二级减速器课程设计完整版.docx

书目1 .设计任务22 .传动系统方案的拟定23 .电动机的选择33.1 选择电动机的结构和类型33. 2传动比的安排74. 3传动系统的运动和动力参数计算75. 减速器齿轮传动的设计计算135.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计弊134. 2低速级宜齿圆柱齿轮传动的设计计算265.减速器轴及轴承装置的设计355. 1轴的设计355. 2键的选择与校核485. 3轴承的的选择与寿命校核506. 箱体的设计546.1 箱体附件546 .2铸件减速器机体结构尺寸计算表567 .润滑和密封587.1 润滑方式选择587.2密封方式选择58参考资料书目58计算及说明结果1 .设计任务1 .1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有稍微冲击，输送带允许速度误差±4%,二班制，运用期限12年(每年工作口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：尸=9OON输送带带速：v=24(±4%)m/S滚筒直径：4502 .3工作条件二班制，空载起动，有稍微冲击，连续单向运转，大修期三年；三相沟通电源，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卜图所示：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6工作。传动系统中采纳两级绽开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为宜齿圆柱齿轮传动，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匀称。绽开式减速器结构简洁，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。3 .电动机的选择3.1 选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用丫系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。3.1.1选择电动机的容量依据已知条件计算，工作机所须要的有效功率,Fv900×2.4nz,11,P=2.16AW“100O1000设：,一一输送机滚筒轴至输送带间的传动效率；n.一一联轴器效率，n<=099（见机械设计课程设计（西安交通高校出版社）表3D；n一一闭式圆柱齿轮传动效率，n=o.98（同上）；Hb滚动轴承（一对球轴承），Qb=099（同上）：nr,一一输送机滚筒效率，=o.96（同上）。估算传动装置的总效率77=77。172?723-,式中=0991.1.-6t=0.99x0.98=0.9702S=j1.,t=0.99×0.98=0.9702如=%几=0.99x0.99=0.9801tu=t,cv=0.99×0.96=0.9504传动系统效率=%几司.N%ft1.=0.99X0.97020.9702X0.980Ix0.9504=0.8680工作机所须要电动机功率C-；-nii-24884AW0.ooo0计算及说明巴=2.16kW传动总效率n=0.8680Pr=2.4884kW结果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P.=3kW=101.91r/min方案电动机型号额定功率<kw）满载转速（r/min）总传动比1Y1001.-23288028.262Y1001.2-43144014.133Y132S-639609.42通过对以上方案比较可以看出:电动机Y1001.2-4型电动机转速n,=1440r/min总传动机所需的电动机动率Pr。因工作时存在稍微冲击，电动机额定功率Pm要大于P1.由机械设计课程设计（西安交通高校出版社）表3-2所列丫系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满意选P,>P,条件的电动机额定功率Pn应取为3kW03.1.2确定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速V2.4x60-3.14×450×103传动系统总传动比i=4由机械设计（高等教化出版社）表18-1查得，绽开式两级圆柱齿轮减速器举荐传动比范围为i=860,故电动机转速的可选范国为%=/,7h=（8-60）x101.91=815.28-6114.6r/min由机械设计课程设计（西安交通高校出版社）表32可以查得电动机数据如下表：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,i=14.13结果总传动比为28.26。但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，成本提高。方案2选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。对于绽开式两级减速器（i=8'60）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。Y1001.2-4型三相异步电动机的额定功率P.=3kw,满载转速n,=1440rmin。