展开式三轴线双级斜齿轮减速器课程设计

机械设计课程设计（展开式三轴线双级斜齿轮减速器）李思睿103771机械设计课程设计说明书（机械设计基础）设计题目：带式运输机的传动装置汽车学院车辆工程10级02班学号：103771设计人：李思睿指导老师：虞红根完成日期：2012-7-17内容：装配图（手绘3张A2，CAD1张A1）零件工作图（低速轴、低速轴大齿轮CAD各1张A3）计算说明书1份

目录机械设计课程设计任务书 5传动方案的拟定及说明 6电动机的选择 6 电动机类型选择 6 电动机功率的选择 7 电动机转速的选择 7 电动机型号的确定 7计算传动装置总传动比和分配各级传动比 7 传动装置总传动比 7 传动比分配原则 8 分配各级传动比 8计算传动装置的运动和动力参数 8 各轴转速 8 各轴输入功率 8 各轴输入转矩 9 传动件的设计计算与校核 9 高速级齿轮传动设计 9 低速级齿轮传动设计 14 传动件设计校核 19轴的设计计算 20 低速轴的设计 20 中间轴的设计 23高速轴的设计 25轴、轴承及键联接的校核计算 27 轴的校核计算 27 滚动轴承的的校核计算 38 键联接的校核计算 42联轴器的选择 44减速器结构尺寸设计 44 箱体结构尺寸 44 减速器零件的位置尺寸 45减速器附件的选择 45吊耳 45油塞 46油面指示器（游标尺） 46窥视孔、视孔盖 46通气器 47定位销 47轴承盖 47起盖螺钉 48润滑与密封 48润滑设计 48密封设计 49维护保养要求 50设计小结 50参考资料目录 51设计计算及说明结果机械设计课程设计任务书设计题目：设计一用于带式运输机传动装置中的三轴线双级斜齿圆柱齿轮减速器。传动简图如下：工作情况：载荷平稳，单向反转原始数据：卷筒扭矩T（N*m）运输带速度V（m/s）卷筒直径D（mm）带速允许偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）3000.9300552设计内容：1、电动机的选择与运动参数计算；

2、斜齿轮传动设计计算；3、轴的设计；4、滚动轴承的选择；5、键和联轴器的选择与校核；6、装配图、零件图的绘制；7、设计计算说明书的编写。设计任务：1、减速器总装配图1张（1号图纸）2、齿轮、轴零件图各一张（3号图纸）3、设计计算说明书1份时间安排：第一阶段：计算3天；第二阶段：装配草图2天；第三阶段：总装配图5天；第四阶段：零件图及设计说明书3天；答辩日期：7月18日传动方案的拟定及说明使用展开式两级圆柱齿轮减速器如任务书所示，本传动方案使用的是两级圆柱齿轮减速器，形式为展开式。该减速器的特点是总传动比较大，结构简单，应用广泛。选用闭式斜齿圆柱齿轮齿轮传动的效率较高，而闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，可以使结构简单、紧凑。将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿尺宽载荷分布不均匀。所以将齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。齿轮的旋向高速级小齿轮右旋，大齿轮左旋；低速级小齿轮左旋，大齿轮右旋。采用该方案可使得中间轴上的轴向力比较小。其他说明本方案在输入轴和输出轴选用了弹性联轴器，以达到缓冲吸震及过载保护的效果。原动机部分采用Y系列三相交流异步电动机，这类电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式电动机，其结构简单，工作可靠，启动性能好，价格便宜，维修方便。电动机的选择电动机类型选择根据电源及工作机的工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。电动机功率的选择工作机所需的功率Pw由[2]P7式2-2得P电动机输出功率PP由[2]P7表2-4得，滚动轴承效率η1=0.99，圆柱齿轮传动效率η2=0.97，η=电动机输出功率P按[2]表20-1确定电动机的额定功率为P电动机转速的选择卷筒轴转速

n确定各级传动比的可选范围由[2]P4表2-2得，展开式二级齿轮传动比i1框算出电动机转速的可选范围nn由[2]P196表20-1，初选同步转速为1000rmin电动机型号的确定由额定功率Ped=2.2kW，同步转速1000rmin，根据[2]P196表20-1选取电动机型号为Y1型号额定功率P同步转速n满载转速n轴伸尺寸E×DY112M-62.2kW1000r940r60×28 计算传动装置总传动比和分配各级传动比传动装置总传动比i=i=传动比分配原则：各级传动比应在常用值的范围内；各级传动的结构尺寸协调匀称；应使传动装置的外轮廓尺寸紧凑，重量轻；大齿轮的直径尽量相近，以便有相近的浸油深度；应避免高速轴和低速轴传动零件之间发生干涉分配各级传动比设高速级传动比为为i1，低速级传动比为i2根据经验公式：i为使两级的大齿轮有相近的浸油深度，令i1=1.2i2，又i1∙i2=16.40，得i1=4.43，i2=3.70所得传动比符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围。