二級展開式圓柱斜齒輪減速器設計說明書

目錄\o"CurrentDocument"(一)電動機的選擇 3\o"CurrentDocument"1、選擇電動機的類型 3\o"CurrentDocument"2、確定電動機的轉速 3\o"CurrentDocument"3、選擇電動機 3\o"CurrentDocument"(二)計算傳動裝置的總傳動比i∑并分配傳動比 4\o"CurrentDocument"1、計算運動裝置的總傳動比 4\o"CurrentDocument"2、分配傳動比 4\o"CurrentDocument"(三)計算傳動裝置各軸的運動和動力參數 4\o"CurrentDocument"1、各軸的轉速 4\o"CurrentDocument"2、各軸的輸入功率 5\o"CurrentDocument"3、各軸的輸入轉矩 5\o"CurrentDocument"(四)傳動零件的設計計算 61、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 6(1)選定齒輪的精度等級、材料及齒數 6\o"CurrentDocument"(2)按齒面接觸面強度設計 6\o"CurrentDocument"(3)按齒根彎曲強度設計 8\o"CurrentDocument"(4)幾何尺寸計算 102、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算 101、選定齒輪的精度等級、材料及齒數 10\o"CurrentDocument"2、按齒面接觸面強度設計 11\o"CurrentDocument"3、按齒根彎曲強度設計 13\o"CurrentDocument"4、幾何尺寸計算 14\o"CurrentDocument"(五)軸的設計 16\o"CurrentDocument"1、中間軸的設計 16\o"CurrentDocument"(1)作用在齒輪上的力 16\o"CurrentDocument"(2)確定軸的最小直徑 16(3)軸的結構設計 16(4)中間軸的校核 172、高速軸的設計 20(1)作用在齒輪上的力 20\o"CurrentDocument"(2)確定軸的最小直徑 20\o"CurrentDocument"(3)選擇聯軸器 20(4)軸的結構設計 213、低速軸的設計 22(1)作用在齒輪上的力 22\o"CurrentDocument"(2)確定軸的最小直徑 22(3)選擇聯軸器 22(4)軸的結構設 22\o"CurrentDocument"(六)軸承壽命的校核 24\o"CurrentDocument"1、中間軸承的校核 24\o"CurrentDocument"(1)軸承所受的軸向力和徑向力 24\o"CurrentDocument"(2)求軸承的當量動載荷 24\o"CurrentDocument"（3）驗算軸承壽命 25\o"CurrentDocument"（七）箱體結構及減速器附件設計 25\o"CurrentDocument"1、減速器箱體結構表 25\o"CurrentDocument"2、箱體附件的設計 26(一)電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件,選用Y系列三相異步電動機。1)選擇電極的容量工作及輸入功率PW=2。95KW從電動機到工作機之間的總效率為分別為η∑=η12η24η32η4式中％、n2、%、η4分別為聯軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒的傳動效率。由相關手冊取η1=0.99,η2=0o98，n3=0。97，η4=0.95，則η二0。992x0。984x0。972x0.95=0.808所以電機所需功率為PP「寸=錯誤!=3.651KW∑2、確定電動機的轉速由相關手冊推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比!=8?40,而工作機的轉速n=78r/minw所以電動機轉速可選范圍n=in=(8~40)x78r/min=(624~3120)r/mind∑w符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。3、選擇電動機根據電動機類型、容量和轉速，有相關手冊選定電動機型號丫132乂1—6.其性能如下表：電動機型號額定功率/KW滿載轉速nm/(r/mi1)啟動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132M1—649602。02。