二级减速器课程设计

1、目录1,设计任务 22 .传动系统方案的拟定 23 .电动机的选择 33.1选择电动机的结构和类型33.2传动比的分配53.3传动系统的运动和动力参数计算54 .减速器齿轮传动的设计计算 74.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算74.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算115,减速器轴及轴承装置的设计 164.1轴的设计164.2键的选择与校核234.3轴承的的选择与寿命校核251.%2.%3. . 箱 体的设计 281箱体附件281铸件减速器机体结构尺寸计算表292.%2.%3. . 润 滑和密封 302润滑方式选择302密封方式选择30参考资料目录 30器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒

2、5带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽分布的不均匀。展开式减速器结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。3.电动机的选择选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率Fv9002.4匕=2.16kW10001000设：刀4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；71c联轴器效率，4c=0.99（见机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表31）;4g闭

3、式圆柱齿轮传动效率，4g=0.98（同上）；qb滚动轴承（一对球轴承），4b=0.99（同上）；qcy输送机滚筒效率，4cy=0.96（同上）。估算传动装置的总效率12=i,bg-0.990.98=0.970223=bg=0.990.98=0.970234=bc=0.990.99=0.98014w=bcy=0.990.96=0.9504传动系统效率=0112233440.990.97020.97020.98010.95040.86800112233441cPw2.16c工作机所需要电动机功率E=2.4884kW0.8680Pw=2.16kW01122334式中01=c=0.99c传动总效率4=

4、0.8680Pr=2.4884kWABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380总传动比i=14.13选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pr0由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表3-2所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足选PmPr条件的电动机额定功率Pm应取为3kW。确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速n nm传动系统总传动比I一nw由机械设计（高等教育出版社）表181查得，展开式两级圆柱

5、齿轮减速器推荐传动比范围为i=860,故电动机转速的可选范围为nm=inw=(860)101.91=815.286114.6r/min由 机 械 设 计 课 程 设 计 （ 西 安 交 通 大 学 出 版 社 ） 表32可 以 查 得 电 动 机 数 据 如 下 表 ：力杀电动机型号额定功率（kw）满载转速（r/min）总传动比1Y100L-23288028.262Y100L2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出：方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案

6、2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。传动系统（减速器）尺寸适中。方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为9.42。对于展开式两级减速器（i=860）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，选用方案2比较合理。Y100L2-4型三相异步电动机的额定功率Pm=3kw,满载转速nm=1440r/min。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表33电动机的安装及外型尺寸（单位mm）如下：Pm=3kW2.460nw3d3.1445010=101.91r/min电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440r/min查得电动

7、机电动机基本参数如下:中心高H-100mm,轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D=28(.004)mm,轴伸出部分长度E=60mm。传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比由传动系统方案可知I01=I34=1因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比i”.i=14.13I01I34为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS0350,、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比八=而=J1.328.26=4.286低速级传动比传动系统各传动比分别为i01=1i12=4.286i23=3.297i34=1传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为0轴，减

8、速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。i=14.13i23i三i1214.134.286=3.297i12=i23各轴的转速如下三%=1440r/minn。1440n1一1440r/mini011n11440n2336r/min上 4.286计算出各轴的输入功率F0=甘=2.4884kWP=即01=2.4884M0.99=2.4635kWF2=中二=2.4635M0.9702=2.3901kW鸟=B23=2.39010.9702=2.3189kWF4=F334=2.31890.9801=2.2728kW计算出各轴的输入转矩FQ2.4884兀=9550=9550=1

9、6.50Nmn。1440工=TJo101=16.5010.99=16.34Nm月=币212=16.344.2860.9702=67.95Nm飞=Ri2323=67.953.2970.9702=217.36Nm工=03434=217.3610.980V213.03Nm运动和动力参数的计算结果如下表格所示轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)14401440336102102r功率P（KW）2.48842.4635P2.39012.31892.27281转矩T(N?m)16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动

10、比i14.2863.2971传动效率40.990.97020.97020.9801（注：除了电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩23i343363.297102=10 才/min=102r/min4.减速器齿轮传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数(1)材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240HBS。(2)齿轮精度：7级(3)初选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=103(4)初选螺旋角(二14(5)压力角a=202、按齿面接触疲劳强度设计.由机械设计.(高等教育出版社第