由机械设计课程设计（西安交通高校出版社）表33电动机的安装及外型尺寸（单位mm）如下：计算及说明ABCDEFGHKBACADHDBB1.I161628+0.OO6821012020182417380439O4O255O5OOO-0.004查得电动机电动机基本参数如下：中心高"=100mm,轴伸出部分用于装联轴器轴端的直径。=28(三)mm,轴伸出部分长度E=60mm,>3.2传动比的安排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1=z34=1因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比=-=14.13A)曲，G=4.286i”=3.297*为便于两级圆柱齿轮减速器采纳浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350,、齿宽系数相等时，考虑齿而接触强度接近相等的条件，取高速级传动比n=7=13×28.26=4.286低速级传动比传动系统各传动比分别为01=1.Z12=4.286以=3.297J=I3.3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w0=nn=1440rminz,=1.三=440rmin1=丛=地=336iy24.286计算及说明结果%336.n,=102rZnuni2i3.297小102.m/ni=1.()2rminq1计算:出各轴的输入功率4=R=2.48841.W4=/(H=2.48840.99=2.4635AWPi=W?=2.4635x0.9702=2.390Mw=1如=2.3901×0.9702=2.3189MV巴=2.3189X0.9801=2.27284W计第出各轴的输入转矩P248841=9550=9550X-=16.50NmM01440Ti=1.1.=16.50×IX0.99=16.34Vm7；=7J171.2=16.34×4.286×0.9702=67.95wTy=T2i2,2i=67.95X3.297×0.9702=21736NmTa=7%=217.36X1X0.9801=21303Nm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。轴1轴2轴3轴4轴转速n(rmin)14401440336102102功率P(Kw)2.48842.46352.39012.31892.2728两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.2863.2971传动效率110.990.97020.97020.9801转矩T(Nm)16.5016.34217.3667.95213.03（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)初选小齿轮齿数乙-24,大齿轮齿数Z产103(4) 初选螺旋角B=14°(5) 压力角=20°2、按齿面接触疲惫强度设计(1).由机械设计.(高等教化出版社第九版)式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即丁!J确定公式中的各参数值。试选载荷系数1.=1.0。由式(10-23)可得螺旋角系数ZrZp=cos?=AoS1.4。=0.985计算小齿轮传递的转矩：出必=955x*24635=1.6340,NeH1144()由图1020查取区域系数Z*=2.4330由表10-7选取齿宽系数死=10由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=I898MPaJ由式(IO-21)计算接触疲惫强度用重合度系数Z，a,-arctan(tanarcos)=arctan(tan20s14)=20.562%I=arcsz1cosa1(z1+2,cos)=arccs24×cos20.562/(24+2×cos1.4)=29.974ai4,=arccosz,cosa(z,+2ft'1cos)=arccos103×cos20.562/(103+2×1.×cos1.4)=23.223=U1(an6ru1.-tan4)+Z(Iana2-tanccj2=(24x(tan29.974-tan20.562)+103×(tan23.223-tan20.562)r=1.655f421.tan!=1×24×(an1411=1.905计算及说明结果Z1.怦S-=J.(1.1.905)+黑=0.666J£aVJI计算接触疲惫许用应力b，/由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲惫极限分别为w1.to1.=WOMPa和wto2=550MPa由式(10-15)计算应力循环次数：N1.=60j111=60X1440XI×(2X8×3×12)=4.977XIO9Nz=NJu=4.977XIO9/(103/24)=1.16()×109由图10-23查取接触疲惫寿命系数KHM=O89勺心=0.92。取失效概率为居、平安系数S=Ij1.=""二=089x600=534MPUSf,i=%；M=(I芋50=506Mpa取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲惫许用应力，即,J=wJ2=5()6,W计算小齿轮分度圆宜径。ze=0.6664,2KhX“+I'4Z44叱«EgX1.0X1.634Xw(IO3/24)+Ij2.433189.80.666X0.985ViX(103/24)X506=24.353mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前段数据打算。