0電動機的主要安裝尺寸mm型號HABCDEF,XGD）GKbb1b2hAABBFAL1Y132M1-613221617889388010X83122802101353156023818515U）計算傳動裝置的總傳動比］.并分配傳動比1、計算運動裝置的總傳動比總傳動比i∑為3iΣn-mnw960=12.30878式中n為工作機輸入轉速w2、分配傳動比i=iiΣ12考慮潤滑條件,為使兩級大齒輪直徑相近，取『1.4i2，故高速級的傳動比為：i=?H=".4X12.308=4.1511 ∑i 12.308低速級的傳動比為：i=-Σ= =2?9652i 4.1511（三）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數1、各軸的轉速I軸n=n=960r/min1mII軸m軸n960r/minn=T= 2i4.1511=231.27r/minn231.27r/minn=→= =78r/mm3i2.9652卷筒軸n=n=78r/minw32、各軸的輸入功率I軸P=Pη=3.651KWX0。99=3.614KW1d1II軸 P=Pηη=3.614KWX0。98x0.97=3.435KW2 123m軸P=Pηη=3.435KWX0。98χ0.97=3.265κw3 223卷筒軸P=Pηη=3.265KWx0.99x0o98=3.168KW卷3123、各軸的輸入轉矩電動機的輸出轉矩T為dp 3651KWT=9.55義106Kd=9.55*106義- =36320N?mmd n 960r/minmI軸T=Tη=36320N?mmX0.99=35.957N?mm1d1I軸J=Tiηη=35。957N?mmX4.151X0。98X0。97=141.884N?mm11 2 3m軸 T3=Tiηη=141。884N?mmX2。965X0。98X0。97=399。904N?mm422 2 3卷筒軸T=TAηη=399o904N?mmX0。99X0.98=387。987N?mm卷312將上述結果匯總于下表,以備查用。軸名功率P/KW轉矩T/(N?mm)轉速n/(r/min)傳動比i效率η電機軸3.6513632096010.99^Γ軸-3.6143595709604.1510.951∏S-3.43514188400231.272。9650。951ES3。265399904007810。970卷筒軸3.1683879870078（四）傳動零件的設計計算斜齒圓柱齒輪減速器的設計選用標準斜齒圓柱齒輪傳動。標準結構參數壓力角α二20,齒頂高系數h*=1,頂隙系數C*=0.25。n an n1、高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算（1）選定齒輪的精度等級、材料及齒數1）運輸機為一般工作機器,轉速不高，故選用8級精度2）材料選擇由《機械設計》第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數z1=24大齒輪齒數z2=z1i=24x4.151=99.624,取z2=97.,則齒數比1 2 11 2z 97μ=M=L=4.042Z 2414.042—4.1514.042=2.7%≤（3~5）%可滿足要求。4）選取螺旋角，初選螺旋角P=14。。（2）按齒面接觸面強度設計7 ∣l2KTμ±1（ZZ丫“3 ?。厶颙da HH7確定公式內的各計算值K=141）試選KtPT=9.550X106T=1 nι 9550000X3.614/960=3。595x104Nmm3）由表10—7選取齒寬系數φd=1。014）由表10-6查得材料彈性影響系數Z=189。8MPa2E5）由圖10-30選區(qū)域系數ZH=2。433.6）由圖10-26查得?=0.755,?=0.865，則?=ε+ε=1.62。a1 a2 aa1 a27）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限O=600MPa;齒輪的接觸疲勞強度Hlim1極限O =550MPa。Hlim28）由式10-13計算應力循環(huán)次數。N=60njL=60x960x1（2x8x365x5）=1.682x1091hNN=T=1。682x109/4。042=4。16x108μ9）由圖10—19取接觸疲勞壽命系數K =0。91;K=0。94HN1 HN210）計算解除疲勞許用應力（取失效率為1%,安全系數s=1）「1K?σO =—HN Hlim1二0。91x600MPa=546MPaH1 S「O1H2k-oHN2 Hlim2二0。94x550MPa=517MPaS（2）設計計算1）計算小齒輪分度圓直徑時代入0H］中較小值7 ∣l2KTμ±1（ZZ丫d11≥3優(yōu)MGJ

