毕业设计：展开式二级圆柱齿轮减速机设计说明书

1、 机械设计课程设计 机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价等级得分a级（系数1.0）c级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理论与实践发展趋势，科学性强。方案确定合理，技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量20设计说明书结构完整，层次清楚，语言流畅。设计图纸质量高，错误较少。设计说明书结构一般，层次较清楚，无重大语法错误。图纸质量一般，有较多错误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真，勤奋好学。工作态

2、度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为a、b、c、d四级，低于a高于c为b，低于c为d。2、每项得分分值等级系数（等级系数：a为1.0，b为0.8，c为0.6，d为0.4）3、总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。摘要 减速器在各行各业十分广泛的使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍的存在着体积大、重量大或传动比大而机械效率过低等问题。国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍以

3、定轴齿轮传动为主，体积和重量问题，也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，平动齿轮传动原理的出现就是一例。减速器与电动机的连体结构，也是大力开拓的形式，并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。目前，超小型的减速器的研究成果尚不明显。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，如能在纳米级领域内辅以纳米级的减速器，则应用前景更加远大。 机械课程设计目录第一章 绪论1第二章 计设任务2第三章 传动装置整体设计33.1 电动机的选择33.1.1 类

4、型：33.1.2 选择电动机的容量33.1.2 确定电动机转速33.1.5 计算传动装置的运动和动力参数43.1.6 各轴输入功率43.1.6 各轴输入转矩43.2 内传动零件设计43.2.1 选定齿轮模型，精度等级，材料及齿轮数53.2.2 按齿轮接触疲劳强度设计53.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计73.2.4 几何尺寸计算83.2.5 圆整中心距后的强度校核83.4 低速轮系93.4.1 选定齿轮模型，精度等级，材料及齿轮数103.4.2 按齿轮接触疲劳强度设计103.4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计123.4.4 几何尺寸计算143.4.5 强度校核14第四章 传动零件参数的设计144.1

5、 高速轴154.1.1 高速轴上输入功率、转速和转矩154.1.2 由轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度154.1.3 校核174.2中间轴184.2.2 由轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度194.2.3 校核194.3 低速轴204.3.1 低速轴上输入功率、转速和转矩204.3.2 由轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度214.3.3校核22第五章 箱体的设计235.1箱体的各部分尺寸24第六章 减速器密封与润滑及零件246.1齿轮的润滑256.2轴承的润滑256.3密封256.3.1机体与机盖的密封256.4视孔盖和窥视孔256.5油螺塞256.6油标256.8启盖螺钉256.9吊

6、钩26iii第1章 绪论本设计简述了带式输送机的动力传递装置二级直齿圆柱齿轮减速器的设计过程。首先进行了传动方案的，选择齿轮减速器作为传动装置然后进行齿轮减速器的设计计算包括（选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、校核平键连接和轴承的润滑方式）等内容。运用autocad二维绘图软件，进行轴与减速器整体的设计。关键词：齿轮传动、转矩、二维绘图、设计校核。第二章 计设任务 给定数据及要求已知条件：运输带工作拉力f=2250n；运输带工作速度v=1.50m/s（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径d=290mm；单班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限8年；环境最高温度35

7、0c；小批量生产。 二 应完成的工作1. 减速器装配图1张（a0图纸）；2. 零件工作图12张（从动轴、齿轮等）；3. 设计说明书1份。指导教师：发题日期 2014年 12 月8 日 完成日期 2014年 12 月 24 日第三章 传动装置整体设计3.1 电动机的选择3.1.1 类型： 按照工作要求和工作条件选用系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构。3.1.2 选择电动机的容量 工作机的有效效率为 从电动机到工作机输送带间的总效率为 式中1 、2 、3 、4 联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。取1=0.99 ， 2=0.98 ， 3=0.97 ， 4=0.96，则=0.817故电动

