机械设计课程设计-带式运输机的传动装置的设计F=6000V=0.5D=400.doc

湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 20142015 学年第 1 学期 课程名称 机 械 设 计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 机械设计 学号 题 目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 4 成 绩 起止日期 2014 年 12 月 16 日 2014 年 12 月 27 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书2课程设计说明书3课程设计图纸张456课程设计任务书20132014学年第 1 学期机 械 工 程 学院（系、部） 机械设计制造及自动化 专业 1205 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 4 完成期限：自 2014 年 12 月 16日 至 2014 年 12 月 27 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=6000N；带的带速：v=0.5m/s，直径400mm进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月16日初步明白我们课程设计所需要哪些材料，和需要为此做些什么。12月17日12月21日通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。12月22日12月26日有三维软件画出机构简图，并初步排版。2014年12月 27 日用World把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。主要参考资料银金光 主编 机械设计 清华大学出版社 2006年银金光 主编 机械设计课程设计 北京交通大学出版社 2007年指导教师（签字）： 2014 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2014 年 月 日43机 械 设 计 课 程 设 计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（4）起止日期： 2014 年 12 月 16 日 至 2014 年 12 月 27 日学生姓名班级学号成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2014年 12 月 26 日目录1. 设计任务42. 传动方案分析43. 原动件的选择与传动比的分配53.1选择电动机的类型53.2选择电动机的容量53.3选择电动机的转速63.4传动比的分配74.传动系统的运动及动力参数的计算74.1各轴的转速74.2各轴的输出功率74.3各轴的输入转矩85传动件的设计及计算85.1V带传动的设计8 5.2设计高速级齿轮115.3设计低速级齿轮156.轴的设计及计算206.1输入轴的设计计算20 6.2中速轴的结构设计及计算286.3 低速轴的设计327.联轴器的选择358.键的连接与设计 359.减速器的各部位附属零件的设计3710.箱体及附件的机构设计和选择3811.设计心得391.设计任务设计任务如图1.1所示，为用于带式运输机上的双级圆柱齿轮减速器。运输机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。已知数据：输送带最大有效拉力：F=6000N输送带工作速度：V=0.5m/s滚筒直径：D=400mm图1.1带式输送机传动系统见图2. 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。本传动装置为二级圆柱齿轮减速器传动，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。高速级常为斜齿，低速级可为直齿或斜齿。由于齿轮相对轴承布置不对称，要求轴的刚度比较大，并使转矩输入，输出端远离齿轮，以减少因轴的弯曲变形引起载荷沿齿宽分布不均匀。3原动件的选择与传动比的分配3.1选择电动机的类型 按工作要求求选用Y系列三相异步电动机，电压为380V 3.2 选择电动机容量工作机所需的有效功率：Pw=Fv/1000=3(kw)电动机所需功率为：(kw) 其中，为冲动系统的总效率，根据文献2可得下列参数 联轴器效率（齿式）， 一对滚动轴承效率， 闭式圆柱齿轮传动效率， -v带传动， -输送机滚筒效率， h=0.96*0.99*0.99*0.99*0.99*0.99*0.96*0.96*0.99*0.97=0.82 则电动机功率为：=3/0.82=3.65(kw) 根据文献【2】中表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率为4kw,即Pe=4kw 3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速n=60000v/(D)=60000*0.5/(400*3.14)=23.89(r/min)根据文献【2】中表2-2 ,（按两级圆柱-圆柱齿轮减速器查得），两级圆柱-圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为=16200。故电动机转速的可 nd=ian=(16200)*23.89=(382.244778)r/min符合这一范围的同步转速的有750r/min,1000r/min,1500r/min,3000r/min再由电动机的额定功率Pe=4kw，由于750 r/min型电动机的尺寸过大，重量较重，且价格高故不可取，而3000r/min价格高，转速高,也不可取。所以在1000r/min与1500 r/min两种同步转速中选取，见下表可根据文献【2】中表19查得，可选取型号的电动机，其数据列于表1中电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)总传动比Y112M-242890120.98Y112M-44144060.28Y132M1-6496040.18Y160M18472030.13综合考虑电动机的转速和传动比等，可知方案2更为合理。