da HH7=39。512mm2）計算圓周速度∣l2X1.4X3.595X1044.042+1（2.43X189.812' 1.0X1.62 4.0421517JTdnv=,八三八八二3。14X39。512X960/60X1000m/Sm=1.985m/S60X10003）計算齒寬b及模數mntb=φd=1。0x39.512mm=39。512mmd1tdCosP39.512×cos14°m=- = - mm=1。597mmntz 241計算齒寬齒高比計算縱向重合度計算載荷系數h=2.25m=2。25X1。597mm=3。593mmntbh39.5123.593=10.997εβ=0.318φd^1tanP=Oo318X1。0X24Xtan14°=1o903由工作條件,查表10—2得使用系數KA=1o00。根據V=1。985m∕s,8級精度，由圖10—8查得動載系數K=1.15；v由表10-3查得K=K=1。2Ha Fa由表10—4利用插值法查得K=1.4498HP由圖10-13查得KFp=1。38。故載荷系數K=KKKK=1.00x1.15x1。2x1。4498=2。0AVHaHβ7)按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得, ,K 2d=d4——=39.5123,——mm=44。500mm"IK 31.4tt計算法面模數dcosβ44.5OO×cos14°m= = mm=1.799mmnz 241(3)按齒根彎曲強度設計l'2KTYcos2βYYm≥3∣ U ?∣FaT-n?φZ2ε lσ」d1a F（1）確定計算參數1）計算載荷系數K=KKKK=1.00x1.15x1.2x1.38=1.904AVFaFβ2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ =500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1σ二380MPa。FE23）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0。91,K=0。95。FN1 FN24）計算完全疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1。4「]Kσ0.91X500.”∣σJ=—FN1—FE1= MPa=325MPaF1S 1.4σJ=KF2σFN2-FE2S0.95X380————MPa=257。857MPa1.45）根據縱向重合度EP=1。903,從圖10-28查得螺旋角影響系數^β=0.886）計算當量齒數z24Z=-J= =26。272V1C0S3β COS314°Z97Z=-2 = =106.184V2 Cos3βCos314°7）查取齒形系數由表10-5利用插值法算得Y=2.592，Y=2.175Fa1Fa28）查取應力校正系數由表10—5利用插值法算得YSaN596,YSa2=1。795YY9）計算大小齒輪的ia斗并加以比較。FYY2.592X1.596^σ1τ=-325—=0。01273F1YY-στF22.175X1.795257.857=0。01514大齒輪的數值大。（2）設計計算、：2KTYcos2βYY ：2X1.824X35950X0.88Xcos214°m≥3， M ?FaSa=3, X0.01514mmn?φZ2E σj3 1.0X1.62d1a F=1。198mm由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕，取m=1.5mm，已可滿足n彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=44.5mm來計算應有的齒數。于是z1dCosP 44.5cos14°= =————二28.7855m 1.5n取4=29,則Z2=μZι=4?042X29=117（4）幾何尺寸計算（1）計算中心距Q+Zm

