二级减速器课程设计完整版

1、目录1. 设计任务 .2. 传动系统方案的拟定 .3. 电动机的选择 .3.1 选择电动机的结构和类型.3.2 传动比的分配 . .3.3 传动系统的运动和动力参数计算.4.减速器齿轮传动的设计计算.4.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算. . .5.减速器轴及轴承装置的设计 .5.1轴的设计 .5.2键的选择与校核 .5.3轴承的的选择与寿命校核 .6.箱体的设计 .6.1箱体附件 .6.2铸件减速器机体结构尺寸计算表 .7.润滑和密封 .7.1润滑方式选择 . .7.2密封方式选择 . .参考资料目录 .计算及说明结果结果1. 设计任务1.1 设计

2、任务设计带式输送机的传动系统， 工作时有轻微冲击， 输送带允许速度误差± 4%，二班制，使用期限 12 年（每年工作日 300 天），连续单向运转，大修期三年，小批量生产。1.2 原始数据滚筒圆周力： F900N输送带带速： v2.4( 4%)m / s滚筒直径： 450mm1.3 工作条件二班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相交流电源，电压为 380/220V。2. 传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动。 电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入两级齿轮减速计算及说明器 3，再经联轴器 4 将动力传至输送机滚筒5 带动输送带

3、 6 工作。传动系统中采Pw=2.16kW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， 低速级为直齿圆柱传动总效齿轮传动，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。率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。=0.86803. 电动机的选择Pr= 2.4884kW结果3.1 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。根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率设： 4w输送机滚筒轴至输送带间的传动效率； c联轴器效率， c=0.99 （见机械设计课程设计（西安交通

4、大学出版社）表 31）； g闭式圆柱齿轮传动效率，g =0.98 （同上）； b滚动轴承（一对球轴承） ， b=0.99 （同上）； cy输送机滚筒效率， cy =0.96 （同上）。估算传动装置的总效率式中01c0.99传动系统效率工作机所需要电动机功率Pr Pw 2.16 2.4884kW 0.8680计算及说明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 Pr。由机械设计课程设计（西安交通大学出版社）表 32 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

5、应取为 3kW。由已知条件计算滚筒工作转速nm传动系统总传动比 inw由机械设计（高等教育出版社） 表 181 查得，展开式两级圆柱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：方案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

6、寸大，成本提高。方案2 选Pm=3kW电动机Y100L2-4型电动机转速nm=1440r/min总传动比i=14.13结果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 3 3 电动机的安装及外型尺寸

7、（单位 mm）如下：ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.0096082410012205205180245170380-0.004计算及说明查得电动机电动机基本参数如下：中心高 H100mm，轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径D28( 00.009004) mm，轴伸出部分长度 E60mm。3.2 传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比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 HBS350, 、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比低速级传

8、动比传动系统各传动比分别为3.3 传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 1 轴、中速轴为 2 轴、低速轴 3 轴，带式输送机滚筒轴为 4 轴。各轴的转速如下计算及说明结果计算出各轴的输入功率计算出各轴的输入转矩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)14401440336102102功率 P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728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比 i14.28

9、63.2971传动效率0.990.97020.97020.9801（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。）计算及说明结果4. 减速器齿轮传动的设计计算4.1 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 =14°(5) 压力角 =20°2、按齿面接触疲劳强度设计(1). 由机械设计 .( 高等教

10、育出版社 第九版 ) 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Z 。计算小齿轮传递的转矩：由图 10-20 查取区域系数 ZH2.433。由表 10-7选取齿宽系数 d1 。由表 10-5查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa 1/2 。由式（ 10-21 ）计算接触疲劳强度用重合度系数Z计算及说明结果计算接触疲劳许用应力H由图 10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H lim1 600MPa 和H lim2 550MP a由式（ 10-15 ）计算应力循环次数：由图 10-2

11、3 查取接触疲劳寿命系数K HN 10.89K HN 20.92 。取失效概率为 1%、安全系数 S=1取 H 1 和 H 2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即计算小齿轮分度圆直径。（2）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 b2）计算实际载荷系数KH。查得使用系数 K A1。根据 v=2.183m/s 、7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数Kv=1.08。齿轮的圆周力 Ft 12Tt / d1t 21.634 104 / 28.353 1.131103N ，K A Ft1 / b 1 1.131103 / 28.35341.4 N / mm

