圆锥圆柱齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计题目：二级圆锥一圆柱齿轮减速器学院：机电工程学院专业：机械设计制造及其自动化班级：机械081学号：5133姓名：杜笑天指导教师：冯晓宁教授2011年2月21日—2011年3月11日目录一、 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计的目的机械设计课程设计的内容及要求机械设计课程设计的时间安排二、传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案电动机的选择计算传动装置的运动和动力参数三、传动零件的设计圆锥齿轮的设计计算斜齿轮的设计计算四、轴及其上配件的设计低速轴的设计、校核及其上零件的设计高速轴及其上零件的设计中间轴及其上零件的设计五、轴承的校核低速轴上轴承的校核高速轴和中间轴上轴承的校核六、键的强度校核七．箱体的主要结构尺寸八、箱体附件的设计九．设计小结十．参考资料一、机械课程设计任务书机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是一次全面设计训练，是重要的综合性、实践性教育环节。其目的是：综合运用机械设计和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题。掌握机械设计的一般方法和步骤，培养学生具备简单机械和零部件的设计能力、培养学生正确设计思想、分析问题和解决工程实际问题的能力。提高学生设计计算、绘图能力和运用技术标准，查图表、手册及相关资料的能力。机械设计课程设计内容及要求机械设计课程设计内容包括：传动装置的总体设计；传动件（齿轮、轴等）的设计计算和标准件（轴承、链、联轴器等）的选择及校核；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。在机械设计课程设计中应完成的任务：工作分成两部分，一部分是方案分析和设计计算,另一部分是绘制图纸。减速器装配工作图1张（A0或A1）；零件工作图2张（齿轮、轴各1张，A2）；设计计算说明书一份（A4）图纸先手工绘制草图，再用AutoCAD软件绘制计算机图纸。设计计算说明书按规范用计算机打印。机械设计课程设计的时间安排机械设计课程设计的时间为3周。具体安排如下：1．传动装置总体设计（2天）2.装配草图设计（4天、包含上机）3.零件工作图设计（4天、包含上机）编写设计计算说明书（3天、包含图纸和说明书打印）答辩（2天）以上天数不包含双休日。二、传动装置的总体设计传动装置总体设计方案设计一用于胶带输送机卷筒的传动装置x■■图1胶带输送机工作装置原始条件和数据胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为±5%。输送带工作拉力：2000N输送带速度：s卷筒直径：300mm胶带输送机传动方案

电动机的选择（1）电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）确定电动机功率工作装置所需功率P3按下式计算F•vP=—wwkW

wiooonw式中，F=2000N,v=s,取工作装置的效率耳w=.带入上式得：F•vF•vwwiooonw2000%O'9=kWioooXO.94电动机的输出功率Po按下式计算kW式中，耳为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率。式中，耳=耳3•n•n2•n；取滚动轴承效率耳=,8精度齿轮传动效率耳二，rgcarg滑块联轴器效率n二，圆锥齿轮传动效率n二则can=O.9953xO.97xO.992xO.94=O.88

P=pw=1.91=2.17kW0耳0.88因载荷平稳，电动机额定功率P®只需略大于P0即可，按表8-169中Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率为。（3）确定电动机转速卷筒作为工作轴，其转速为：n=6X104Vw=6X104X°.9=57.32r/mimw 兀D 兀x300单级圆柱齿轮传动比i'=3〜5,单级圆锥齿轮传动比i'=2〜动范围为i'=2

gaX〜3X5=6〜，可见电动机转速的可选分为为：n'=i'•n=（6〜）X=〜mimw符合这一范围的同步转速有750r/mim和1000r/mim两种，为减少电动机的重量和价格，由表8-169选常用的同步转速为1000r/mim的Y系列电动机Y112M-6，其满载转速n=940r/mim。由表8-170、表8-172中查得，电动机w的中心高为265mm，总长463mm，轴直径28mm，两段轴外伸长度均为60mm。3.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比ni——ni——mnw94057.32=16.402）分配传动装置各级传动比由式(2-5),i—i•i，取圆锥齿轮i—0.91^16.40—3.69。i—-—1640—4.44

ag a gi3.69a计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速由式(2-6)n9401轴n—f— —940r/mim111n940轴n=-m= =254.74r/mim2i3.69

an254.74轴- = =57.37r/mim3i4.4g工作轴-=-=57.37r/mimw32）各轴输入功率由式（2-7）1轴p=p•耳=2.19x0.99=2.15kW10c2轴p=p•□•□=2.15x0.995x0.94=2.01kW21ca3轴p=p•耳•耳=2.01x0.995x0.97=1.94kW32rg工作轴-二-•n•n二1.94x0.99x0.98w 3 r c二1.88kW3）各轴输入转矩由式（2-8）TOC\o"1-5"\h\zP 2.17电动机输出T二9550x—二9550x 二22.046N•m0 - 940mP2.01轴T二9550x十二9550x二21.84N・m- 9401P2.01轴T二9550x-2二9550x 二73.35N・m- 254.742TOC\o"1-5"\h\z- 1.94轴T二9550x-y二9550x 二322.94N・m- 57.373-1.88

