1、12012 级机械设计课程设计说明书设计题目：二级展开式圆柱齿轮减速器 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 12 机制本（1）班 学 号： 120611011 姓 名： 王乐乐 指导老师： 夏翔 21、设计任务设计任务如图 1.1 所示，为用于链式运输机上的两级圆柱齿轮减速器。运输机在常温下连续工作、连续单向旋转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；运输链工作速度 v 的允许误差为+5%；三班制（每班工作 8h） ，要求传动系统设计寿命为 10 年，大修期为 2-3 年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据：运输链牵引力 F（KN）：3.0输送速度 V(m/s)：0.5
2、链轮节圆直径 D(mm)：280图 1.1 链式输送机传动系统简图1动力与传动系统； 2联轴器； 3链式输送机32.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用三级级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台两级级直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。图 2.1 链式输
3、送机传动方案示意图1电动机；2V 带传动；3 两级圆柱齿轮减速器；4联轴器；5链式输送机43 原动件的选择与传动比的分配3.1 原动件的选择1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为 380V。2电动机容量的选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为30.51.101FvPwkW设： 输送机的的效率；4V 带传动效率， =0.95；v v对滚动轴承效率， =0.99；b b闭式圆柱齿轮传动效率（设齿轮精度为 7 级） ， =0.98；g g联轴器效率， =0.99；cc输送机滚子链效率， =0.96；y cy估算传送系统总效率
4、为01234w.95v12.80.972bg341bc09650wy5则传动系统的总效率 为0.95720.9.810.954.83工作时，电动机所需的功率为183wdPkW查表可知，满足 条件的 Y 系列三相异步电动机额定功率 应取为ed eP2.2kW。3电动机转速的选择根据已知条件，可得输送机的工作转速 6030.534.12minD.18wvrn初选同步转速为 1500r/min 和 1000r/min 的电动机，查表可知，对应于额定功率为 2.2 的电动机型号分别为 Y100L1-4 型和 Y112M-6 型。现将有关技术数据及相应算的总传动比列于下表中。方案的比较方案号型号 额定功
5、率（kW）同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比外伸轴颈D/mm轴外伸长度E/mm Y100L1-4 2.2 1500 1430 41.91 28 60 Y112M-6 2.2 1000 940 27.55 28 60通过对上述两种方案比较可以看出：方案选用的电动机转速高、质量轻、价格低，总传动比对三级减速传动而言不算大，故选方案较为合理。Y100L1-4 型三相异步电动机的额定功率为 2.2kW，满载转速 140/minmnr由表查得电动机中心高 H=112mm，轴伸出部分的直径和长度分别为 D=28mm 和E=60mm。3.2 计算总传动比和各级传动比的分配链式输送机传动系统
6、的总传动比1430.9.2mwni由传动系统方案知 34i6V 带传动的传动比 013i由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为123014.913.7ii为了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 、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高5HBS速级传动比为 12.31.974.26ii低速级传动比为231846i传动系统各级传动比分别为； ； ；01i12.i23.i341i3.3 传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。0 轴（电动机轴）：000143/min.8.89512.0mdnrPkWTNm1 轴（减速
7、器高速轴）：01114376./in.8951.9534.26nriPkWTNmn2 轴（减速器中间轴）：12224768/in.0916.954.75riPkWTNmn73 轴（减速器低速轴）：23331.84./min.609721.695504.nriPkWTNn4 轴（输送机轴）：3444.1./min60981.5795493.riPkWTNn传动系统的运动和动力参数电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机轴号0 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n/(r/min)1430 476.67 111.84 34.1 34.1功率 P/kW 1.8 1.71 1.66 1.61 1.578转
8、矩 T/( Nm)12.02 34.26 141.75 451.04 441.93传动比 i 3 4.26 3.28 14 传动零件的设计计算4.1 减速器外部传动零件的设计计算V 带传动的设计根据已知条件，电动机功率 P=1.8kW，转速 =1430r/min，传动比 i=3。1n1确定计算功率 caP查得工作情况系数 =1.3,故AK1.382.4ca82选择 V 带的类型根据 、 选用 Z 型。caP1n3确定带轮的基准直径 并验算带速 vd（1）初选小带轮的基准直径 =90mm1（2）验算带速 v13.4906.74/606dnms故带速合适5/2/msvs（3）计算大带轮的基准直径
9、213907dim圆整为 84、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld（1）初定中心距 05（2）计算带所需基准长度210120()()43.89259567.dddLaam选带的基准长度 16dLm（3）计算实际中心距 a00 57.51622da中心距的变化范围为 492594mm5、验算小带轮上的包角11257.357.380()180(29)1620da 6、计算带的根数（1）计算单根 V 带的额定功率 Pr由 =90mm 和 =1430r/min，查得 Po=0.3576kW1d1n由 =1430r/min，i=3 和 Z 型带，查得 0.3PkW查得 ，0.952K.6L90(
10、)(0.3576.)0.9521.60.43r LPKkW（2）计算 V 带的根数 z取 6 根2.34.carz7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 0min()F查得 Z 型带的单位长度质量 q=0.06kg/m20min 2(2.5)().09.340.6749.867caKPFqvz N应使带的实际初拉力 0min()F8、计算压轴力 Fp压轴力的最小值 1min0in 16()2()s2649.8sin589.42pFz N4.2 减速器内部传动零件的设计计算一、高速级圆柱齿轮传动的设计根据已知：输入功率 ，小齿轮转速 ，传动比1.7PkW1476./minnr，传递的转矩 T1=3