a=-1 2——n2cosβ（29+117）×1.5 mm=112.852mm2×cos14°將中心距圓整為113mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（Z+Zm （29+117）×1.5β=arccos—1 2—n=arccos =14°2a 2×11317’51〃因β值改變不多,故參數?a，Kβ，ZH等不必修正.（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑Zm29×1.5d=Tr=一 _=44。890mmcosβ cos14°17'51"Zm117×1.5d=2^~i==——=181.109mmcosβ cos14°17'51"（4）計算齒輪寬度b=Φd=1X44.890=44.890mmd1圓整后取B=45mm；B=50mm212、低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算1、選定齒輪的精度等級、材料及齒數1）選用8級精度2）材料選擇。由《機械設計》第八版表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為

280HBS,大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS,二者硬度差為40HBS.3）選小齒輪齒數z1=24大齒輪齒數z2=z1i=24x2。965=71.16,取z2=72o,則齒數比μ=1zz172=324 ，3-2.9652.965=1.2%＜（3~5）%可滿足要求.4）選取螺旋角，初選螺旋角P=14。。2、按齒面接觸面強度設計7 l∣2KTμ±1（ZZ丫d?。莞?Jda HH7（1）確定公式內的各計算值1）試選K=1.4t2）計算小齒輪傳遞的扭矩PT=9.55義106→=9550000X3。435/231.27=3。595x104N?mm1n23）由表10—7選取齒寬系數Q=1.014）由表10—6查得材料彈性影響系數Z=189.8MPa2E5）由圖10—30選區(qū)域系數ZH=2。433.6）由圖10-26查得?=0.755,?=0.85，則?=ε+ε=1.605a1 a2 a a1 a27）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限O =600MPa;齒輪的接觸疲勞強度Hlim1極限0h-550MP18）由式10—13計算應力循環(huán)次數。N1=60n1A=60*231。27x1X(2x8x365x5)=4。052x1081hN2N—=4.052x109/3=1.351x108μ9）由圖10-19取接觸疲勞壽命系數KHN1=0?94;KHN2=0o9610）計算解除疲勞許用應力（取失效率為1%,安全系數s=1）Γ1K?olσJ——HN1 HIiml二0。94x600MPa=564MPaHl St1H2k?σHN2 Hlim2=0.96x550MPa=528MPaS（2）設計計算1）計算小齒輪分度圓直徑時代入口〃］中較小值7 ∣l2KTμ±1(ZZ丫 ∣l2X1.4X1.418X1053+1(2.43X189.8￥dιt、k?l-σlJ=31 1,0X1,605-F[ 528Jda HH=63。136mm2)計算圓周速度Tdnv— 1^^—=3。14X63。136X231。27/60X1000m/Sm=0.764m/S60X10003）計算齒寬b及模數mntb—①d=1,0χ63.136mm=63。136mmd1tdCosP63.136Xcos14°m—— ― mm=2。553mmntz 241計算齒寬齒高比計算縱向重合度計算載荷系數h—2.25m=2。25X2,553mm=5。744mmntbh63.1365.744=10。992εβ二0?318φdZ1tanβ=0?318X1。0X24Xtan"=1.903由工作條件，查表10—2得使用系數KA二1.00。根據V=0.764m/s，8級精度，由圖10-8查得動載系數K=1.06；v由表10—3查得K—K=1.2Ha Fa由表10—4利用插值法查得K°=1。458Hβ由圖10—13查得K=1.4。故載荷系數FβK—KKKK=1.00x1。06x1.2x1.458=1。855AVHaHβ7）按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得：K_。S;：1855d一dQl——63.1363, mm—69.345mm1 1/3K 31.48）計算法面模數dCosP 69.345×cos14°m=→ = mm—2.804mmnz 2413、按齒根彎曲強度設計,,2KTYcos2βγγm≥3. ?呼f-n?φZ2ε lσJ, d1a F（1）確定計算參數1）計算載荷系數K=KKKK—1。00x1。06x1。2x1。4—1。781AVFaFβ2）由圖10—20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限σ -500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1σ—380MPa。FE23）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K =0。93,K=0.97。FN1 FN24）計算完全疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1。4σJF1Kσ=—FN-FE1S0.93×500^^14MPa=332.143MPaLJKσ,σ =_FN2_FE2F2S0.97×380—————MPa=263.286MPa1.45）根據縱向重合度與=1.903,從圖10-28查得螺旋角影響系數Yβ=0。886）計算當量齒數zv1z 1—cos3β24cos314°=26.272zR2=COS3β72cos314°=78.8177）查取齒形系數由表10-5利用插值法算得Y=2。592,Y=2.222Fa1 Fa28）查取應力校正系數由表10-5利用插值法算得丫=1.596,丫=1.769Sa1 Sa2YY9）計算大小齒輪的Ha斗并加以比較。FYYFa1,1二F1YYIS2TF22.592X1.596…—=0。01245

332.1432.222X1.769

“c-=0.01493

263.286大齒輪的數值大。（2）設計計算m≥3?n3,2KTYcos2βYY———-FTl=3φZ2εd1a：2X1.781X141800X0.88xcos214o, X0.01493mm， 1.0X1.605X242F=1。891mm由于設計的是軟齒面閉式齒輪傳動，其主要失效是齒面疲勞點蝕,取m=2mm,已可滿足彎曲n強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=69.345mm來計算應有的齒數。于是dcosβ 69.345cos14oZ=——-= =33.6421m 2n取a=34，則Z2=μz1=3X34=1024、幾何尺寸計算八 Q+Zm （34+102）X2（1）計算中心距 a=T―2—n= -——mm=140。163mm2cosβ 2xcos140將中心距圓整為141mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角Q （Z+Zm （34+102）x2β=arccos_1 2_n=arccos =15°182a 2X14114〃因β值改變不多，故參數?,K,Z等不必修正。aβH（3）計算打、小齒輪的分度圓直徑Zm34X2d=-1—nr= - =70。5mm1cosβcos1501814"7Zm 102×2d-2巴= =211。5mm2Cosβ cos15o1814"(4)計算齒輪寬度：b-Φd=1X70.5=70.5mmd1圓整后取B=71mm;B=76mm21齒輪的主要參數高速級低速級齒數Z2911734102中心距a112.852140.163法面模數mn1.52端面模數mt1.5792。553螺旋角β14°17’51〃15°18’14〃法面壓力角ɑn200。20o端面壓力角ɑt20°35,11〃20°40,27〃齒寬b50457671齒根高系數標準值han* 11齒頂高系數h*勿=h*coat an)sβ 0.96900。9810齒頂系數標準值C*0。250.25當量齒數ZV26.272： 106。18426.27278.817分度圓直徑d44.89181.10970.5211。5齒頂高ha1。52齒根高hf1。8752.5齒全高h3。3754.5齒頂圓直徑da47.89184。10974.5215.5齒根圓直徑df41.14177。35965。5206。5（五）軸的設計1、中間軸的設計（1）作用在齒輪上的力高速級齒輪上的力低速級齒輪上的力Ft2Fr2Fa2Ft1Fr12T——1

