专业课程设计二级圆柱齿轮减速器设计终极版.doc

专业课程设计二级圆柱齿轮减速器设计终极版汽车设计课程设计汽车设计课程设计说明书题 目二级圆柱齿轮减速器设计姓 名 王成梁学 号 2015211521专 业 汽车服务工程 指导教师 时晓杰 2017年7月6日目录1.条件41.1设计题目41.2传动方案的确定41.3电动机的选择42.主要参数的计算62.1确定总传动比和分配各级传动比62.2计算传动装置的运动和动力参数63.齿轮的计算73.1减速器外传动件设计73.2减速器内传动设计104.轴的设计计算214.1高速轴的设计214.2低速轴的设计274.3中间轴的设计335.箱体结构的设计395.1减速器机体结构尺寸395.2附件的设计与选择406.润滑密封设计417.参考文献41任务书设计名称： 二级圆柱齿轮减速器 小组成员：王田野、王成梁、王旭、王涛 指导教师： 时晓杰 起止时间：自 2017 年 6 月 26 日起 至 2017 年 7 月 10 日止一、课程设计参考数据1、输送带带轮直径400mm输送带运行速度1m/s输送带所需牵引力1600kn单班制工作二、课程设计任务和基本要求设计任务：1) 查阅相关资料，选定二级减速器，对减速器总体方案设计。2) 对二级减速器进行必要的设计计算。3) 绘制二级减速器的零件图和装配图。4) 完成9千字左右的设计说明书。基本要求：1) 确定二级减速器是对称直齿同轴。2) 二级减速器输送带轴所需牵引力为1600kn。3）原动机为电动机。 1.条件1.1设计题目设计一用于带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器。运输机工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。减速器小批量生产，使用期限5年，单班制工作。运输带允许速度误差为5%。图1：两级同轴式圆柱齿轮减速器传动装置简图1电动机 2带传动 3减速器 4联轴器 5输送带带轮 6输1.2传动方案的确定输送带带轮直径d（mm）=400输送带运行速度v（m/s）=1输送带轴所需牵引力F（KN）=16001.3电动机的选择 (1)选择电动机的类型根据用途试选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机(2)选择电动机功率计算驱动卷筒的转速5输送带所需功率为查减速器设计实例精解取V带传动效率，一对轴承效率斜齿圆柱齿轮传动效率，联轴器效率，则电动机到工作机间的总效率为电动机所需工作功率为根据表选取电动机的额定功率 (3)确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为由减速器设计实例精解知V带传动传动比，两级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比范围为、电动机的转速范围为由减速器设计实例精解可知，符合这一要求的电动机同步转速有三种：1500r/min,1000r/min,750r/min，考虑3000r/min的电动机转速太高，而1000r/min的电动机体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，型号为Y100L1-4型电动机。型号为Y100L1-4型电动机2.主要参数的计算2.1确定总传动比和分配各级传动比(1)总传动比(2)分配传动比根据传动范围，取带传动的传动比减速器传动比为高级传动比2.2计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速(2)各轴功率(3)各轴转矩3.齿轮的计算3.1减速器外传动件设计(1)确定设计功率由减速器设计实例精解选择工作情况系数，则(2)选择带型根据减速器设计实例精解，选择A型V带选择A型V带(3)确定带轮基准直径根据减速器设计实例精解，可选小带轮直径为d=100mm，则大带轮直径为根据减速器设计实例精解，取，其传动比误差，故可用(4)验算带的速度带速符合要求 (5)确定中心距和V带长度根据：初步确定中心距为为使结构紧凑，取偏低值，=350mmV带计算基准长度为由减速器设计实例精解，选V带基准长度则实际中心距为、(6)计算小带轮包角合格确定V带根数V带根数可用下式计算由减速器设计实例精解表8-9查取单根V带所能提供的传递功率为P。=1.31kw由减速器设计实例精解表8-10查得，由减速器设计实例精解表8-11查得，则由减速器设计实例精解查得，由表 查得，则带的根数取z=2根(7)计算初拉力由减速器设计实例精解查得V带质量m=0.1kg/m,得初拉力(8)计算作用在轴上的压力(9)带轮结构设计小带轮结构,采用实心式，由减速器设计实例精解查得电动机轴径，由减速器设计实例精解查得轮毂宽：其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮缘宽：大带轮结构 采用轮辐式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行。3.2减速器内传动设计(1)高速级直齿圆柱齿轮的设计选择材料、热处理方式和公差等级二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20，选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS40Cr小齿轮(调质处理)大齿轮45钢(调质处理)7级精度初步计算传动的主要尺寸初选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取整。由设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮的转矩系数的选择与查询选齿宽系数查的区域系数查的材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数由机械设计第九版查得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极限。