圆周速度VKdJ1.I”X24.353X1440,60I(XX)601.0V=u-j-=1.836"S齿宽bb=1.1.=IX24.353=28.353Un2)计算实际载荷系数必。查得运用系数K.=1。依据v=2.183m/s、7级精度,由图10-8查得动载荷系数KV=1.o8.齿轮的圆周力Ei=27/4,=21.634x0'/28.353=1.131.0'N,KJ；J/>=1X1.131X10'/28.353=41.4V三<KXhV/mtn,计算及说明结果查表10-3得齿间载荷安排系数K，=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”#=1.414。其载荷系数为Afw=K1KvZChuKwz,=1×1.O8×1.4×1.4I4=2.138d1.三34.IO7>t>t3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径4=du=28.353X=34.107mmm=4cos/?/z1=34.107×cos14/24=1.382mm3、按齿根弯曲疲惫强度设计<1）由式（10-20）试算齿轮模数，即ZP孕Vrf21.FD确定公式中的各参数值试选载荷系数K”=1.3由式(10-19),可得计算弯曲疲惫强度的重合度系数匕h=arctan(tancosr)=arctan(tan14cos20.562)=13.140av=a/cos：h=1.655/cos213.140=1.728匕=0.25÷0.75/J=0.25+0.75/1.728=0.6R4由式(IOT9)可得计算弯曲疲惫强度的螺旋角系数Y.>；=1-f=1.-1.905×-=0.778pp120120计算衿由当量齿数O=ZjC=24c°s”=26.27,查图吁下得齿形zr2-z2cos/?=103/con14=112.75系数1.,=2.62、Yr2=2.Iii0,I1-3(MMRkr1.2-2WM因由图IoT8查得应力修正系数Q=1.6、匕2681。由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限<,=500MPa;大齿轮的弯曲强度极限GE=沏MR1.=0.S5、Krtii=0.880由图1022查得弯曲疲惫寿命系数KW取弯曲疲惫平安系数S=1.4,由式（IoT4）W°m=(5X'(X)=304MPa1.422.=生88:380=239MPa1.4设计及说明结果2.62x1.6304=0.0138&PT2.18×1.81.239=0.0165因为大齿轮的绪大于小齿轮,所以取YYY=0.0165，矶2）试算蹩2产，研8,叫冷=J2X1.3XW心。.渊XOR8m4,。包。废MnVeHIh1.JV1x24-（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据打算圆周速度V4=nf1.t1.=0.858X24”“=20.592v=,x20.592x1440w/5=|553w/56()×I(XX)60I(XX)齿宽bb=M=1X20.592""=20.592/wn宽高比/，/，OIi=(2'+C)叫=(2×I+0.25)×0.858=1.93mmb=20.592/1.931=10.662）计算实际载荷系数K,依据】，=1.55为“/S.7级精度，由图10-8查得动载系数K=1.O3。由凸=27；/&=2X1.634XIO4/20.592N=1.587Jd0'NKZ>=1×I.587×I0,/20.592/mm=77.1.V/mmV100N/mm查表10-3得齿间载荷安排系数,=1.4。由表10-4用插值法查得=1.413,结合b"=10,66查图IOT3可得K”=1.32。则载荷系数为K,=K'KKfaKtp=×mX1.4x1.32=1.9883）由式（IoT3）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数ih=n1.1.1.Ji-=O.858J：；%”=.037mm由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲惫强度所确定的承载实力，取由弯曲疲惫强度算得的模数E=1.037mm并从标准中就近取z1.=1.,5三r;而齿面接触疲惫强度所确定的承载实力，仅及齿轮自:径有美,取按接触疲惫强度算得的分度圆直径4=34.107”来计算小齿轮的齿数，BP21=J1cos/m1.t=34.1()7×cos14/1.5=22.06计算及说明结果取z=22则大齿轮的齿数=g=号X22=94.42,取向=95,两齿轮Z1=22齿数互为质数。4.几何尺寸计算Z2=95(1)计算中心距=Z+zJm.=(22+95)x1.5a=90”“=12.839d1.-31511wc2=I46.I5wh2cos/?2×cos1.4考虑模数从1.037nn增大圆整至2nm,为此将中心距圆整为90。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角Q(z1.+z,)mn(22+95)1.5ICU1.CB=d11rcos-_S三-=arccos-=12.8392a2x90(3)计算分度圆直径d-马叫-22x1.5-3385cos/7s12.839d-源-95x1.5t46IS“b,=40coscos12.839(4)计算齿轮宽度h=1.=1×33.85=33.85取h2=34、b1.=4()mnt。h2=34mm5.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，以明确齿轮的工作实力。