机械设计课程设计-三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器设计T=300 D=300 V=0.9

1、设计计算过程及方案说明重要结果一、 课程设计任务全套图纸加V信 sheji1120或扣 33463894111. 传动装置简图带式运输机的传动装置总体布置简图如图所示图12. 工作情况载荷平稳，单向旋转。三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器设计T=300N.m，D=300mm，V=0.9m/s3. 原始数据（1号题）项目：数值：鼓轮的转矩T (Nm)300鼓轮的直径D (mm)300运输带带速V （m/s）0.9带速允许偏差 （%）5使用期限 （年）5工作制度（班/日）2二、 选择电动机1. 电动机类型和结构形式选择按工作要求和工作条件，选择Y系列笼型三相异步交流电动机，结构形式为卧式封闭型电动机。2

2、. 电动机容量1) 卷筒主轴的么输出功率Pw Pw=Tnw9550=300×57.309550 kw=1.80kW2) 电动机的输出功率 PdPd=Pw式中，为从电动机至卷筒之间的总效率 1为滚动轴承效率、为圆柱齿轮效率、为弹性联轴器效率、4为卷筒轴效率。根据文献【1】表2-4得：=0.99 =0.97 =0.99 =0.96。于是 =0.86 Pd=Pw=1.800.86kw=2.09 kw3）确定电动机额定功率应等于或稍大于输出功率，根据文献【1】表20-1得,应选择额定功率为2.2kW的电动机。3. 选择电动机转速由文献【】表2-2得：展开式两级圆柱齿轮减速器传动比为860，则

3、电动机转速可选范围为nd'=nwi1'i2'=458.43438 r/min，根据文献【】中表20-1，初选同步转速分别为1000 r/min和1500 r/min的两种电动机进行比较，如表1方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）各自特点同步满载1Y100L1-42.215001420价格相对较低，结构尺寸相对较大更复杂2Y112M-62.21000940价格相对较高，但结构紧凑，装置相对简单表1权衡利弊，希望能得到相对紧凑的结构，选择方案2：Y112M-6型电动机。电动机相关参数如表2电动机型号额定功率KW电动机转速r/min电动机质量kg外形及安装尺

4、寸mm同步满载中心高H外伸轴长（E×D）键槽尺寸（F×GD）Y112M-62.210009404511260×288×7表2三、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机轴的转速可确定传动装置应有的总传动比为: i=nmnw=94057.3016.40 r/min 。2. 分配各级传动比展开式两级圆柱齿轮减速器应有，由文献【】表2-1得单级圆柱齿轮的传动比推荐值为36，故选择 =4.3，=3.8。四、 计算传动装置的运动和动力参数记电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴1. 各轴转速计算 n=n0

5、=940r/min n=ni1=9404.3=218.60r/min nw=n=ni2=218.603.8=57.53r/min2. 各轴的输入功率P的计算Pd=2.09kWP=Pd3=2.09×0.99=2.069kWP=P12=2.069×0.99×0.97=1.99kWP=P12=1.99×0.99×0.97=1.91kWPw=P3=1.91×0.99=1.89kW3. 各轴输入转矩TT0=9550P0n0=9550×2.2940=22.35NmT=9550Pn=9550×2.069940=21.02NmT=

6、9550P n=9550×1.99218.60=86.94NmT=9550P n=9550×1.9157.53=317.06NmTw=9550Pw nw=9550×1.8957.53=313.74Nm4. 计算结果整理如表3项目电动机轴高速轴中间轴低速轴输出轴转速（r/min）940940218.6057.5357.53功率（kW）2.22.0691.991.911.89转矩（）22.3521.0286.94317.06313.74传动比14.33.81效率0.990.960.960.99表3五、 斜齿轮传动设计校核与计算A. 高速级减速齿轮设计1. 选精度等级、

