带式运输机传动系统设计 课程设计.doc

湘潭大学机械设计课程设计 题 目 带式运输机传动系统设计 学 院 机械工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 机设一班 学 号 2011500629 姓 名 袁奕贤 指导教师 刘思思 完成日期 2015 年 1 月 17日一、设计任务书下图为狭小井巷道中带式运输机的传动布置方案，设计该带式运输机传动系统。1. 设计数据与要求狭小矿井巷道中带式运输机的传动装置。工作条件：该运输机连续工作，单向运转，用于输送煤矿等散粒物料。该输送机每日三班制工作，载荷平稳，空载启动，使用期限5年，输送带速度允许误差为5%。其设计方案如下：滚筒有效圆周力（）运输带传送速度（）滚筒直径（）17003.64502. 设计任务1）选择（或由教师指定）一种方案，进行传动系统设计。2）确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算。3）进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数（如模数等）。4）对齿轮减速器进行结构设计。5）对低速轴上的轴承以及轴等进行寿命计算和强度校核计算。6）对主要零件如轴、齿轮、箱体等进行结构设计。7）编写设计计算说明书。8）要求采用三维软件（UG，PRO/E等）建立其三维模型，并进行运动仿真，录制运动仿真视频。（选做一目录 一、方案的总体评价4 二、电动机的选择4 2.1电动机的类型和结构形式4 2.2电动机的容量4 2.2.1工作所需功率4 2.2.2电动机输出功率Pd4 2.3电动机的转速5 三、传动比分配和传动参数和运动参数的计算5 3.1传动比分配5 3.2传动参数和运动参数的计算6 四、齿轮传动的设计7 4.1直齿圆锥齿轮7 4.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料7 4.1.2按齿面接触强度设计8 4.1.2.1确定公式中的各计算值8 4.1.2.2设计计算.9 4.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计10 4.1.4齿轮尺寸计算确定12 4.2直齿圆柱齿轮13 4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料13 4.2.2按齿面接触强度设计13 4.2.2.1确定公式中的各计算值14 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度校核16 4.2.4齿轮尺寸计算确定19 4.2.5 齿轮参数19 五、链传动的设计20 5.1确定链轮齿数20 5.2确定计算功率20 5.3选择链条型号和节距21 5.4计算链节数和中心距21 5.5计算链速，确定润滑方式21 5.6计算压轴力22 六、轴的设计计算22 6.1 轴I（输入轴轴）的结构设计22 6.1.1设计依据 22 6.1.2求作用在齿轮上的力22 6.1.3初步确定轴的最小直径23 6.1.4轴的结构设计24 6.1.5求轴上载荷.25 6.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度26 6.2 III轴(输出轴)的结构设计27 6.2.1 设计依据 27 6.2.2求作用在齿轮上的力27 6.2.3初步确定轴的最小直径27 6.2.4轴的结构设计27 6.2.5求轴上载荷30 6.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度30 6.2.7精确校核轴的疲劳强度.31 6.3 轴II（中间轴）的结构设计33 6.3.1设计依据34 6.3.2求作用在齿轮上的力34 6.3.3初步确定轴的最小直径34 6.3.4轴的结构设计35 6.3.5求轴上载荷.36 6.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度37 6.4输出轴滚动轴承的计算.37 6.5输出轴键的计算.38 七、减速器及其附件的设计39 7.1 箱体（盖）的分析39 7.2 箱体（盖）的材料39 7.3箱体的设计计算39 7.4 减速器附件和附加结构的名称和用途41八、润滑和密封方式的选择 43 8.1 齿轮传动的润滑43 8.1.1润滑剂的选择43 8.1.2润滑方式的选择44 8.2 滚动轴承的润滑44 8.2.1润滑剂的选择44 8.2.2润滑方式44九、设计心得 45 参考文献 45 一、方案的总体评价链传动，减速器的尺寸小，链传动的尺寸较紧凑。二、电动机的选择2.1电动机的类型和结构形式Y系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、启动转矩大、价格便宜的特点，选择Y系列三相异步电动机。2.2电动机的容量2.2.1工作所需功率Pw=F·V/1000=1700×3.6/1000=6.12KW2.2.2电动机输出功率Pd 为了计算电动机所需功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率。设1、2、3、4、5、6分别为凸缘联轴器、圆锥齿轮传动效率、圆柱齿轮传动、开式滚子链传动、滚筒的效率、滚动轴承，由表查得： 凸缘联轴器传动效率1=0.99； 滚动轴承传动效率 2=0.98； 圆锥齿轮传动效率 3=0.96； 圆柱齿轮传动效率 4=0.96； 滚筒的传动效率 5=0.96； 开式滚子链传动 6=0.94； 则传动装置的总效率为 =1243456=0.78电动机所需功率Pd= Pw/=(6.12/0.78)KW=7.85KW 2.3电动机的转速通常情况下多选1500 r/min和1000 r/min根据电动机的功率和转速可选取电动机的型号为Y160M-4参数如下：功率P=11KW,空载转速n=1500r/min ，满载转速 =1460r/min 轴直径D=48mm三、传动比分配和传动参数和运动参数的计算3.1传动比分配传动装置总传动比=152.87r/min=1460/152.87=9.55 每级别传动的传动比在其推荐的范围之内。分配各级传动比总传动比 =9.55 i3为链轮得传动比，i1为高速级传动比，i2为低速级传动比， 高速级为圆锥齿轮其传动比应小些取i1=0.25i，低速级为圆柱齿轮传动比可大些。 所以 i1=2 i2=3 i3=1.59 3.2传动参数和运动参数的计算 =7.85kw, =1460r/min P1=P0 1=7.85×0.99=7.77kw P2=P123=7.77×0.98×0.96=7.31kw P3=P242=7.31×0.96×0.98=6.88kw P4=P326=6.88×0.98×0.94=6.34kw n1=n0=1460r/min n2=n1/i1=1460/2=730r/min n3=n2/i2=730/3=243.33r/min 参数列表项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III 转速（r/min）14601460730243.33 转矩（Nm）51.3550.8395.64269.93 功率（KW）7.857.777.316.88 四、齿轮传动的设计4.1直齿圆锥齿轮4.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料 直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=7.77、小齿轮转速为=1460r/min、齿数比为2由电动机驱动。工作寿命5年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 4.1.2按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： (4-1)4.1.2.1确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 小齿轮传递的转矩=95.5×10×=5.135×104Nmm3） 取齿宽系数4） 查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-5选取弹性影响系数=189.8 6） 由图10-20查得区域系数ZH=2.57） 由教材公式10-15计算应力值环数 N=60nj =60×1460×1×（3×8×300×5）=3.15×10 7) 查教材10-23图得：K=0.92 K=0.94齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-14）得: =0.92×650=598 =0.94×550=517 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=5174.1.2.2设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 2） 调整小齿轮分度圆直径 圆周速度V 4.91m/s 当量齿轮的齿宽系数 3） 计算载荷系数 由表10-2查得使用系数=1 根据V=4.91m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.08 直齿锥齿轮精度较低,取齿间载荷分配系数 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置用插值法查表10-4得=1.375由此,得到实际载荷系数 4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数m 4.