11、九版)式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt=1.0。由式(10-23)可得螺旋角系数 ZB。Z.cos=cos14=0.985计算小齿轮传递的转矩：9.55106P9.551062.4635“”4一11.63410Nmm由 图10-20查 取 区 域 系 数ZH=2.433。由表10-7选取齿宽系数*d=10由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2。由式(10-21)计算接触疲劳强度用重合度系数Z&%=arctan(tann/cosP)=arctan(ta20/cos14)=20.562%t1=arcc0szicosat/(

12、4+2hCcosP)=arccos24cos20.56%(24+2M1Mcos14)=29.974%t2=arccosZ2co券(Z2+2吊cosP)=arccos103cos20.56(103+21F1-F22）试算模数川2.丫联3B1反修3i2黑1.3X1.634104M0.6840.778cos14.、八mt；-0.0165=0.858nm4dz2h.1242（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vd1um1tzi=0.85824mm=20.592mm二d1nl二20.5921440v11m/s=1.553m/s601000601000齿宽bb-：Jdd1120.59

13、2mm=20.592mm宽高比b/h。h-(2hac)m=(210.25)0.858mm-1.931mmb/h=20.592/1.931=10.662)计算实际载荷系数KF根据v=1.553m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.03。由Ft1=2工/1=21.634104/20.592N=1.587103NKAFT1/b=11.587103/20.592N/mm=77.1N/mm；100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KFQt=1.4。由表10-4用插值法查得KHp=1.413，结合b/h=10.66查图10-13可得KFP=1.32。则载荷系数为KF=KAKVKF：.KF

14、=11.031.41.32=1.9883）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数KF。1.988mn=mnt30.8583,mm=1.037mm1KFt1.3由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，取由弯曲疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从标准中就近取mn=1.5mm；而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=34.107mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos:/mn=34.107cos14、/1.5=22.06=0.0165=0.0165al2.621.6304103取z1=22则大齿轮的齿数z2=

15、uz1=x22=94.42，取z2=95,两齿轮齿数互为质24o4.几何尺寸计算(1)计算中心距daWl60mm,做成实心式齿轮。z2=95a=+z2)mn_(2295)1.52cos:2cos14=90.44mm考虑模数从1.037mm增大圆整至2mm,为此将中心距圆整为(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z1z2)mn(2295)1.5:=arccos=arccos=12.83990。a=90mm一：二12.839：2a(3)计算分度圆直径290,4mn221.5d1=一=,=33.85mmcos-cos12.839d1=33.85mmd2=146.15mm,z2mn951.5d2=146.

16、15mmcos:cos12.839(4)计算齿轮宽度b=dd1=133.85=33.85mm取b2=34mm、b1=40mm。5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核2工U1777”Md；uZHZEZ/P_4_22.1381.63410(2295)1,2.45189.80.6610.984139.853(2295)(2)=319MPa”人满足齿面接触疲劳强度条件齿根弯曲疲劳强度校核_2KFtT1YFaYSaYYcos2-21.31.6341042.181.810.6840.778cos212.839:dzim；12221

17、.53=104MPa：:CF1_2KFtYFaYSaYY，cos2-21.31.6341042.181.810.6910.78cos212.83912221.53b=40mmb2=34mm二112MPa：二二F26.主要设计结论齿数z1=22、z2变位系数x1=x2=0,(调质)，大齿轮选用=95,模数mn=1.5,压力角口=20，螺旋角P=12.839=I25020中心距a=90mm,齿宽b1=40mm,b2=34mm。小齿轮选用40Cr45钢(调质)。齿轮按照7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径a=90mm1=12.839=125020”4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1初选精度等

18、级、材料及齿数材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBSo齿轮精度：7级初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=79压力角&=202按齿面接触疲劳强度设计.由机械设计高等教育出版社第九版式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt=1.0o计算小齿轮传递的转矩：_6_6_4TI=9.5510P/n1=9.55102.3901/336=6.7932910N*mm由图10-20查取区域系数ZH=2.433=2.433。由表10-7选取齿宽系数Gd=1.0由表10-5查得材料的

19、弹性影响系数ZE=189.8MPa2由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Z-&:a1=arccosNcos：t/（z2ha）=arccos24cos20/（2421）=29.841：a2=arccosz2cos二t/(z22ha)=arccos79cos20/(7921)=23.582%=4(tanua1-tan)+z2(tanaa2-tanu)/2几=24M(tan29.841-tan20)+79父(tan23.582*-tan200)/2兀=1.714由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为0Hlim1=600MPa和0Hlim2=550MFa由式（10-1