工作轴T二9550x-w二9550x 二312.95N・mw - 57.37w将以上算得的运动参数列表如下：电动机1轴2轴3轴工作轴转速（r/mim）940940功率（kW）转矩（N•m）传动比i11功率n三、 传动零件的设计计算高速级圆锥齿轮的设计计算P=2.15kW1n=940r/mim1齿数比u=工作寿命10年（1）选择齿轮类型、材料、精度以及参数1）选用圆锥直齿齿轮传动2）选用齿轮材料：选取大小齿轮材料均为45钢，小齿轮调质处理齿面硬度取280HBS；大齿轮正火处理齿面硬度取240HBS。3） 选取齿轮为8级精度（GB10095—88）4） 选取小齿轮齿数Z1=20,Z2=i1Z2=X20=73（2）按齿面接触强度设计1）查表得使用系数K=1，动载系数K=Av2)cosb= =365 =0.96u2+1 3.652+12)cosb= =365 =0.96u2+1 3.652+1cosb2二二二0.26u2+1 3.652+1当量齿数z=zcosb=200.96=21v1 1• 1z=zcosb=73/0.26=281v2 2■ 2当量齿数重合度s=1.88-3.2•(1z+1z)」=1.88-3.2x(1/21+1/281)=1.636Ov v1 v23)K二1Ha4)齿向载荷分布系数K=所以载荷系数K二KKKK二XX1X=AvHa卩5)查取齿宽系数0r=0.336)查得弹性系数z=4mpAE7)查得区域系数Z=H8)查取材料接触疲劳强度极限b：查图得，小齿轮为b8)Hlim Hlim1大齿轮b=550MpaHlim29)计算应力循环次数NN=60nJL=60x940x(2x8x300x10)二2.707x10911hN=2.707x109=7.336x1082 3.69[ ]Kb0.9x600lb」=HN1_Hliml= =540MPH1 S 1 a[b]=KH2b 0.93x[b]=KH2HN2_Hlim2= =511.5MPs=2.92KT（1—0.5申）2=2.92KT（1—0.5申）2uR I z…J"二 二51.17mm1511.5丿0.33（1—0.5x0.33龙x3.65（189.81.8x218402119二54.03mmk1.8(5)齿根工作应力5:F5=F14KTYYYd—d3 =—51.17x1 1?3kt确定主要参数1)大端模数m="1"；=54.0320=2.7/1由于轴径和小圆锥齿轮外形尺寸的限制，需要放大其模数，因此取大端模数为M=32）大端分度圆直径d—mz—3x20—6011d—mz—3x73—219223） 锥距R—mJzj+z；—-<202+732—113.54mm^2 12^24） 齿宽b=404）轮齿弯曲疲劳强度验算齿形系数Y=,YFa2=Fa1应力修正系数Y按当量齿数查图得：Y=,Y=TOC\o"1-5"\h\zSa Sa1 Sa2重合度系数Ys:Ye=+色@=+ =e 1.636av齿间载荷分配系数KFa：KFa=1/Ys=1/=载荷系数K：K=x2.119x21840x1.60x1.595x0.708 7 =mm20.33x（1—0.5x0.33）2x202x33x*3652+15F2=5F1 =35.566x2.06X1.97=mm2—al 2.60X1.595弯曲疲劳极限5 弯曲疲劳极限5 由图查得：Fiim5 =500N/mm2Flim15fiim2=380N/mm27)7)弯曲寿命系数Kn：KNFN18)K8)KFN2弯曲疲劳强度最小安全系数SFmin查得：SFmin=9)9)许用弯曲疲劳应力k丿：k]5k]5K10 二 _FN1F1SFmin500x0.85=mm21.4G]5K380x0.88TOC\o"1-5"\h\z15 = _fn2= =mm2F2S 1.4Fmin10)弯曲疲劳强度校核：=mm2〈b]F1 F15=mm2〈b]F2 F2所以满足弯曲疲劳强度要求【3】。(注：本节查表查图见《机械工程及自动化简明设计手册》叶伟昌2001)(5)圆锥齿轮尺寸列于下表名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮传动比ii=乂法面模数mm=dZ3法面压力角an标准值a=20on齿数z2073分度圆直径dd=mz60219齿顶圆直径dad=d+2hcos5a a齿根圆直径dfd=d-2hcos5f f齿宽bb<R34040圆柱斜齿轮的设计计算1）选精度等级、材料及参数1）大、小齿轮的材料均为45钢。2）小齿轮硬度为250HBS，大齿轮硬度为220HBS，等级均为8级，大齿轮正火，小齿轮调质处理。3）选取小齿轮齿数Z1=25,Z2=i1Z1=X25=110取Z2=110'zzHE2'zzHE2'H,i2KTu土1