11、4.26N.m，工作寿命 10 年，三班制，工作时有轻微4.26i冲击1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（3）材料选择。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，硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数123z24.6398z2、按齿面接触强度设计由设计计算公式21312.()EtdHKTZid（1） 、确定公式内的各计算数值101） 、试选载荷系数 1.3tK2） 、选取齿宽系数 d3） 、查得材料的弹性
12、影响系数1289.EZMPa4） 、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HPa大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250H5） 、计算应力循环次数9198260476.1.61.30hNnjL6） 、取接触疲劳寿命系数 ，1.92HNK20.9HN7） 、计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=11lim12li20.9652.8HNMPaSK（2） 、计算1） 、试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH2134232.().60.89.()4.60365EtdHTZid m2） 、计算圆周速度 v137.1./6001tdnv s3） 、计算齿宽 b14.6
13、.dt m4） 、计算齿宽与齿高之比 h模数 1.031.942ttmz齿高 .565thm114.6039.25bh5） 、计算载荷系数由 v=1.11m/s，7 级精度，查得动载系数 1.05vK直齿轮 1HFK查得使用系数 .25A查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， 1.438HK由 ， 查得9.6bh1.438HK1.35FK25.048.6Av6） 、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径331 1.64ttdmK7） 、计算模数 m150.26.193z3、按齿根弯曲强度设计由设计公式 132()FaSdYKTmz（1） 、确定公式内各计算值1） 、查得小齿轮的弯曲疲劳
14、强度极限 150FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 238FE2） 、取弯曲疲劳寿命系数 ，1.6NK2.9FN3） 、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.41220.865307.14.92.9FNEMPaSK4） 、计算载荷系数 K121.2501.357AvFK5） 、查取齿形系数查得 ，12.69FaY2.76Fa，75S18S6） 、计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY12.69570.13934.8.2FaSFY大齿轮的数值大（2） 、设计计算4321.7610.5931.4m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模数，由于齿轮模数
15、的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数 1.54 并将就近圆整为标准值 m=2mm，由按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 150.26dm150.26dz大齿轮齿数 ，取24.10.52107z4、几何尺寸计算（1） 、计算分度圆直径12520714dzmm（2） 、计算中心距1232a（3） 、计算齿轮宽度150db取 12,Bm13高速级齿轮传动的主要几何尺寸小齿轮 大齿轮模数 m 2齿数 z 25 107齿形角 0齿顶高系数 ah 1顶隙系数 C0.25分度圆直径 d 50 214齿顶圆直径 a54
16、 218齿根圆直径 f 45 199齿高 h 4.5中心距 a 132二、低速级圆柱齿轮传动的设计根据已知：输入功率 ，小齿轮转速 ，传动比1.6PkW1.84/minnr，传递的转矩 T1=141.75N.m，工作寿命 10 年，三班制，工作时有轻3.28i微冲击1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（3）材料选择。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，硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数123z23
17、.86z2、按齿面接触强度设计由设计计算公式1421312.()EtdHKTZid（1） 、确定公式内的各计算数值1） 、试选载荷系数 .t2） 、选取齿宽系数 1d3） 、查得材料的弹性影响系数1289.EZMPa4） 、按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim160HPa大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250H5） 、计算应力循环次数81882601.474.34.30hNnjL6） 、取接触疲劳寿命系数 ，1.95HNK20.97HN7） 、计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=11lim12li20.95670.3.5HNMPaSK（2） 、计算1） 、试算小齿轮
18、分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH2131 5232.().4703.819.()7.435EtdHKTZid m2） 、计算圆周速度 v1.24./60601tdnv s3） 、计算齿宽 b17.43.dt m4） 、计算齿宽与齿高之比 h模数 12.3.15ttmz15齿高 2.5.3157.09thmm740.9b5） 、计算载荷系数由 v=1.11m/s，7 级精度，查得动载系数 1.03vK直齿轮 1HFK查得使用系数 .25A查得 7 级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时， 1.42HK由 ， 查得10.bh1.4HK1.35F25.0428Av6） 、按实际的载荷系数校正所算得