20、5）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=603361（2830012）=1.161216109_9_9N2=NI/u=1.161216109/(79/24)3.822336109由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.90取失效概率为1%安全系数S=1KHN2、-Hlim20.9550H2=495MPaS1a=20d1t.32KHtTu1ZHZEZKHN1-Hlim1S0.926001=522MPa=49E73mm取HI和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即二H=；2=495MPa;-=495MPa312M1.06.791330M(79/24)1/2

21、.5189 效 873(79/24)4952）计算小齿轮分度圆直径。调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。圆周速度V。齿宽bob=：，ddit=149.837=49.837mm2）计算实际载荷系数.。查得使用系数一.二1。根据v=0.877m/s、7级精度，查得动载荷系数以节=1.0。齿轮的圆周力Ft1=21/d1t=26.79329104/49.873N=2.724103N_3_KAFt1/b=12.72410/49.873N/mm=54,625-inv)z/(2tan)=(inv23.927-inv20)107/(2tan20)=1.65y=(二-：)/m=(110-107

22、)/2=1.5y=x1-y=1.65-1.5=0.15从图10-21b可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。2)分配变位系数x1,x2由图10-21b可知，坐标点(zz/2,xz/2)=(53.5,0.825)位于L17和L16之间。按这两条线做射线，再从横坐标的z1,z2处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是 x1=0.724 丑=0.850o3)齿面接触疲劳强度校核22.016.793104(2582)1159.4332582二485MPa二二H满足齿面接触疲劳强度条件。4)齿根弯曲强度校核m=2mm4二25z2=82d1=50mmd2=164mmbi=58mmb2=50m

23、ma=110mmX=0.724x2=0.8502人工中dd；ZHZEZ2.45189.80.64传动误差,v-vi-ivi传动误差在题目给定的允许速度误差土14.13-14.1614.13-0.2%4%之内，符合设计要求。5.减速器轴及轴承装置的设计轴的设计高速轴的的结构设计一、输入轴的功率，、转速和转矩转速m=1440r/min,功率P=2.4635kW,转矩T1=16.34Nm二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力：Ft胃=3fcf=820.28N径向力:-l-tana,tan20Fr=Ft820.28cos0cos12.839=306.21N轴向力：Fa=FtMtan0=820.28M

24、tan12.839=186.95N作用在高速斜齿轮轴上的力Ft=820.28NFr=306.21NFa=186.95Na小齿轮2KFtT2YFaY5aY22.076.7931042.51.560.68二F1=。Q=oO1dzim1292二124MPa:二二F1大齿轮422.076.7931042.181.790.68129223=117MPa：:cF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.主要设计结论齿数4=25,z2=82,模数m=2mm,压力角口=20,变位系数x1=0.724,x2=0.850,中心距a=110mm,齿宽b1=58mm,b2=55mm。

25、小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按照7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径daW160mm,做成实心式齿轮。4.3 两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动i12=4/4=95/22，低速级直齿轮传动i23=z2/z1=82/25，可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比9582-i12i23-14.162225F22KFtT2YFaYsaY(23,Dd4m轴段1主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴三、初步估算轴的最小直径:选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBs查表取A0=112A0=112d0:14.1m

26、m3Pi2.4635112mm=13.4mmn11440计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响,d0.1.05dmin1=14.1mm四、轴的结构设计：(1)确定轴的结构方案：该轴(输入轴)的轴承分别从两端装入，由套筒定位，如下图。TCa=3752Nmdmin1二A0根据公式器的计算转矩为Tca=KAT1,考虑到转矩变化小，根据工作情况选取KA=1.3,则：Tca=KAT=1.316.50=21.45Nmo根据国标GB/T4323-2002要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径d1=18mm,因此选取轴段1的直径为d1=18mm。半联轴器轮毂总长度L=52mm

27、(J型轴孔)，与轴配合的轮毂孔长度为L1=38mm。(2)确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为d1=18mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm,轴段1总长为L1=36mm。轴段2:此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度淇直径确定为：外二21mml取轴承端盖的宽度为40mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=3Cmm,故取L2=70mmO轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承，取其直径为d3=25mm。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度B=15mm,轴承内圈直径d2=25m

