减速器说明书模板

1、设计题目： 二级斜齿齿轮减速器 学 校： 井冈山大学 院 （系）： 机电工程学院 班 级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 夏翔 时 间： 2014. 12.01-12.13 目 录1 设计任务书32 传动方案的拟定33 原动机的选择44 确定总传动比及分配各级传动比55 传动装置运动和运动参数的计算66 传动件的设计及计算77 轴的设计及计算218 轴承的寿命计算及校核379 设计小结3810 参考文献391 设计任务书1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=2380N；运输带的工作速度：v=1.05m/s；卷筒直径：D=4

2、00mm；使用寿命：10年，每年工作日300天，3班制，每班8小时。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；工作情况：连续单向运转，载荷平稳，工作时有轻微震动；制造情况：小批量生产。2 传动方案的拟定带式运输机的传动方案如下图所示图1-1同轴式带式输送机传动简图特点是：该方案减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。中间轴承受载荷大、刚度差，润滑较困难；重量较大，高级齿轮的承载能力不能充分利用；而且有一个输入和输出端。3原动机的选择3.1 选择电动机的类型 按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电

3、压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1工作机所需的有效功率式中：工作机所需的有效功率（KW） 带的圆周力（N）3.2.2 电动机的输出功率式中：工作机效率，根据第141页中表2（按平带查得） 传动装置总效率，其中，根据表10-2（按一般齿轮传动查得） 传动装置总效率V带效率 一对滚动轴承效率， 闭式圆柱齿轮传动效率， 联轴器效率（齿式），故： 因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，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。 3.3确定电动机的转速卷筒轴工作的转速，根据表2-2（按两级圆锥-圆柱齿轮减速器查得），两级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

4、为=840，故电动机转速的可选范围为，符合这一范围的同步转速的有3个，再由3.2中的电动机的额定功率，可根据表19-1查得，可选取Y100L2-4型号的电动机，其数据列于表1中。表3.1电动机数据电动机型号额定功率/KW满载转速/(r/min)堵载转速额定转速堵载转速额定转速Y100L2-4314202.22.34 确定总传动比及分配各级传动比4.1传动装置的总传动比，式中：总传动比 电动机的满载转速（r/min）4.2 分配传动比根据表2-1查得，两级传动中减速器传动比适用范围，圆柱齿轮的传动比的适用范围。总传动比i总 i总=nm/nw=1440/66.9=21.2减速器的传动比i i=i总

5、/i链=22.62/2=10.6高速级的传动比i1 低速级的传动比i2 i2=i/i1=10.6/3.71=2.865 传动装置运动和动力参数的计算减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机0轴、1轴、2轴、3轴。5.1 各轴的转速5.2各轴输入功率式中：电动机0轴与轴间的传动效率， ，也是轴间的传动效率5.3 各轴输入转矩将以上计算的结果列成表格。如下表5.1所示： 表5.1 运动和动力参数轴号功率P/KW转矩T/（N·m）转速n/（r/min）传动比i效率高速轴轴2.8838.727103.70.970.99中间轴轴2.77137.951912.86低速轴轴2.6637

6、8.87676传动件的设计及计算V带.6.1高速级直齿齿轮的设计计算6.1.1 材料的选择根据表10-1查得，小圆锥齿轮1选用40Cr号钢，7级精度，热处理为调质HBS1=280<350；大圆锥齿轮2选用45号钢，7级精度，热处理为调质HBS2=230<350。由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为50HBS，可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。6.1.2 按接触疲劳强度设计根据10-12式，式中：许用接触疲劳强度(MPa) 接触疲劳强度安全系数，（按失效概率为1%计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继

7、续工作的后果，故可取）齿轮的疲劳极限（MPa），根据图10-21d按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值），接触疲劳寿命系数，根据中10-13式，式中：齿轮的工作应力循环次数齿轮的转速（r/min），（其中，） 齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数， 齿轮的工作寿命（h），所以：小圆锥齿轮的应力循环次数， 大圆锥齿轮的应力循环次数， 根据图10-19查得接触疲劳寿命系数，将上述各式代入许用应力计算公式， >， 计算取6.1.3计算圆锥齿轮大端面的分度圆直径根据10-26式查得，在对于=20°的圆柱直齿圆锥齿轮的情况下，区域系数，小圆锥齿轮大端面的分