由机械设计第九版查得计算应力循环次数由机械设计第九版查得取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计第九版查得取和较小值，所以试算小齿轮分度圆直径 确定传动尺寸计算实际载荷系数根据齿宽b：计算实际载荷系数由机械设计第九版查得使用系数根据v=1.89m/s，7级精度，由机械设计第九版查得动载系数,齿轮的圆周力：由机械设计第九版得,由机械设计第九版插值法查7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得得到接触强度实际载荷系数由机械设计第九版式按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数m取标准值按弯曲疲劳强度设计由机械设计第九版式试算模数确定公式中的各值试选由机械设计第九版式计算弯曲疲劳强度用重合度系数由机械设计第九版查得资料查询齿形系数由机械设计第九版查得应力修正系数,由机械设计第九版查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为,由机械设计第九版查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳完全系数s=1.4。由机械设计第九版得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取试算模数调整齿轮模数计算实际载荷系数钱的数据准备计算实际载荷系数根据v=1.304m/s,7级精度，由机械设计第九版查得动载系数,由由机械设计第九版 查表的齿间载荷分配系数,由机械设计第九版查表用插值法查得,结合，查机械设计第九版得，则载荷系数为由机械设计第九版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的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数1.903mm并就进圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径mm,算出小齿轮的齿数.取小齿轮的齿数为40（计算结果不满足要求）故31,取,两齿轮的齿数互为质数，这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 m=1.556 计算齿轮传动几何尺寸计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm，即 校核齿根弯曲疲劳强度校核计算如同前面一样，这里直接给出数据,，m=2，所以载荷系数为强度校核主要设计结论：，m=2mm,a=138,小齿轮选用40cr（调制），大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计。齿根弯曲疲劳强度满足(2)低速级直齿圆柱齿轮的设计选择材料、热处理方式和公差等级二级圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20，选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS40Cr小齿轮(调质处理)大齿轮45钢(调质处理)7级精度初步计算传动的主要尺寸初选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取整。由机械设计第九版10-11式，（以下查表同上一个齿轮设计）设计计算公式进行试算，即确定公式内的各计算数值试选计算小齿轮的转矩系数的选择与查询齿齿宽系数查得区域系数查得材料的弹性影响系数计算接触疲劳强度用重合度系数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极限。计算应力循环次数取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得取较小值，所以试算小齿轮分度圆直径确定传动尺寸计算实际载荷系数根据v=1.914m/s,7精度,查图得动载系数,得,用插值法，查表的7级精度，小齿轮相对支承非对称分布，得接触强度实际载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得计算模数m取标准值m=2.00按弯曲疲劳强度设计确定公式中的各值由资料查询齿形系数,应力修正系数,查的小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为,查得弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳完全系数s=1.4.由式得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取试算模数调整齿轮模数计算实际载荷系数钱的数据准备计算实际载荷系数根据v=0.672, 7级精度查得动载系数,查表的齿间载荷分配系数,用插值法查得,结合b/h=11.11载荷系数为对比计算结果，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的承载能力，仅与齿轮的直径有关，可取由弯曲疲劳强度计算的模数2.133就进圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算的分度圆直径mm,算出小齿轮的齿数.所以取小齿轮的齿数为33,.这样设计的齿轮传动，既满足了齿间接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸的计算计算分度圆直径计算中心距138计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误差，为了设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm， m=2.00mmm=1.354mma=242.5mm校核齿根弯曲疲劳强度,由v=1.353m/s,7级精度,查根据查,用插值法得, 查,所以载荷系数为 主要设计结论：，m=2mm,a=138,小齿轮选用40cr（调制），大齿轮选用45钢，齿轮按7级精度设计14.665齿根满足齿根弯曲疲劳强度4.轴的设计计算4.1高速轴的设计(1)已知条件高速轴传递的功率，转速，小齿轮分度圆直径，齿宽(2)选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查减速器设计实例精解表8-26选用常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理(3)初算轴径查表得，考虑轴端只承受转矩，故取小值，则轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径(4)结构设计轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序从轴的最细处开始设计轴段，轴段上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂轴孔设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径，带轮轮毂的宽度为，结合带轮结构，取带轮轮毂的宽度为，轴段的轴径略小于毂孔宽度，取密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度。