计算传动装置的运动和动力参数各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中间轴为Ⅱ轴，高速轴为Ⅲ轴，各轴转速为nnⅠ=nn各轴输入功率由于本次设计的是专用型减速器，所以按电动机输出功率PdPPPP各轴输入转矩T（N•ｍ）TTTT计算结果汇总于下表项目电机轴0高速轴Ⅰ中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速（r/min）940940212.1957.32功率（kW）2.12.082.001.92转矩（N•m）21.3421.1390.01319.89传动比14.433.70效率0.990.960.96传动件的设计计算与校核将高速级小齿轮记为1，大齿轮为2，低速级小齿轮为3，大齿轮为4高速级齿轮传动设计原始数据输入转矩T小齿轮转速n齿数比μ=i1=4.43减速器载荷平稳，单向运转，使用期限5年（设一年工作300天，一天工作8小时），2班制工作。设计计算选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；运输机为一般工作机器，速度不高，选择7级精度（GB10095-88）；材料选择：由[1]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；初选小齿轮齿数z大齿轮齿数z选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。按齿面接触强度设计由设计计算公式[1]式（10-21）进行试算，即d确定公式的各计算数值试选载荷系数K小齿轮传递的转矩T由[1]表10-7取齿轮的齿宽系数ϕ由[1]图10-26得端面重合度为ε所以，ε由[1]表10-6查得材料的弹性影响系数Z由[1]图10-30得区域系数ZH=2.433由[1]图10－21d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa,大齿轮的接触疲劳极限由[1]式10-13计算应力循环次数=60×940×1×=13.54×N由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数K计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，由[1]式（10-12）得σσ计算计算小齿轮的分度圆直径d1td=计算圆周速度v=计算齿宽b及模数mb=ϕd∙m=h=2.25∙计算纵向重合度εε=0.318×1×22×计算载荷系数K由[1]表10-2查得使用系数KA根据v=1.64ms，7级精度，由[1]图10-8得由[1]表10-4查得齿向载荷分配系数KHβ由[1]表10-3查得齿间载荷分配系数KHα由bh=10.06，KHβ故，载荷系数K=K按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d1，由[1]式（10-10ad计算法面模数mm按齿根弯曲强度设计由[1]式（10-17）m确定公式内各计算数值由[1]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa查[1]图10-18得KFN1计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,由[1]式（10-12）得σσ计算载荷系数。K=根据纵向重合度εβ=1.744，查[1]图10-28的螺旋角影响系数计算当量齿数zz查取齿形系数由[1]表10-5查得Y查取应力校正系数。由[1]表10-5查得Y计算大、小齿轮的YFaYY大齿轮的数值大。设计计算m为安全起见，取mnz取z计算几何尺寸计算中心距a=将中心距圆整为97mm。按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos因为螺旋角值β改变不多，故参数εα计算大、小齿轮分度圆直径dd计算齿轮宽度b=圆整后取B结构设计小齿轮直径小于160mm故做成实心式，大齿轮的齿顶圆直径大于160mm，又小于500mm。故以选用腹板式为宜。其它相关尺寸参照[1]图10-39荐用的结构尺寸设计。低速级齿轮传动设计原始数据输入转矩T小齿轮转速n齿数比μ=i1=3.70减速器载荷平稳，单向运转，使用期限5年（设一年工作300天，一天工作8小时），2班制工作。设计计算选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；运输机为一般工作机器，速度不高，选择7级精度（GB10095-88）；材料选择：由[1]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；初选小齿轮齿数z大齿轮齿数z选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。按齿面接触强度设计由设计计算公式[1]式（10-21）进行试算，即d确定公式的各计算数值试选载荷系数K小齿轮传递的转矩T由[1]表10-7取齿轮的齿宽系数ϕ由[1]图10-26得端面重合度为ε所以，ε由[1]表10-6查得材料的弹性影响系数Z由[1]图10-30得区域系数ZH=2.433由[1]图10－21d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3=600MPa,大齿轮的接触疲劳极限由[1]式10-13计算应力循环次数=60×57.32×1×=8.254×N由[1]图10－19查得接触疲劳寿命系数K计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S＝1，由[1]式（10-12）得σ计算计算小齿轮的分度圆直径d1td=计算圆周速度v=计算齿宽b及模数mb=ϕd∙m=h=2.25∙计算纵向重合度εε=0.318×1×26×