(I)齿面接触疲惫强度校核一处也“+1",1.'乙再z,z*_/2×2,138x1.634x1.(22+95)÷I94.1.89806610984Y1×39.85,(22+95)=3i)MPa<1.1.满意齿面接触疲惫强度条件(2)齿根弯曲疲惫强度校核2K7；rf,%匕Yf.cos'f1.2X1.3X1.634xIO4×2.IX×1X1.×0684×0.778×cos312.839a=90mmSr,j,w')×22,x1.5'-)04MPa<(<r,1_21.31.6341.0'2.1XX1.KIXO.691.78cs'12.839"c中M况Ix22?X1.S-H2.W¼<(<rr12三12.839=1250,2(6.主要设计结论齿数Z1.=22、Zj=95,模数"1.,=1.5,压力角=2(),螺旋角.=12.839=12502）”变位系数F=W=O,中心距=90,w,齿宽向=40""”也=34三。小齿轮选用405（调质）,大齿轮选用45钢（调质）。齿轮依据7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆直径&G60"，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,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBSo1)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按齿面接触疲惫强度设计(1).由机械设计.高等教化出版社第九版式(10-24)试算小齿轮分度圆直径，即。恃*¾H'I)确定公式中的各参数值。试选载荷系数K,0=1.0。计算小齿轮传递的转矩：Tt=9.55×I0,11i=9.55×IOCX23901/336=6.79329×04Nnn 由图10-20查取区域系数Z“=2.433=2.433。 由表10-7选取齿宽系数"=1.O 由表10-5查得材料的弹性影响系数Z1.I898W/M”®由式(Io-21)计算接触疲惫强度用重合度系数Z,0a1.=arccos1.cosa,(z1.+2*)=accos24cos20o(24+2×1.)=29.841oaa2=arccos(z,cos,(z2+2*)=arccos79×cos20o(79+2×1.)=23.5820a=z1.(ana41.-tana)+z2(tan2-tan)211=24×(tan29.841.o-tan20o)+79(tan23.5820-tan20o)211=I.7I4ZJ妤=产萼=.3计算接触疲惫许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲惫极限分别为分,E=600MP0和为w=550W¾由式(10-15)计算应力循环次数：N,=60ii=6()×336×1x(2×8×300×12)=1.162I6×109r2=jV,u=1.161.216×109(7924)=3.822336×1.09由图10-23查取接触疲惫寿命系数&AB=O92.Ks=090取失效概率为、平安系数SM1.f1.广"哼叱=°=522PaS1,1.,=K暇必=09x550=495MftS=20o(aAj-495,WAi取1%1.和I。中的较小者作为该齿轮副的接触疲惫许用应力，即1.1.f=1.1.1.1=A95MPa2.5x189.8x0.873V2）计算小齿轮分度圆立径。,2x1.0x6.7933x1.04(79/24)+1(79/24)=49.873Jwn调整小齿轮分度圆宜径1)计算实际载荷系数前段数据打算。圆周速度Vo11d.ny11×49.873×336八Orr,V=1.-1-0.877s6006O×IO(X)Z)=J=Ix49.837=49.837/M/n齿宽瓦2)计算实际载荷系数KI查得运用系数以=1。依据V0.877ms7级精度，查得动载荷系数41.0。齿轮的圆周力1.=27Jr1.1.=2×6.79329×IO4/49.873V=2.724×1.VKAFjh=X2.724×16,49.873f/wn=54.625<1(X)NZmm查得齿间载荷安排系数K1.ta=1.2。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,得齿向载荷分他系数K1.1.f1.=1.420»其载荷系数为d=59.569/wmK11=KKvK1.1.aK1.tfi=1.0.2.420=1.7043)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M=J1z1=49.87324zmw=2.078wm3.按齿根弯曲疲惫强度设计(1)产算齿轮模数,即%J评.心O确定公式中的各参数值。试选K,=1.3。由式(10-5)计算弯曲疲惫强度的重合度系数1.y=0.25+=0.25+=0.688a.7421.k计算I"由图10-17查得齿形系数%=2.62匕.=2.18由图10T8查得应力修正系数%=1.55、1.=I.76由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限，"，'=50(,MPa：大齿轮的弯曲强度极限分皿=颊MPa由图1022查得弯曲疲惫寿命系数Km1.O.85、Km=O.88。取弯曲疲惫平安系数S=1.4,得KMW"H=°g5°Q=303.57MPaS1.4=O38×380=238.86MPa,1.=3U5TMP>%1.2183fMP42,1.1.