8、机所需的工作效率为3.1.2 确定电动机转速 展开式二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为所以查表19.1【1】符合这一范围的同步转速为3000r/min 二级，1500r/min 四级，1000r/min 六级。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量及价格因素等，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min 4级的电动机，型号为y112m4，其转速为1440r/min。3.1.4 计算传动装置的总传动比并分配传动比 总传动比 分配传动比考虑润滑条件，为使两级放大齿轮直径相近，取 3.1.5 计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速 i轴: ii轴： iii轴：卷筒轴：卷39

9、9r/min i轴为高速轮系所在轴，此时传动比为n1=4.ii轴为低速轮系所在轴，此时传动比为3.233.1.6 各轴输入功率 i轴： ii轴： iii轴： 卷筒轴：3.1.6 各轴输入转矩 电动机输出转矩: i轴： ii轴： iii轴： 卷筒轴：3.2 内传动零件设计 ii i 1、高速轮系 已知：小齿轮转矩t1=27.12nm 转速n1=1440r/min 传动比i1=4.5 齿数比u=i1=4.5 3.2.1 选定齿轮模型，精度等级，材料及齿轮数 (1)为方便设计，加工，选用直齿圆柱齿轮传动，确定压力角=20o。 (2)带式运输机为一般工作机器，其减速器可通用，参考表10-61,选择7级

10、精度。 (3)材料选择由表10-1【2】 小齿轮：40cr 调质处理 锻造而成的碳素钢 齿面硬度260hbs 大齿轮：45钢 调质处理 锻造而成的碳素钢 齿面硬度230hbs (4)小齿轮齿数：为了提高传动的平稳性，减少振动，取z1=30 大齿轮齿数： 3.2.2 按齿轮接触疲劳强度设计 由式计算齿轮的直径 （1）确定公式中的各值 试选kh=1.3 已知小齿轮转矩t1=27.12nm 由表10-7【3】选择齿宽系数 由表10-20【4】查得区域系数zh=2.5 由表10-5【5】查得材料的弹性系数ze=189.8mpa1/2 由可得知 选取 计算接触疲劳许用应力 由图10-25d6查得小齿轮和

11、大齿轮的接触疲劳极限分别为 由计算盈利循环次数 使用寿命lh （单班制12h 一年365天 期限8年） 由图10-23【7】 查取接触疲劳寿命系数取安全系数s=1，为保险起见，取较小的值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 则小齿轮的分度圆直径d1t （2）调整小齿轮分度圆直径 数据准备 圆周速度v: 齿宽b： 计算实际载荷系数kh 由表10-2【7】查使用系数ka=1.25 由v=3.04m/s,七级精度，由图10-88查动载系数kv=1.1 齿轮的圆周力: ,为非硬齿面，查表10-3【8】得ka=1.2 由表10-4【9】查得齿轮载荷分布系数 将各项代入则可得相应的模数： 3.2.3 按齿根

12、弯曲疲劳强度设计 （1）模数的计算 试选kf=1.3 由 可知 （2）计算 此时已知x=0，zv1=30, zv2=135由图10-17【10】变得齿形系数yfa1=2.55 yfa2=2.17由图10-18【11】查得外齿轮应力修正系数yfa1=1.63 yfa2=1.82由图10-24c【12】查得两齿轮齿根疲劳极限小齿轮和大齿轮分别为已知n1=2.02 x109 n2=4.5 x 108根据10-22【13】弯曲寿命寿命系数kfn1=0.89 kfn2=0.93齿轮的许用应力疲劳强度系数s=sf=1.251.5 取s=1.4小齿轮 大齿轮为确保安全取计算模数（3）调整模数 数据准备 圆周

13、速度v: 齿宽b1 宽高比b/h : 计算实际载荷kf 由v=2.19m/s 七级精度，由图10-8【14】查得kv=1.08 由 ka=1.25 查表10-3【14】齿间载荷分配系数kf=1.2 由表10-4【15】用插值法查得kh=1.03 由b/h=13.4 kh=1.03查图10-13【15】得kf=1.032 则实际载荷系数kf=kakvkhkh=1.67则实际齿轮模数小结：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，可取弯曲疲劳强度算得的模数m