计算载荷系数K由[1]表10-2查得使用系数KA根据v=0.60ms，7级精度，由[1]图10-8得由[1]表10-4查得齿向载荷分配系数KHβ由[1]表10-3查得齿间载荷分配系数KHα由bh=11.90，KHβ因此，载荷系数K=K按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d3，由[1]式（10-10ad计算法面模数mm按齿根弯曲强度设计由[1]式（10-17）m确定公式内各计算数值由[1]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa查[1]图10-18得K计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S＝1.4,由[1]式（10-12）得σσ计算载荷系数。K=根据纵向重合度εβ=2.061，查[1]图10-28的螺旋角影响系数计算当量齿数zz查取齿形系数由[1]表10-5查得Y查取应力校正系数。由[1]表10-5查得Y计算大、小齿轮的YFaYY大齿轮的数值大。设计计算m为安全起见，取mnz则计算几何尺寸计算中心距a=将中心距圆整为131mm。按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos因为螺旋角值β改变不多，故参数εα计算大、小齿轮分度圆直径dd计算齿轮宽度b=圆整后取B结构设计小齿轮直径小于160mm故做成实心式，大齿轮的齿顶圆直径大于160mm，又小于500mm。故以选用腹板式为宜。其它相关尺寸参照[1]图10-39荐用的结构尺寸设计传动件设计校核差速率验算v=v-符合要求验算传动零件之间是否干涉dd所以传动轴Ⅱ上面的大齿轮2不会与传动轴Ⅲ发生干涉验算浸油深度由[2]表3-3高速级大齿轮浸油深度h故取hf低速级：0.5m/sh当hfd17.18mm符合要求齿轮参数汇总于下表高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.433.70螺旋角14°14°中心距（mm）97131模数（mm）1.52齿数2310227100齿宽（mm）38336156旋向右左左右分度圆直径33.34158.3055.70206.30轴的设计计算低速轴的设计求低速轴上的功率PⅢ、转速nⅢPⅢ=1.92kW，nⅢ求作用在齿轮上的力低速级大齿轮分度圆直径为dFFF初步确定轴的最小直径先按[1]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[1]表15-3，取，于是得d≥输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1-2联轴器的计算转矩Tca=KAT，查[1]表T按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，由于低速轴转速较低，转矩较大，采用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N∙m，半联轴器孔径d1=42mm，故d1-2=42mm轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，2处为轴肩，d12=42mm。参考【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)d,故取d23=48mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，应时轴1-2的长度比L稍短，取L12=82mm。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。并根据d23=48mm，由【2】P149表15-7选择30210，其尺寸为d×D×T=50×90×21.75。故d34=d67=50mm。考虑轴承宽度T=21.75mm及挡油环的宽度，L34=T+∆34处为轴肩，由【2】P149表15-7查得30210的定位轴肩高度为h=4mm，由此挡油环定位端的高度为4mm。取轴4-5的直径d45=58mm。轴5-6安装齿轮4，取d56=54mm，因小齿轮4宽度B4=56mm，为使挡油环顶住齿轮的端面以实现合理有效的定位，取L56=52mm。5处为轴环，【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)d,故取h=5mm，由此d5=64mm。轴环宽度取b=10mm。选用凸缘式轴承盖，由【2】P77，根据结构确定，左轴承端盖的总宽度为26.85mm，由轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端与联轴器间距离l=30mm，故L23=56.85mm；再由箱体内齿轮啮合等要求确定L45=50.5mm，L67=48.25mm至此已初步确定了各轴段的直径和长度。轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接由d12=42mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=12×8,由L12=82mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=70mm。联轴器与轴的配合为。