d4=1598?76N1Ftanα—t2 cosP1598.76Xtan2。。=600.5Ncos14017'51"=FtanP=1598.76Xtan1401751"=407.44Nt22T 2d2Ftana—4 cosβ2X141900=4025.53N70.54025.53Xtan20o =1519Ncos15018'14"Fa1=Ftanβ=4025.53Xtan15o18'514"=1101.56N

t2（2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼,調質處理，取C=135?！?.435d=C3, =135X3? =34.09mmmin 3'n 2231.272 2取d=35mm

min（3）軸的結構設計1）查手冊取0基本游隙組,標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30307。其尺寸dxDxT=35mmx80mmχ22.75mm.故d=d=35mm。l=l=22.75mm。軸承用套I-H V-VI I-A D-VI筒定位。2）取&II-Iii=dV-V=40mm。齒輪用軸肩定位,軸肩高度h=（0。07-0。1）dπ-“I=3。軸環(huán)寬度b叁1.4h=6。左端齒輪寬度81=76,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸11—111段的尺寸應略短于齒輪寬度故取l =74mm，同樣由Bo=45mm取l =43mm.II-III 2 V-VI3）齒輪端面距機體內壁的距離42≥B=8mm取△2=10mm,滾動軸承與內壁應有一段距離s=4mm4）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d 查得平鍵截面bXh=12mmχ8mm鍵長L=63mm,鍵II-III槽距軸肩距離為5mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,選擇齒輪與軸的配合為H—^,同樣按d 選用平鍵bXhXL=12mmχ8mmχ36mm，鍵槽距軸肩距離為3mm。齒輪n IV-V6H與軸配合為一。n65）確定圓角和倒角查表1—27取軸端倒角為C1.6,軸環(huán)兩側倒圓角R=4mm，其余倒圓角R=2mm（4）中間軸的校核為使中間軸上的軸向力相互抵消,高速級上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。根據軸的結構,做出軸的計算簡圖水平方向：廠 (64.5+37.5)F—37.5F (64.5+37.5)x4025.53—37.5X1598.76ATF= ti 12= N=22hι 37.5+64.5+53 15526NF=F—F—F=40205。53N—1598.76N—2262.26N=164.51Nh2 t1 t2 h1鉛垂方向：將各力移到軸心，產生附加彎矩M、Ma1 a2M=Fd=1101.56x705

a1 a12 2N?mm=38800N?mmMa2=Fd2=407.44xa2270.5^Γ^N?mm24100N?mmFv1則37.5F—M—M-(37.5+64.5)Fr2 a1 A2 r153+64.5+37.537.5x600.5-38800-24100-102X1519155N=-1260NF=F-F-F=600.5N-1519N-(—1260N)=314.5Nv2 r2 r1 v1B截面的彎矩M=53F=53x2262.26N?mm=1.2x105N?mmh1 h1M=53F=53x1260N?mm=6.678x104N?mmv1 v1C截面的彎矩M=37.5F=37.5x164..51N?mm=6.17x103N?mmh2 h2M=37.5F=37.5x314.5N?mm=1.18x104N?mmv2 v2扭矩T=1.419X105N?mm由彎矩、扭矩圖可知B截面為危險截面。按彎扭合成應力校核軸的強度:進行校核時，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面.（危險截面）因軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取a=0.6。B截面的總彎矩：M=、M2+M+M1=1.6x105MPaB'h1 V1 a1軸的計算應力：JM2+aT2 、"6X105）2+G.6X1.419X105:σ=-~B = MPa=25.04MPacaW 0.1X403前面已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表查得口]=60MPa。σ<口]，故安全。-1 ca-12、高速軸的設計(1)作用在齒輪上的力Ft2Fr22T——1d12X3595644.89=1598.76NFtanα1598.76Xtan20o=—12 = cosβ cos14017'51"=600.5NF=Ftanβ=1598.76Xtan14o17'51"=407.44Na2 t2(2)確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求,故選45鋼，調質處理，取C=135。d=C'p^=100X3'-=17.7mmmin3n39602 2該段軸上有一鍵槽，將計算值加大3%，d應為18.32mmmin(3)選擇聯軸器根據傳動裝置的工作條件擬用HL型彈性柱銷聯軸器.計算轉矩為T=KT=1.5X39.8N?m=59.7N?mC式中：T一聯軸器所傳遞的名義轉矩P4T=9550一=9550X——N?m=39.8N?m