14、=1.09,可就近取m=2，因为d1=49.03所以z1=d1/m25，z2=i1z1=112。故选模数m1=2、z1=25、z2=112，且z1z2互质，这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了弯曲疲劳强度。并做到传动副结构紧凑，避免浪费。3.2.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径：（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度：考虑不可避免的系统误差，为了保证齿宽与节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm，即b1=b+（510）mm=5560mm，取b1=58mm 、b2=b=50mm。3.2.5 圆整中心距后的强度校核 a=137mm不便于相关零件的设计制造，可以通过调整传动比、

15、改变模数或变位法进行调整，用变位法将中心距圆整至138mm，其他参数均不变。齿轮变位后，齿轮副的几何尺寸发生变化。应重新校核，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数之和 啮合角： 齿数和： 变位系数之和： 中心距变动系数：从图10-21a【16】，当前变位系数综合性能好，对齿轮性能影响好。 分配变位系数x1x2 由图10-21b【17】可知，坐标点位于l12线与l13线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的z1、z2做垂线与射线交点坐标为x1=0.37、x2=0.12。（2） 齿面接触疲劳强度校核 由本节1.2可知：kh=2.34、t1=27.12nm、d=1、d1=50mm、u=4.5、zh

16、=2.5、ze=189.8mpa1/2、z=0.864代入故可知齿面接触疲劳强度满足要求。 （3）齿根弯曲疲劳强度校核 由本节1.3可知kh=1.67、t1=27.12、yfa1=2.55、yfa2=1.63、ysa1=2.17、ysa2=1.82、y=0.676、m=2、d=1 故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。本章总结： 材料40cr（调质）七级精度 材料45钢（调质）七级精度3.4 低速轮系 iii ii 2、低速轮系 已知：小齿轮转矩t2=116.01nm 转速n1=320r/min 传动比i1=3.23 齿数比u=i1=3.23 3.4.1 选定齿

17、轮模型，精度等级，材料及齿轮数 (1)为方便设计，加工，选用直齿圆柱齿轮传动，确定压力角=20o。 (2)带式运输机为一般工作机器，其减速器可通用，参考表10-61,选择7级精度。 (3)材料选择由表10-1【2】 小齿轮：40cr 调质处理 锻造而成的碳素钢 齿面硬度260hbs 大齿轮：45钢 调质处理 锻造而成的碳素钢 齿面硬度230hbs (4)小齿轮齿数：为了提高传动的平稳性，减少振动，取z2=30 大齿轮齿数： 3.4.2 按齿轮接触疲劳强度设计 由式计算齿轮的直径 （1）确定公式中的各值 试选kht=1.3 已知小齿轮转矩t1=116.01nm 由表10-7【3】选择齿宽系数 由

18、表10-20【4】查得区域系数zh=2.5 由表10-5【5】查得材料的弹性系数ze=189.8mpa1/2 由可得知 选取 计算接触疲劳许用应力 由图10-25d6查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由计算盈利循环次数 使用寿命lh （单班制12h 一年365天 期限8年） 由图10-23【7】 查取接触疲劳寿命系数取安全系数s=1，为保险起见，取较小的值作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 则小齿轮的分度圆直径d2t （2）调整小齿轮分度圆直径 数据准备 圆周速度v: 齿宽b： 计算实际载荷系数kh 由表10-2【7】查使用系数ka=1.25 由v=3.04m/s,七级精度，由图10-8