轴段的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查减速器设计实例精解表，选毡圈 24B/ZQ4606-1997，则轴承与轴段及轴段的设计考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30306内径d=40mm,外径D=80，宽度B=18m，T=19.75mm外径定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故取轴段的直径。轴承采用脂润滑，需要挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm.通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则,同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取齿轮与轴段 该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3可初定，齿轮的分度圆直径较小，采用实心式,齿轮宽度，为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴长度应比齿轮宽度略短，取轴段设计 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=(.070.1)=2.944.2mm.取3mm，则轴肩直径,取。该轴段也可提供右端轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离轴段的长度 轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关，还与轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为，由表4-1可知，下箱座壁厚取, 取轴承旁连接螺栓为M12则，箱体轴承座宽度，取，可取箱体凸缘连接螺栓为M10地脚螺栓为,则有轴承盖连接螺栓定为，由表8-30得轴承端盖凸缘厚度取；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；端盖连接螺钉查减速器设计实例精解表8-29采用螺钉GB/T 5781 M8x25;为方便不拆卸带轮的条件下，可以拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=30mm, 带轮采取腹板式。螺钉的拆装空间足够。则 轴上里作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由减速器设计实例精解图2-A可得轴的支点及受力点间的距离为 表4-1高速轴的相关尺寸轴段的直径 轴段的轴径 轴段的直径 轴段的直径 轴段6的直径 轴段6的轴径轴段4的直径 轴长度 轴肩 轴段下箱座壁厚 箱体轴承座宽度 螺钉的拆装空间 轴的支点及受力点间的距离 轴的支点及受力点间的距离 轴的支点及受力点间的距离 (5)键连接带轮与轴段间采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表得键的型号为键8x36GB/T 1096-1990,齿轮与轴端间采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解表选其型号为12x125GB/T1096-1990(6)轴的受力分析画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示计算支承反力 在水平面上为式中负号表示与图中所画力相反在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为画弯矩图 弯矩图如图所示在水平面上a-a剖面为b-b剖面图为在垂直平面上为合成弯矩，在a-a剖面为b-b剖面为(7)校核轴的强度因a-a剖面弯矩大，且作用有转矩，故a-a剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由减速器设计实例精解表查得45钢调质处理抗拉强度极限由减速器设计实例精解表查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求轴的强度满足要求(8)校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为齿轮处键连接的挤压应力为键、轴、齿轮及带轮的材料都选为钢，由减速器设计实例精解表8-33查得,强度足够键连接强度足够(9)校核轴承寿命计算当量动载荷 查减速器设计实例精解表6208轴承的C=29500N, C0=18000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为校核轴承寿命 因,故只需校核轴承1的寿命，。轴承在100以下工作，查减速器设计实例精解表得fT=1。对于减速器，查减速器设计实例精解表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为，故轴承寿命足够图4-1高速轴的结构与受力分析4.2低速轴的设计(1)已知条件 低速轴传递的功率，转速，齿轮4分度圆直径，齿宽(2)选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查减速器设计实例精解表选用常用材料45钢，调质处理45钢，调质处理(3)初算轴径查表得，考虑轴端只承受转矩，故取小值， 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径d(4)结构设计轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序从最小轴径处开始设计联轴器及轴段 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表，取,则计算转矩由表查得GB/T5014-2003中的Lx3型联轴器符合要求：公称转矩为1250Nm，许用转速4750r/min，轴孔范围为3060mm考虑d36.23mm,取联轴器毂孔直径为40mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX340X84GB/T5014-2003，相应的轴段的直径d1=40mm其长度略小于毂孔宽度，取L1=85mm密封圈与轴段 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位轴肩高度。