28、m；为保证轴承的轴向定位用套筒定位，套筒d=12mm。则此轴段的长L3=B*d=15+12=27mm轴段4:过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度h=0.07。.1应二.752.5mm,取d4=29nm取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距离ar=11mm,二级齿轮距箱体左内壁的距离a=11mm,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定距离s,取s=10mm,在 轴 承 右 侧 有 一 套 筒d=12mm,已 知 二 级 输 入 齿 轮 齿 宽 为=58nm则 此 段 轴L4=11581110-12=78mm日勺长d1=18mmL1=36mmA=21mmL2=70mmd3=25mm

29、L3=27mmd4=29nmL4=78mm轴段5:此段为齿轮轴段，此段的长L5=b1=40mm。轴段6:此段为过渡轴段，同轴段4,取d6=d4=28mm,取齿轮距箱体右内壁的距离a=11mm,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定距离s,取s=10mm,在轴承左侧有一套筒d二12mm,则此段轴的长L6=as-d=111072=9mm轴段7：此段为轴承及套筒轴段，已知滚动轴承宽度为B=15mm,L7=B+d=15+12=27mm取其直径d7=d3=25mm(3)轴上零件的轴向定位h=6mmX6mm,h=6mmX6mm,键槽用键槽铳刀加工，长为30mm同时为了保证半联轴器与轴配

30、合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴白直径尺寸公差为m6o4)确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为C1,各轴肩处圆角半径为R1.0。五、求轴上载荷(1)画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承d=25,a=16.4mm。因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：L=108.6mm+39.6mm=148.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下所示。L-40mm5d6=29mmL=9mmd7=25mmL7=27mm半联轴器轮毂与轴的配合为H7

31、/k6轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为 R1半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d1=18mm由表6-1查得平键截面bx(1)计算支反力1FNV=Fa=240.9N(2)计算弯矩=FNH1L2=219.18108.6N*mm=23802.95N*mmMV1-FNV1L2-106.96108.6Nmm=11615.86N*mmMV2=MV1-Ma=(11615.86-3724.98)N*mm=7890.88N*mm(3)计算总弯矩M1=MH2MV12=，23802.9311615.862N，mm=26486.01N，mmM2=、MH2MV22=23802.9527890.882N，mm=250

32、76.81N，mm现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平向H垂直向V支反力FFNH1=219.18NFNH2=601.1NFNV1=106.96NFNV2=199.25N弯矩MMH=23802.95N*mmMV1=11615.86NmmMV2=7890.88Nm总弯矩M1=26486.01N*mmM2=25076.81N*mm扭矩TT=16340N*mmMaaFaDJ86.9539叫皿.3724的,FNH1L2L3820.2839.6N=219.18N148.2FNH2FtL820.28108.6L-=N=601.1N148.2FNV1MaFrL33724.98306.21

33、39.6N;遍好1-2L3148.2FNV2FL-Ma306.21108.6-3724.98MN:199.25NL2148.2MH(4)计算扭矩TT=T1-16340N*mm六、按弯矩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a=0.6,则轴的计算应力为：33*d3.144033Wmm=6280mm根据选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第八版表151查得k】=60MPa。因此；：.-ca：二！二1L故安全。5.1.2中间轴的的结构设计一、中间轴上的功率P2=2.3901kW

34、,22.转速n1=nmi12=1440=333.47r/min95转矩T2=67.95Nm二、作用在齿轮上的力：高速级斜齿轮上：四、轴的结构设计(1)确定轴的结构方案：中间轴的轴承分别从两端装入，由套筒定位，其初步确定结构如下图524313232、-ca二MTE=26486.0T(.616340)2MPa50MPa6280圆周力:径向力:Ft1=820.2队3=306.2N轴向力:Fa1=186.9队低速级主动直齿轮上：2T2267.95Ft2=2=3=2718Nd15010F2=Ft2tan;三、初步估算轴的最小直径：选取45号钢作为轴的材料,3=2718tan20=989.27N调质处理。

35、硬度为217255HBs查表取A)=112考虑键槽的影响，d1P=112n12.3901mmm=21.6mm计算轴的最小直径，并加大333.47_1.03dmin122.19mm3%作用中间轴上的力Fti=820.28N3=306.21NFai=186.95NFt2=2718NF*=989.27N根据公式dmin1=A。计算及说明结果(2)确定各轴段的直径和长度：轴段1：为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度B=15mm,轴承内圈直径di=25mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，高速级齿轮中心线要对齐，轴段1总长为L1=44mm。轴段2：此轴段