19、8查动载系数kv=1.03 齿轮的圆周力: ,为非硬齿面，查表10-3【8】得ka=1.2 由表10-4【9】查得齿轮载荷分布系数 将各项代入则可得相应的模数： 3.4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）模数的计算 试选kf=1.3 由 可知 （2）计算 此时已知x=0，zv1=30, zv2=97由图10-17【10】变得齿形系数yfa1=2.55 yfa2=2.23由图10-18【11】查得外齿轮应力修正系数yfa1=1.63 yfa2=1.81由图10-24c【12】查得两齿轮齿根疲劳极限小齿轮和大齿轮分别为已知n1=2.02 x109 n2=4.5 x 108根据10-22【13】弯曲

20、寿命寿命系数kfn1=0.93 kfn2=0.95齿轮的许用应力疲劳强度系数s=sf=1.251.5 取s=1.4小齿轮 大齿轮为确保安全取计算模数（3）调整模数 数据准备 圆周速度v: 齿宽b1 宽高比b/h : 计算实际载荷kf 由v=0.79m/s 七级精度，由图10-8【14】查得kv=1.01 由 ka=1.25 查表10-3【14】齿间载荷分配系数kf=1.0 由表10-4【15】用插值法查得kh=1.419 由b/h=13.3 kh=1.03查图10-13【15】得kf=1.40 则实际载荷系数kf=kakvkhkh=1.77则实际齿轮模数小结：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计

21、算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳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，可取弯曲疲劳强度算得的模数m=1.74,可就近取m=2，因为d2=78.50所以z3=d2/m40，z4=i2z2=129。故选模数m2=2、z3=40、z4=129，且z1z2互质，这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了弯曲疲劳强度。并做到传动副结构紧凑，避免浪费。3.4.4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径：（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度：考虑不可避免的系统误差，为了保证齿宽与节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm，

22、即b2=b+（510）mm=8590mm，取b3=88mm 、b4=b=90mm。3.4.5 强度校核（3） 齿面接触疲劳强度校核 由本节1.2可知：kh=2.20、t1=116.01nm、d=1、d3=66mm、u=3.23、zh=2.5、ze=189.8mpa1/2、z=0.87代入故可知齿面接触疲劳强度满足要求。 （3）齿根弯曲疲劳强度校核 由本节1.3可知kh=1.77、t1=116.01、yfa1=2.55、yfa2=2.23、ysa1=1.63、ysa2=1.81、y=0.684、m=2、d=1 故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。本节总结： 材料

23、40cr（调质）七级精度 材料45钢（调质）七级精度第四章 传动零件参数的设计4.1 高速轴4.1.1 高速轴上输入功率、转速和转矩p1=4.09kw d1=50mm b1=58mm t1=27.12nm n1=1440r/min求作用在齿轮上的力：初步确定轴的最小直径：选取的轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取a=112输出轴的最小直径是安装于联轴器上的di-ii。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同步选取联轴器型号。 联轴器的许算转矩 ，查表14-1，取ka=1.5按照计算转矩小于公称转矩的条件，由表16.6,选取tl4型弹性柱状销联轴器，其公称转矩为63nm。半联轴器

24、的孔径d1=20mm，故取di-ii=20mm，半联轴器的长度l=52mm，半联轴器和与轴的配合毂空长度l1=38mm。4.1.2 由轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴的定位要求，iii 轴段左端需制出一轴肩，故取iiiii段直径dii-iii=24mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=25mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在端面上，故i-ii段长度应该比略短，故取li-ii=36mm.初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向力，故选深沟球轴承。参照工作需要并根据dii-iii=24mm,由表14.2选取0基本游隙组，标准精度等级的6205深沟球轴承。其

25、尺寸为，故取diii-iv=dvii-viii=25mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。高度 h(0.070.1)d=(1.752.5)mm取h=2mm的div-v=29mm.取安装齿轮处的轴段vi-vii的直径div-v=29mm,齿轮左端与左轴承采用套筒定位，已知齿宽为58mm，为了使套筒端面可靠压紧齿轮。此轴段应略短于轮毂宽度，lvi-vii55mm，齿轮采用轴角定位，轴肩高为h=2.5，所以dv-vi=34mm，轴环宽度，取b=5mm。轴承盖的总宽度10mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端，与半联轴器右端l=30mm

