小韩机械设计减速箱说明书.docx

小韩机械设计减速箱说明书题目：设计一个用于带式运输机上的二级圆柱斜齿轮减速器.给定数据及要求：已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2500N,带速v=1.5ms,卷筒直径D=450mm,三相交流电源，有粉尘，工作寿命15年（设每年工作300天）两班制，单向运转，载荷平稳，常温连续工作，齿轮精度为7级。二.机械传动装置总体设计方案：一、拟定传动方案1 .减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。2 .特点及应用：结构简单，但齿轮相关于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形与轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。3 .具体传动方案如下：图示：传动方案为：电动机-皮带轮-高速齿轮-低速齿轮-联轴器-工作机。辅助件有:观察孔盖,油标与油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳与吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等。二、选择电动机L选择电动机的类型按已知的工作要求与条件，选用Y型（IP44）全封闭笼型三相异步电动机。4 .选择电动机的容量工作机要求的电动机输出功率为：D-PPd-7Fv其中P=10007.且产=2500N, V =,5msf w=0.94FvP6=IOOOT7,由电动机至传送带的传动总功率为：42二12345式中，/是带传动的效率，%是轴承传动的效率，%是齿轮传动的效率，Z是联轴器传动的效率，/是卷筒传递的效率。其大小分别为771=0.96，%=0.98,"3=0.97, 774 = 0.99 > 775 = 0.96ow= °96 X 0.984 × 0.972 × 0.99 X 0.96 = 0.79Fv1OO77 1000x0.792500×1.51 Zi FKW = 4.7kw由机械设计课程设计附录九选取电动机额定功率p=5.5kw.3.确定电动机的转速卷筒轴工作转速为：60XK)OO6000OXErfn =63,69/min D3.14x450由机械设计课程设计表3T推荐的常用传动比范围，初选V带的传动比i=24,单级齿轮传动比f=35,两级齿轮传动比3=9 25,故电动机 转速的可选范围为：nd= (Z1Z2 ill)nw = (18 100)×63.69rmin = (1146.42 6369)rmin由机械设计课程设计附录九可知，符合这一范围的同步转速有：1500r/min、3000rmino综合考虑，为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500rmin的电机，型号为Y132S1-4。所选电动机(Y132S1-4)的要紧性能与外观尺寸见表如下：额定功率P"/.同步转速n/(r.minT)满载转速nm/(r.minl)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩5.51500144022Nm23Nm电动机(型号Y132S1-4)的要紧外形尺寸与安装尺寸中心高外型尺寸LX(AC2+D)XHD底脚安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴外伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132515X345X315216X1401238k×58010×41三、分配传动比1440传动装置的总传动比为：=-=T=226Ylw63.66因总传动比i=%啮4齿，为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象,现选V带传动比：%=3；则减速器的传动比为：华=7.53按展开式布置考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度，则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.4,取=1.4,可算出1.4=Jl.4x7.53=3.25；四、计算运动与动力参数L各轴的功率计算I轴Px-RTJOl=£/=4.7ZVVXO.96=4.51%VVIi轴=P=%=451hv×0.97x°98=429hvill轴P3=PifIw=PyhrH=4.29女WXo.97X0.98=4.08攵WIV轴P4=p334=p324=4.08ZWXo.98x0.99=3.96ZVV2.各轴的转速计算n1440I轴的转速%=-=-rm=480rmin'带3II轴的转速n2=7r7min=147.69rminIV轴的转速%=3=63.66rmin3.各轴的转矩计算电动机输出转矩T.=9550×-=9550X生LNtn=317Nmnm1440p451I轴的输入转矩Tl=9550一L=9550×上一Nm=89.73Vmnl480p429II轴的输入转矩%=9550=9550×N-m=277AN-m147.69PAQQIn轴的输入转矩7；=9549=9550×-Nm=612.06Nln63.66IV轴的输入转矩T4=T3T72T74=593.82Nm运动与动力参数的计算结果轴名功率Plkw转矩T/Nm传动比效率转速/(rmin)电动机轴5.531.1730.961440I轴4,5189.733.250.95480II轴4.29277.42.320.95147.69HI轴4.08612.0610.9663.66IV轴3.96593.8263.66五.