12、 100N / mm，计算及说明结果查表 10-3 得齿间载荷分配系数KH 1.4。由表 10-4 用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，K H1.414 。其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径3、按齿根弯曲疲劳强度设计（ 1）由式（ 10-20 ）试算齿轮模数，即1 ）确定公式中的各参数值试选载荷系数 K Ft 1.3由式（ 10-19 ），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y由式（ 10-19 ）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y计算 YFa Ysa F 由当量齿数zv1z1 / cos324/ cos3 14o26.27，查图10-17 得齿形系数z2 cos3

13、103/ cos3 14ozv 2112.75YFa1 2.62 、 YFa 22.18 。由图 10-18查得应力修正系数 Ysa1 1.6、 Ysa21.81 。由图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限F lim 2380MPa 。由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 10.85、 KFN20.88 。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（ 10-14 ）设计及说明结果因为大齿轮的 YF aYsa 大于小齿轮，所以取F2）试算模数(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 v齿宽 b 宽高比 b / h

14、 。2）计算实际载荷系数 K F根据 v1.553m / s ，7 级精度，由图 10-8查得动载系数 K v1.03 。由 Ft12T1 / d1 2 1.634 10 4 / 20.592 N1.587 103 N查表 10-3得齿间载荷分配系数 KF1.4 。由表 10-4 用插值法查得 K H1.413 , 结合 b / h10.66 查图 10-13 可得 KF 1.32。则载荷系数为 KF KAKV KF KF1 1.031.4 1.321.9883）由式 (10-13),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数由于齿轮模数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

15、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 34.107 mm 来 计 算 小 齿 轮 的 齿 数 ， 即 z1 d1 cos / mn 34.107 cos14o /1.5 22.06计算及说明结果取 z122 则大齿轮的齿数 z2uz1103 22 94.42 ，取 z295 , 两齿轮齿24数互为质数。4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距考虑模数从 1.037mm增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角(3) 计算分度圆直

16、径(4) 计算齿轮宽度取 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。(1) 齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件(2) 齿根弯曲疲劳强度校核6. 主要设计结论齿 数 z1 22 、 z2 95 ， 模 数 mn1.5，压力角20o ， 螺 旋 角oo0 ， 中 心 距 a90mm ， 齿 宽12.8391250'20'' 变 位 系 数 x1 x2b1 40mm,b234mm。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

17、圆直径da 160mm，做成实心式齿轮。4.2 低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1 初选精度等级、材料及齿数计算及说明结果材料及热处理：选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度 280HBS，大 =20°齿轮材料为 45 钢（调质），齿面硬度240HBS。1) 齿轮精度： 7 级2) 初选小齿轮齿数 z1=24, 大齿轮齿数 z2=793) 压力角 =20°2 按齿面接触疲劳强度设计(1). 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 K Ht 1.0 。计算小齿轮传递的转矩：由图 10-20 查

18、取区域系数 ZH2.433 =2.433 。由表 10-7选取齿宽系数 d1.0由表 10-5查得材料的弹性影响系数 ZE 189.8MPa1/ 2由式（ 10-21 ）计算接触疲劳强度用重合度系数 Z 。a1a2aZarccosz1 cost /(z12ha )arccos24cos20 /(2421)29.841arccosz2 cost /(z22ha )arccos79cos20 /(7921)23.582z1 ( tan a1 - tan ' )z2 ( tana2 - tan ' )/2 24 (tan29.841 - tan20 )79 ( tan23.582 -

19、 tan20 )/2 1.7144-4-1.7140.87333计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为H lim1和600MPaHlim2550MPa由式（ 10-15 ）计算应力循环次数：由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数 KHN 1 0.92, K HN 2 0.90取失效概率为1%、安全系数 S=1取 H1 和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H H 2 495MPa2) 计算小齿轮分度圆直径。计算及说明结果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 b。2）计算实际载荷系数? 。H查得使用系数 ?

