机械设计课程设计二级圆锥圆柱齿轮减速器

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1、 课程设计说明书课 题： 二级圆锥-圆柱齿轮减速器 专 业 微电子制造工程 学生姓名 XXX 班 级 10001111 学 号 1000111111 指导教师 XXX XXX 完成日期 2012年6月 二级圆锥-圆柱齿轮减速器摘要 减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置。减速器设计的优劣直接影响机械设备的传动性能。 减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减

2、速器。 减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。 本文主要二级圆锥-圆柱齿轮减速器的设计，设计中存在不足的请大家给予意见和建议。目 录摘要2一、设计任务

3、书6 一、设计题目6 二、原始数据6 三、设计内容和要求6二、传动方案的拟定7三、电动机的选择7 1.选择电动机的类型7 2.选择电动机功率7 3.确定电动机转速8四、传动比的计算 1. 总传动比8 2. 分配传动比8五、传动装置运动、动力参数的计算1.各轴的转速82.各轴功率计83.各轴转矩9六、 传动件的设计计算一、高速级锥齿轮传动的设计计算91.选择材料、热处理方式和公差等级92.初步计算传动的主要尺寸93.确定传动尺寸104.校核齿根弯曲疲劳强度115.计算锥齿轮传动其他几何尺寸12二、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算1.选择材料、热处理方式和公差等级122.初步计算传动的主要尺寸133.

4、确定传动尺寸154.校核齿根弯曲疲劳强度165.计算锥齿轮传动其他几何尺寸17七、齿轮上作用力的计算171.高速级齿轮传动的作用力172.低速级齿轮传动的作用力18八、减速器装配草图的设计19九、轴的设计计算19 一、高速轴的设计与计算19 1.已知条件19 2.选择轴的材料19 3.初算轴径19 4.结构设计20 5.键连接21 6.轴的受力分析22 7.校核轴的强度23 8.校核键连接的强度23二、中间轴的设计与计算24 1.已知条件24 2.选择轴的材料24 3.初算轴径24 4.结构设计24 5.键连接25 6.轴的受力分析25 7.校核轴的强度28 8.校核键连接的强度28三、低速轴

5、的设计与计算29 1.已知条件29 2.选择轴的材料29 3.初算轴径29 4.结构设计30 5.键连接31 6.轴的受力分析31 7.校核轴的强度32 8.校核键连接的强度33十、润滑油的选择与计算33十一、装配图和零件图34参考文献35机械设计课程设计任务书题目：设计用于带式运输机的传动装置。工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括）卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。使用期限：十年，大修期三年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（220/380V）。运输带速度允许误差：5%。设

6、计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）。 2、零件图1-2张。3、设计说明书1份。原始数据：（数据编号；传动方案编号：）数据编号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10运输带工作拉力F（N）500220023002500260028003300400048003000运输带工作速度v（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.61.250.8卷筒直径D（mm）220240300400200350350400500250参考传动方案：方案1方案2方案3方案4方案5 设计内容过程1. 编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类

7、型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。二、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器2选用凸缘联轴器，8选用齿形联轴器。三、电动机的选择电动机的选择见表1

8、计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机 2.选择电动机功率 输送带功率为 Pw=Fv/1000=2600*1.1/1000 Kw=2.86Kw 查表2-1，取一对轴承效率轴承=0.98，锥齿轮传动效率锥齿轮=0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，得电动机到工作机间的总效率为=4轴承锥齿轮齿轮2联=0.984*0.96*0.97*0.992=0.84 电动机所需工作效率为 P= Pw/=2.86/0.84 Kw=3.4Kw 根据表8-2选取电动机的额定工作功率为Ped=4.0KwPw=2.86Kw总=0.84 P0=2.86

9、KwP=7.5Kw 3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为由表2-2可知锥齿轮传动传动比i锥=23，圆柱齿轮传动传动比i齿=35，则总传动比范围为 I总=i锥i齿=23*(35)=615电动机的转速范围为n=由表8-2知，符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min和1500r/min，考虑到1500r/min接近其上限，所以本例选用1000r/min的电动机，其满载转速为1000r/min,其型号为Y132M1-6。电机技术数据电机型号额定功率电流满载转速电机质量轴径mmY132M1-64.0Kw9.40A96073kg38nw=105.10r/minnm=960r/min四、传动比的

10、计算及分配传动比的计算及分配见表2计算项目计算及说明计算结果1.总传动比i=nm/nw=960/105.10=9.13i=9.132.分配传动比高速级传动比为 i1=0.25i=0.25*9.13=2.3为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于3，符合标准。低速级传动比为 i2=i/i1=9.13/2.3=3.974.26i1=2.3i2=3.97五、传动装置运动、动力参数的计算传动装置运动、动力参数的计算见表3计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速n0=960r/minn1=n0=960r/minn2=n1/i1=960/2.3r/min=417.4r/minn3=n2/i2=417.4/