因此选择电动机的类型是Y1112M4，满载转速为1440r/min，额定功率为4kw,总传动比为60.28 3.4确定总传动比及分配各级传动比 传动装置的总传动比为i=nm/n=1440/23.89=60.28展开式双级圆柱齿轮减速器，考虑各级齿轮传动润滑合理，应使两大齿轮直径相近，推荐取i1=（1.3-1.4）i2，圆柱齿轮的传动比的适用范围。，取v带传动比为计算得两级圆柱齿轮减速器总传动比为 =60.28/3.1=19因为i1=（1.31.5）i2，取i=1.3i2，经计算得i1=4.91，i2=3.784 传动系统运动和动力参数的计算 4.1 各轴的转速 电动机0轴：n=1440r/min 减速器高速I轴:n1=n0/i=1440/3.1=464.5r/min 减速器中间2轴:n2=n1/i1=465.4/4.91=94.6r/min减速器低速轴3轴：n3=n2/i2=94.6/3.78=25.0r/min鼓轮轴4：n4=n3=25.0r/min 4.2各轴输入功率 P0=4kw P1= P0h01=4*0.97=3.88kw P2=P1h12=3.88*0.99*0.96=3.69kw P3=P2h23=3.69*0.96*0.99=3.36kw P4=P3h34=3.36*0.99*0.99=3.29kw 4.3 各轴输入转矩 T0=9550*P0/n=26.53(N.m) T1=9550*P1/n1=75.86(N.m) T2=9550*P2/n2=372.51(N.m) T3=9550*P3/n3=1283.52(N.m) T4=9550*P4/n4=1256.78(N.m)将上诉结果列表如表2所示，供后面设计计算使用轴号功率P/kW转矩T/（N.mm）转速n/(r/min)传动比i电动机轴426.5314403.1轴3.8875.86 464.54.91轴3.69372.5194.63.78轴25.01283.5225.01工作机轴3.291256.78255传动件的设计及计算5.1 V带传动的设计5.1.1 确定计算功率由机械设计表57查得KA=1.3=KAP=1.3*4=5.2kw5.1.2 确定V带型号根据=5.2kw，n=1440r/min，由图5-11选取A型V带。5.1.3 确定带轮基准直径，并验算带速v1.初选小带轮直径由图5-11可知，小带轮基准直径的推荐值为80100mm由表58和表59，则取dd1=90mm2.由式（5-21）得带速V=ndd1/(60*1000)=3.14*90*1440/(60*1000)=6.78m/s因为v值在525之间，带速合适.3.计算大带轮直径dd2=i*dd1=3.1*90=279mm根据表59，取dd2=280mm5.1.4 确定带长和中心距a。1. 由式（5-22）初定中心距259mma0740mm初取中心距a0=500mm2. 由式（5-23）计算带所需的基准长度 =2*500+3.14*(90+280)/2+(280-90)(280-90)/4*500 =1595mm由表5-2，取Ld=1600mm3. 由式（524)计算实际中心距aaa0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1595)/2503mm5.1.5 验算小带轮上的包角=1800-（dd2-dd1）/a*57.30=1800-（280-90）/503*57.30 =158.4012005.1.6 确定V带根数Z.1. 计算单根V带的许用功率查表5-4，由线性插值法可得查表5-5，由线性插值法可得查表5-6，由线性插值法可得K=0.92+(0.93-0.92)/(155-150)*(158.4-150)=0.9368查表5-2，可得=(1.604+0.17)*0.9368*0.99=1.652. 计算V带的根数。5.2/1.65=3.15取整数，则Z=4根5.1.7 计算单根v带的初拉力查表5-1得A型带的单位长度质量，由式（527)得单根V带的初拉力=6.1.8计算V带对轴的压力Q。5.2设计高速级齿轮5.2.1选精度等级、材料及齿数，齿型1） .确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2） .材料选择小齿轮材料为（调质处理），硬度为=260，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS=230，二者材料硬度差为30HBS。3).运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4).选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21*14.9124=1185.2.2 按齿面接触强度设计由式（7-25），即确定公式内的各计算数值）试选 ）由图7-14，选取区域系数 3）由表7-6选取齿宽系数 4）由表7-5查得材料的弹性影响系数 5）确定重合度系数由式（727）可得断面重合度为=1.88-3.2*(1/24+1/118)=1.86=(4-a)/31/2=(4-1.86)/31/2=0.845 6）计算小齿轮传递的转矩 7）由图7-18（a）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度 8）计算应力循环次数 查表得Zn1=Zn2=1，Zx1=Zx2=1，SH=1.05按式（722)计算，得5.2.3 算小齿轮分度圆直径，由计算公式得mm计算圆周速度 所以8级精度合理计算齿宽已知使用系数根据v=1.31m/s，8级精度，查图7-7得动载荷系数单位载荷N/mm查表73取齿向载荷分布系数，由表7-4，得 =1.15+0.18*0.82+3.1*10-4*43.2+0.108*0.84=1.32故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式7-12得计算模数mm5.2.4 按齿根弯曲疲劳强度校核由式（728）得弯曲强度的设计公式为确定式中的各计算数值如下。