传动零件的设计计算L带传动的设计H.V带的基本参数确定计算功率Pca：已知：E=4.7ZW;nm=1440r/min；查机械设计表8-7得工况系数：Ka=.2;则：Pca=KAP=1.2×4.7kw=5.Mkw选取V带型号：根据Pea、%?查机械设计图8T1选用A型V带确定大、小带轮的基准直径dd(1)初选小带轮的基准直径：查机械设计表8-6与表8-8,取CldI=100w；(2)计算大带轮基准直径：dd2Xddx=3X100=300mm.由表8-8,圆整取出2=315口加。验算带速：1二Md小60×10003.14x100x144060×1000=754mls由于5ms<v<30"s,故带的速度合适。确定V带的基准长度与传动中心距a0:(1)中心距:由07(ddi+4/2)<<2(".+dd2)初选中心距=15(÷dd2)=1.5×(100+315)=6225mzn取中心距0=625mmo(2)基准长度£公LdO=2a0+g(+dd2)+(%24%=2x625+(100+315)+(315100)24x625=1920mm查机械设计表8-2,关于A型带选用Ld=2(XX)mm(3)实际中心距：LLLdo2000-1920公<aan+-=625+=665mm°22验算小带轮上的包角/：57V由%=180°-3d2-<n)a573。得%=180°-(315-IoO)点-=163°90,小带轮上的包角合适。计算V带的根数z：Z上叱Pt(P。+"。)KaKL(1) nm=1440r/min,d,“=100,所查机械设计表8-4得：P0=.32kw;(2) nm=140/min,i带=3查表8-4b得：4=0.17vv;(3)由囚=1630查机械设计表8-5得，包角修正系数Ka=O.955(4)由Lll=2000?,查表8-2得：Kt=1.03综上数据,=3.851.2X4.7(1.32+0.17)×0.955×1.03取4根合适。计算单根V带的初拉力的最小值：根据带型A型，查机械设计表8-3得：q=0.1kgmF0 500 ×ZVka-1/2+qv、-1+0.1×7.542UCC5.64(2.5=5OOx4x7.5410.955二157N应使带的实际初拉力大于人。计算作用在轴上的最小压轴力Fp：.=2Z线Sinq=2×4×157×sin-2=1203NV带传动的要紧参数整理并列表：带型带轮基准直径(mm)传动比基准长度(mm)A4h=4/2=31532000中心距(mm)根数初拉力(N)压轴力(N)62541571203带轮结构的设计带轮的材料：使用铸铁带轮(常用材料HT200)带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关，小带轮接电动机，4'=100加较大,因此使用孔板式结构带轮。带轮的结构如下所示:2.齿轮的设计高速齿轮传动设计齿轮的类型依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。运输机为通常工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计附表10-34,选用7级精度。材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火）,硬度为280HBS,由机械设计图10-2Id及图10-2OC按齿面硬度查得接触疲劳强度极限6扁=6。°MPd弯曲疲劳强度极限cr庄=500MP;大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS,大小齿轮硬度相差40HBSo由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限b"im=55。MPa,弯曲疲劳强度极限c7fe=380MPa。齿数：初选小齿轮齿数：Z1=24大齿轮齿数：Z2=24×3.25=78选取螺旋角：由8°<<20o,初选6=14。齿面接触强度设计2K,T”±1d u(ZhZe<crH a.取载荷Kr=I.6b内=1c.选取弹性系数ZE=189.8MPa3(锻钢-锻钢)。选取区域系数Z”=2.433d.由图10-26查得%=0.78,a2=0.87,则=%+%2=18e.计算应力循环次数N=60zz1jLh=60X480×1×2×8×300×15=2.074×IO92.074XIO93.25=1.296× IO9f.由图IO-19取接触疲劳寿命系数=0.88;KN2=08g.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=I,由式10-12得="轨Z闻=0.88X600=528MPdSll2=K黝2/感=o.92×550=506MPaS许用接触应力为：ll(wl+w2)/2=(528+506)/2=517MPah.小齿轮上的转矩T99.5×105×4.51q_CZT1=9.35×10N.mm480计算a.试算小齿轮分度圆直径4，由计算公式得du2×1.6×9.35X1043.25+lz189.8×2.4332CZl()-=57.40.63.25517b.计算圆周速度V=叫&=29/S60×1000c.计算齿宽b及模数也b=iidu=1×51Amm=51Atnmducos/7_mn=-=2.32mm2Ih=2.25mtll=2.25X2.3>2mm=5.22mmd.计算纵向重合度=0.318%z1tan7=0.318×l×24tanl4=1.903e.