11、3.97r/min=105.1r/minnw=n3=105.1r/minn1=n=960r/minn2=417.4r/minnw=n3=105.1r/min2.各轴功率p1=p0联=3.4*0.99kw=3.37kwP2=p11-2=p1轴承锥齿=3.37*0.98*0.96kw=3.17kwP3=p22-3=p2轴承直齿=3.17*0.98*0.97kw=3.01kwPw=p33-w=p3轴承联=3.01*0.98*0.99kw=2.92kwp1=3.37kwP2=3.17kwP3=3.01kwPw=2.92kw3.各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*3.4/960Nmm=33.82

12、NmmT1=9550p1/n1=9550*3.37/960Nmm=33.52NmmT2=9550p2/n2=9550*3.17/417.4Nmm=72.53NmmT3=9550p3/n3=9550*3.01/105.1Nmm=273.51NmmTw=9550pw/nw=9550*2.92/105.1Nmm=265.33NmmT=33.82NmmT1=33.52NmmT2=72.53NmmT3=273.51NmmTw=265.33Nmm6、 传动件的设计计算 一、高速级值齿锥齿轮传动的设计计算锥齿轮传动的设计计算见表4 计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输

13、机为一般机械，小锥齿轮选用40Cr(调质)，硬度280HBS，大锥齿轮选用45钢（调质），硬度240HBS选用7级精度。小齿轮调质处理40Cr大齿轮正火处理45钢7级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为d1) 小齿轮传递转矩为T1=3.3522) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.33) 由表8-19，查得弹性系数ZE=189.84) 齿数比=i=2.35) 取齿宽系数=0.36) 许用接触应力可用下式公式 由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60njLh=60*960*1

14、*8*300*10=N2=N1/i1=1.382109/2.3=6.009108由图8-5查得寿命系数ZN1=1，ZN2=1.05；由表8-20取安全系数SH=1，则有取 初算小齿轮的分度圆直径d1t,有= d60.38mm3.确定传动尺寸（1）计算载荷系数 查得使用系数KA=1.25，齿宽中点分度圆直径为 =d1t(1-0.5)=50.32mm圆周速度vm=dmn1/60*1000=*50.32*960/60*1000m/s=2.53m/s根据v=2.53m/s，按7级精度查得动载荷系数，,查得,，接触强度载荷系数(2） 对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行

15、修正 ，即 d1=60.38=75.98mm（3） 确定齿数 选齿数=23，=2.3*23=52.9，取=68,则u=53/232.304,在允许范围内（4） 大端模数m ，取标准模数m=3.5mm（5） 大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.5*23mm=80.5mm75.98 d2=mZ2=3.5*53mm=185.5mm(6) 锥齿距为 R=（7） 齿宽为 b=*179.65mm=33.7mm取b=33mm d1=75.98mm =23 =53 m=3.5mmd1=80.5mmd2=185.5mm R=101.11mmb=33mm4.校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度条件为 （1） K

16、、b、m和同前（2） 圆周力为 Ft=（3） 齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 查得YF1=2.62,YF2=2.15，9查得YS1=1.59，YS2=1.82（4） 许用弯曲应力 查得弯曲疲劳寿命系数,，查得安全系数S=1.4，故 由式计算得 ，可知弯曲强度满足，参数合理。满足齿根弯曲强度5.计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmC=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mmda1=d1+2mcos=86.924mmda2=d2+2mcos=188.29mmdf1=d1-2.4mcos=72.791mmdf2=d2-2.4mco

17、s=182.169mmha=3.5mmhf=4.2mmC=0.7mmda1=86.924mmda2=188.29mmdf1=72.79mmdf2=182.16mm 二、低速级直齿圆柱齿轮的设计计算 直齿圆柱齿轮的设计计算见表计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等 大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，小齿轮250HBS，大齿轮220HBS。选用7级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理7级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为1) 小齿轮传递转矩为T3=2) 因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载

18、荷系数Kt=1.33) 查得弹性系数ZE=189.84) 齿数比=i=3.975) 取齿宽系数=14)许用接触应力可用下式计算 由图查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60njLh=60*417.4*1*8*300*10=6.01*109N4=N3/i2=6.01*109/3.97=1.514*108由图8-5查得寿命系数=1.05，=1.13；取安全系数SH=1.0，则有 取初算小齿轮的分度圆直径d3t，得5) 确定齿数 选齿数=24，=3.97*24=95.28，取=96,则u=96/24=4,在允许范围内6) 计算齿宽b及模数m齿宽b=模数齿高齿高比Z3=24