19、的分度圆直径3311.87.4.ttdmK7） 、计算模数 m18.2.53z3、按齿根弯曲强度设计由设计公式 132()FaSdYKTmz（1） 、确定公式内各计算值1） 、查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 150FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 238FE2） 、取弯曲疲劳寿命系数 ，1.9NK2.9N3） 、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.41220.5321.4.987.6FNEMPaSK4） 、计算载荷系数 K161.25031.5738AvFK5） 、查取齿形系数查得 ，12.69FaY2.8Fa，75S16S6） 、计算大、小齿轮的 并加以比较FaSY12.6957
20、0.13834.82.FaSFY大齿轮的数值大（2） 、设计计算4321.78.510.2.43m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模数，由于齿轮模数的大小主要决定于弯曲强度所决定的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数 2.42 并将就近圆整为标准值 m=2.5mm，由按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 18.23dm18.235dz大齿轮齿数 ，取2.104.962104z4、几何尺寸计算（1） 、计算分度圆直径1232.58046dzmm（2） 、计算中心距12170a（3） 、计算齿轮宽
21、度18db取 125,0Bm17低速级齿轮传动的主要几何尺寸小齿轮 大齿轮模数 m 25齿数 z 32 104齿形角 0齿顶高系数 ah 1顶隙系数 C0.25分度圆直径 d 80 260齿顶圆直径 a85 265齿根圆直径 f 73.75 253.75齿高 h 5.625中心距 a 1705、轴的设计计算5.1 减速器低速轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率 ，转速 ，转矩31.6PkW34.1/minnr3451.0TNm1、求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 20d324510369.5tan.tan1.8trTFNd圆周力 、径向力 的方向如图所示tr2、初步确定轴的最小
22、直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理，取 012A1833min01.6240.5PdAm输出轴的最小直径为安装联轴器处轴的直径 ，为了使所选的轴直径与联12d轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩 ，3caATK考虑到转矩变化小，取 1.5AK3.4067caATNm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩，查标准，选用 HL4 型的弹性柱销联轴器，其公称转矩为 125000N.mm，半联轴器的孔径 ，取 ，142d124dm半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm。3、轴的结构设计（1） 、拟定轴上零件的装配方案如下图（2） 、根据轴向定位的要
23、求确定轴的各段直径和长度1） 、为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段左端需制处一轴肩，取2-3 段的轴颈的 d2-3=48mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取轴端挡圈直径 D=50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=84mm；为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的端面上，故 1-2 段的长度比 L1 略短一些，取 L1-2=82mm;2） 、初步选择滚动轴承，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据 d2-3=48mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙 0 级公差的深沟球轴承 6210，其尺寸为 ，故 d3-4=50mm，左端采用509dDm挡油盘定位，
24、由手册上查得，6210 型轴承的安装尺寸 ，所以，取min57add4-5=57mm。3） 、取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 d6-7=56mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂的宽度为 80mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧19齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取 L6-7=78mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，取 h=5mm，轴环处直径 d5-6=66mm，轴环宽度 b1.4h，取L5-6=12mm。4） 、轴承端盖的总宽度为 28mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离 l=15mm，故取 L2-3=45
25、mm，5） 、取齿轮距离箱体内壁的长度 a=12.5mm，挡油盘距离轴承的长度S=12mm,轴承的宽度 T=20mm，故轴段 7-8 长度 L7-8=20+12+12.5+2=46.5mm，轴段 3-4的长度 L3-4=14+20=34mm，根据结构需要，取 4-5 段的长度 L4-5=60mm。至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。（3） 、轴上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 d6-7=56mm，查得平键截面 ， 键槽用铣刀加工，长为 70mm，同时为了保证齿轮与160bhm轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，半联轴器76Hn与轴的连接，选
26、用平键为 ，半联轴器与轴的配合为 。1280m 76k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。（4） 、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图。2454、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=72mm+136mm=208mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下20从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的及的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F ，1246.9NH21.6NF，187.NVF245NF弯矩 M 70.m 605