d>3 —-1t 98uda1）确定公式内的各计算数值选取齿宽系数9=1d由图10-21e查得b =600MPa,q=570MPaHlim1 Hlim2计算接触疲劳许用应力（失效概率为1%,安全系数S=1）试取K=1.6，螺旋角14ot由图10-30选取区域系数Z二2.433H8=[1.88-3.2x（丄+丄）]cos卩=[1.88-3.2x（—+丄）]xcos14=1.672a zz 2511012选载荷系数K二1.6t计算小齿轮传递的转矩T二32294N・m2由表10-6查得材料的弹性影响系数Z二189.8v'MPaE⑩由式10-13计算应力循环次数N二60njL=60x254.74x(2x8x300xlO)二7.337x10811hN=7・337x1°82 4.4N=7・337x1°82 4.4=1.834x108由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.95,K=0.99HN2HN1计算接触疲劳许用应力「 ]Ka=—HN1_Hlim1H1 S 1「 ]Ka0.99x570=—HN2_Hlim2= =564.3MPH2 S 1 a[a]=570+564.3H=竺x600=570MPa=567.15MPa2）计算①试算小齿轮分度圆直径d，1t带入L］中的较小的值H, \2KTu, \2KTu土1d>3j-1t 9£uda厂zz、HE

2丿

'Hy2x1.6x2x1.6x322944.4+1(2.433x189.8\x x4.41x1.645567.15丿2=53.724mm②计算圆周速度v兀dn3.1416x37.34x254.74②计算圆周速度v60x1000= 1^-1= =0.50m60x100060x1000③计算齿宽b及模数mntb=9d=1x37.34=37.34mmd1tdcosB 37.34xcos14。4_m=Tt = =1.45mmn1 z 251h=2.25m=2.25x1.64=3.26mmntb/h=37.34/3.26=11.45计算纵向重合度£=0.318pztan卩=0.318x1x25xtan14。=1.982B d1计算载荷系数K根据v=s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=由表10-3查得K=K=1.4，从表10-4查得K=1.34，另由图10-13HaFa HB

查得k厂1，28K=KKKK=1x1.02x1.4x1.34二1.91AvHaF卩n1.91=39.57n1.91=39.57mm1.6d=d—=37.34i itK⑦计算模数m⑦计算模数mdcosP 39.57xcos14025m=t= =1.54mm，m取25nz13）按齿根弯曲强度设计■2KTYcos2PYY‘ d1aF1）确定计算参数①计算载荷系数K二KKKK二1x1.02x1.4x1.28二1.83AvFaF卩由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限c =330MPaQ =310MPa，弯曲疲劳系数K 二0.8&K二0.895,FE1 FE2 FN1 FN2安全系数S=计算弯曲疲劳许用应力「］Kc0.88x330C」=fn1—fe1= =207.429MPaf1S 1.4j」Kc0.895x310C」=fn2_fe2= =198.179MPaF2S 1.4YY计算大小齿轮的并加以比较FFt二彳需豐82二0.0202YY-rrYY-rr二F2斗加二O'0197小齿轮的数值较大4）几何尺寸计算①计算中心距a二S”二①+ 人25二173.97mm2cosB 2xcos14o将中心距取为174mm②按圆整后的中心距修正螺旋角（25+110）x2.5B=arccos =14.O7o2x173.97因3值改变不多’故参数幕,K3，Zh等不必修正③计算大小齿轮的分度圆直径=64.43mmzm27x2.5d=—1=64.43mm1cosBcos14.070zmd=—2_zmd=—2_n2cosB110x2.5cos14.07o=283.5mm④计算齿轮宽度b=9d=1x51.55=51.55mmd1圆整后取B=55mm,B=60mm215）斜齿轮尺寸列于下表名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮传动比ii=VZ_法面模数m£2am= 2z+z12m=2.5法面压力角an标准值a=20on