19、Z4=9654.237mm（1）计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0因，查得动载荷系数=1.07，查得齿向载荷分配系数K=1.42，查得齿向载荷分配系数K=1.35，则载荷系数为 K=KAKvKK=1.25*1.07*1.*1.420=1.899（2） 对d3t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d3t进行修正，即 =61.540mm(3) 确定模数mn mn=K=1.89961.5402.564.校核齿根弯曲疲劳强度弯曲疲劳强度的设计公式（1）确定公式内的个计算数值查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限，由文献【】图10-18取弯曲疲劳寿命系数

20、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-12得 计算载荷系数由文献【】表10-5查得齿形系数应力校正系数 计算大、小齿轮的并加以比较，取较小值计算。大齿轮的数值大（1） 设计计算 齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.96就近圆整为标准值 按接触疲劳强度算得分度圆直径 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面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。 分度圆直径中心距 齿宽 则 按计算后再作适当圆

21、整，而常将小齿轮的齿宽在圆整值的基础上人为的加宽5-10,以防止大小齿轮因装配误差产生轴向错位时导致啮合齿宽减小而增大轮齿单位齿宽的工作载荷。m=2mma=149mmd3=60mmd4=238mmb4=65mmb3=60mm满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高 ha=ha*mn=1*2mm=2mm齿根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*2mm=2.5mm全齿高 h=ha+hf=2+2.5mm=4.5mm顶隙 c=c*mn=0.25*2mm=0.5mm齿顶圆直径为 da3=d3+2ha=60+2*2mm=64mm da4=d4+2ha=238+2*2mm=242m

22、m齿根圆直径为 df3=d3-2hf=60-2*2.5mm=55mm df4=d4-2hf=238-2*2.5mm=233mmha=4mm hf=2.5mmh=4.5mmc=0.5mmda3=64mmda4=242mm df3=55mmdf4=233mm7、 齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算过程见表6计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=33520Nmm，转速n1=960r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.5mm，cos1=0.9173，sin=0.3981，（

23、2）锥齿轮1的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向沿轴向从小锥齿轮的小端指向大端法向力为 （3）锥齿轮2的作用力 从动齿轮2的各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反Ft1=999.36NFr1=333.7NFa1=144.8NFN1=1063.5N 2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=72530Nmm，转速n2=417.4r/min，。小齿轮分度圆直径为d3=60mm（2） 齿轮3的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力

24、为 其方向可用右手法则来确定，即用右手握住轮3的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（3） 齿轮4的作用力 从动齿轮4的各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=2417.7NFr3=880.0NFa3=0NFn3=2572.9N8、 减速器装配草图的设计1、 合理布置图面该减速器的装配图一张A0或A1图纸上，本文选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定位1：1，采用三视图表达装配的结构。2、 绘出齿轮的轮廓尺寸在俯视图上绘出锥齿轮和圆柱齿轮传动的轮廓尺寸3、 箱体内壁 在齿轮齿廓的基础上绘出箱体的内

25、壁、轴承端面、轴承座端面线9、 轴的设计计算轴的设计和计算、轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算与轴联接的半联轴器的选择同步进行。1、 高速轴的设计与计算 高速轴的设计与计算见表7。 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件 高速轴传递的功率p1=3.37kw,转矩T1=33520Nmm，转速n1=960r/min，小齿轮大端分度圆直径d1=80.50mm，齿宽中点处分度圆直径dm1=（1-0.5）d1=67.083mm，齿轮宽度b=33mm2.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40Cr，调质处理40Cr，调制处理

26、3.初算轴径 查表9-8得=110，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 d1,16.7+16.7*（0.030.05）mm=17.217.5mmdmin=16.7mm4. 结构设计 （1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，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，从最细处开始设计（2） 联轴器与轴段1 轴段1 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表8-37，取载荷系数KA=1.3，计算转矩为 Tc=KAT1=1.3*3

27、3520Nmm=43576Nmm 由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560Nmm，许用转速6300r/min，轴孔范围为2035mm。考虑到d125.2mm，取联轴器孔直径为20mm，轴孔长度L联=52mm，Y型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX2 28*52GB/T50142003，相应的轴段 的直径d1=20mm。其长度略小于孔宽度，取L1=50mm(3) 轴承与轴段和的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*20mm=1.42mm。轴段的

28、轴径d2=d1+2*(1.42）mm=22.824mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3m/s，此处用轴套定位，轴套内径为20mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30205，由表9-9得轴承内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm，T=18.25mm，内圈定位直径da=31mm，外径定位Da=46mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离a2=12.5mm，故d2=25mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取L2=14mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，

29、故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4=25mm，其右侧为齿轮1的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取L4=14mm（4） 轴段的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位轴肩直径，即d3=31mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度（5） 齿轮与轴段的设计 轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，d5应小于d4，可初定d5=22mm小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离M由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得M=28.9mm，