26、 ，故取lii-iii=40mm取齿轮距离箱体内壁之间距离a=15mm，两圆柱齿轮间的距离2=25mm，考虑误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离，取s=8，已知轴承宽b=15mm 所以 lvii-viii=b+s+a+(58-55)=15+8+15+3=41mm低速齿轮轮毂长 l=88mm liv-v=l+l+alv-vi=88+25+155=123mm 轴上零件的周向定位：齿轮与半联轴的周向定位均采用手键链接，因为： lvi-vii=55mm，dvi-vii=29mm所以键选用平键连接，键槽用键槽铣刀加工，同时为保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选齿轮毂轮与轴的配合为h7/n6。

27、键的尺寸为；同样，半联轴器与轴链接选用平键为 。半联轴器与轴配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差m6。确定轴上圆角和倒角尺寸由表15-2lv-vi倒角为c1.2，其他倒角为c1轴的结构求轴上载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 4.1.3 校核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。根据式15-5及以上数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60mpa。故安全。校核键的强度齿轮一键联轴器上的键查表6-2【】可知p

28、=(120150)mpa,故强度足够。校核轴承强度深沟球轴承6205 基本额定静载荷c0=14kn可见轴承三大于轴承四受力，所以只需算轴承三当量动载荷温度系数取f1=1,载荷系数fp=1.1 =3寿命故合格。4.2中间轴4.2.1中间轴上输入功率、转速和转矩p2=3.89kw d2=224mm d3=80mm b2=50mm b3=88mm t2=116.01nm n2=320r/min求作用在齿轮ii上的力：作用在齿轮iii上的力：初步确定轴的最小直径：选取的轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3【】，取a=1124.2.2 由轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴的结构设计为阶梯轴，由

29、中间向两旁逐渐递减，两端均采用轴承固定，且轴的最小直径与轴承配合。又因为齿轮主要受径向力作用，故选用选取0基本游隙组，标准精度等级的6206深沟球轴承。其尺寸为，故dmin=30mm，即d1=d5=30mm.轴承内端面与箱体内壁的距离取=8，li-ii=lv-vi=b+1+2=35mm。lii-iii与liv-v分别安装齿轮ii和齿轮iii，为了便于安装，d2与d4应该略大于d1与d5，初定d2=d4=32mm，因为齿轮ii右端采用轴肩固定，左端采用套筒固定，且b2=50mm，为了使套筒端能与齿轮面严密接触，轴的接触长度应该略小于齿宽，令lii-iii=48mm，同理liv-v=86mm。轴段

30、liv-v起到固定两齿轮的作用，轴肩高度取h=3mm，所以div-v=38mm。齿轮ii左端面与箱体内壁的距离与高速轴齿轮i左端面距离箱体内壁均为1=15mm，齿轮ii与齿轮iii距离2=25mm，即liii-iv=25mm，则箱体内壁之间的距离为；齿轮iii右端面与箱体内壁距离为。确定轴上圆角和倒角尺寸由表15-2 倒角为c1.2。经计算可知4.2.3 校核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。根据式15-5及以上数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60m

31、pa。故安全。校核键的强度齿轮一键联轴器上的键查表6-2【】可知p=(120150)mpa,故强度足够。校核轴承强度深沟球轴承6206 基本额定动载荷c0=19.5kn可见轴承一大于轴承二受力，所以只需算轴承一当量动载荷温度系数取f1=1,载荷系数fp=1.1 =3寿命故合格。4.3 低速轴4.3.1 低速轴上输入功率、转速和转矩p3=3.89kw d4=258mm b4=80mm t3=356.20nm n3=99r/min求作用在齿轮上的力：初步确定轴的最小直径：选取的轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3【】，取a=112输出轴的最小直径是安装于联轴器上的di-ii。为了使所选的轴直