8、度圆直径需满足，式中：小圆锥齿轮大端面的分度圆直径（mm） 弹性影响系数（），根据表10-6按锻钢查得 小圆锥齿轮的转矩（N·mm），由表2可知 两圆锥齿轮的齿数比， 许用接触疲劳应力（MPa）， 齿宽系数，根据P224查得可取 接触疲劳载荷系数，根据10-2式，查得 式中：使用系数，根据表10-2按轻微冲击查得 动载荷系数，根据图10-8按精度等级8级，速度V=5m/s查得 齿间接触疲劳载荷分配系数，根据表10-3查得齿向接触疲劳载荷分布系数，根据P226可查得（根据表10-9查得） 接触疲劳载荷系数故小圆锥齿轮的大端面分度直径，修正小圆锥圆周速度，因此时的已经很接近5m/s，动载

9、荷系数与根据所查的值相差不大，故可不再重算。6.1.4 计算齿轮的齿数和大端模数 选取小齿轮齿数： ，则大齿轮齿数： 大端模数： 另外根据表6.11取m=3mm>2 mm（符合根据P16中2.2.3规定了对于圆锥齿轮传动其模数应大于2mm）6.1.5 计算齿轮的相关几何参数小齿轮大端面分度圆直径： 大齿轮大端面分度圆直径：小齿轮的分度圆锥角：大齿轮的分度圆锥角：小齿轮的当量齿数：大齿轮的当量齿数：锥距：齿宽：故取,。6.1.6 计算弯曲疲劳极限根据10-12式，式中：许用弯曲疲劳强度（Mpa） 弯曲寿命系数 齿轮的弯曲疲劳极限（Mpa） 弯曲疲劳强度安全系数，（对于弯曲疲劳强度一旦发生断

10、齿，就会引起严重的事故，故计算时取 ）根据图10-21d按齿面硬度查得锥齿轮的弯曲疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值，并以脉动循环变应力计算），由6.1.2以算出齿轮的工作应力循环次数：根据图10-18查得接触疲劳寿命系数，将上述各式代入许用应力计算公式，6.1.7 校核齿根弯曲强度根据10-23式查得校核公式，式中：齿根弯曲强度 齿形系数，根据表10-5按当量齿数查得， 应力校正系数，根据表10-5按当量齿数查得，切与分度圆的轴向分力（圆周力），根据P226查得， 弯曲疲劳强度载荷系数，根据P226查得 式中：使用系数，根据表10-2按轻微冲击查得 动载荷系数，根据图10-8按精

11、度等级8级，速度V=5m/s查得 齿间载荷分配系数，根据P226查得 齿向载荷分布系数，根据P226查得（根据表10-9按一个两端支撑一个悬臂查得） 接触疲劳载荷系数小齿轮的齿根弯曲强度大齿轮的齿根弯曲强度故两个圆锥齿轮的弯曲强度足够，由于圆锥齿轮处于高速级， 为了防止其失效，应保证较富裕的强度和刚度，因此不再进行齿根弯曲疲劳的综合设计。6.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6.2.1 材料的选择根据表10-1查得，小斜齿圆柱齿轮1选用45号钢，7级精度，热处理为调质，HBS3=250<350；大斜齿圆柱齿轮2选用45号钢，7级精度，热处理为调质，HBS4=210<350。因为此两圆柱

12、齿轮的转速不高，且二者材料硬度差为40HBS，也可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。螺旋角：初选=14°小齿轮齿数：初选z3=21大齿轮齿数：初选z4=z1×i1=21×4=846.2.2按接触疲劳强度设计6.2.2.1计算接触疲劳强度根据10-12式，按失效概率为1%计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取。根据图10-21d按齿面硬度查得圆柱齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值），根据10-13式，齿轮的转速：，）齿轮的工作寿命：齿轮的应力循环次数：根据图1