7、材料及齿数1) 由文献【2】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，二者硬度差为40HBS。设计的齿轮硬度小于350HBS,属于软齿面。2) 精度等级选择7级精度。3) 初选齿数由于减速箱属于闭式结构，所以齿数应在（20,40）范围内。取小齿轮齿数Z1=23 ，Z2=994) 取螺旋角。初选螺旋角=14°。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d1t32KtT1du±1uZHZEH2（外啮合去加号）1) 确定公式的各计算数值a) 试选载荷系数Kt=1.6b) 已知高

8、速级斜齿圆柱齿轮转矩T=21.02Nm=2.102×104Nmm；c) 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；d) 查文献【2】图10-26得端面重合度为 1=0.765，2=0.87，所以，=1+2=0.765+0.87=1.635 e) 齿数比 U=z2z1=9923=4.3f) 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；g) 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.433h) 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa；i) 由文献【2】式10-

9、13计算应力循环次数N1=60n1jLk=60×940×1×2×18×300×5=1.3536×109N2=N1i1=1.3536×109÷4.3=3.14791×108j) 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95；k) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=SH1，由文献【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim1S=0.90×6001=540MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.95×5501=522.5MPa，

10、H=H1+H22=540+522.52=531.25MPa<1.23H2 所以，H=531.25MPa2) 计算a) 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得 d1t32KtTdu±1uZHZEH2= 32×1.6×2.102×1041×1.635×5.34.3×2.433×189.8531.252mm=33.71mm；取 d1t=39mm,满足齿面接触疲劳强度b) 计算圆周速度v=d1tn160×1000=×39×94060×1000=1.92msc) 计算齿宽b及

11、模数mb=dd1t=1×39=39mm，mnt=d1tcosz1=39×cos14°23=1.65mm，h=2.25mnt=2.25×1.65=3.71，bh=393.71=10.51；d) 计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318×1×23×tan14°=1.824；e) 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=1.92m/s，7级精度，由文献【2】图10-8,得KV=1.07，由文献【2】表10-3，根据KAFt/b<100N/mm，查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.

12、4，由文献【2】表10-4通过插值法获查齿向载荷分配系数KH=1.4168，由bh=10.51，KH=1.4168，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.34故有载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.07×1.4×1.4168=2.122；f) 按实际的载荷系数K校正初算的分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=39×32.1221.6mm=42.85mm；g) 计算法面模数mn=d1cosz1=42.85×cos14°23mm=1.81mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17

13、）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值a) 由文献【2】图10-20c,根据所选材料查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；b) 查文献【2】图10-18得KFN1=0.85，KFN2=0.88c) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.85×5001.4=303.57MPa，F2=KFN2FE2S=0.88×3801.4=238.86MPad) 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1×1.07×

14、1.4×1.34=2.007；e) 根据纵向重合度=1.824，查文献【2】图10-28得螺旋角影响系数Y=0.88；f) 计算当量齿数zv1=z1cos3=23cos314°=25.18，zv2=z2cos3=99cos314°=108.37；g) 根据当量齿数，通过插值法查取文献【2】表10-5齿形系数查得YFa1=2.616，YFa2=2.173；应力校正系数查得YSa1=1.591，YSa2=1.797；h) 计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa1YSa1F1=2.616×1.591303.57=0.01371，YFa2YSa2F2=

15、2.173×1.797238.86=0.01635；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算,以获得较大mn2) 设计计算 mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=32×2.007×2.102×104×0.88×cos214°1×232×1.6350.01635mm=1.10mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=1.81mm，大于由齿根疲劳强度计算的法面模数 mn=1.10mm，当模数大于1.10就能够保证齿根弯曲疲劳强度，齿面接触疲劳强度通过D1保证。取法面模数mn=2.0mm，按接触疲劳强

16、度算得的直径 d1=42.85mm来计算的齿数：z1=d1cosmn=42.85×cos14°2.0=20.79取z1=21，则z2=Uz1=4.3×21=90.3，取z2=90；4. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z1+z2mn2cos=21+90×22×cos14°mm=114.40mm5. 将中心距圆整为115mm6. 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos21+90×22×115=15°9'22''7. 因为螺旋角值改变不多，故参数、K、