二hTSr=00'342.25×1.76=O.U1OO238.86因为大齿轮的【内】大于小齿轮，所以取VYYY-fB-a-=-E2-a2-=0.01661.r1.f22）试算模数'Vrf三121.j-2X1,3X6.793X10'x0.688I242调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数据打算。圆周速度B4=m1z1=1.519×24mm=36.456“兀d/、rx36.456x336,C,V=ntis=0.64n1.s60x100060x(X)0齿宽bb=jd,=I×36.456=36.456mn宽高比人h=(2d,+c')m1.=(21.+0.25)×1.519mn=3.41811w=36.456/3.418=10.672)计算实际载荷系数打依据v=0641m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数K,=1.07u由,=27；/rf1=2X6.793XIO4/36.456/V=3.727×10'NK“F"b=Tx3.727x1.5/36.456NImm=102.23r/mm>100N/mm查表10-3得齿间载荷安排系数K,0=1.0。由表10-4用插值法杳得K,.=1.417,结合/”才=10.67查图1073可得KoI=I.34。则载荷系数为KF=KaKvKtuKff1.=IX1.O7X1.0X1.34=1.4343)由式(IoT3),可得按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mrI1.434=1.5I9×Jmm=1.569mnV1.3对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数In大于由齿根弯曲疲惫强度计算的模数。由于齿轮模数m的大小主要取决及于弯曲疲惫强度所确定的承载实力，而齿而接触疲惫强度所确定的承载实力，仅及齿轮直径有关，可取由弯曲疲惫强度算得的模数1.569mm并近m=2mm2,=252,=824=5011nd2=164圆取整为标准值m=2mm,按接触疲惫强度算得的分度圆宜径4=49.873/»/»,算出小齿轮齿数z1.=J1.n=49.8732=24.937。取Z=25则大齿轮的齿数Z2=2=3.297×25=82.4,取z2=82,两齿轮齿数互为质数。z,和ZZ互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满意了齿面接触疲惫强度，又满意了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避开奢侈。4 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直径<i=z1zn=25×2=5O,=z,w=82×2=164(2)计算中和融=(Ji+J,)/2=(50+164)/2=107”“(3)计算齿轮宽度b=,<1.=1x50=50考虑不行避开的安装误差，为了保证设计齿宽b的节约材料，一般将小齿轮略为加宽(5'10)mm,即b1.=5Hmnb2=50m/=110v&=6+(510)=50+(510)”=5560取么=58.，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即么=50"5 .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、变更齿数或变位法进行圆整。将中心距圆整为a=0mmo在圆整之后，齿轮副几何尺寸发生变更，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作实力。(1)计算变位系数和I)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。d=arccosKaCOSa)/I=arccos(107×cos2()0)/110=23.9270.=0.724x2«0.850无=Z+4=25+82=107xr=r,+A-,=(n'a-z7na)(2tana)=(7n-23.927o-z7n20o)×107/(2tan20o)=1.65y=(-tf)m=(110-107)2=1.5y=.y-y=1.65-1.5=().15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)安排变位系数X供由图10-2Ib可知,坐标点(为/2田/2)=(53.5,0.825)位于1.1.7和1.16之间。按这两条线做射线，再从横坐标的4鼻处做垂直线，及射线交点的纵坐标分别是X,=0.724,占=0.850。3）齿而接触疲惫强度校核2×2.01×6.793×IO4(25+82)+1，=J：××2.45X189.8X0.64VI×59.43,25+82满意齿而接触疲惫强度条件。4）齿根弯曲强度校核小齿轮2K1.,T,Yt.YY12×2.07×6.79310*×2.51.56×0.68"rfz12m,1×29-×2'=24MPa<f1大齿轮2K/,YJ2x2.07x6.793x10'x2.18x1.79x0.68n一<m'一I×2922,=W1.MPa<t2齿根弯曲疲惫强度满意要求，并且小齿轮反抗弯曲疲惫破坏的实力大于大齿轮。6.主要设计结论齿数z=25,z=82,模数m=2mm,压力角a=20,变位系数x1.=0.724.X,=0.850,中心'距a=IIOnn»齿宽“=58,也=55mm。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮依据7级精度设计。