13、0-19查得接触疲劳寿命系数，将上述各式代入许用应力计算公式， 6.2.2.2 确定小斜齿圆柱齿轮的分度圆直径式中：载荷系数，试选弹性影响系数（），根据表10-6按锻钢查得 区域系数，根据图10-30按法向压力角查得 小圆柱斜齿轮的转矩（N·mm），由表2可知 两圆柱斜齿轮的齿数比， 许用接触疲劳应力（MPa）， 齿宽系数，根据表10-7按非对称布置查得 圆柱齿轮的端面重合度，根据图10-26查得，故小齿轮的分度直径，6.2.2.3计算小齿轮的圆周速度6.2.2.4计算小齿轮的齿宽及模数齿宽： ，法面模数： 齿高： 齿宽与齿高之比：6.2.2.5计算纵向重合度根据P216，6.2.2

14、.6计算载荷系数式中：使用系数，根据表10-2按轻微冲击查得 动载荷系数，根据图10-8按精度等级7级，速度V3=1.177m/s查得 齿间接触疲劳载荷分配系数，根据表10-3查得 齿向接触疲劳载荷分布系数，根据表10-4查得 接触疲劳载荷系数6.2.2.7按实际载荷系数校正分度圆直径根据10-10a式，6.2.3按齿根弯曲强度设计根据10-17式，6.2.3.1计算两齿轮齿根的弯曲疲劳强度根据10-12式，弯曲疲劳强度安全系数，（对于弯曲疲劳强度一旦发生断齿，就会引起严重的事故，故计算时取 ）根据图10-21d按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值，并以脉动循

15、环变应力计算），由6.2.2.1已经算出齿轮的工作应力循环次数：， 根据图10-18查得接触疲劳寿命系数，将上述各式代入许用应力计算公式，6.2.3.2计算载荷系数根据P226查得式中：使用系数，根据表10-2查得 动载荷系数，根据图10-8按精度等级7级，速度V3=1.258m/s查得 齿间载荷分配系数，根据表10-3查得 齿向载荷分布系数，根据图10-13查得 接触疲劳载荷系数6.2.3.3螺旋角影响系数根据纵向重合度，并从图10-28查得螺旋角影响系数6.2.3.4计算当量齿数6.2.3.5齿形系数和应力校正系数齿形系数，根据表10-5按当量齿数查得，应力校正系数，根据表10-5按当量齿

16、数查得，6.2.3.6计算大、小齿轮的参数并加以比较 故小齿轮的数值大，按小齿轮计算。6.2.3.7设计计算对此计算可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn的大小主要取决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承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得得模数1.317并就近圆整为标准值mn=1.5mm，按接触强度算的的分度圆直径d3=47.64mm来计算应有的齿数。这样设计，即满足了齿面接触疲劳强度，有满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。于是有：圆整后，取，则。6.2.4几何尺寸计算6.2.4.1计

17、算中心距将中心距圆整得：6.2.4.2按圆整后的中心距修正螺旋角因值变化不大，故参数等不必修正。6.2.4.3计算大、小齿轮的分度圆直径6.2.4.4计算齿轮宽度圆整后取,。（一般小齿轮齿宽比大齿轮多510mm）6.3齿轮的结构设计6.3.1直齿圆锥齿轮的结构设计由高速级齿轮设计数据，根据表6.12可对直齿圆锥齿轮的结构设计如下表6.1所示表6.1直齿圆锥齿轮的结构设计尺寸名称符号计算公式小齿轮大齿轮分度圆锥角齿数传动比齿顶高齿根高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径锥距分度圆齿厚顶隙当量齿数齿宽结构形式一般式腹板式6.3.2斜齿圆柱齿轮的结构设计由低速级齿轮设计数据，根据表6.7可对直齿圆锥齿轮的

18、结构设计如下表6.2所示表6.2斜齿圆柱齿轮的结构设计尺寸名称符号计算公式小齿轮大齿轮螺旋角传动比齿数基圆螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面基圆齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数分度圆直径基圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距齿宽结构形式一般式腹板式7 轴的设计及计算7.1 轴的布局设计考虑到低速轴的受力大于高速轴，应先对低速轴进行结构设计和强度校核，其他的轴则只需要进行结构设计，没必要进行强度校核。7.2 低速轴的设计7.2.1 轴的受力分析由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：大斜齿轮的分度圆直径：大斜齿轮的圆周力：大斜齿轮的径向力：大斜齿