17、ZH等不必修正8. 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=2×21cos15°9'22''=43.51mm， d2=mnz2cos=2×90cos15°9'22''=186.49mm； 2) 计算齿轮宽度b=dd1=1×43.51=43.51mm圆整后，取大齿轮B2=45mm，小齿轮B1=50mm；9. 计算所得结果汇总如表4备用名称符号小齿轮大齿轮螺旋角15°9'22''端面模数mt2.07mm法面模数mn2.0mm法面压力角n20°分度圆直径

18、dd1=43.51mmd2=186.49mm齿顶高haha=haf*mn=2.0mm齿根高hfhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齿顶圆直径dada1=47.51mmda2=190.49mm齿根圆直径dfdf1=38.51mmdf2=181.49mm齿宽B50mm45mm表4B. 低速级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由文献【2】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，二者硬度差为40HBS，属于软齿面。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z3=24，Z4=914) 取螺旋角。初选螺旋角=

19、14°。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d3t32KtTdu±1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值a) 试选载荷系数Kt=1.6b) 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=86.94Nm=8.694×104Nmm；c) 根据软齿面性质，由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；d) 查文献【2】图10-26得端面重合度为 3=0.780，4=0.883，所以，=3+4=0.780+0.883=1.663 e) 齿数比 U=z4z3=9124=3.8f) 根据所选材料性质，由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数

20、ZE=189.8MPa12；g) 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.433h) 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim4=550MPa；i) 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N3=60njLk=60×218.60×1×2×8×300×5=3.148×108N4=N3i2=3.148×108÷3.8=8.284×107j) 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN3=0.94，KHN4=0.98；

21、k) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S= SH1，由文献【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.94×6001=564MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.98×5501=539MPa，H=H3+H42=564+5392=551.5MPa<1.23H4 所以，H=551.5MPa2) 计算a) 计算小齿轮的分度圆直径d3t，由计算公式得d3t32KtTdu±1uZHZEH2=32×1.6×8.694×1041×1.663×4.83.8×2.433×189.

22、8551.52mm=52.91mm；b) 计算圆周速度v=d3tn60×1000=×52.91×218.6060×1000=0.61msc) 计算齿宽b及模数mb=dd3t=1×52.91=52.91mm，mnt=d3tcosz3=52.91×cos14°24=2.14mm，h=2.25mnt=2.25×2.14=4.81，bh=52.914.81=10.99；d) 计算纵向重合度=0.318dz3tan=0.318×1×24×tan14°=1.903；e) 计算载荷系数K由

23、于工作平稳，输入为电动机，由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=0.61ms，7级精度，由文献【2】图10-8得KV=1.03，由文献【2】表10-3 ，根据KAFt/b<100N/mm，查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4，通过插值法，查得齿向载荷分配系数KH=1.420，由bh=10.99，KH=1.420，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.375故有载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.420=2.048；f) 按实际的载荷系数K校正初算的分度圆直径，由文献【2】式（10-1

24、0a）得 d3=d3t3KKt=52.91×32.0481.6mm=57.44mm；g) 计算法面模数mn=d3cosz3=57.44×cos14°24mm=2.32mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KTYcos2dz32YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值a) 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380Mpa；b) 查文献【2】图10-18得KFN3=0.88，KFN4=0.93c) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12

25、）得F3=KFN3FE3S=0.88×5001.4=314.29MPa， F4=KFN4FE4S=0.93×3801.4=252.43MPad) 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=1×1.03×1.4×1.375=1.983；e) 根据纵向重合度=1.903，查文献【2】中图10-28得螺旋角影响系数Y=0.88；f) 计算当量齿数zv3=z3cos3=24cos314°=26.27，zv4=z4cos3=91cos314°=99.62；g) 根据当量齿数，通过插值法查取齿形系数由文献【2】表10-5，查得YFa3=2.5