20、 =1。A根据 v=0.877m/s 、7 级精度，查得动载荷系数?=1.0 。v齿轮的圆周力查得齿间载荷分配系数?=1.2 。H用表 10-4 插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，得齿向载荷分布系数 K H 1.420 。其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3. 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即1 ）确定公式中的各参数值。试选 KFt 1.3 。由式（ 10-5 ）计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 。YFa Ysa计算 F 由图 10-17查得齿形系数 YFa12.62 YFa 2 2.18由图 10-18查得应力修正系数、Ysa1 1

21、.55 Ysa2 1.76由图 10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1500MPa ；大齿轮的弯曲强度极限F lim 2380MPa由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得KFN10.85 、 K FN 2 0.88 。计算及说明结果YFaYsa因为大齿轮的F大于小齿轮，所以取2）试算模数(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 ?齿宽 b宽高比 b / h 。2）计算实际载荷系数K F根据 v 0.641m / s ，7 级精度，由图 10-8查得动载系数由 Ft 2 2T2 / d1 2 6.793 104 / 36.45

22、6 N 3.727103 N查表 10-3 得齿间载荷分配系数KF 1.0 。由表 10-4 用插值法查得 K H1.417 , 结合 b / h 10.67查图K v1.07 。10-13 可得KF 1.34 。则载荷系数为 KF KAKV KF KF 1 1.071.01.34 1.4343）由式 (10-13), 可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，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m的大小主要取决与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，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.569mm并近计算

23、及说明结果圆取整为标准值 m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =49.873 mm ， m=2mm 算出小齿轮齿数 z1 =d1 /m=49.873/2=24.937 。取 z125 则大齿轮的齿数z2uz13.2972582.4 ，取 z282 , 两齿轮齿数互为质数。 ?和 ?互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接12触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。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安装误差，为了保证设计齿宽b 的节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510） mm，即取 b258mm

24、 , 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b250mm5. 圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比、改变齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为 a 110mm。在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 计算变位系数和1） 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数。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 ( z / 2, x / 2)(53.5,0.825) 位于 L17 和 L16 之间

25、。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,x2 0.850。3）齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件。4）齿根弯曲强度校核计算及说明结果小齿轮大齿轮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。作用在高速斜齿轮轴上的力6. 主要设计结论齿 数 z125 ， z2 82 ， 模 数 m=2mm， 压 力 角20o ， 变 位 系 数x1 0.724, x20.850 ，中心距 a110mm，齿宽 b1 58mm, b255mm 。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

26、计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径 da 160mm，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 i12z2 / z1 95 / 22 ，低速级直齿轮传动 i23z' / z ' 82 / 25 ，21可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比传动误差传动误差在题目给定的允许速度误差±4%之内，符合设计要求。5. 减速器轴及轴承装置的设计5.1 轴的设计的结构设计一、输入轴的功率， 、转速和转矩转速n1 1440r / min，功率12.4635 kW，转矩T116.34N mP二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：圆周力： Ft2T1216.34820.

27、28Nd139.85 10 3径向力： FFtan 820.28tan20306.21Nrtcos cos12.839o轴向力： FaFttan 820.28 tan12.839o 186.95N计算及说明结果三、初步估算轴的最小直径：A0=112选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS 查表取A0=1123P132.4635mm 13.4mmdmin1A0112n11440根据公式计算轴的最小直径，并加大 5%以考虑键槽的影响，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。轴段 1 主要用于安装联轴器，其直径应于联轴

28、器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为TcaK A T1 ，考虑到转矩变化小，根据工作情况选取 K A1.3 ，则： TcaK AT11.3 16.5021.45N m 。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d118mm ，因此选取轴段1 的直径为 d118 mm 。半联轴器轮毂总长度L52mm （ J型轴孔） ，与轴配合的轮毂孔长度为L138mm 。（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

29、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 L 1 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 , 其直径确定为： d221mm。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 L30mm，故取 L 270mm 。轴段 3: 为支撑轴颈，用来安装轴承，取其直径为d325mm 。预选轴承型号为 7205AC角接触球轴承。宽度 B15mm, 轴承内圈直径 d 2 25 mm ；为保证轴承的轴向定位用套筒定位,套 筒 d12mm 。则此轴段的 长L3Bd 151227mm轴段 4：过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度h(