19、轮的轴向力：7.2.2轴的材料的选择由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.2.3轴的最小直径根据15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据表15-3按45钢查得 低速轴的功率（KW），由表5.1可知： 低速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/

20、T 5014-2003或根据表14-4查得，选用LX2型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如下所示：表7.1LX2型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸型号公称转矩TnN.m许用转速n（ r/min）轴孔直径（d1、d2、dZ）轴孔长度mmDmmD1mmBmmSmm转动惯量Kg.m2质量kgY型J、J1、Z型LL1LLX2560630020，22，2452385212055282.50.009525，2862446230，32，35826082由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.2.4 轴的结构设计7.2.4.1 拟定轴上零件的装配方案 低速轴的装配方案如

21、下图7.3所示，图7.3 低速轴的结构与装配7.2.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其基

22、本尺寸资料如下表7.2所示表7.2 30307型圆锥滚子轴承参数数值mm标准图d35D80T22.75C18a16.75B21由上表7.2可知该轴承的尺寸为，故；由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油，取右端封油环的长度，故圆整后，。 由于圆锥滚子轴承采用脂润滑，得用封油环进行轴向定位和挡油。有上表7.2可知30307型轴承的定位轴肩高度，因此，与滚子轴承接触的封油环两端的外径。取轴处非定位轴肩轴肩的高度，则与齿轮配合的轴段-的直径轴处定位轴肩的高度故取对封油环进行定位，则轴段-的直径齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的右端应有一轴环，轴肩的高度：考虑到轴环的右端为非定位轴肩，

23、故取，则，轴环的宽度应满足取。轮毂的宽度，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。 取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离（参考图7.1），故取。 根据轴的总体布置简图7.1可知，大圆柱齿轮左端面距箱体左内壁之间距离，大圆锥齿轮右端面距箱体右内壁之间的距离，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离（参考图7.1）。考虑到箱体的铸造误差以及轴承的整体布置，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取。已知滚动轴承宽度,根据图10-39（b）中可初取大圆锥齿轮轮毂长，则至此，经过步骤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图

24、7.4所示，并归纳为下表7.3所示：表7.3 低速轴的参数值轴的参数参数符号轴的截面（mm）轴段长度4246444653033轴段直径28323538444035轴肩高度21.51.5322.57.2.4.3 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圆头普通平键连接。根据表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证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；同样，按查得联轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。7.2.4.4 确定轴上

25、圆角和倒角尺寸根据表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.3。7.2.5 求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，应从圆锥滚子轴承值入手。对于30307型圆锥滚子轴承，由上表7.2中可知。因此，作为简支梁的轴的支承跨距从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T7.2.6 按弯扭校核轴的疲劳强度 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15-5式查得，式中：C截面的计算应力（MPa）折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据P

26、373应取折合系数 抗弯截面系数（mm3），根据表15-4按圆形截面查得 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献15-1查得。因此，故安全。7.2.7 精确校核轴的疲劳强度7.2.7.1 判断危险截面 截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载荷的情况来看，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

27、中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。根据附表3-4和附表3-8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。7.2.7.2 分析截面左侧根据表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处理。根据表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附表3-2查的。因，经差值后可查得，根据附图3-1可得轴的材料的敏性系数，根据文附3-4式查得有效应力集中系数，根据附图3-2和附图3

28、-3查得尺寸系数： 扭转尺寸系数： 轴按磨削加工，根据附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据3-12式及3-14b式可得综合系数，又根据P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴安全。7.2.7.3分析截面右侧根据表15-4按圆形截面查得，抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 截面左侧的弯矩： 截面上的扭矩： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转切应力： 根据的附表3-8用插值法可求得，并取轴按磨削加工，根据附图3-4查得表面质量系数，轴未经表面强化处理，即表面高频淬火强化系数，根据3-12