齿顶圆大齿轮齿顶圆宜径4G6O""，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2=221=95/22，低速级直齿轮传动:./.82/25,可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比传动误差匕1.=乂=业业=_0.2%Vi14.13传动误差在题目给定的允许速度误差士领之内，符合设计要求。5.减速器轴及轴承装置的设计作用在高速斜5.1轴的设计齿轮轴5.1.1高速轴的的结构设计上的力一、输入轴的功率，、转速和转矩=820.28fF.-3O6.2I/V转速q=1440rmin,功率匕=2.4635AW,转矩7；=16.34NmE-I86.95N二、计算作用在高速斜齿轮轴上的力:圆周力-V=靛乳皿8N桎向j三中1喷鼻T轴向力:H=WXtanD=820.28Xtan1.2.839=I86.95/V结果计算及说明0=112d01.4.1.m11三、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AO=II2d.=44=U2庐箜-依据公式GV1440计算轴的最小直径，并加大5%以考虑键槽的影响,do1.O5dato=14.1mm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，如卜.图。4=1Smm1.i=3(y)rt4=2Iwi1.-=7Onm4二25mm1.y=T1.nundJ29mm1.4=73mm轴段1主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相协作，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为忆=K1.7,考虑到转矩变更小，依据工作状况选取KA=I次则：兀=KJ>1.31.65O=21.45N叫依据国标GB/T4323-2019要求选用弹性套柱销联轴器，型号为1.T3,及输入轴联接的半联轴器孔径4=®，因此选取轴段1的直径为4=18。半联轴器轮毅总长度1.=52"（J型轴孔），及轴协作的轮毂孔氏度为4=38。（2）确定各轴段的直径和长度:轴段1:为协作轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为4=18"。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协作段轮毂孔长度略短23mm,轴段1总长为1.1.=36mmO轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有肯定的高度,其直径确定为：d2b'1.",o取轴承端盖的宽度为40mm,取端盖的外端面及半联轴器右端面间的距离1.=mm,故取1.,=70三o轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承，取其直径为4=25，。预选轴承型号为7205C角接触球轴承。宽度8=15加明轴承内圈直径<=25ot11:为保证轴承的轴向定位用套筒定位,套筒d=12mm。则此轴段的长V=5+d=15+12=27mm轴段4：过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度Iomo/)d,r”c取d，=29Mr,取中间轴一级齿轮及二级齿轮间的距离&=二级齿轮距箱体左内壁的距离a=U“，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁肯定距离S,取S=IwwJ在轴承右侧有一套筒<=1.2mm,已知二级输入齿轮齿宽为A,=5即师，则此段轴的长Zq=II+58+11+10-12=78/"？轴段5：此段为齿轮轴段，此段的长人=a=40叫轴段6：此段为过渡轴段，同轴段4,取4=4=28的”，取齿轮距1.it=4On11J6=29mm4,=9mm箱体右内壁的距离a=1.Mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴d1=25mm承位置时应距箱体内壁肯定距离s,as=>三,在轴承左侧有一套筒1.=27”d=12mm,则此段轴的长1.6=÷5,-</=11+10-12=9mm轴段7：此段为轴承及套筒轴段，已知滚动轴承宽度为B=I5"”，半联轴1.7=+d=15+12=21mm取其直径4=4=25mm器轮毂（3）轴上零件的轴向定位及轴的半联轴器及轴的周向定位采纳平键连接。按4=18“由表6T查协作为得平键假面bXh=611三X6m,键槽用键槽铳刀加工，长为30mm,同时H7k6为了保证半联轴器及轴协作有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂及轴端倒轴的协作为H7k6.滚动轴承及轴的周向定位是由过盈协作来保证角为C1.的，此处选轴的直径尺寸公差为m60各轴肩4）确定轴上圆角及倒角尺寸处圆角参考表15-2,取轴端倒ffj为C1.,各轴肩处圆角半径为R1.0。半径为五、求轴上载荷DI（1）画轴的受力简图K1.在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205C型角接触球轴承轴承</=25,«=16.4/O因此，作为筒支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：1.=108.(wn11÷3i).bnm=J48,2/wn0依据轴的