轴段的轴径，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查减速器设计实例精解，选毡圈 46JB/2Q4606-1997，则轴承与轴段及轴段的设计 轴段和上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。现暂取轴承为30211，由减速器设计实例精解得轴承内径d=55mm,外径D=100mm，宽度B=21mm，定位轴肩直径，外径定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。轴承采用脂润滑，需要挡油环, 轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm.通常一根轴上的两个轴承采取相同的型号同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用由润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，故可取。该处轴承与高速轴右端轴承公用一个轴承座，两轴承相邻端面距离去6.5mm，满足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即.齿轮与轴段的设计 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，d4应略大于d3可初定，齿轮4的轮毂的宽度范围为，取,其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一个平面内，采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度比齿轮4的轮毂略短，故取轴段的设计该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为，取，则，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离,该轴段也可提供轴承的轴向定位。轴段与轴段的长度 轴段的长度除与轴上的零件有关，海域轴承支座宽度及轴承端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离K=28mm.则轴段的长度轴段的长度轴上力作用点的间距，轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为表4-2低速轴的相关尺寸轴端最细处直径轴段的轴径轴承内径轴段的直径轴段的直径轮毂宽度轴段的长度轴肩直径轴承座宽度轴段长度轴段长度轴的支点距离轴的受力点距离轴的支点与受力点距离 (5)键连接联轴器与轴段及齿轮4与轴段采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解得键的型号非别为键12x70 GB/T 1096-1990和键16x56GB/T 1096-1990(6)轴的受力分析计算支承反力 在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为在水平面上a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为在垂直平面上a-a剖面为合成弯矩，在a-a剖面左侧为在a-a剖面右侧为表4-3低速轴受的各力水平面上的支承反力水平面上的支承反力垂直面上的支承反力垂直面上的支承反力轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力a-a剖面左侧弯矩转矩 (7)校核轴的强度因a-a剖面左右侧弯矩基本相等，但a-a剖面右侧作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限由表8-32查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求轴的强度满足要求(8)校核键连接的强度联轴器处键的挤压应力为齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴、齿轮及联轴器的材料都为钢，由减速器设计实例精解表查得,强度足够键连接强度足够(9)校核轴承寿命计算当量动载荷 查减速器设计实例精解得表轴承的C=73200N,C0 =92000N,轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为校核轴承寿命 因,故只需校核轴承1的寿命，。轴承在100以下工作，查减速器设计实例精解得fT=1。对于减速器，查减速器设计实例精解得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为，故轴承寿命足够图4-2低速轴的受力分析4.3中间轴的设计(1)已知条件中间轴传递的功率，转速，齿轮分度圆直径，齿轮宽，(2)选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理(3)初算轴径得，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值，则(4)结构设计轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从处开始设计轴承的选择与轴段及轴段的设计 该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮没有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。