26、92，YFa4=2.181；查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.790；h) 计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa3YSa3F3=2.592×1.596314.29=0.01316，YFa4YSa4F4=2.181×1.790252.43=0.01547；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算，以获得较大模数2) 设计计算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=32×1.983×8.694×104×0.88×cos214°1×242×

27、1.6630.01547mm=1.66mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=2.32mm，大于由齿根疲劳强度计算的法面模数 mn=1.66mm，取法面模数mn=2.0mm，这时已能够保证齿根弯曲疲劳强度，接触疲劳强度由d3保证。按接触疲劳强度算得的直径d3=57.44mm来计算齿数：z3=d3cosmn=57.44×cos14°2.0=27.87取z3=28，则z4=Uz3=3.8×28=106.4，取z4=1074. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z3+z4mn2cos=28+107×22×cos14°mm=139.13mm将

28、中心距圆整为139mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz3+z4mn2a=arccos28+107×22×139=13°46'43''因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d3=mnz3cos=2×28cos13°46'43''=57.66mm， d4=mnz4cos=2×107cos13°46'43''=220.34mm； 4) 计算齿轮宽度b=dd3=1×57.66=57.66mm圆整后

29、，取大齿轮B4=60mm，小齿轮B3=65mm；5. 计算所得结果汇总如表5备用。名称符号小齿轮大齿轮螺旋角13°46'43''端面模数mt2.06mm法面模数mn2.0mm法面压力角n20°分度圆直径dd3=57.66mmd4=220.34mm齿顶高haha=haf*mn=2.0mm齿根高hfhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齿顶圆直径dada3=61.66mmda4=224.34mm齿根圆直径dfdf3=52.66mmdf4=215.34mm齿宽B65mm60mm表5两齿轮浸油润滑校核： 根据文献【1】表3-3可知，高速级大齿轮理论浸油深

30、度为10mm,低速级大齿轮速度V=0.61介于0.50.8之间，ha=18.936.39mm，所以，两个大齿轮的理论半径差应在8.1926.39mm之间。现在，D2=186.49mm，D4=220.34mm,半径差为16.925mm,在允许范围内，所以齿轮设计满足要求。六、 输入轴及附件设计1. 输入轴的功率P、转速n和转矩T 功率 P=2.069kW 转速n=940rmin转矩T=21.02Nm2. 求作用在齿轮上的力根据之前设计，已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=43.51mm 圆周力 Ft1=2Td1=2×2102043.51N=966N径向力Fr1=Ft1tanncos=9

31、66×tan20°cos15°9'22''N=364N，轴向力Fa1=Ft1tan=966×tan15°9'22''=262N3. 初步确定轴的最小直径先按文献【2】式（152）初步估算周的最小直径，根据后面计算可知，由于e<2 mt=4.14,齿轮较小，因此须做成齿轮轴，故选取轴的材料为40Cr钢（调质）处理。根据表15-3，取A0=105，于是得dmin=A03Pn=105×32.069940=13.66mm；轴端开有键槽，轴的直径扩大5%，故dmin=13.66×1

32、.05=14.34mm联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑为输送机，转矩变化很小，故取，则：Tca=1.5×21.02=31.53Nm相应的电动机外伸周径28mm，所以应调整dmin来配合选用联轴器。按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩Tn的条件，查标准GB5014-85，选用HL1(J)型弹性柱销联轴器。半联轴器的孔径d=20mm，故取d-=20mm；半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm。4. 轴的结构设计1) 轴上零件的装配方案如图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i. -轴段右端做出轴肩以满足半联轴器的轴向定位要求，故取-段的直径dI

33、I-III=28mm，左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故-段长度应比略短一些，现取。ii. 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，且转速高轴向力不大，故初步选用接触角为15°的角接触球轴承，型号7206C，其尺寸为,故,d-=30mm。iii. 由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用挡油盘定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用挡油盘定位，因此，取。iv. 轴承端盖的总宽度为31mm，（由减速器结构设计中的B而定下）。为了满足轴承端盖