计算载荷系数K已知使用系数Kjl,根据y=29ms,7级精度，由图10-8可得动载系数Ky=L11,由表10一4查得K珈=1.42;K,=1.35;Ha=KFa=lA故载荷系数：K=KAKyKHaK即=IXLIIXL4xL42=221f.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式(I(Moa)得g.计算模数mn_4cos/?_63.92XCoSl40齿根弯曲强度设计由式10-17得2K7¾,cos2P(%dXu确定计算参数:a.计算载荷系数K=KAKyKpaK"=1X1.11X1.4X1.35=2.01b.根据纵向重合度叼=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88c.计算当量齿数cos3 cos314°=85.38d.查取齿形系数由表10-5,查得Yrctl=2.592,YFa2=2.21e.查取应力校正系数由表10-5,查得匕.=1.596, Ysa2=1.775f.由图10T8取弯曲疲劳寿命系数KFM=O86,Kfn2=O.88g.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式10-12得=KFNOFEl=°S6x500=3(.14MPLfj3S1.4L=2=688x380=238.86MPaLrj4S1.4e.计算大小齿轮的Iy7并加以比较f2.592x1.596303.57=0.01363%=2.231.775:00642大齿轮的数值大。j2238.86设计计算32KT.cos2NyK%2/dZaaF×0.01642 = 1.78mm2×2.1×9.35×104×0.88×cqs214o1×1.65×242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数2“大于由齿根曲疲劳强度计算的法面模数，取加“=2.Omm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.92来计算应有的齿数。因此由dxcos63.92×cos14,CCz.=-j-=31.01取z=31,贝JZ2=uz=3.25X31=100.75,圆整，取Z2=101.几何尺寸计算中心距(21+¾)mn(31+101)×2iqarvla=-=mm=136.Mmm2cosB2×cos14°圆整为136mm。确定螺旋角C(z,÷z7)mlf(31÷101)×2=arccos-=-=arccOS-=1528402a2×136因B值改变不多，故参数£«、K八ZH等不必修正。确定大小齿轮的分度圆直径:d231×2cosl5o28140=63.9mmz2mn_101×2cos/?cosl5o28,40=208.25mm齿轮宽度:b=ddx=1×63.9=63.9mm圆整后取B2=65mm；Bl=70mm。验算27；_ 2x93500463.922925.5/Vb合适结构设计:651×2925.5=45N/mm<iQQN/mm低速齿轮传动设计齿轮的类型依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。运输机为通常工作机器，运转速度不高，查机械设计课程设计附表10-34,选用7级精度。材料选择：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火）,硬度为280HBS,由机械设计图10-2Id及图10-2OC按齿面硬度查得接触疲劳强度极限弯曲疲劳强度极限5尸=5004为；大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火）,硬度为240HBS,大小齿轮硬度相差40HBSo由机械设计图10-21d及图10-20c按齿面硬度查得接触疲劳强度极限（Tmim=550AfPm弯曲疲劳强度极限o=380MR<>齿数：初选小齿轮齿数：Z1=24大齿轮齿数：Z2=24x2.32=55.68,圆整取Z?=56选取螺旋角：由8。<B<20。，初选B=I4。齿面接触强度设计32K,T土1(ZHZEYVdI%La.取载荷Kr=I.6bd=lc.选取弹性系数ZE=I89.8MPa§(锻钢-锻钢)。选取区域系数Z=2.433出由图10-26查得分=0.78,a2=0.84,则%=%+%2462e.计算应力循环次数/V1=60z1jLh=60×147.69×1×2×8×300×15=6.38×IO86.38XIO82.32=2.75× IO8£由图10-19取接触疲劳寿命系数=092;K".=。§6g.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=I,由式10-12得=：必"叫=0.92X600=552MPaSfl2=KKN2m2=096X550=528M4S许用接触应力为：fi(w1+w2)/2=(552+528)/2=540MPah.小齿轮传递的转矩T99.5×105x4.29.qq1.5.Ti=2.89×10N-nun147.69计算a.试算小齿轮分度圆直径(，由计算公式得2×1.6×2.89×1O53.32/189.8X2.433、2”d.t；/()-=84kV1×1.622.32540b.计算圆周速度=0.65?/Sd.,n乃X84X147.69V60×1060×l(XX)c.计算齿宽b及模数为b=ddu=1×84w?=Mminh=2.25wn,=2.25×3Amm=1.64mm=11d.计算纵向重合度=0.318%z1tan7=0.318×l×24tanl4=1.903e.计算载荷系数K已知使用系数根据U=O.65"zs,7级精度，由图10-8可得动载系数Ky=LOl,由表10-4查得K/加=1.428;K,=1.35;Ha=KFa=l0故载荷系数：K=KAKvKHaKH/）=1×1.01×1×1.428=1.44.f.