（1） 由图7-21（a）取（2） 由图722查得弯曲疲劳寿命系数（3） 由表7-8查得弯曲疲劳安全系数（4） 由图7-23得尺寸系数 由式722得许用弯曲应力 同理得（6） 确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.25*1.82=4.1，b/h=32.8/4.1=8查图7-11得，计算载荷为7) 确定齿形系数，由图716查得8） 由图7-17查得应力校正系数9） 计算大小齿轮的数值 大齿轮的数值大，应该把大齿轮的数据代入公式计算求重合度系数=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.86=0.6510) 将上述各值带入公式计算得11) =6.11mm按国标圆整为8mm,协调相关参数尺寸 Z2=iz1=7*4.91=3512) 齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径 d1=mz1=8*7=56mm d2=mz2=8*35=280mm中心距 a=(d1+d2)/2=(56+280)/2=168mm齿宽 b2=dd1=46mm b1=50mm5.3设计低速级齿轮5.3.1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为1=60，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS2=3，二者材料硬度差为30HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数2213.7824=915.3.2按齿面接触强度设计由式（7-25），即确定公式内的各计算数值（） 试选载荷系数（） 由图7-14，选取区域系数（） 由表7-6选取齿宽系数（） 由表7-5查得材料的弹性影响系数（） 确定重合度系数由式（79）可得断面重合度为=1.88-3.2*（1/24+1/91)=1.7由式（7-8）计算重合度系数（6） 计算小齿轮传递的转矩 (7）由图7-18（a）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度 （）由式计算应力循环次数查表得Zn1=Zn2=1，Zx1=Zx2=1，SH=1.05按式（720)计算，得则小齿轮分度圆直径，由计算公式得=86mm计算圆周速度所以取8级精度合理计算齿宽已知使用系数根据v=0.6m/s，8级精度，查图7-7得动载荷系数2单位载荷=125n/m100N/m查表73取齿向载荷分布系数，由表7-4，得=1.31故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式7-12得计算模数mm5.3.2按齿根弯曲强度校核由式（717）得弯曲强度的设计公式为确定式中的各计算数值如下(1) 由图7-21（a）取(2) 由图722查得弯曲疲劳寿命系数(3)由表7-8查得弯曲疲劳安全系数(4)由图7-23得尺寸系数（5） 由式722得许用弯曲应力同理得(6) 确定计算载荷K初步确定齿高h=2.25m=2.253.8=8.55，b/h=68.8/8.55=8.04，查图7-11得,计算载荷(7) 由图7-16查得(8) 由图7-17查得应力校正系数(9) 计算大小齿轮的值大齿轮的数值大,应该把大齿轮的数据代入公式计算（10）求重合度系数11) 将上述各值带入公式计算得=2.91mm圆整为3mm协调相关参数尺寸 Z2=3.69*31=1145.1.3计齿轮几何尺寸计算 （1）分度圆直径中心距（3） 计算齿轮宽度 b1=78mm6 轴的设计及计算6.1 输入轴的设计计算1.在前面的设计中得到n1=464.5r/min P1=3.88kw T1=75.86(N.m)2. 作用在齿轮上的力 轴（高速级）的小齿轮直径为d1=56mm,则 圆周力：Ft=2T1/d1=275860N.mm/56mm=2709N 径向力：Fr=Fttan=1519N 3 初步确定轴的最小直径 根据机械设计中的式（12-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。根据表12-3，取，于是就有dmin=22.4mm由于轴上开有两个键槽，所以最小直径按13%扩大dmin=22.413%+22.4=25mm输出轴的最小直径也就是V带轮处轴的直径，为使其与V带轮重合，取d1-2=25mm4. 轴的结构设计和计算6.1.1拟定轴上零件的装配方案6.1.2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带的轴向定位要求，1-2轴段右端须制出轴肩h=（0.07-0.1）d，去h=0.08d,则2-3段的轴径d2-3=25+20.0825=29mm,右端用轴段挡圈定位，按轴段直径去挡圈直径取挡圈直径D=30mm,带轮与轴配合的毂孔长度L=B=(z-1)e+2f=63mm,为了保证轴段挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比毂孔长度略短一些，取L1-2=60mm 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承.根据d2-3=29mm，由轴承产品目录中初步选用轴承型号为6206，其尺寸为dBD=30mm16mm62mm,所以d3-4=d7-8=30mm,而3-4段的长度L3-4=16mm,右端应用轴端定位，取d4-5=30+30*2*0.08=35mm6-7端轴装齿轮，为方便齿轮安装，该端应略大于7-8轴段的直径，可取d6-7=33mm,齿轮右端用套筒固定，为使套筒面紧凑在齿轮断面上6-7段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽B1=50mm,故取6-7段长度为47mm，齿轮左端用轴肩固定，则可确定5-6段轴的直径为33+0.08*2*33=38mm，L5-61.4h=1.4*0.08*33=3.69mm,取L5-6=4mm.轴承端盖的总宽度为 20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承 端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与V带轮右端面的距离l=30mm，故取L2-3=20+30=50mm取齿轮距箱体内避之距离a=16mm，同时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s，s=8mm。故在轴的右端取L7-8=B1+a+s+B-L6-7=50+16+8+16-47=43mm取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮 毂长B2=50mm.中间轴上小齿轮轮毂长B1=78mm,则l4-5=s+a+B1+c+B2/2-37.5-l5-6=72.5mm-6.1.3轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸，齿轮、V带轮与轴的周向定位均采取平键联接，查表4-1，得 齿轮：键宽bh=10mm*8mm,L=50mmV带轮：bh=8mm*7mm,L=50mm6.1.