34、的装拆及便于检修的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。v. 已知高速级齿轮轮毂长b=50mm,做成齿轮轴， 则。vi. 取齿轮端面距箱体内壁之距离a=14mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮（两个大齿轮）端面之间的距离为c=14mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=10mm。已知滚动轴承宽度B=16mm，低速级大齿轮轮毂长L=60mm，左挡油盘，右挡油盘长。 则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。vii. 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。按由参考文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为22mm；同时选择半联轴器

35、与轴配合为。viii. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩与配合处的圆角参数参考文献1表11-55. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算模型（如下），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7206C型角接触球轴承，由参考文献1中查得a=12.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。如图所示从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出齿轮所在的截面是轴的危险截面。现将计算出的该处处的，的值列于下表（参看图示）计算结果如表6载荷水平面H垂直面V支反力F，弯距M总弯距扭距T表66. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核

36、轴上承受最大弯距和扭距的截面（的强度，根据机械设计（15-1）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，所以，设计的轴安全。7. 滚动轴承寿命校核1) 由轴的设计计算可知输入轴滚动轴承选用7206C型角接触球轴承，,Y=1.452) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：，3) 计算两轴承的计算轴向力和7206C型角接触球轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e=0.39Fd1=eFr1=0.39×314N=122NFd2=eFr2=

37、0.39×720N=281N，所以左轴承压紧，右轴承放松4) 轴承当量动载荷P1和P2因为轴承运转中载荷平稳，按文献【2】表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命因为，所以代入验算 所以所选的轴承可满足寿命要求。8. 键的校核由轴的设计计算可知所选平键为强度满足要求七、 输出轴及其附件设计1. 输出轴的功率P、转速n和转矩T 功率P=1.91kW 转速n=57.53rmin转矩T=317.06Nm2. 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d4=220.34mm 圆周力 Ft4=2Td4=2878N径向力Fr4=Ft4tanncos=2878×tan20°

38、;cos13°46'43''N=1079N，轴向力Fa4=Ft4tan=2878×tan13°46'43''=706N3. 初步确定轴的最小直径先按参考文献【2】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。根据参考文献2表15-3，A0=103126，取A0=112，于是得轴端处开有键槽，故dmin=1.05×30.74=32.27mm联轴器的计算转距Tca=TKA，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取KA=1.3，则输出轴的最小直径处安装联轴器。为了使所选的轴段处与联轴

39、器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。按照计算转距Tca应小于联轴器公称转距条件查参考文献1，选用HL3（J）型弹性柱销联轴器，其公称转距=630Nm>。半联轴器的孔径d1=35mm，故取dI-II=35mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i. I-II轴段右端制出一轴肩以满足半联轴器的轴向定位要求，并根据毡圈密封标准，故取II-III段的直径dII-III=42mm，左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故-段长度

40、应比半联轴器略短一些，现取 lI-II=59mmii. 轴承端盖的总宽度为30mm，（由减速器结构设计中的B而定）。根据轴承端盖的装拆及便于检修的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取lII-III=61mm。ix. 初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力和轴向力，转速不高，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据dII-III=42mm，由轴承产品目录,初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7209C，其尺寸为的,所以,d-=45mm。iii. 左端滚动轴承右边采用挡油盘进行轴向定位，故取（该数据由轴承外圈而定）iv. 取安装齿轮处的轴段直径dVI-VII=50mm，齿轮的右

41、端与右轴承之间采用挡油盘轴向定位。已知齿轮轮毂宽度为60mm，为了使挡油盘端面压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVI-VII=56mm。齿轮左端采用轴环定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=5mm, 则轴环处的直径dV-VI=60mm，轴环宽度b>1.4h=7mm，取lV-VI=10mm。v. 类同于输入轴的方法可得其余长度lIII-IV=35mml-=58.5mmlVII-VIII=49.5mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。vi. 轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接，按dI-II=35mm，由参考文献2表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56