27、Mm总弯矩 794.扭矩 T 3510T4、按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，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0.62122223 3()17694.(0.4510.53caMT MPaW）前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 。16因此 ，故安全。1ca5.2 减速器高速轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率 ，转速 ，转矩1.7PkW3476./minnr34260TNm5、求作用在齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为 150d1342607.5tan.tan498.tr
28、TFNd圆周力 、径向力 的方向如图所示tr6、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理，取 012A133min0.7128.46PdAm轴的最小直径为安装带轮处轴的直径 ，为了使所选的轴直径与带轮的孔12d径相适应，选 ，带轮的宽度为 L=40mm，带轮与轴配合的毂孔长度12L1=38mm。7、轴的结构设计（1） 、拟定轴上零件的装配方案如下图22（2） 、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 、为了满足带轮的轴向定位要求，1-2 轴段右端需制处一轴肩，取 2-3 段的轴颈的 d2-3=23mm；带轮与轴配合的毂孔长度 L1=38mm；故 1-2 段的长度取为 L1-
29、2=82mm;2） 、初步选择滚动轴承，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据 d2-3=23mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙 0 级公差的深沟球轴承 6205，其尺寸为 ，故 d3-4=25mm，右端采用25dDm挡油盘定位，由手册上查得，6210 型轴承的安装尺寸 ，所以，取min31add4-5=31mm。3） 、由于齿轮的分度圆直径较小，所以此轴设计为齿轮轴，根据齿轮宽度为 55mm，所以齿轮处的轴段长度 L5-6=55mm。齿轮右端轴环的直径取为 d6-7=31mm，轴环宽度取 L6-7=12mm。4） 、轴承端盖的总宽度为 28mm，根据轴承端盖的装拆
30、及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离 l=15mm，取齿轮距离箱体内壁的长度 a=10mm，挡油盘距离轴承的长度 S=15mm,轴承的宽度 T=15mm，故轴段 7-8 长度 L7-8=15+15+2=32mm，轴段 3-4 的长度 L3-4=32mm，轴段 2-3 的长度 L2-3=28+15+2=45mm 根据结构需要，取 4-5 段的长度 L4-5=99.5mm。至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。（3） 、轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接，按 d1-2=20mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为 32mm。滚动轴承与轴的周向定位6bhm是
31、由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4） 、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图。2454、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=149mm+60mm=209mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下23从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的及的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F ，140NH2970.4NF，145.6NVF235.NF弯矩 M 5m 8.Mm总弯矩 63m扭矩 T 420T8、按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，通常只
32、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0.624222213()60(.4605.315caMTMPaW）前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 。1因此 ，故安全。1ca5.3 减速器中间轴的设计计算根据已知：输出轴上的功率 ，转速 ，转矩21.6PW31.84/minnr314.75TNm9、求作用在齿轮上的力13469.5tF1.8rFN270t249r圆周力 、径向力 的方向如图所示tr10、 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理，取 016A233min01.62
33、8.54PdAm轴的最小直径是安装滚动轴承处轴的直径 ，为了使所选的轴直径与滚动12d轴承相适应，故需同时选取滚动轴承型号，因轴只受径向力的作用，故选深沟球轴承，参照工作要求，根据最小直径为 28.5mm，由轴承产品目录中初步选取0 基本游隙 0 级公差的深沟球轴承 6206，其尺寸为 ，故3062Dmd1-2=30mm。11、 轴的结构设计（1） 、拟定轴上零件的装配方案如下图25（2） 、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 、取安装大齿轮处的轴段 2-3 的直径 d2-3=34mm；安装小齿轮处的轴段4-5 的直径 d4-5=34mm；小齿轮的左端与左轴承之间采用挡油盘定位，已知
34、小齿轮轮毂的宽度为 85mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取 L4-5=82mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d，取h=5mm，轴环处直径 d3-4=44mm，轴环宽度 b1.4h，取 L3-4=9mm。大齿轮的右端与右轴承之间采用挡油盘定位，已知大齿轮轮毂的宽度为 50mm，为了使挡油盘端面可靠的压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，取 L2-3=48mm。4） 、轴承端盖的总宽度为 28，长度 a=12.5mm，挡油盘距离轴承的长度S=14mm,轴承的宽度 T=16mm，故轴段 5-6 长度 L5-6=16+14+12.5+3=45.5mm，轴段 1