32、径与联轴器的孔径相适应，故需同步选取联轴器型号。 联轴器的许算转矩 ，查表14-1，取ka=1.5按照计算转矩小于公称转矩的条件，由表16.6【】,选取tl8型弹性柱状销联轴器，其公称转矩为710nm。半联轴器的孔径d1=45mm，故取di-ii=45mm，半联轴器的长度l2=112mm，半联轴器和与轴的配合毂空长度l1=84mm。4.3.2 由轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴的定位要求，iii 轴段左端需制出一轴肩，故取iiiii段直径dii-iii=49mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=55mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在端面上，故i-

33、ii段长度应该比略短，故取li-ii=110mm.初步选择滚动轴承，因轴承主要承受径向力，故选深沟球轴承。参照工作需要并根据dii-iii=45mm,由表14.2选取0基本游隙组，标准精度等级的6210深沟球轴承。其尺寸为，故取diii-iv=dvii-viii=50mm。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。高度 h(0.070.1)d=(0.55)mm取h=2mm的div-v=54mm.取安装齿轮处的轴段vi-vii的直径div-v=54mm,齿轮左端与左轴承采用套筒定位，已知齿宽为80mm，为了使套筒端面可靠压紧齿轮。此轴段应略短于轮毂宽度，lvi-vii78mm，齿轮采用轴角定位，轴肩高

34、为h=3，所以dv-vi=60mm，轴环宽度，取b=6mm。轴承盖的总宽度10mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端，与半联轴器右端l=30mm ，故取lii-iii=40mm取齿轮距离箱体内壁之间距离a=15mm，两圆柱齿轮间的距离2=25mm，考虑误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离，取s=8，已知轴承宽b=20mm 所以 lvii-viii=b+s+a+(80-78)=20+8+15+2=45mm低速齿轮轮毂长 l=50mm liv-v=l+l+alv-vi=50+25+15-6=84mm 轴上零件的周向定位：齿

35、轮与半联轴的周向定位均采用手键链接，因为： lvi-vii=78mm，dvi-vii=54mm所以键选用平键连接，键槽用键槽铣刀加工，同时为保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选齿轮毂轮与轴的配合为h7/n6。键的尺寸为；同样，半联轴器与轴链接选用平键为 。半联轴器与轴配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处轴的直径尺寸公差m6。确定轴上圆角和倒角尺寸由表15-2i-ii，ii-iii, viii倒角为c1.2，其他倒角为c2.0求轴上载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。计算得出 4.3.3校核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

36、截面的强度。根据式15-5及以上数据，以及单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力以选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60mpa。故安全。校核键的强度校核键的强度齿轮iv键联轴器上的键查表6-2【】可知p=(120150)mpa,故强度足够。校核轴承强度深沟球轴承6210 基本额定动载荷c0=35kn可见轴承一大于轴承二受力，所以只需算轴承一当量动载荷温度系数取f1=1,载荷系数fp=1.1 =3寿命故合格。第五章 箱体的设计5.1箱体的各部分尺寸名称符号计算结果箱座壁厚=0.025a+3=8箱盖壁厚11=0.025a+3=8箱座加强肋厚mm=0.85

37、=6.8箱盖加强肋厚m1m1=0.851=6.8箱座凸缘厚bb=1.5=12箱盖凸缘厚b1b1=1.51=12箱座底凸缘厚度pp=2.5=20地脚螺钉直径dfdf=0.036a+12 m18地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺钉直径d1d1=0.75df m14机盖与机座连接螺栓直径d2d2=(0.50.6)df m10连接螺栓d2间距l150轴承端盖螺钉直径d3d3=(0.40.5)df m8窥视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)df m6定位销直径dd=(0.70.8)df m8df， d1，d2至外机壁距离c126;22;18df，d1，d2至凸缘边缘距离c222;18;16凸台高度h根据低速级轴承座确定外机壁至轴承座端面距离l1大齿