42、mm，滚动轴承的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差为k6； 低速级大斜齿轮与轴的周向定位采用平键，按dVI-VII=50mm，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，齿轮轮毂与轴的配合为，vii. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2，取轴端倒角为（具体参考输出轴零件图上的标注），各轴肩处的圆角参照机械设计表15-2。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算模型（如下）。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7209C型角接触球轴承，由手册中查得a=16.4mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距为， 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩

43、图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出齿轮所在轴段是轴的危险截面。先计算出该处的MH、MV及M的值列于表7。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表76. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截面处的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，轴所受到的为脉动循环的变应力，取，轴的计算应力 所选定轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 精确校核输出轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面VII过盈配合引起的应力集中严重，同时受弯矩和扭矩作用，所以只校核截面VII（2）截面VII右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面VII右侧的弯矩截面V

44、II上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】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文献【2】附表3-2查取。因，得又由文献【2】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为：由文献【2】附图3-2得尺寸系数；由文献【2】附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由文献【2】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按文献【2】式（3-12）及（3-12a）得综合系数为 又由及得碳钢的特性系数 ，取， ，取于是计算安全系数值，按文献【2】式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。（2）截面VII左侧抗弯截面系数抗扭

45、截面系数截面VII左侧的弯矩截面VII上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由文献【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得；轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为则按文献【2】式（3-12）及（3-12a）得综合系数为所以轴在截面II右侧的安全系数为故可知其安全。8. 轴承校核1) 由轴的设计计算可知输出轴滚动轴承选用7209C型角接触球轴承，2) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：3) 计算两轴承的计算轴向力和对于7209C型角接触球轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e=0.4Fd1=eFr1=0.4

46、5;1249N=500NFd2=eFr2=0.4×1938N=775N，故轴左移，右轴承放松，左轴承压紧4) 轴承当量动载荷P1和P2因为轴承运转中载荷平稳，按文献【2】表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命Lh因为，所以代入验算轴承寿命9. 键的校核 由轴的设计计算可知所选平键分别为联轴器键， p1=2T×103kdl=2×317.06×1030.5×8×35×(56-10)=98.47MPa<p 齿轮键 p2=2T×103kdl=2×317.06×1030.5×9×

47、50×(45-14)=90.91MPa<p其中p=110MPa八、 中间轴及其附件设计1. 中间轴II的功率PII、转速nII和转矩TII功率P=1.99kW 转速n=218.60rmin转矩T=86.94Nm2. 求作用在齿轮上的力1) 已知中间轴小齿轮的分度圆直径为d3=57.66mm 圆周力 Ft3=2Td3=2×8694057.66N=3016N径向力Fr3=Ft3tanncos=3016×tan20°cos13°46'43''N=1130N，轴向力Fa3=Ft3tan=3016×tan13

48、76;46'43''=740N2) 对于中间轴上大齿轮2 Ft2= Ft1=966N Fr2= Fr1=364NFa2=Fa1=262N3. 初步确定轴的最小直径先按参考文献2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。根据参考文献2表15-3，取，于是得dmin=A03Pn=112×31.99218.60mm=23.39mm4. 轴的结构设计1) 拟定轴上零件的装配方案如图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度i. 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，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，选取0

49、基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7206C，其尺寸为的,故。ii. 取安装小齿轮处的轴段-的直径因为d+t1=38.8mm,且e=（52.66-38.8）/2=6.93mm>2mt,所以小齿轮处不应该做成齿轮轴。齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘进行轴向定位。已知齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使挡油盘压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴环定位，轴肩高度h>0.07d=2.49mm,故取h=5mm，则轴直径。iii. 取安装大齿轮处的轴段-的直径d-=35.5mm，齿轮的右端与右轴承之间采用挡油盘定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使挡油盘压紧齿轮，此轴段应略