按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（IO-IOa）得g.计算模数/4cos_80×cos14°齿根弯曲强度设计由式10-17得2KT,YcYsddZjr确定计算参数：b.计算载荷系数K=KAKVKFaKW=IXl.05X1.4XL35=1.98b.根据纵向重合度%=1.903,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.88c.计算当量齿数cos3/7cos314d.查取齿形系数由表10-5,查得yFal=2.575,YFa2=2.275e.查取应力校正系数由表10-5,查得=L596,L=L731f.由图10T8取弯曲疲劳寿命系数KFNl=O87,KFN2=09g.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=L4,由式10T2得=KFNOFn=°87x500=3ioLFJ,S1.4r2=KFNNF电=69x380=244.29MPaS1.4e.计算大小齿轮的与1号并加以比较f2.575x1.596310.71=0.013232275×1730,q1612j2244.29大齿轮的数值大。设计计算cos2K由Z%.%×().01642 = 1.78mm2×2,1×9.35×104×0.88×cqs214o1×1.65×242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数%大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取g,=2.0mb已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=80来计算应有的齿数。因此由d.cos80×cos14CCCZi=-=38.8九2圆整，取Z1=39,则Z2=uz=2.32X39=90.48,圆整，取Z2=91.几何尺寸计算中心距(z1+z2)w(39+91)×2a=!=tnm=134.28根22cos2×cosl4圆整为135mm。确定螺旋角(z1÷zJhm(39+91)×2LOB=arccos-!=-=arccos=15.092a2×145因B值改变不多，故参数£.、K八ZH等不必修正。确定大小齿轮的分度圆直径：=8O.78"2"7ZMn_39x2cos/?cos15.09°大小齿轮的直径分别圆整为：4=189与J1=81o齿轮宽度:b=<=1×81=8mm取B2=8mm；Bl=S6mmo验算Fl=生=2x289000 = 7155N81KAFt1×7155SC 山LL = 88N / mm < IooN / mmh 81合适结构设计：3.减速器传动轴及轴承装置、键的设计与校核I轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计轴的设计a.求输入轴上的功率p、转速1与转矩ZPx = 4.5 IAw, H1 = 480/ min, Tx = 89.737V mb.求作用在齿轮上的力齿轮圆周力：2x9.35x10000COSI5028'40"= 284().4N63.9齿轮径向力:蚂%= 2840.4色变一=960.82NCOS0cosl5o28,40"齿轮轴向力:Fa=Fftan3=3035.98Xtan15o232=833.91Nc.初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取4=112（下列轴均取此值），由式15-2初步估算轴的最小直径根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1-11,取直径d=25mmo轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案（见下图）b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度在G-H段安装带轮，由上面的Qgy=25wm.为了满足带轮的轴向定位要求G-H轴段左端需制处一轴肩，轴肩高度=0070ld,故取F-G段的直径dF_G=30w?,lF_G=50mmo带轮与轴配合的毂孔长度LGTL50mm。由于要对轴进行轴向定位，因此要短一点，现取LGTL48。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力与轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求及直径，初选O组基本游隙组，型号32907轴承，其尺寸为dxDx3=3555xl4,故dBc=dE-F=35,Le-f=14。(3)轴承端盖的总宽度为20mio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断面间的距离为30mm,故取Lg=50皿。为减小应力集中，并考虑右轴承的拆卸,轴段D-E的直径应根据32907的单列圆锥滚子轴承的定位轴肩直径凳=35确定=40由。取轴承端面与箱体内壁间留有足够间距，取s=5mmo由箱体内壁总长为183.5,则Idf=183.5-10-70+5=1()3.5轴段C-D上安装齿轮,齿轮采取齿轮轴的形式，取Ko=7()加加，齿轮分度圆为dc_D=Mmmo齿轮左端用挡油环固定。齿轮左端面与箱体内壁的距离L=I0,内壁与轴承的具体为S=5.故IBY=I5mm。轴段A-B安装轴承，故dA_B=35mmJA_B=4mm.c.轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均使用平键连接。按4；_=25相机，由表6-1得bXh=8X7,键槽用键槽铳刀加工，长为45,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与轴的配合为生。6d.确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2x45°,各轴肩处得圆角半径见图15-26.求轴上的载荷，及其受力分析、弯距的计算a.计算支承反力在水平面上Fax+Fbx=F,=284().4N,ZA=FBXX202.5=F1×57解得：fax=2039N,Fx=801No在垂直面上834Fa7+R7=Fr=961,Fli7X202.5-57Fr+×64=0解得：faz=557N,FBZ=404Nb.计算弯矩并作弯矩图水平面弯矩图MAX=Fax×L2=2039×57=116223NmmMBX=MAX=116223Nfnn垂直面弯矩图Maz=Faz×L2=557×57=3749NmmMBZ=x4=404x145=58580/Vmm合成弯矩图M=M；X+M；Z=71162232÷317492=120490NmmMB=(m"M%=1162232+585802=130159Nmm计算转矩并作转矩图7=7=89.73N加载荷水平面H垂直面V支持力FFax=2039N;Fbx=801NFa2=557NjFbz=404N弯矩MMX=II6223Nnln1；MRZ=31749NmmMBZ=58580Nmm总弯矩Ma=JMAX2÷Ma72=120490/VmmAVAXAZM、=JMliX2+Mj=130159N6"zLVZ>f>Z扭矩Tr=7J=89.73N机作受力、弯距与扭距图如下:F；F；FixM×Mz选用键校核带轮与齿轮都用平键连接，尺寸为bXh=8mm7wn,L=45mm27；_2×89.73=42.7 MPa而"25x3.5x48x1(9查表得bp=100120MP4p<pf键校核安全。校核轴承与计算寿命已知条件：两轴承为圆锥滚子轴承，型号32907,其尺寸df>8=3555l4,基本额定动载荷Cr=25.8KN基本额定静载荷Cr=34.8KN,e=0.29,Y=2.1。各径向与轴向力均已求出，由于减速器的工作寿命为24年，轴承的寿命取4年，估计35040小时。校核左端轴承A的寿命径向载荷=J笈+%=20392+5572=2114N轴向载荷F4fl=1=833.9W由几v=039>e=0.29,在表中查得X=0.4,Y=2.1由表13-6取p=1.2则，轴承的当量动载荷=4(Xr+y)=1.2×(0.4×2114+2.1×833.91)=3114N<Cr,校核安全。该轴承寿命该轴承寿命La1i=(-)3=-X=1974OM60/7,Pa60x4803114远大于轴承的估计寿命35040,满足寿命要求。校核右端轴承B与计算寿命其只承受径向载荷，不承受轴向载荷。径向载荷FBr=+=8012+4042=897N当量动载荷Pb=4=1.2×897=1076.4N<Cr,校核安全该轴承寿命该轴承寿命LRh=U-(J)3 = 60l1 PB大于估计寿命35040,满足寿命要求。轴(中间轴)及其轴承装置、键的设计轴的设计IO660x480/25800、3sc”,X ()3 = 478661076初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取'="2。由式15-3初步估算轴的最小直径min = A)429= 34.43147.67根据最小直径，查机械设计课程设计附录表1T1,取直径d=35mm0轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度本题的装配方案已在前面分析比较，现选用下图所示的装配方案。在C-D段安装高速齿轮，因此为了满足轴的刚度要求，取认产40。为了较好的对齿轮进行轴向定位，需在左端安装一个套筒。轴的长度要比齿轮轮毂短2个mm,由小齿轮B二65,取二0=63。为了满足齿轮的轴向定位要求，在OD段右端需制出一轴肩，轴肩高度力=°070.1d,故取D-E段的直径_e=48*为了使齿轮与轴较好的周向定位，需要用键连接在一起，由直径选用bXh=12X8,键槽长度L=56.选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力与轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求及直径，初选O组基本游隙组，型号32907轴承，其尺寸为J×D×B=35×55×14,dA-B=dH-j=35,La-b=LH-J=14。(3)I齿轮左端面与箱体内壁的距离L=IO,I轴小齿轮比大齿轮宽5un,因此此处大齿轮要距离箱体内壁的距离为10+2.5+2=14.5.轴承断面与箱体内壁间留有足够间距，取S=5力，故/8_。=14.5+5=19.5,取/_。=35%用。轴段E-G上安装第二对小齿轮，使用齿轮轴的形式。为了齿轮的轴向定位，右端安装一个套筒，即LG=86制.由上面的计算得：取分度圆直径4_g=8%m,取齿顶圆直径为86mm。齿轮右端面与箱体内壁的距离L=I0,轴承断面与箱体距离为S=5mm,贝JJ-'=15根根.d.轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均使用平键连接。按dcw=4()mm,由表61得bXh=12X8,键槽用键槽铳刀加工，长为56,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与轴的配合为生。6e.