440.78修正传动比3.1375.3 齿轮的结构设计中间轴齿轮3成实心式如图6.1（b），高速轴齿轮1做成齿轮轴，中间轴齿轮2和低速轴齿轮4两个大齿轮使用腹板式结构如图6.1（a）图5.1 齿轮结构设计示意图6 传动轴和传动轴承的设计6.1 低速轴、传动轴承以及联轴器的设计 6.1.1 求输出轴上的功率P，转速，转矩P1.97 KW 95.6 r/min 197Nm6.1.2 求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为 156 而 F2541.97 N FF=953.03 N FFtan2541.95tan661.8 N圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图7.1所示。图6.1 轴的载荷分布图6.1.3 初步确定轴的最小直径（1）先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11230.7mm（2）联轴器的选择。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径（图7.2）。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取1.3，则：1.3197109256100 N.mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册表17-4，选用LT-4弹性套柱销联轴器（GB/T43232002），其公称转矩为500N.m。半联轴器的孔径d140 mm，故取40 mm，半联轴器的长度L112 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L182 mm。6.1.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径47 mm；左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L184 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L1略短一些,现取82 mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据47 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30210型，其尺寸为dDT50 mm90 mm21.75 mm，故50 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则l-35.75 mm；l-= 35.75+4=39.75mm。 取安装齿轮处的轴段55 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为50 mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取46 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h4 mm，则63 mm。轴环宽度,取b6 mm。 轴承端盖的总宽度为28mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取50 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图6.2 低速轴的结构设计示意图表 6.1 低速轴结构设计参数 段名参数-直径/mm40 H7/r64750 m655 H7/r66350 m6长度/mm825039.7546635.75键bhL/mm12 8 63161036C或R/mm处1.6X45o处R2处R2处 R2处R2处R2处245o（2） 轴上的零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按55 mm由课本表6-1查得平键截面bh16 mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为36 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12 mm8 mm63 mm，半联轴器与轴的配合为。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。（3） 确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.6，右端倒角为2。各轴肩处的圆角半径为:其余为R2。6.1.5 求轴上的载荷 首先根据结构图(图7.2）作出轴的计算简图（图7.1）。在确定轴承的支点位置时,应从手册中查得a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a20 mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L346.75+4187.75 mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图7.1）。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。计算步骤如下：L3+L246.75+4187.75mm1187.69 N1354.25 N-137.8 N956.03+137.81093.83N1187.6946.7555524.5N.mm-137.846.75-6442.15 N.mm1093.834144847.03N.mm44847.03N.mm 71372.8N.mm表6.2 低速轴设计受力参数 载 荷水平面H垂直面V支反力1187.69 N，1354.25 N-137.8 N，1093.83 N弯矩M55524.5N.mm 6442.15 N.mm 44847.03N.mm总弯矩44847.03N.mm ,71372.8N.mm扭矩T197000N.mm6.1.6 按弯曲扭转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。根据课本式(15-5)及表7.2中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力 MPa8.33 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理，查课本表15-1得60MP。因此 ，故此轴安全。6.1.7 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重，从受载来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但是截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核，截面和显然更不必要校核。由课本第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数 W0.10.15012500 抗扭截面系数 0.20.225000 截面的左侧的弯矩M为 34816.5N.mm截面上的扭矩为 197000N.mm截面上的弯曲应力2.78532 MPa截面上的扭转切应力 7.88 MPa轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按课本附表3-2查取。因 经插值后查得2.0 1.32又由课本附图3-1可得轴材料的敏性系数为 0.88故有效应力集中系数按式(课本附表3-4）为1.821+0.88x(1.32-1)=1.2812由课本附图3-2的尺寸系数；由课本附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S381.26S23.6720.11S1.5 故可知其安全。（1） 截面右侧抗弯截面系数 W0.10.116637.5 抗扭截面系数 0.20.233275 截面的右侧的弯矩M为 34816.5N.mm截面上的扭矩为 197000N.mm截面上的弯曲应力2.09 MPa截面上的扭转切应力 5.92MPa过盈配合处的，由课本附表3-8用插值法求出，并取0.8，于是得227 0.82271.816轴按磨削加工，由课本附图3-4得表面质量系数为轴为经表面强化处理，即，则按课本式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为2.361.903又由课本及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，按课本式（15-6）(15-8)则得S=55.75S26.824.15S1.5 故该轴的截面右侧的强度也是足够的。本轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，低速轴的设计计算即告结束。6.2 高速轴以及传动轴承的设计 6.2.1 求输出轴上的功率，转速，转矩2.18 KW 940 r/min 22.15 Nm6.22 求作用在齿轮上的力因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 49。6 而 F893.86 N FF893.86335.9 N FFtan893.86325.34 N6.2.3 初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11214.82mm故圆整取22 mm，输出轴的最小直径显然是联轴器直径（图7.3）。