_Ltl齿数ZZ_251Z_1102分度圆直径dmzd—— n cos13059'13"d_64.431d_283.52齿顶圆直径dad_d+2hcos6a ad_69.43a1d_288.5a2齿根圆直径dfd_d—2hcos6f fd_58.15f1d_277.25f2_Ltl齿宽bb_QdR1b_601b_552四、 轴的设计计算1.低速轴的设计1)1)求输出轴上的功率P，转速n和转矩T333p_1.94kw,n_57.37r/min,T_322940N•mm3 3 32)求作用在齿轮上的力_2)求作用在齿轮上的力_2T_—~d_ 226.82x322940_2847.80NFttan20_1068.57Ncos14.070F_Ftan0_747.11Nat3)初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为453)P3_112丄94_36.22mm57.37P3_112丄94_36.22mm57.37d_Amin0联轴器的计算转矩T二KT,取K=1.3caA3 AT二KT=1.3x322.94二419.822N・mcaA3选用TL7型的弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500N・m,半联轴器的孔径为40mm，半联轴器长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4）轴的结构设计1） 拟定轴的装配方案（如上图所示）2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据联轴器的直径要求，取d=40mm，为了满足半联轴器的轴向定位2要求，1-2轴段右端制作出一轴肩，故取2-3段的直径d二47mm。半联轴器与3轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器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，先取l=82mm。2初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d二47mm，由轴承产品目录中初步选3取0组游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为dXDXT=50X110X，故d=50mm，而l=29.25mm。4 7-8取安装齿轮处的轴段4-5的直径d二55mm，齿轮的左端与左轴承之间5采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为55mm，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l=51mm，齿轮的右端采用轴肩定位，4—5故取d=63mm，l=8mm。6 5—6根据轴承端盖的宽度取l二50mm。2—3根据右端轴承的轴向定位，取d二55mm。7对照与中间轴的齿轮啮合位置，取l=44.25mm，l=82mm。4 6—73） 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d由表61查得平键5为16X10X56mm，同时为了保证在工作条件下键的强度，经过计算得，应取双键，1800对称布置，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为兰？，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12X8X70mm，半r6联轴器与轴的配合为H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，k6此处选轴的直径尺寸公差为k6.4） 确定轴上圆角和倒角尺寸1处、8处倒角为2mm，其余各圆角半径均为5mm。（5）求轴上的载荷

1)]:LLMFHM总弯無图T扭矩图M1)]:LLMFHM总弯無图T扭矩图MM1）如上图所示，根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，查得a=26mm,上图中L=114.25mm,L=53mm,L=104mm。1 2 3从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的相关值列入下表。载荷水平面垂直面支反力FF=1000.09NY1F=1847.71NY2F=908.95NZ1F=159.62NZ2弯矩MM=103.0N•m1M=8.899N•m2M=185.59N•m3总弯矩M=103.38N•m4M=212.52N•m5扭矩TT=•m（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0.6，轴的计算应力<M2+（aT）2J212.522+（0.6x322.94Xa=i3= =23MPaca W 0.1x0.0553前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得L]=60MPa，因-1此a兀a]，故，安全。ca -1（7）精确校核轴的疲劳强度截面A，2，3，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，但由于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的，所以截面A，2，3，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4和5处过盈配合配合引起

的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面5的应力集中影响和截面4的相近，但截面5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W二0.2d3二0.2X503二25000mm3直径最T大，故截面C不必校核。截面6和7显然更不必校核。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4左右两侧即可。2）截面4左侧抗弯截面系数W抗弯截面系数W=0.1d3=0.1X553=16637.5mm3抗扭截面系数W=0.2d3=0.2X553=33275mm3T截面4左侧的弯矩M为M=41.775N•m截面4上的扭矩T为3T=•m3截面上的弯曲应力cM47.775—— —2.511MPaC= =bW16.637截面上的扭转切应力T322.94e=a= =9.705MPatW33.275T轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得c二640MPaQ二275MPa,t二155MPaTOC\o"1-5"\h\zB -1 -1截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数«及a按附表3-2查取。因ct= =0.04， =竺=1.12，经插值后可查表得\o"CurrentDocument"d50 d50a=， a=ct又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为q=0.82， q=0.85ct