确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2x45°,各轴肩处得圆角半径见上图。川轴(输出轴)及其轴承装置、键的设计轴的设计初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3,取A="2。由式15-3初步估算轴的最小直径2=A)=44.82o根据最小直径，查机械设计课程设计附录表ITl,取直径4_8=50加。输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径或"为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相习惯,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=Km,查表14T,考虑到转矩的变化很小，故取K=1.3,则，Tca=KJ1=1.3×612060×104=795678Nmm查机械设计手册，选用HL4型弹性柱销联轴器其公称转矩为1250000Nmmo半联轴器的孔径4=50，机，故取41=50半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm,故取La-b=84ii.轴的结构设计a.拟定轴上零件的装配方案本题的装配方案已在前面分析比较，现选用下图所示的装配方案。b.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度A-B段是要连联轴器的，因此要开键槽。根据直径选择bXh=14X9,长度L=70.为了使联轴器轴向固定，在右端BY段制出一个台肩，W.c=60,在B-C段安装轴承端盖，取Lc=50相机。选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力与轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求及直径，初选0组基本游隙组，型号32913轴承，其尺寸为J×D×=65×90×17.C-D段安装轴承，由轴肩高度=°°7Old故取dc_D=dH_j=65mm,Ljd=LHT=17mm.D-E段无零件，取分=70m”为了满足右端齿轮的轴向定位要求，在D-E段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=0°70W,故取E-F段的直径dE_F=SOmm。F-G段安装齿轮，其轴要选用标准直径，取/e=79w.为了使齿轮右端的套筒更好的定位齿轮，轴的长度要比齿轮轮毂短2个mm,由大齿轮B二81,取g=81-2=79.查标准轴的直径，取dj7=7L为了使齿轮与轴较好的周向定位，需要用键连接在一起，由F-G直径选用bXh=20X12,键槽长度L=63.齿轮右端面与箱体内壁的距离L=10,I轴小齿轮比大齿轮宽5mm,因此此处大齿轮要距离箱体内壁的距离为2.5+10=12.5。轴承断面与箱体内壁间留有足够间距，取S=故J-”=12.5+2+5=19.5,取=65相机。轴上零件的轴向定位齿轮，带轮与轴的轴向定位均使用平键连接。按dj=71"wz,由表6-1得bXh=20X12,键槽用键槽铳刀加工，长为L=63.同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，带轮与轴的配合为包Ln6(6)确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为2x45°,各轴肩处得圆角半径见上图。4 .润滑与密封润滑方式的选择由于此变速器为闭式齿轮传动，又由于齿轮的圆周速度u<12ms,因此使用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不到油，因此在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到箱壁的油槽里输送到轴承机型润滑。密封方式的选择由于L,I轴与轴承接触处的线速度UVlOMs,因此使用毛毡圈密封。润滑油的选择由于该减速器属于通常减速器，查机械设计手册可选用工业齿轮油N200(SH0357-92)。5 .箱体结构尺寸机座壁厚=0.025a+3IOmm机盖壁厚1=0.02a+3IOmm机座凸缘壁厚b=1.5l15mm机盖凸缘壁厚b=1.5115mm机座底凸缘壁厚bz=2.525mm地脚螺钉直径df=0.036a÷12=17.418mm地脚螺钉数目a<250,n=66轴承旁联接螺栓直径d=0.75dr=13.514mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6)dfIOmm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5)df8mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4)df7mm定位销直径d二(0.70.8)d28mm轴承旁凸台半径R20mmDo=D+2.5d3Do=75mm轴承盖螺钉分布圆直径（D为轴承孔直径）Do2=75mmD03=1OOmm轴承座凸起部分端面直径D2=D+2.5d3D2i=79mmD22=79mmD23=123mm大齿顶圆与箱体内壁距离Al1>1.212mm齿轮端面与箱体内壁距离22>IOmm两齿轮端面距离4=1010mmdf,d,d2至外机壁距离Cl=L2d+(58)Clf=28mmCll=24mmC12=20mmdf,di,ch至凸台边缘距离C2C2f=22mmC21=20mmC22=18mm机壳上部