齿轮的周向定位采用平键联接由d56=54mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=16×10，由L56=52mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=45mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考【1】P365表15-2，取轴端倒角1.6×，圆角半径R=1.6。中间轴的设计求中间轴上的功率PⅡ、转速nⅡPⅡ=2.00kW，nⅡ=212.19求作用在齿轮上的力高速轴大齿轮分度圆直径为dFFF低速轴小齿轮分度圆直径为dFFF初步确定轴的最小直径先按[1]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[1]表15-3，取，于是得d≥轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。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轴承。并根据dmin5=22.18mm，由【2】P148表15-6选择7305AC，其尺寸为d×D×B=25×62×17故d12=d45=25mm。考虑轴承宽度B=17mm及挡油环的宽度，取L12=41.5mm,2处为轴肩，由【2】P148表15-6查得7305AC的定位轴肩高度为h=3.5mm，由此挡油环定位端的高度为3.5mm。轴2-3安装小齿轮3，d3=55.70mm，取d23=30mm，因小齿轮3宽度B3=61mm，为使挡油环顶住齿轮的端面以实现合理有效的定位，取L23=58mm。3处为轴环，【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)d,故取h=3mm，由此d34=36mm。轴环宽度取b=9.5mm。轴4-5安装大齿轮2，d2=158.30mm，取d45=30mm，因大齿轮2宽度B2=36mm，为使挡油环顶住齿轮的端面以实现合理有效的定位，取L45=33mm。至此已初步确定了各轴段的直径和长度。轴上零件的周向定位小齿轮3的周向定位采用平键联接由d23=30mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=8×7，由L23=33mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=25mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为。大齿轮2的周向定位采用平键联接由d45=30mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=8×7，由L45=58mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=45mm。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为c)轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k5。确定轴上圆角和倒角尺寸参考【1】P365表15-2，取轴端倒角1×，圆角半径R=1。（三）高速轴的设计求高速轴上的功率PⅠ、转速nⅠPⅠ=2.08kW，nⅠ求作用在齿轮上的力高速级小齿轮分度圆直径为dFFF初步确定轴的最小直径先按[1]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[1]表15-3，取，于是得d≥输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d6-7。为了使所选的轴直径d联轴器的计算转矩Tca=KAT，查[1]T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，采用TL4弹性套柱联轴器，其公称转矩为63N∙m，半联轴器孔径d1=20mm，故d7-8轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，7处为轴肩，d78=20mm。参考【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)d,故取d67=23mm。联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm，应使轴7-8的长度比L稍短，取L78=36mm。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。并根据d67=23mm，由【2】P148表15-6选择7205AC，其尺寸为d×D×L=25×52×15。故d56=25mm。考虑轴承宽度B=15mm及挡油环的宽度，取L56=26mm。5处为轴肩，由【2】P148表15-6查得7205AC的定位轴肩高度为h=3mm，由此挡油环定位端的高度为3mm。取轴4-5的直径d45=31mm。轴3-4安装齿轮1，由【1】P229，对于直径很小的钢制圆柱齿轮时，齿根圆到键槽底部距离e<2mt,应将齿轮和轴做成一体，即做成齿轮轴。若d34=31mm,e=33.342+1.5-31223处为轴环，【1】P364，定位轴肩的高度为h=(0.07~0.1)d,故取h=3mm，由此d23=31mm。轴环宽度取b=10mm。