联轴器与轴配合的毂孔长度L144mm。6.2.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足V带轮的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径30 mm。V与轴配合的毂孔长度L144mm，故-的长度取42mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30207型，其尺寸为dDT35 mm72 mm18.25 mm，故35 mm；右端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为14 mm，则l-=32 mm。 取安装处段43 mm；左轴承左端采用套筒定位。l-=5mm. -处为齿轮，d- =52mm,为齿轮的齿顶圆直径，l-=45mm. 轴承端盖的总宽度为28 mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=22mm,故取50 mm。至此，已初步确定了低速轴的各段直径和长度。 图6.3 高速轴的结构设计示意图表 6.3 高速轴结构设计参数 段名-直径/mm22 H7/r63035 m643 524345 m6 长度/mm425032545532键 bhL/mm66 28 C或R/mm处1.245o处R1.2处R1.6处R1.6处R1.6处R1.6处R1.6 处1.6X45（2）轴上的零件的周向定位联轴器的周向定位均采用平键连接。按22 mm由课本表6-1查得平键截面bh6 mm6 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；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。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左端倒角为1.2，右端倒角为1.6。各轴肩处的圆角半径为:处为R1.2，其余为R1.6。6.2.7 精确校核轴的弯曲强度和疲劳强度精确校核高速轴的弯曲强度和疲劳强度具体步骤通同低速轴，都有足够的强度。6.2.8 联轴器的选择 取, ，选LT7型弹性柱销联轴器，其公称转矩为50N.m，半联轴器的孔径d=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 6.3 中间轴以及传动轴承的设计 6.3.1 求输出轴上的功率，转速，转矩2.07KW 300 r/min 65.895 Nm6.3.2 求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为=156 F2639.4N FF992.67 N FFtan 687.2N低速级小齿轮的分度圆直径=49.93 mm 844.8 N FF319.9 N Ftan24224N6.3.3 初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据课本，取，于是得11221.32 mm6.3.4 轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了保证轴的强度要求，故取30mm。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据30 mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承（GB/T 2971994）30210型，其尺寸为dDT30 mm62 mm17.75 mm；左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，为使齿轮作用点相对应，取套处筒宽为16 mm，轮毂比轴长4mm,则=16+4+17.7537.75 mm。 取安装齿轮处的轴段35 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为45 mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，为使齿轮作用点相对应，取故取处的套筒长19.50 mm，则40.75mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h2.5 mm，则40 mm。-段为大齿轮，其宽度为40 mm，=36mm,小齿轮的宽度为55mm.则=51mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。 图6.4 中间轴的结构设计示意图表 6.5 中间轴结构设计参数 段名参数-直径/mm30 m635 H7/r64035 H7/r6 30 m6长度/mm40.75511003637.75键bhL/mm1083510828C或R/mm处1.245o处R1.2处R1.2处R1.2处R1.2处1.245（2）轴上的零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按35 mm由课本表6-1查得平键截面bh10 mm8 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为35 mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为；同样，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。（3）确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴左右两端倒角为1.2。各轴肩处的圆角半径为R1.2。6.3.7 精确校核轴的弯曲强度和疲劳强度精确校核中间轴的弯曲强度和疲劳强度具体步骤同低速轴步骤，经计算强度是足够的。7 键的设计和计算7.1 选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。根据已经选择的键的基本参数列如下表：表7.1 键的基本参数 键参数高速轴低速轴中间轴bhL1610361286366281082810835 工作长度20512218255 4344轴的直径d/mm5540223535转矩T/19722.1565.8957.2 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本表6-2查得许用挤压应力100120 MP。取其平均值，110 MPa。键的工作长度和键与轮毂键槽的接触高度均见表8.1。由课本式（6-1）即分别得：MPa； MPa； MPa； MPa； MPa故110 MPa，均合适。取键标记分别为：键1：1610 A GB/T1096-1979键2：128 A GB/T1096-1979键3：66 A GB/T1096-1979键4：108 A GB/T1096-1979键5：108 A GB/T1096-19798 滚动轴承的选择及计算8.1高速轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承32006，其尺寸为，载荷水平面H垂直面V支反力F8.1.1径向载荷 8.1.2轴向力 因为 8.1.3轴承当量动载荷 8.1.4验算轴承寿命 故所选轴承满足寿命要求。其它轴承也是用同样的方法计算，均符合寿命要求。9 箱体结构的设计9.1 箱体的材料和性能9.1.1 箱体的材料减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合。9.1.2 箱体的性能(1) 机体有足够的刚度在机体外加肋，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30mm。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。9.2 附件设计9.2.1 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。9.22 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。9.2.3 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。9.2.4 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。9.2.5 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。9.2.6 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。9.2.7 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。表10.1 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10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺栓直径M22地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）5
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