取6210进行设计计算，由减速器设计实例精解得轴承内径d=45mm,外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径，外径定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则齿轮轴段和轴段的设计 轴段上安装齿轮2，轴段安装齿轮3，为便于齿轮的安装，和应分别大于和，定.查表知该处键的截面尺寸为16mm x 10mm轮毂键槽深度,齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离故齿轮3设计成齿轮轴，,材料为40Cr,调质处理。齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮彀宽度范围为，取其轮彀宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比相应的齿轮的轮毂略短，因故取，轴段的设计 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为取其高度为，故。齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距离箱体内壁距离均取为，齿轮2的左端面距离箱体内壁的距离为高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承共用一个轴承座，其宽度为，则箱体内壁宽度为则轴段的长度为轴段及轴段的长度 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离 取为，则轴段的长度为轴段的长度为轴上作用力点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由图可得轴的指点及受力间的距离表4-4中间轴的相关尺寸轴段的直径轴段的直径轴段的直径轴段的长度轴段的长度轴段的直径箱体内壁宽度轴段的长度轴段的长度轴段的长度轴的支点距离轴的受力点距离轴的支点与受力点距离 (5)键连接齿轮2与轴间采用A型普通平键连接，查减速器设计实例精解得键的型号为键14*50GB/T 1096-1990(6)轴的受力分析计算支承反力在水平面上为在垂直平面上为轴承1的总支承反力为轴承2的总支承反力为在垂直平面上为合成弯矩，在a-a剖面为b-b剖面为表4-5中间轴受的各力水平面上的支承反力水平面上的支承反力垂直面上的支承反力垂直面上的支承反力轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力a-a剖面左侧弯矩a-a剖面右侧弯矩b-b剖面左侧弯矩 (7)校核轴的强度b-b剖面弯矩大，且作用与转矩，故b-b剖面为危险剖面。b-b剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为由表查得45钢调质处理抗拉强度极限由由减速器设计实例精解查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求.轴的强度满足要求(8)校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及齿轮的材料都为钢，由减速器设计实例精解查得,强度足够键连接强度足够(9)校核轴承寿命计算当量动载荷 查表轴承的C=50000轴承受力如图所示。因为轴承不受轴向力，轴承1,2当量载荷为P1=R1=1355.3NP2=R2=6500.7N校核轴承寿命 因,故只需校核轴承2的寿命，。轴承在100以下工作，查表减速器设计实例精解得fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fp=1.5则轴承1的寿命为，故轴承寿命足够轴承寿命满足要求中间轴的受力分析 5.箱体结构的设计5.1减速器机体结构尺寸名称符号结果取值箱座壁厚取8mm箱盖壁厚1取8mm箱盖凸缘厚度b1取12mm箱座凸缘厚度b取12mm箱座底凸缘厚度b2取20mm地脚螺钉直径取M16地脚螺钉数目n取4轴承旁连接螺栓直径d1取M12盖与座连接螺栓直径d2取M10连接螺栓d2的间距l取150轴承端盖螺钉直径d3取M8视孔盖螺钉直径d4取M6定位销直径d取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1取26、22、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2取24、20、14轴承旁凸台半径R1取16凸台高度h取55外箱壁至轴承座端面距离K取42大齿轮顶圆与内箱壁距离1取12齿轮端面与内箱壁距离取10箱盖、箱座肋厚M取85.2附件的设计与选择(1)检查孔及检查孔盖 检查孔尺寸为120mm210mm 位置在传动件啮合区的的上方；检查孔盖尺寸为150mmX240mm。(2)油面指示装置 选用油标尺M16，由减速器设计实例精解可查得相关尺寸(3)通气器 选用提手式通气器，由减速器设计实例精解可查得相关尺寸(4)放油孔级螺塞 设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M161.5 JB/T1700-2008，螺塞垫2416 JB/T1718-2008，由减速器设计实例精解表8-41和减速器设计实例精解可查的相关尺寸。(5)起吊装置 上箱盖采用吊环，箱座上采用吊钩，由减速器设计实例精解可查得相关尺寸。(6)起箱螺钉 起箱螺钉查减速器设计实例精解，取螺钉GB/T 5781-2000 M1025.(7)定位销 定位销查减速器设计实例精解，取销GB/T 117-2000 535两个。6、润滑密封设计轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油LAN68润滑油润滑，润滑油深度为0.65dm，箱体底面尺寸为4.54dm2.70dm，箱体内所装润滑油量为该减速器所传递的功率。对于二级减速器，每传递1kW的功率，需油量为，则该减速器所需油量为,润滑油量满足要求。7、参考文献1 濮良贵、机械设计. 9版. M 北京:高等教育出版社, 20032 张策, 机械原理与机械设计M. 北京：机械工业出版社，20053 吴宗泽、罗胜国. 机械设计课程设计手册M. 北京: 高等教育出版社，20094 王伯平.互换性与测量技术基础(第2版). M 北京: 机械工业出版社,20135 孙恒.机械原理（第八版）M北京：高等教育出版社，20136 李育锡.机械设计课程设计（第二版）M北京：高等教育出版社，20147 张春宜、郝广平、刘敏.减速器设计实例精解M北京:机械工业出版社，2010