选用凸缘式轴承盖，由【2】P77，左轴承端盖的总宽度为25mm，根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端与联轴器间距离，故L67=55mm；再由箱体内齿轮啮合等要求确定L45=77mm。至此已初步确定了各轴段的直径和长度。轴上零件的周向定位a)联轴器的周向定位采用平键联接由d78=20mm，由【1】P106表6-1查得键的尺寸为b×h=6×6,由L12=36mm，键槽用键槽铣刀加工，选键的长度l=28mm。联轴器与轴的配合为。b)滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k5。确定轴上圆角和倒角尺寸参考【1】P365表15-2，取轴端倒角1×，圆角半径R=1.0。轴、轴承及键联接的校核计算轴的校核计算低速轴校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从【2】P149中查取a值。对于圆锥滚子轴承30210，a=20mm。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安防齿轮处的截面是轴的危险截面。先计算出此处MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFr1H=1054NFr2H=2047NFr1V=130.4NFr2V=1294.4N弯矩MMH=107000N·mmMV1=-13200N·mmMV2=67700N·mm最大弯矩M=MH2+扭矩T=319890N·mm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的强度，根据[1]式（15-5）及表7-1中的数值，并取，轴的计算应力σ前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由[1]表（15-1）查得。因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由弯矩图和扭矩图可以看出，应对6截面左右两侧做危险界面校核。截面6右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×50抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2截面6右侧的弯矩为M=2截面IV上的扭矩为TⅡ=319890N·截面上的弯曲应力σb=MW=68448.812500截面上的扭转切应力τT=TⅡWT=轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，r由[1]P40附表3-2用插值法求出，得：α又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：q故有效应力集中系数按式（附表3-4）为kk由附图3-2的尺寸系数εσ=0.73轴按磨削加工，由[1]P44附图3-4得表面质量系数为：βσ故得综合系数为：Kσ=K又由碳钢的特性系数φφ所以轴在截面5右侧的安全系数为SSS故该轴在截面6右侧的强度是足够的。截面6左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×54抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2截面6左侧的弯矩为M=21070002+677002×52.25-24截面上的弯曲应力σb=MW=68448.815746.4截面上的扭转切应力τT=TⅡWT=轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，配合过盈处的kσεσ，由[1]P43附表3-8用插值法求出，并取kkσεσ=3.07；轴按磨削加工，由[1]P44附图3-4得表面质量系数为：βσ故得综合系数为：Kσ=K所以轴在截面VI右侧的安全系数为SSS故该轴在截面6左侧的强度也是足够的。因该轴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。中间轴校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从【2】P148中查取a值。对于角接触轴承7205AC，a=17mm。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处的截面是轴的危险截面。先计算出此处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFr1H=1958NFr2H=2411NFr1V=38.5NFr2V=908N弯矩MMH=123000N·mmMV3=-70200N·mmMV2=46300N·mm最大弯矩M=MH2+扭矩T=90010N·mm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）的强度，根据[1]式（15-5）及表7-1中的数值，并取，轴的计算应力σ前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由[1]表（15-1）查得。因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由弯矩图和扭矩图可以看出，5截面右侧为危险界面。