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10-27)设计公式： (4-2)（1） 确定公式内各计算数值1） 试选=1.32） 计算由分锥角和可得当量齿数=27.95=111.823） 由教材表10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数 4) 由教材图20-24c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5) 由机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=0.83 K=0.856) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. a. 试算模数 =1.60mmb.调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽b2.计算实际载荷系数 根据V=1.26m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数。 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数。 由表10-4用插值法查得 3.由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为对比计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径，取m=2mm。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=81.38来计算应有的齿数.计算齿数 z=40.64 取z=41 那么z=2×41=82。为了使齿轮的齿数互质，取 z=83 4.1.4计算几何尺寸 计算分度圆直径d= d=计算分锥角 计算齿轮宽度 圆整取=25mm =35mm 4.2直齿圆柱齿轮4.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料 已知输入功率为=7.31KW、小齿轮转速为=730r/min、齿数比为3。工作寿命5年（设每年工作300天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1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240HBS，二者材料硬度相差40HBS。 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数。 4.2.2按齿面接触疲劳强度设计 由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即 (4-3)4.2.2.1确定公式中的各计算值试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 齿轮作不对称布置，查表10-7，选取齿宽系数 由表10-5查得材料的弹性影响系数 由图10-20取区域系数 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 计算接触疲劳许用应力由图（10-25d）查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、。由式（10-15）计算应力循环次数 由图10-23取接触疲劳寿命系数 取失效概率为，安全系数由式（10-14）得 取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=522.5Mpa 2）试计算小齿轮分度圆直径 （2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的准备。计算圆周速度 计算尺宽 2）计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数=1根据V=2m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.1齿轮的圆周力。 查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数由此,得到实际载荷系数 4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数m 4.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计 由式(10-27)设计公式： (4-4)（2） 确定公式内各计算数值 试选=1.3 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数 计算由教材图10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力修正系数 由教材图20-24c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机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系，得 = =计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计 2） a.试算模数 =2.18mmb.调整齿轮模数 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度V齿宽b宽高比b/h b/h=52.43/4.91=10.672.计算实际载荷系数 根据V=2m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数。 由查表10-3得齿间载荷分配系数。 由表10-4用插值法查得则载荷系数为 3.由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为对比计算结果，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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径，取m=2.5mm。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=64.53来计算应有的齿数. z=25.817 取z=26 那么z=3×26=78。为了使齿轮的齿数互质，取Z2=79 4.2.4计算几何尺寸 计算分度圆直径d= d=计算中心距 （3）计算齿轮宽度 考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般小齿轮略为加宽（510mm），即圆整取=52mm =59mm4.2.5 齿轮参数各齿轮参数列表如下齿轮IIIIIIIV分度圆直径/mm8216652158模数/mm222.52.5传动比23宽度/mm35255952中心/mm105齿顶圆直径/mm8617058164齿根圆直径/mm7816246152五、链传动的设计5.1确定链轮齿数 小链轮齿数Z5=30， 大链轮的齿数Z6=1.59×30=47.7，取49。5.2确定计算功率 由表9-6查得，由图9-13查得，单排链，则计算功率为 5.3选择链条型号和节距 根据，查图9-11，可选12A-1，查表9-1，链条节距5.4计算链节数和中心距初选中心距。取，相应的链长节数为 取链长节数。 查表9-7得中心距计算系数，则链传动的最大中心距为5.5计算链速，确定润滑方式 由和链号12A-1，查图9-14可知应采用滴油润滑。5.6计算压轴力 有效圆周力为 链轮水平布置时的压轴力系数，则压轴力为5.7校核运输带的速度误差 ， 故满足要求。 六 、 轴的设计计算6.1输入轴（I轴)的设计6.1.1求输入轴上的功率、转速和转矩 =7.77kw =1460r/min =50.83Nm6.1.2求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 6.1.3初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，根据机械设计（第八版）表15-3，取，得输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3X50.83=66.079Nm 查机械设计课程设计表8-7，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250Nm，而电动机轴的直径为48mm所以联轴器的孔径不能太小。取=40mm，半联轴器长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 6.1.4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径d23=45mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=45mm，由机械设计课程设计表6-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为50mm110mm29.25mm所以d34=50mm而=29.