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据表12-2，取轴段倒角为2450，轴肩处R=1.6mm6.1.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图,做出轴的计算简图,对于6206向心轴承，由a=,因此作为简支梁的轴的支承跨距计算支反力从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=110mm+57mm.现将计算出截面C处的、及的值如表所示：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=927.4NFNH2=1781.6NFNV1=520.1NFNV2=994.4N弯矩MMH=101550.3N.mmMV=56950.95N.mm总弯矩M1=M2=116428.434N.mm扭矩T T3=1283520N.mm6.1.6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C）的强度。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力=前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表12-1查得因此，所以此轴是安全的。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削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面和处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，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也不必要校核。截面和显然更不必要校核。由文献【1】的第三章附录可知，键槽的应力集中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） 截面右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面上的扭矩为 T3=1283520N.mm 截面上的弯曲应力为 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及根据文献【1】中的附表3-2查取。因为，经插值后可查得查得尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按车削加工，查得表面质量系数为，轴未经表面硬化处理，按，则得综合影响系数为，于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。6.1.7.3截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面上的扭矩为 T3=1283520N.mm截面上的弯曲应力为 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由文献【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样了。6.2 中速轴的结构设计及计算 由前面计算得 轴2 转速 转矩 功率 1.选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力； 由于减速器为普通用途，中小功率，选用45号钢调质处理 查表12-1 强度极限；2.估算轴的最小直径 查表12-3 取A=110 考虑轴1有二个键槽，将上述最小轴径增大5%，即 取。 此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选1209其尺寸为：故=45mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取19mm所以=38mm 3.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为， N N 同理可解得： N N 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图如下图所示（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1. 2至3段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为74mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取，。 2. 3至4段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得，。 3. 4至5段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为108mm可取=105mm，=56mm。 4. 5至6段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 =48mm ，=50mm 。 （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按查表4-1查得平,按得平键截面。其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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 参考2表12-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆角半径见零件图。 5. 求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图，如下图所示现将计算出的各个截面的， 和M的值如下： =719N , =2822N , =4107N , =7158N , 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据2式12-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =50.6MPaS=1.5故该轴在截面6的右侧的强度也是足够的，综上所述该轴安全。