36、为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度，其直径确定为：d2=29mm。为保证高速级齿轮准确定位，应使L234mmL2=32mm。轴段3：为定位轴颈，因为前面高速轴的计算取中间轴上两齿轮距离ar=11mm,所以L3=11mm,取其直径为d3=32mm。轴段4：此轴段为支撑轴颈，用来安装低速级输入齿轮。其直径d4=d2=29mm为保证轴长略小于载长A-2mm,所以L4=582=56mm,轴段5:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。宽度B=15mm,轴承内圈直径d1=25mm；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。为保证定位要求，参考高速轴L1,轴段5的轴长L

37、5=41mm。(3)轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位米用平键连接。按d2=28mm由表6-1查得平键截面bxh=8mmX7mm键槽用键槽铳刀加工，长为28mm同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按d4-28mm,由表6-1查得平键截面bxh-8mm7mm键槽用键槽铳刀加工，长为48mm同时为了保证斜齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为ma(4)确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为01,轴段3轴肩处圆角半径R为1.2,其余轴段轴肩处圆角半径为R1。五、轴的校核：校核方法如前文

38、所述。5.1.3 低速轴的的结构设计一、低速轴(即输出轴)的功率、转速和转矩功率F3=2.4635kW,转速n3=101.67r/min,转矩T3=9550M103P3=2.178N*mm%各轴段直径和长度d1=25mmL1=44mmL2=32mmd3=32mmL3=11mmd4=29mmL=56mmd5=25mmL5=41mm斜齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6二、作用在从动直齿轮上的力:三、初步估算轴的最小直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBs查表取A0=112根据公式低速轴（输出轴）最小直径是用于安装联轴器处轴的直径，其直径应于联轴器的孔径根据国标GB/T4323

39、-2002要求选用弹性套柱销联轴器,半联轴器轮毂总长度L=112mm（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为L1=65mm,A型键槽。因此选取轴段1的直径为d1=40mm四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：轴段1:配合轴颈，按半联轴器孔径，选取直径为d1=40mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短23mm,轴d1=40mm段1总长为L162mm。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度，使d246mmo取轴承端L1=62mm盖的宽度为40mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=25mm故取L2=65mm。d2=46

40、mm轴段3和7:为支撑轴颈，用来安装轴承。为了保证定位轴肩有一定的局度取h=4.5mm,L2=65mm使直径d3刊6femm。预选轴承型号为6011的深沟球轴承。宽度B-18mm；为保证轴承的轴向固定，使用套筒定位，套筒b=12mm。则此轴段的长L3=B+b=18+12=30mm。轴段4：轴段4为连接轴身，为了保证定位轴肩有 f 的高度，使d463mmdsR7=55mmL3=30mmd4=63mmFt22T2267.95d；一5010，二2718N作用在低速轴上的力F2=Ft2tan：=2718tan20-989.27NFt2=2718NPdmin=A0一n计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键

41、槽的影响33dmin3P3=112%d1-1.05dmin12.3189cmm=31.8mm101.67=14.1mmF=2=989.27N相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为Tca=一K=15况选取KA1.5,则55Tca=KA=1.52.17810Nmm=3.26710NKA工，查表14-1,根据工作情mmd114.1mm型号为LT7,孔径dl=40mm,d|=40mm低速轴（输入轴）只需要安装一个齿轮，由两个滚动轴承支撑，初定其结构如下图所示。计算及说明结果轴段6:轴段6为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一定的高度,d6=65mm。轴段6长度应少于齿轮轮毂长度，已知二

42、级输出齿轮齿宽为b2=50mm,使%=t2_2=50-2X8nm轴段5:其轴环用来确定齿轮的轴向固定，为了保证定位轴肩有一定的高度，直径d5=76mm轴频度b1,4l-1.46 6.5-9.m mmlmlo o取L5=10mm。为保证齿轮啮合良好以及定位要求，参考中间轴的轴长确定L4=51mm、L7=45mm(3)轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按d1=40mm由表6-1查得平键截面bxh=12mmX8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为56mmo同样，直齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按6-65mm,由表6-1查得平键截面bxh-18mmx11mm,键槽用键槽铳刀加工，长为4