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表6-7查得30310型轴承的定位轴肩高度da=60mm，因此取d45=60mm3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=28mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离=30mm，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为35mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取6）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。7)确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 求轴上的载荷（30310型的a=23mm。所以俩轴承间支点距离为143mm 右轴承与齿轮间的距离为55.5mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=88647.25Nmm扭矩T =50.83NM6.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 20.37Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 6.2 输出轴（轴）的设计 6.2.1求输出轴上的功率、转速和转矩 =6.88 KW =243.33r/min =269.93N.m 6.2.2求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力的方向如图六所示 6.2.3初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 6.2.4轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案见图a.考虑到设计计算的最小直径为34.12mm，故d12段直径取36mm，考虑到链轮轮毂的宽度为65mm，且轴承盖螺栓方便取出，取该段的长度为70mm。b. 该段要安装轴承盖和密封垫圈，考虑轴肩的高度为35mm，结合密封垫圈的尺寸取该段轴直径为40mm，考虑轴承盖螺丝方便卸下取d23段长度为58mm。c. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23=40mm，由机械设计课程设计表6-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，尺寸LDT=45mm100mm27.25mm,d34=d78=45mm，因而可以取L34=27.25mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表6-7查得30309型轴承的定位轴肩高度，因此取52mm。d. 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取48mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以d67=55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d56=60mm。轴环宽度，取L56=8mm。e. 齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得L78=58mm L45=88mm 轴上零件的周向定位小链轮的周向定位采用A型键连接，齿轮IV的周向定位采用A型平键连接。由轮毂长度和直径查表6-1得:小链轮上的键，配合为。齿轮IV上的键，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 6.2.5求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=67.5mm，L2=132.5mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=129785Nmm扭矩T =269.93NM 6.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=16.49MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 6.2.7精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=269.93N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。6.3中间轴（II轴）的设计 6.3.1求输入轴上的功率P、转速n和转矩T P2=7.31 KW =730r/min =95.64N.m6.3.2求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示 6.3.3初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d56 6.3.4轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案（见图九） 图九、中间轴上零件的装配 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d12 =d56<24.21mm由机械设计课程设计表6-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为， d12 =d56=30mm。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段， d23 =d45=36mm锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L23=40mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为d34=50mm。3）已知圆柱直齿轮齿宽B1=59mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L45=55mm。4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮与大直齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取L12=48mmL56=55mm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d23由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 d45由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为46mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 6.3.5求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=57.75mm，L2=69.5mm。L3=63.75mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=167843Nmm扭矩T =95.64Nmm50.43MPa前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全6.4输出轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310.载荷水平面H垂直面V支反力F1) 径向力 2） 轴向力 3） 当量载荷，查表13-5，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核，查设计手册得Cr=130000 N 故满足要求。6.5输出轴键计算 1、校核小链轮上的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：七、减速器及其附件的设计7.1、箱体（盖）的分析 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。7.2、箱体（盖）的材料 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT150灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。7.3、箱体的设计计算箱体的结构尺寸见下表： 名称符号结构尺寸/mm箱座（体）壁厚12 箱盖壁厚12箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b 121520 箱座、箱盖上的肋厚44轴承旁凸台的高度和半径R， 3220地脚螺钉连接螺栓直径18数目6通孔直径20沉头座直径25底座凸缘尺寸2621轴承旁连接螺栓直径12通孔直径14沉头座直径20凸缘尺寸2220箱座箱盖的连接螺栓连接螺栓直径12沉头座直径26凸缘尺寸1816定位销直径d5轴承盖螺钉直径高速，中间，低速轴承盖。8视孔盖螺钉直径4箱体外壁至轴承