29、式及3-14b式可得综合系数，又根据P25和P26查得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数值，根据15-6式和15-8式查得，式中：， 故可知该低速轴的截面右侧的强度也是足够的。由于该减速器没有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。至此，低速轴的设计计算即告结束。7.3 高速轴的设计7.3.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.1中高速级齿轮设计可知：小圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.3.2轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.3.3轴的最小直径 根据15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据表15-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），

30、由表5.1可知： 高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：因此： 输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据14-1式查得，式中：联轴器的计算转矩（） 工作情况系数，根据表14-1按转矩变化小查得， 低速轴的转矩（），由表5.1可知：因此： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据表14-4查得，选用LX1型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如上表7.1所示。由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。7.3.4 轴的结构设计7.3.4.1 拟定轴上零件的装配方案

31、高速轴的装配方案如下图7.3所示,图7.5 高速轴的结构与装配7.3.4.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度满足半联轴器的轴向定位要求。-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径式中：轴处轴肩的高度（），根据P364中查得定位轴肩的高度，故取左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故-段的长度应比稍短一些，现取。 初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子

32、轴承30304，其基本尺寸资料如下表7.5所示参数数值mm标准图d20D52T16.25C13a11.1B15由上表可知该轴承的尺寸为，故；而为了使滚子轴承被封油环和端盖可靠夹紧，与之配合的轴的长度要略小于轴承的宽度，因此去，此时便确定了处的轴肩高度。为了加工的方便性，取与小圆锥齿轮配合的轴-段的直径与与-处相同，即，则轴肩。两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。有上表7.5可知30304型轴承的定位轴肩高度，因此，。 取轴承端盖的总宽度为。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。取圆锥齿轮距箱体内壁之距离，考虑到轴承采用脂润滑，在确定滚动轴承

33、位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度, 根据上图7.5可取，又因为，取。进而可以确定轴-段的长度。故取。表7.6 低速轴的参数值至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.5所示，并归纳为下表7.6所示，参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度283715801547轴段直径161920272016轴肩高度1.50.53.53.527.3.4.3 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圆头普通平键连接。根据表6-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证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；同样，按查得联

34、轴器与轴连接的平键截面键槽用键槽铣刀加工，长为；滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差均为k6。7.3.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸 根据表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.5。7.4 中间轴的设计7.4.1轴端齿轮的分度圆直径由上述6.2中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮的分度圆直径：大圆锥齿轮的大端分度圆直径：7.4.2轴的材料的选择 取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。7.4.3轴的最小直径 根据15-2式可初步估算轴的最小直径，式中：最小直径系数，根据表15-3按45钢查得 高速轴的功率（KW），由表5.1可知： 高速轴的转

35、速（r/min），由表5.1可知：因此： 7.4.4 轴的结构设计7.4.4.1 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，根据表13-1可选3型圆锥滚子轴承。根据表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30304，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为，故。因轴承采用脂润滑，故两圆锥滚子轴承应采用封油环定位以及防止油飞溅到轴承里面。两封油环的外径为，两轴承距箱体内壁的距离均为。取小圆柱齿轮距箱体内壁的距离，大圆锥齿轮距箱体内壁的距离为

36、。为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合的轴-段应小于其齿宽，与圆锥齿轮配合的轴-段也应小于其轮毂，并取其轮毂的长度。故： ， 取， 取取非定位轴肩，则。应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度取，则轴环的宽度，故取至此，经过步骤基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表7.7所示，表7.7 中间轴的参数值参数名称参数符号轴的截面（mm）轴段长度355242629轴段直径2023272320轴肩高度1.5221.57.4.4.2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圆头普通平键连接。根据表6-1按查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面，

37、键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。7.4.4.3确定轴上圆角和倒角尺寸 根据表15-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.6。8 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。8.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力：轴向力：8.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为30307型的圆锥滚子轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。由上表7.4可得：8.3轴承的轴向载荷计算根据表13-1查得30307型圆锥滚子轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷，判断系数和轴向动载荷系数。故两轴承的派生轴向力为：因为 故轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松。则 轴承的轴向派生力为 ， 。8.4轴承的当量动载荷计算根据表13-6按轻微冲击查得载荷系数，又因为