n 960mK-工情況系數，查有關教科書得：工作機為帶式運輸機時K=1。25?1.5。該處取K=1。5.由手冊HL型聯軸器中口11型聯軸器就能滿足傳動轉矩的要求(Tn=160N-m〉Tc)。但其軸孔直徑范圍為d=(12~22)mm,滿足不了電動機周徑(d=38)的要求，最后選擇HL3型聯軸器(Tn=630N?m,Cnl=5000r/min〉n).其軸孔直徑d=(30?42)mm,可滿足電動機的軸徑要求。半聯軸器長度L=112mm,半聯軸器與軸配合的孔轂長度L1=84mm。最后確定減速器高速軸軸伸處的直徑d=30mmmin(4)軸的結構設計軸的裝配方案如下d =30mm為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故11—111I—II段的直徑 d=33mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑II-IIID=40mm。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，I—II段的長度應比L1短一些,現取l =82mm。I-II2)初步選擇軸承。因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據d =33mm，II-III由手冊查取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30307其dXDXT=35mmX80mm×22.75mm,故d=d =35mm。l=22.75mmIII-IVI VI-VII VI-VII3)軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離A=4mm，齒輪端面到內3壁的距離Δ=12mm。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯2軸器的距離為30mm。所以l =42mmII-III4)軸承用軸肩定位，取軸肩高度為3mm，則d =41mm。至此已經初步確定了軸的各段直徑IV-V和長度。5)齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按d 查得平鍵截面bXh=8mmx7mm鍵長L=70mm，I-II鍵槽距軸肩距離為5mm6)確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6,定位軸承的軸肩倒圓角R=2mm，其余倒圓角R=1mm3、低速軸的設計（1）作用在齒輪上的力Ft1Fr12T 2d2Ftanα—11 CoSP2X141900=4025.53N70.54025.53xtan20o =1519Ncos15018'14"F=Ftanβ=4025.53Xtan15018'514”=1101.56Na1t2（2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對重量及機構無特殊要求，故選45鋼，調質處理，取C=112.d=C√p2=112Xa''、、、mm=38.9mmmin3n378' 2（3）選擇聯軸器取K=1.3由d=38.9mmmin聯軸器的計算轉矩：T=KT=1.3X38.9N?m=50.57N?mC3按照計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩，由d=38.9查表選取LH3型聯軸器,其公稱轉矩為630Nm.min半聯軸器孔徑d1=40mm,軸孔長度L1=84mm（4）軸的結構設計軸的裝配方案如下1）d=d=40mm為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，Vn-VnI軸段左端需制出一軸肩，VII—VIn 1故VI-Vn段的直徑d =46mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。H—In為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，Vn—Vm 段的長度應比L1短一些,現取l =82mm。VII一VIII2）初步選擇軸承.因軸承同時收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據d =46mm,VI-VII由手冊查取0基本游隙組，標準精度等級的單列圓錐滾子軸承30310其dXDXT=50mmX110mm×29.25mm,故d=d=50mm。l=29.25mmI-II V-VI V-VI3）軸承端面應與箱體內壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內壁距離A=4mm，齒輪端面到內3壁的距離Δ=12mm。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯2軸器的距離為30mm.所以l=42mmVI-VII4）取d =56mm。齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度h=（0.07—0。1）d =5。軸環(huán)寬度bII-III II-III叁1。4h=10。左端用套筒定位，齒輪寬度B2=71,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸11-111段的尺寸應略短于齒輪寬度故取l =69mm,至此已經初步確定了軸的各段直徑和長度。II-III5）聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接.按d 查得平鍵截面bXh=12mmx8mm鍵長VII-VIIIL=70mm,鍵槽距軸肩距離為5mm6）確定圓角和倒角查表1—27取軸端倒角為C1.6,軸環(huán)左側倒圓角R=5mm，軸環(huán)右側倒圓角R=4mm，定位軸承的軸肩倒圓角R=4,其余倒圓角R=2mm（六）軸承壽命的校核1、中間軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。（1）軸承所受的軸向力和徑向力1）求出軸承所受的徑向力F，Fr1 r2F=、F2+F2=--12602+2262.262N=2589.5Nr1 VV1 H1F=FF2+F2=√314.52+164.52N=354.9Nr2 V2 H22）求出軸承所受的軸向力F，Fa1 a2F派