35、-2的长度 L1-2=14+16+12.5+2=44.5mm。至此，已基本确定了轴的各段长度和直径。（3） 、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按 d4-5=34mm，查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为 70mm，同时为了保证齿轮与轴配108bhm合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；同样，大齿轮与轴的76Hn连接，选用平键为 ，半联轴器与轴的配合为 。10840m 76n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。（4） 、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角半径见图。245264、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴
36、的计算简图。作为简支梁的轴的支撑跨距L1+L2+L3=72mm+76.5+59.5mm=208mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可看出截面 B 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的及的值列于下表。载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F ，1845.6NH253.NF，1963.NVF279.NF弯矩 M 37.m290H 8.Mm2405V总弯矩 ，154N2176.N27扭矩 T 214750TNm12、 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，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。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切
37、应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力0.622221 3()154079(.614750.8caMTMPaW）前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查得 。16因此 ，故安全。1ca6、滚动轴承及键连接的校核计算6.1 滚动轴承的校核计算一、低速轴上滚动轴承的校核根据已知：轴承所受径向力 ，2221146.9817.39rNHVF N，转速 ，基本额222 .64530.rNHVF 3/minr定动载荷 70rC因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得 ，取1.2pf1.pf径向载荷系数 X=1,Y=0，Fr1Fr2，所以1.23960.prPfXFN63307()(52874.1.hCL hn
38、）8260h h轴承满足寿命要求二、高速轴上滚动轴承的校核根据已知：轴承所受径向力 ，222114015.64.7rNHVFN，转速 ，基222970.4357rNHVF /minnr28本额定动载荷 108rCN因轴承运转中有轻微冲击载荷，查表得 ，取1.02pf1.pf径向载荷系数 X=1,Y=0，Fr1Fr2，所以1.2089.prPfXFN663 3015()(4870.4.2hCL hn）820h h轴承满足寿命要求6.2 键连接的校核计算一、低速轴上键连接的校核1、与齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为 ，需传递的转矩1607bhLmT=451.04N.m，与键连接的轴颈 d=5
39、6mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 ，取其102pMPa平均值 ，键的工作长度 l=L-b=70mm-16mm=54mm，键与轮毂10pMPa29键槽的接触高度 。0.5.15khm332406PTMPald键合适p2、与联轴器连接的键的校核根据已知：键的尺寸为 ，需传递的转矩1280bhLmT=451.04N.m，与键连接的轴颈 d=42mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 ，取其120pMPa平均值 ，键的工作长度 l=L-0.5b=80mm-6mm=74mm，键与轮10pMPa毂键槽的接触高度 。.50.84kh332176.2PTPald键合适p二、高速轴上
40、键连接的校核与带轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为 ，需传递的转矩632bhLmT=34.26N.m，与键连接的轴颈 d=20mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 ，取其102pMPa平均值 ，键的工作长度 l=L-0.5b=32mm-3mm=29mm，键与轮10pMPa毂键槽的接触高度 。.50.63kh324219.4PTPald键合适p三、中间轴上键连接的校核1、与小齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为 ，需传递的转矩10870bhLmT=141.75N.m，与键连接的轴颈 d=34mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 ，取其120pMPa平均值 ，键的工作长
41、度 l=L-b=70mm-10mm=60mm，键与轮毂10pMPa键槽的接触高度 。.5.84kh3321750.76PTPald30键合适Pp2、与大齿轮连接的键的校核根据已知：键的尺寸为 ，需传递的转矩10840bhLmT=141.75N.m，与键连接的轴颈 d=34mm。键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 ，取其120pMPa平均值 ，键的工作长度 l=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂10pMPa键槽的接触高度 。.5.84kh3321076.2PTPald键合适p7 减速器的结构、润滑和密封7.1 减速器结构的设计减速器由传动零件、轴系部件、箱体、附件以及润滑密封
42、装置等组成。传动零件和轴系部件已经做过设计。7.1.1 箱体箱体是减速器中所有零件的基座，作用在于支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供一封闭的工作空间，使其处于良好的工作状况；同时防止外界灰尘、异物侵入以及箱体内润滑油溢出。箱体兼做油箱使用，以保证传动零件的啮合过程的良好润滑。箱体是减速器中结构和受力最复杂的零件之一，为了保证具有足够的强度和刚度，箱体有一定的壁厚，并在轴承座孔上、下处设置加强肋。为了便于轴系部件的安装和拆卸，箱体做成剖分式，有箱座和箱盖组成，箱座和箱盖采用普通螺栓连接，用圆锥销定位铸造箱体采用灰铸铁铸造，刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，适合于成批生产。7.1.2 减速器的附件1、窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该空向箱内注入润滑油，平时由视孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部有纸质封油垫片。2、通气器