截面5右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×25抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2截面5右侧的弯矩为M=2截面IV上的扭矩为TⅡ=90010N·截面上的弯曲应力σb=MW=69111.741562.5截面上的扭转切应力τT=TⅡWT=轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，r由[1]P40附表3-2用插值法求出，得：α又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为：q故有效应力集中系数按式（附表3-4）为kk由附图3-2的尺寸系数εσ=0.85轴按磨削加工，由[1]P44附图3-4得表面质量系数为：βσ故得综合系数为：Kσ=kK又由碳钢的特性系数φφ所以轴在截面5右侧的安全系数为SSS故该轴在截面5右侧的强度是足够的。截面5左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×30抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2截面5左侧的弯矩为M=2463002+1230002×58-27.558截面上的弯曲应力σb=MW=69111.742700截面上的扭转切应力τT=TⅡWT轴的材料为45钢，调质处理。由书P362表15-1查得σB=640MPa，σ-1=275MPa，配合过盈处的kσεσ，由[1]P43附表3-8用插值法求出，并取kkσεσ=2.49；轴按磨削加工，由[1]P44附图3-4得表面质量系数为：βσ=故得综合系数为：Kσ=K所以轴在截面VI右侧的安全系数为SSS故该轴在截面5左侧的强度也是足够的。因该轴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。高速轴校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从【2】P148中查取a值。对于角接触轴承7205AC，a=17mm。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大齿轮所在处的截面是轴的危险截面。先计算出此处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFr1H=938NFr2H=330NFr1V=392NFr2V=86N弯矩MMH=36100N·mmMV1=15100N·mmMV2=9200N·mm最大弯矩M=MH2+扭矩T=21130N·mm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）的强度，根据[1]式（15-5）及表7-1中的数值，并取，轴的计算应力σ前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由[1]表（15-1）查得。因此，故安全。滚动轴承的的校核计算低速轴滚动轴承的校核由轴的设计计算可知低速轴滚动轴承选用30210型圆锥滚子轴承。由[2]P149得额定静载荷C0r=55.2KN由第六章的受力图计算两轴承所受的径向载荷Fr1和FF求轴承当量动载荷查得30210型圆锥滚子轴承α根据[2]P149表15-7公式得e=1.5tanα=1.5tanF由[2]P149表15-7公式得Pr=0.4Fr+0.4cotαFa=0.4×验算轴承寿命L预期L所以所选的轴承可满足寿命要求。中间轴滚动轴承的校核由轴的设计计算可知中间轴滚动轴承选用7305AC型角接触球轴承。由[2]P148得额定静载荷C0r=14.8KN,额定动载荷C由第六章的受力图计算两轴承所受的径向载荷Fr1和FF计算两轴承的计算轴向力对于7305AC型角接触球轴承，参考【1】P322表13-7轴承派生轴向力=0.68=0.68=0.68*1958N=1331N=0.68=0.68*2576N=1752N轴向力=858—302=556N(向左)，故轴承2放松，轴承1压紧。求轴承当量动载荷按[1]表13-6取fF由[2]P148表15-6得PFP验算轴承寿命L预期L‘所以所选的轴承可满足寿命要求。高速轴滚动轴承的校核由轴的设计计算可知中间轴滚动轴承选用7205AC型角接触球轴承。由[2]P148得额定静载荷C0r=8.38KN由第六章的受力图计算两轴承所受的径向载荷Fr1和FF计算两轴承的计算轴向力对于7205AC型角接触球轴承，参考【1】P322表13-7轴承派生轴向力=0.68=0.68=0.68*1017N=692N=0.68=0.68*341N=232N，故轴承1放松，轴承2压紧。求轴承当量动载荷按[1]表13-6取fF由[2]P148表15-6得PFP验算轴承寿命L预期L‘所以所选的轴承可满足寿命要求。键联接的校核计算低速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为：联轴器：b×h×L=12mm×8mm×70mm，由[1]P106式6-1Th=8mmk=0.5h=4mml=L-b=70-12=58mmd=54mmσ由此=(100~200)MP满足强度要求齿轮：b×h×L=16mm×10mm×45mmTh=10mmk=0.5h=5mml=L-b=45-16=29mmd=42mmσ由此=(100~200)MP满足强度要求中间轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为小齿轮：b×h×L=8mm×7mm×45mmTh=7mmk=0.5h=3.5mml=L-b=45-8=37mmd=30mmσ由此=(100~200)MP满足强度要求大齿轮：b×h×L=8mm×7mm×25mmTh=7mmk=0.5h=3.5mml=L-b=25-8=17mmd=30mmσ由此=(100~200)MP满足强度要求高速轴上的键联接由轴的设计计算可知所选平键分别为联轴器：b×h×L=6mm×6mm×28mmTh=6mmk=0.5h=3mml=L-b=28-6=22mmd=20mmσ由此=(100~200)MP满足强度要求联轴器的选择轴的设计和计算中已选用高速轴TL4弹性套柱销联轴器，低速轴HL3型弹性柱销联轴器。