30、锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为，轴承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚C=6mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为0.75mm，则 L5=56+C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm（6） 轴段1与轴段3的长度 轴段1的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*149+3mm=6.72mm，取壁厚，R+a=101.11+14

31、9=250.11mm600mm，取轴承旁联接螺栓为M20，箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为，则有轴承端盖连接螺钉为，取其值为M10，由表8-30可取轴承端盖凸缘厚度为Bd=12mm；取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为；告诉轴承端盖连接螺钉，查表8-29取螺栓GB/T5781 M1035；其安装基准圆直径远大于联轴器轮毂外径，此处螺钉的拆装空间足够，取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离K=10mm，为便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承左端面的距离取为l4=25.5mm，取轴段端面与联轴左端面的距离为1.75mm则有L1=L联+K+Bd+l4+T-L2-1.75mm=（52+10+12+2

32、5.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 轴段段的长度与该轴的悬臂长度l3有关。小齿轮的受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为 l3=M+1+C+a3=(28.9+10+8+12.5)mm=55.4mm则两轴承对轴的力作用点间的距离为 l2=(22.5）l3=(22.5)*55.4mm=110.8138.5mm L3=l2+2a3-2T=（110.8138.5）+2*12.5-2*16.25mm=103.3131mm取L3=110mm，则有l2=l3+2T-2a3=.110+2*16.25-2*12.5mm=117.5mm在其取值范围内，合格（7） 轴段 力作用点与左轴承对轴

33、力作用点的间距由图12-4可得l1=L1+L2-T+-52/2+1.75=86mmd1=20mmL1=50mmd2=25mmL2=14mmd4=25mmL4=14mmd3=31mmd5=22mmL5=71.5mmL1=100mml3=55.4mmL3=110mml2=117.5mml1=86mm5.键连接 带轮与轴段 间采用A型普通平键连接，查表取其型号为键626 GB/T10962003，齿轮与轴段间采用A型普通平键连接，型号为键842 GB/T109620036.轴的受力分析 （1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图5所示 （2）计算支承反力 在水平面上为 R2H=Fr1+R1H=333.7

34、+116.0N=449.7N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（3） 画弯矩图 弯矩图如图5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面为 MaH=-R1Hl2=-116.0*117.5Nmm=-13630.0Nmmb-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩a-a剖面为 b-b剖面左侧为（4）画转矩图 转矩图如图5f所示，T1=33520NmmR1H=116.0NR2H=449.7NR1v=471.2NR2V=1470.6NR1=485.3NR2=1537.8NMa=57019.0NmmMb=4856.8NmmT1=33520Nmm7.校核轴的强度 取 查得，,故符合安全标准。轴的强度

35、满足要求8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为 齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得，强度足够键连接的强度足够 2、 中间轴的设计与计算中间轴的设计与计算见表8 计算项目计算及说明计算结果1.已知条件高速轴传递的功率p2=3.17kw,转速n1=417.4r/min，锥齿轮大端分度圆直径d2=185.5mm，齿宽中点处分度圆直径dm2=（1-0.5）d2=154.6mm，d3=60mm,齿轮宽度b3=65mm2.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40Cr，调质处理40Cr，调制处理3.初算轴径查表得=

36、110，则dmin=21.62mm4.结构设计(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，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，从最细处开始设计(2) 轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段及轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。根据dmin=21.62mm，暂取轴承30205，由表9-9得轴承内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm，内圈定位直径da=31mm，外径定位Da=46mm，轴上力作用点与

37、外圈大端面的距离a3=12.5mm，故d1=25mm 通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d5=25mm（3） 齿轮轴段与轴段的设计 轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2。为便于齿轮的安装，d2和d4应略大于d1和d5，此时安装齿轮3处的轴径可选为38mm，经过验算，其强度不满足要求，可初定d2=d4=42mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮廓的宽度范围为（1.21.5），d4=3645mm，取其轮毂宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比齿轮2的轮毂略短，b3=65mm，故取L2=63mm，L4=4

38、0mm（4） 轴段的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1)d2=2.13mm，取其高度h=2.5mm，故d3=35mm齿轮3左端面与箱体内壁距离和齿轮2的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为Bx=135mm，取Bx=135mm，则轴段的长度为=135-42-2*18-65mm=12mm此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置（5） 轴段 及轴段的长度 由于轴承采用油润滑，故轴承内端面距箱体内壁距离取为，则轴段的长度为 轴段的长度为 （6） 轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a3=15.3mm，则由图12-7可得轴的支点与受力点间的距离为由装配图知d1=25mmd5=25mmd2=d4=30mmL2=63mmL4=40mmd3=48mmBx=135mmL3=12mmL1=30mmL5=30mm5.键连接 齿轮与轴段间采用