故有效应力集中系数为k=1+q(x-1)二1+0.82x(2-1)二1.82a aak=1+q(x-1)二1+0.85x(1.33-1)=1.28T TT由附图3-2的尺寸系数e二0.72；由附图3-3的扭转尺寸系数£二0.84，轴aT按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为p=p=0.92a轴未经表面强化处理，即p=1，则qk1 1.82 1K=—+ —1= + —1=2.615aep0.72 0.92aa又因碳钢的特性系数k1=-^+—1=£T1.281+ 0.84 0.92—1=1.611申二〜，T于是，计算安全系数又因碳钢的特性系数k1=-^+—1=£T1.281+ 0.84 0.92—1=1.611申二〜，T于是，计算安全系数S值,ca取9a275S=LaKa+9a2.615x4.703+0.1x0aaam二22.361S= -1 = =12.568Ka+9a 14.850 14.850Ta\m 1.611X—-—+0.05X—-—22SSat22.361x12.568S=— = =10.956恥1.5ca -S2+S2 <22.3612+12.5682*at故可知其安全。3)截面4右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1x553=16637.5mm3抗扭截面系数W=0.2d3=0.2x553=33275mm3T截面4左侧的弯矩M为M=41.775N•m截面上的弯曲应力o=M=47.775=2.511MPabW16.637截面上的扭转切应力T322.94=^^= =9.705MPaWM=41.775N•m截面上的弯曲应力o=M=47.775=2.511MPabW16.637截面上的扭转切应力T322.94=^^= =9.705MPaW33.275Tk过盈配合处的・8okk由附表3-8用插值法求出，并取・_体，于是得88ok=k_乂_88T O轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为P=P=0.92故得综合系数为k1=—O+8O1c—1=3.14+ —1=3.227P 0.92o1=〜+ —1=2.512+8卩T T丄-1=2.5990.92所以轴在截面4右侧的安全系数为O=— Ko+申oOaOm2753.227x3.35+0.1x0-力倾S=To-1 KT+申TTaTm155 =11.07110.57 10.572.599x+0.05x22ScaSSOT25.438x11.071=ot= =10.151榊1.5.-S2+S2 <25.4382+11.0712故该轴在截面4的强度是足够的。高速轴的设计1）初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取Ao二112，于是得d=AJ佇=112J215=14.76mmTOC\o"1-5"\h\zmin0n 940*i联轴器的计算转矩T二KT,取K=1.3caA3 AT二KT=1.3x21.84二28.39N・mca A1按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，但同时需要满足另一半联ca轴器需连接与电动机一端，故另一端孔径为18mm，所以选用TL3，其许用半联轴器孔径为18mm，故取d=25mm，半联轴器长度为42mm，半联轴器与轴6-7配合的毂孔长度为42mm。（2）轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据联轴器的直径要求，取d=18mm，为了满足半联轴器的轴向定位7-8要求，7-8轴段左端制作出一轴肩，故取6-7段的直径d=25mm。半联轴器与6-7轴配合的毂孔长度为42mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比毂孔长度略短一些，先取l=40mm。7-8初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d=25mm，由轴承产品目录中初步选6-7取0组游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306,其尺寸为dXDXT=30X72X，故d-30mm,d-30mm,l=19mm。2-3 5-6 2-3取安装齿轮处的轴段1-2的直径d-25mm，齿轮的右端与右轴承之间1-2采用套筒定位。根据轴承端盖的宽度取l-50mm。5-6根据右端轴承的轴向定位，取d-37mm,l-82mm3-4 3-43） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d-18mm由表6-1查得平键为81-2X7X36mm，为使齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7，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n6寸公差为k6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸1处、8处倒角为2mm，其余倒圆半径均为5mm。（3）轴的强度校核校核的方法与低速轴相类似，经过具体的校核，得该轴结构是符合要求的是安全的。中间轴的设计（1） 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A-108，于是得0d-A3：P-10832.01-21.50mm