43、3mm。同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(4)确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,确定轴端倒角与各轴肩处圆角半径。五、轴的校核：校核方法如前文所述。5.2 键的选择与校核高速轴上键联接的选择前面已确定键截面 bxh=6mmX6mm,bxh=6mmX6mm,键槽长30mm选取键长L-28mm,键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力bP】=100120MPa,取其平均值hp】=1

44、10MPa。键的工作长度l=L-b=28Mm6mm22mmi键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5父6mm=3.0mm。由计算公式可得：332Tl-1032M16.34父103ri%MPa-27.51MPabPJ-110MPakld3.0父22M18可见键的挤压强度满足要求。5.2.2中间轴上键联接的选择(1)从动斜齿轮的键联接1)键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A型)。前面已确TE键截回bxh=8mmh=8mmx7mm7mm, ,键槽长28mm。选取键长L24mm。d6=65mmLB=48mmd5=76mmL5=10mmL4

45、=51mmL7=45mm半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6齿轮轮毂与轴的配合为H7/k62）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得许用挤压应力Uog12aMpa 取其平均值品=110MPa。键的工作长度l=L-b=24mm8mm=16mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5父7mm=3.5mm。由计算公式可得：_332T210267.951011y1二PMPa=83.68MPa：Pp.1_110MPakld3.51629可见联接的挤压强度满足要求。（2）小齿轮键联接1）键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（

46、A型）。前面已确定键截面bxh=12mmX8mm,h=12mmX8mm,键槽长48mm。选取键长L=45mm。2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力kP】=100120MPa,取其平均值UP】=110MPa。键的工彳长度l=Lb=45mm12mm=33mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm。由计算公式可得：可见联接的挤压强度满足要求。5.2.3低速轴上键联接的选择（1）从动直齿轮的键联接键联接的类型和尺寸选择由于精度等级为7级，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。前面已确定键截面bxh=18mnK11mm键才!

47、长43mm。选取键长L=40mm。（2）键联接强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力以L100120Mpa,取其平均值P1=110MPa。键的工作长度l=Lb=40mm18mm=22mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5父11mm=5.5mm。由计算公式可得：_332T3102217.3610i；P=3MPa=74.85MPa二3,二110MPakld5.52248可见联接的挤压强度满足要求。2T2103kld267.9510343329MPa=35.50MPa:二；:Pl=110MPa5.3 轴承的的选择与寿命校核一、高速轴的轴承选择与寿命校核已知：Ft=8

48、20.28NFr=306.21NFa=186.95N轴承预期计算寿命：Lh=12父300M8h=28800h,轴的转速为n1=1440r/min查机械设计手册可知角接触球轴承7205AC的基本额定动载荷C=15800N求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2;将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。由力分析可知一,.Lh=28800hC=15800NFa2_325,42Fr2-650.83由表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1Xi=0.43，YMO对轴承2X2=1，丫2=0因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6,后=1，01.2,取fP=1.1故左右轴承

49、当量动载荷为：R=fP(X1Fr1+YFa1)=1.1M(0.43M226.39+1.0M512.37)N=670.69N耳=fP(X2Fr2%Fa2)=1.11650.830N=715.92N因为P1巳，所以按左边轴承的受力大小验算:三、低速轴的轴承选择与寿命校核由计算结果可知作用在低速轴上的力有=27侬，Fr2=989.27N_轴承预期计算寿命：Lh=12父300M8h=28800h,轴的转速为期=101.67r/min。查机械设计手册可知轴承型号为6011的深沟球轴承的基本额定动载荷C=30200N计算比值查表13-5得X=1,丫=0。查表13-6根据工作状况，选取fP=1.1=0.50

50、:二eLh一史60nl(F2106KI,z15800：601440715.92h=124412.5hLh=28800h故所选角接触球轴承7205AC可满足寿命要求。、中间轴的轴承的的选择与寿命校核。由前面计算结果可知作用在中间轴上的力有高速级从动斜齿轮上：Ft1=820.28N,FM=306.21N,Fa=186.95N,低速级主动直齿轮上：Ft2=2718N，Fr2=989.27N选择轴承型号为7205AC,其计算校核过程和高速轴轴承的的选择与寿命校核的步骤相类似，详细过程略。高速轴所选轴承为角接触球轴承 7205AC中间轴所选轴承为角接触球轴承7205ACFa二Fr989.27P=fP(XFrYFa)=1.1(1989.270)N=1088.20N.箱体的设计箱体附件.视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，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。.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。.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