50、短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴环定位，取h=5mm，与小齿轮右端定位高度一样。iv. 类同于输入轴端的计算方法，可算得剩余轴段的长度分别为：至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。v. 轴上零件的周向定位齿轮与轴采用平键连接进行周向定位。按,由参数文献2表14-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，按l-=62mm，取键长为45mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理按d-=35.5mm，由参数文献2表14-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，按l-=42mm，取键长为28mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定

51、位通过过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算模型（如图）。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于7206C型角接触球轴承，由手册中查得a=12.9mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距L=178.2mm，L1=59.6mm，L2=66.5mm,L3=52.1mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，小齿轮所在的截面处是轴的危险截面。计算该处的MH、MV及M的值列于表8。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表86. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即小齿轮所

52、在截面）的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力 轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 中间轴轴承校核1） 由轴的设计计算可知滚动轴承选用7206C型角接触球轴承，2） 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知： 3） 计算两轴承的计算轴向力和7206C型角接触球轴承，按文献【2】表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e=0.41Fd1=eFr1=0.41×2461N=1009NFd2=eFr2=0.41×1697N=696N，所以左轴承压紧，右轴承放松4） 轴承当量动载荷和因为轴承

53、运转中载荷平稳，按机械设计表13-6，取，则 5） 验算轴承寿命因为，所以代入验算轴承寿命 根据轴承寿命的计算结果得出结论：必须每3.5年对减速器进行检修，以保证轴承的 正常工作。8. 键的校核由轴的设计计算可知所选平键分别为小齿轮键，大齿轮键 静连接，轻微冲击，取=110MPa九 箱体及附件的结构设计箱体通过铸造而成，起着支承轴系、保证传动件和轴系正常运转的重要作用。结构设计时要保证箱体有足够的刚度、可靠的密封和良好的工艺性。1. 基本尺寸的确定通过参考文献【1】表3-1的各项计算获得尺寸结果列表如下：名称取值箱座壁厚=9mm箱盖壁厚1=9mm箱体凸缘厚度箱座b= 14mm箱盖b1=14mm

54、箱底座b2=23mm加强肋厚度箱座m=7.65mm箱盖m1=7.65mm地脚螺钉直径df=16mm地脚螺钉数数4个轴承旁联接螺栓直径d1=12mm箱盖、箱座联接 直径d2=10mm轴承盖螺钉直径和数目高中速轴d3=6mm，n=4低速轴d3=8mm,n=4轴承盖外径高中速轴D2=92mm低速轴D2=125mm观察孔盖螺钉直径d4=6mm表9由文献【1】表3-1查得c1、c2的值，现列如下：螺栓直径M8M10M12M16M20M24M27C1min13161822263434C2min111416202428322. 箱体的结构设计1) 箱座高度减速器内传动件采用浸油润滑的方式，箱座高度应保证箱体

55、内储存有足量的润滑油。 Hda42+20+7=224.342+20+20=152.17mm，圆整为H=160mm.其中，大齿轮到箱底内壁的距离为20mm，小于3050mm的范围内，是为了保证油量不至于超过理论油量范围太多。油量估计：V油=(hs+20) b l=(27+20) 152 567=4050648>2800000。3. 箱体要有足够的刚度1) 箱体、箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚可根据上表9的计算结果而定。2) 轴承座螺栓凸台的设计轴承座旁螺栓凸台的螺栓孔间距SD2（其中D2为轴承盖外径）螺栓凸台高度h与扳手空间的尺寸c1、c2有关，通过作图法确定凸台高度h。这里，为了保证所有轴承座都比螺栓凸台高，以中高速级所在的轴承座为基准作图获得螺栓凸台的高度h。3) 箱体凸缘尺寸轴承座外端面应向外凸出510mm，以便切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离L1为B=+C1+C2+6=9+18+16+6=49mmB是一个极其重要的参数，所有轴的设计中都根据B以保证各轴上轴承正面与正面（正安装）之间的距离为一个定值并保证齿轮与齿轮的正确啮合位置。（本人的设计中始终保证这段距离为172