min03n3254.74'2（2） 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度根据最小许用直径以及轴承的规格，取d=25mm，故，d=25mm。6-7 1-2初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取0组游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承3030，其尺寸为dXDXT=25X62X,l二48.96mm。1-2齿轮的齿宽为60mm，故可知d二56mm，在5-6段，锥齿轮的轮毂长5-6度为36mm，取l二34mm，d二30mm。为使锥齿轮在轴向的定位，取轴肩TOC\o"1-5"\h\z5-6 5-64-5段d二38mm。为使轴承的轴向定位，取d二30mm。5-6 2-3根据中间轴中各传动件与高速轴和低速轴上的传动件进行啮合，取l=33mm，l=56mm，l=46.25mm。2-3 4-5 5-63） 轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位采用平键连接，由表6-1查得该轴上的平键为8X7XH725mm,与轴的配合为一，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，r6此处选轴的直径尺寸公差为k6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸倒角为2mm，倒圆半径均为5mm。（4）轴的强度校核校核的方法与低速轴相类似，经过具体的校核，得该齿轮轴结构是符合要求的，是安全的。五、轴承的校核校核低速轴上的轴承该轴上轴承的型号为30310，其计算简图如下所示1）轴承的径向载荷轴承A： F =.'F2+F2 4775.572+1260.182 二 2161.037NRA NY1Z1轴承B：F=.；F2+F2=<904.862+(—254.29)2二939.912NTOC\o"1-5"\h\zRB XY2Z2 S(2)轴承的轴向载荷轴承A：F='；F2+F2=<1000.092+1847.72=2100.994NRA*Y1 Z1轴承B：F=V!F2+F2^.'908.952+159.622=922.859NRBVY2 Z2（2）轴承的轴向载荷查表13-7得圆锥滚子轴承的内部轴向力计算公式为F=rs2Y查表可得30310轴承的Y=。F2100.994故F=—ra= =617.939N，方向为自左向右；sa 2Y 2xl.7F922.859F=tb=一.一=271.429N，方向为自右向左。sb 2Y 2xl.7由F+F=617.939+217.429=835.368N>F，故轴承A被压紧，B被放a2 sB sA松。所以，两轴承的总轴向力为：F=F+F=835.368N,F=F=271.429N。A a2 sB BsB（3）计算当量动载荷由表查得圆锥滚子轴承30310的e=0.35取载荷系数f=1.5，pF 835.368轴承A： = =0.398>eF 2100.994RA则p=eF+YF=0.35x2100.994+1.7x835.368=2155.4735NrA RA AF271.429轴承B：——= =0.294VeF922.859RB则P=F=922.859NrBRB（4）计算轴承寿命因为P<P,轴承A受载大，所以按轴承A计算寿命，查得30310轴承基rBrA本额定载荷C=130KN，轴承工作温度小于100OC，取温度系数f=1，则轴承rt寿命106fC、 106 /130X103严=2.5x108h（Tr）£= （ ）=2.5x108h60np 60x57.372155.4735r按3年的使用寿命计算，两班制工作，每年300个工作日，轴承的预期寿命为

L二3x300x1x16二14400h,L>L，所以所选轴承合适。h1 h h1对中间轴和高速轴的轴承校核以同样的方法校核，得到各轴承均满足要求。六、键的强度校核1.低速轴上的键校核(1)对于申55轴段上的键，型号为16X10X56mm2Tx1032Tx103c=—Pkld2Txl03£（L-b）〃2x322.94x10310x（56-16）x552=58.716MPa<[c]=110MPaP因此合适。因此合适。(2)对于040轴段上的键，规格为12X8X70mm2T2Tx103 2x371.239x103c= =—P kid 4x58x40=40.004MPa<C]=110MPaP因此合适对于高速轴和中间轴上各键的校核按照同样的方法，可知均能满足需要七、箱体的主要结构尺寸箱体的主要参数的计算及结果列于下表名称符号减速器型式及尺寸关系齿轮减速器箱座（体）壁厚58箱盖壁厚518箱座、箱盖、箱座低凸缘厚度b,b,b12b=12,b=12,b=2012地脚螺栓直径及数目dfnd=16,n-6f轴承旁联接螺栓直径d]12箱盖、箱座联接螺栓直径d210轴承端盖螺钉直径d3轴 高速轴 中间轴 低速轴直径 8 10 12数目 6 6 6检查孔盖螺钉直径d48d,d,d至箱体外壁距离f1 2c1c直径 M8 M10 M12 M24d,d至凸缘边缘距离2C 14 16 18 34iminf2c 12 14 16 282min轴承座外径D2轴 中间轴 低速轴直径 116 176轴承旁联接螺栓距离S轴 中间轴 低速轴直径 116 176轴承旁凸台半径Ric2轴承旁凸台高度h90箱外壁至轴承端面距离Li58箱盖、箱座肋厚m,m1m=&m=81大齿轮顶圆与箱内壁间距Ai12齿轮端面与箱内壁距离A2