30、0.07 0.1) d31.75 2.5 mm ，取 d4 29mm，取中间轴一级齿轮与二级齿轮间的距r 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离 a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b2' 58mm，则此段轴的长L41158 1110 1278mm计算及说明结果轴段 5：此段为齿轮轴段，此段的长L5 b140mm。半联轴器轴段 6：此段为过渡轴段，同轴段4，取 d6d428mm，取齿轮距箱轮毂与轴体右内壁的距离 a 11mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位

31、置的配合为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 12mm ,H7/k6则此段轴的长轴段7：此段为轴承及套筒轴段，已知滚动轴承宽度为B 15mm ，L7 B d15 1227mm，取其直径 d7 d3 25mm。（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 d118mm 由表 6-1 查得平键截面 b× h=6mm× 6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，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 。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

32、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）画轴的受力简图轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R1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 ，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。计算及说明结果（1）计算支反力（2）计算弯矩 M（3）计算总弯矩（4）计算扭矩 TT T116340N ?mm现将计算出的截面C处的 MH、 MV 及M 的值列于下表。载荷水平面 H垂直面 V

33、支反力 F弯矩 M总弯矩扭矩 T计算及说明结果六、按弯矩合成应力校核轴的强度作用中间进行校核时， 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轴上的力力，取0.6 ，则轴的计算应力为：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160MPa 。因此ca1 ，故安全。的结构设计一、中间轴上的功率P22.3901 kW转速 n1nmi 12 =144022 =333.47r / min95转矩 T267. 95N m二、作用在齿轮上的力：高速级斜齿轮上：圆周力： Ft1820.28N径向力： Fr130

34、6.21N轴向力： Fa1186.95N低速级主动直齿轮上：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0A =1123P132.3901mm根据公式d min1A011221.6 mm 计算轴的最小直径， 并加n1333.47大 3%以考虑键槽的影响，d11.03 dmin122.19mm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计算及说明结果（2） 确定各轴段的直径和长度：各轴段直轴段 1:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7205AC 角接触径和长度球轴承。宽度B15mm,轴

35、承内圈直径d125mm ；为保证轴承的轴向定位斜齿轮轮用套筒定位。为保证定位要求，高速级齿轮中心线要对齐，轴段1 总长为毂与轴的L144mm。配合为轴段 2：此轴段为支撑轴颈，用来安装齿轮。为了保证定位轴肩有一H7/k6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L 2b234mm L 232mm 。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ar11mm ，所以 L311mm，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为保证轴长略小于毂长2mm，所以 L4 58 256mm ，轴

36、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 d125 mm ；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 5 41mm 。（3）轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位采用平键连接。 按 d 228 mm 由表 6-1 查得平键截面 b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，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 b× h=8mm× 7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 48mm。同时为

37、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m6。（4）确定轴上圆角与倒角尺寸参考表 15-2 ，取轴端倒角为 C1，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：校核方法如前文所述。的结构设计一、低速轴（即输出轴）的功率、转速和转矩功率P32.4635kW，转 速n3 101.67r / min，转矩T39550103P32.178N ? mmn3计算及说明结果二、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。

38、硬度为217255HBS查表取d minPA0 35%以考虑键槽的A0=112 根据公式n 计算轴的最小直径，并加大影响低速轴（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相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为TcaK A T1 ，查表 14-1 ，根据工作情况选取K A1.5 ，则根据国标 GB/T4323-2002 要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT7,孔径 d l40mm ，半联轴器轮毂总长度 L112mm（ J 型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为 L165 mm ，A 型键槽。因此选取轴段1 的直径为 d140mm 。四、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方

39、案：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。轴段 1: 配合轴颈，按半联轴器孔径，选取直径为d140mm 。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 L 162mm 。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d2 46mm。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 25mm，故取 L 2 65mm 。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高度取 h=4.5mm，使直径 d3 d6 55mm。预选轴承型号为 6011 的深沟球轴承。宽