6.3 低速轴的设计由前面计算得 轴3 转速 转矩 功率 1.选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力； 由于减速器为普通用途，中小功率，选用45号钢调质处理 查表12-1 强度极限；2.初步确定轴的最小直径 查表12-3 取A=110 输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径，为了使轴的直径与联轴器的孔径相配，故需选取联轴器型号 联轴器的计算转矩，查2表11-1取。 则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查书1表16-4选用HL5弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000000。半联轴器孔径d=50mm，故取=50mm半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 N N 4. 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意如图所示 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1.为满足半联轴器的轴向定位，1-2右端需制出一轴肩故2-3段的直径=65mm；左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为132mm，为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，1-2段长度应比略短一些，现取。 2.2-3段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据=65mm和方便拆装可取=95mm。 3.初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求=70mm，由轴承目录里初选6214号其尺寸为=70mm125mm24mm，=24mm由于右边是轴肩定位故，轴环，。 4.取安装齿轮段轴径为，已知齿轮宽为112mm取。齿轮右边7-8段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处。取 （3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按由表4-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接按用平键，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，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 参考2表12-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆角半径见零件图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图2-3。 图2-3 现将计算出各个截面处的，和M的值如下： =12049N ,=2465N , =3309N ,=6772N , 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据2式12-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =24.0MP 故安全。七，联轴器的选择1、高速轴（输入轴）根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.3，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2013，选用TL5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125，孔径d=30mm,L=82mm,L1=60mm,许用转速为4600r/min，故适用。2、低速轴（输出轴）根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.3，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N.m，孔径d=70 mm，L=142mm，L1=107mm,许用转速为3550r/min，故适用。八，键的连接与设计 在“轴的设计与校核”中已经分析选择如下表键的位置键的型号1（带轮)GB/T 1095-2003 键2（齿轮1）GB/T 1095-2003 键3（齿轮2）GB/T 1095-2003 键4（齿轮3）GB/T 1095-2003 键5（齿轮4）GB/T 1095-2003 键6（联轴器)GB/T 1095-2003 键 输入轴 轴1 键的校核 查2表4-2得许用挤压应力为 I-II段键的工作长度 故此键能安全工作。 II-III段与键的工作长度 中间轴 轴2 键的校核 查2表4-2得许用挤压应力为 II-III段键的工作长度 故此键能安全工作。 IV-V段键的工作长度 故此键能安全工作。 输出轴 轴3键的校核 查2表4-2得许用挤压应力为 I-II段键的工作长度 故此键能安全工作。 VI-VII段键的工作长度 故此键能安全工作。九、减速器的各部位附属零件的设计(1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.(2)放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。(4)通气器 减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.(5)启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6）定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.(7)环首螺钉、吊环和吊钩 为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。(8)调整垫片 用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用。箱体结构尺寸如下：1、箱座壁厚：2