减速器结构尺寸设计箱体结构尺寸由[2]P17表3-1和P24表4-1对减速器箱体结构尺寸进行计算，并将主要尺寸整理如下：（单位：mm）名称符号尺寸关系结果箱座壁厚=0.025a+3≥88箱盖壁厚=0.02a+3≥88箱座凸缘厚度b=1.512箱盖凸缘厚度b1=1.512箱底座凸缘厚度=2.520箱座加强肋厚=0.85δ6.8箱盖加强肋厚=0.856.8地脚螺钉直径df=0.036a+1216地脚螺钉数目nfa≤250时nf=44轴承旁连接螺栓直径=0.7512箱盖、箱座连接螺栓直径=（0.5-0.6）10观察孔盖螺钉直径dd4=(0.3~0.4)6箱体外壁至轴承座端面距离lC36地脚螺钉直径df=16mmC1=22mmC2=20mm轴承旁联接螺栓直径d1=12mmC1=18mmC2=16mm箱座、箱盖联接螺栓直径d2=10mmC1=16mmC2=14mm螺栓间距L≤150~100轴承旁凸台半径R2=C2=16mm减速器零件的位置尺寸参考【2】P17表3-1参考【2】P24表4-1齿顶圆至箱体内壁的距离Δ1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离Δ2=10mm轴承端面至箱体内壁的距离Δ3=10mm(脂润滑)旋转零件间的轴向距离Δ4=12mm大齿轮齿顶圆至箱底的距离Δ6=31mm齿轮3齿顶圆至轴I表面的距离Δ5=50.47mm齿轮2齿顶圆至轴III表面的距离Δ5=21.35mm箱底至箱底内壁的距离Δ7=20mm箱体内壁至轴承座孔端面的距离L1=44mm减速器附件的选择吊耳参考【2】P80表9-20箱盖吊耳d=R=e=b=2箱座吊耳B=H=0.8B=24mmh=0.5H=12mmr2=0.25B=7.5mmb=2δ=16mm油塞参考【2】P79表9-16选用d=M16×1.5D0=26mme=19.6mmL=23mml=12mma=3mmS=17mmd1=17mmH=2mm油面指示器（游标尺）根据箱体情况选择油尺来指示油面高度。尺杆：最高油面——根据齿轮润滑条件、箱体、油尺孔等因素确定的最高油面。最低油面——中速轴大齿轮浸油深度为一个齿高的油面高度。参考【2】P78表9-14选用M16游标尺d1=4d2=16d3=6h=35a=12b=8c=5D=26D1=22窥视孔、视孔盖视孔：设计原则：大小以手能伸入箱体进行检查操作为宜，可观察两对齿轮啮合情况。并综合考虑视孔盖尺寸、凸台尺寸、箱体铸造视孔盖：设计原则：大小根据视孔及选用螺钉的使用要求确定。由以上两点综合考虑，参考【2】P80表9-18选用A=100mmd4为M6AABB=B使用Q235h=2mm通气器使用经两次过滤的通气器参考【2】P76表9-8通气器型号：d2=8mmd3=3mmd4=16mmD=40mma=12mmb=7mmc=16mmh=40mmh1=18mmD1=25.4mmR=40mmk=6mme=2mmf=2mmS=22mm定位销参考【2】P35d=0.8d参考【2】P142表14-3选用销GB117-86A8×42轴承盖参考【2】P77表9-9I轴d3=6mm螺钉数d0=d3D=52mmD0=DD2=De=1.2d3=7.2m=24mmD4=D-10~15D5=D0II轴d3=6mm螺钉数d0=d3D=62mmD0=DD2=De=1.2d3=7.2m=24mmD4=D-10~15D5=D0III轴d3=8mm螺钉数d0=d3D=90mmD0=DD2=De=1.2d3=9.6m=17.25mmD4=D-10~15D5=D0起盖螺钉取起盖螺钉与凸缘连接螺栓相同的直径参考参考【2】P132表13-11选取螺钉GB70-85M10×22润滑与密封润滑设计中间轴大齿轮为45钢（调质），由[1]P191表10-1得σ节圆速度由[2]P153表16-2得υ由[2]P153表16-1选用中负荷工业齿轮油（GB5903-86）N220由中间轴大齿轮节圆速度v=1.76m/s≈2m/s和[2]P20表3-4选用脂润滑。由[2]P154表16-4选用滚动轴承脂ZGN69-2。综合考虑齿轮速度和同种部件润滑方式的尽量统一，对润滑方式的选择如下表所示。润滑方式选择润滑位置轴承齿轮润滑方式脂润滑油润滑润滑剂滚动轴承脂（SY1514-82）ZGN69-2中负荷工业齿轮油（GB5903-86）N220相应结构需要挡油环不开油槽添加方式打开轴承端盖打开视孔盖添加排出方式打开轴承端盖放油孔放油检查方式打开轴承端盖取出油标尺检查油痕打开视孔盖检查密封设计轴伸出段处密封：毡圈箱体与箱盖：螺栓锁紧，接触面涂密封胶或水玻璃，不开密封油槽放油孔：螺塞，细牙螺纹通气器：细牙螺纹游标尺：细牙螺纹参考【2】P158表16-9，对轴伸出段毡圈的尺寸进行设计（1）I轴毡圈22FZ/T92010-91沟槽D1=33mmd1=23mmb1=4mmb2=5.5mm（2）III轴毡圈60FZ/T92010-91沟槽D1=77mmd1=61mmb1=5mmb2=7.1mm维护保