垂直斗式提升机传动装置设计

机械设计课程设计

说明书

设计题目： 垂直斗式提升机传动装置设计 

学院:    机电工程学院               专业:机械类

班级：    13--9              学号：********

设计人    :曹洋

********

完成时间：2016.1.7

                                  校名： 中国矿业大学

一、传动方案拟定……………………………………………………3

二、电动机选择………………………………………………………4

三、计算总传动比及分配各级的伟动比……………………………6

四、运动参数及动力参数计算………………………………………7.

五、皮带轮传动的设计………………………………………………8

六．齿轮设计

一．高速级齿轮传动齿轮设计…………………………………11

二．低速级齿轮传动齿轮设计…………………………………16

七、轴的设计

I  轴的设计……………………………………………………21

II 轴的设计……………………………………………………25

III轴的设计……………………………………………………30

八．键联接的校核计算………………………………………………34

九．滚动轴承的校核计算……………………………………………36

十．减速器箱体的设计………………………………………………37

十一.PRO/E做的三维图：………………………………………38

垂直斗式提升机传动装置设计

1.传动装置简图：

2.设计条件：

1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.

2)工作情况:单向工作,轻微振动.

3)运动要求:滚筒转速误差不超过7%.

4)使用寿命:八年,每年300天,每天16小.

5)检修周期:半年小修,二年大修.

6)生产厂型:中型机械制造厂.

7)生产批量:中批生产。

3.原始数据：

一、传动方案拟定

为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw,即：

∵  V=π*D*nw/（60*1000）

          ∴   n筒=60*1000*V/(π*D)=60 r/min

选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=14～21,根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。

根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择： 

根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。

2、电动机功率选择：

（1）确定传动装置的总功率：

带传动的传动效率 =0.96

滚动轴承的传动效率

齿轮的传动效率

联轴器的传动效率

滚筒的传动效率

η总=η1×η32×η23×η4×η5

       =0.96×0.994×0.972×0.99×0.95

=0.82

(2)电机所需的工作功率：

Pd= Pw/η总

=FV/（1000η总）

=4000×1.1/(1000×0.792)

=5.56kw

(3)电动机的额定功率Pca

根据工作功率可以查知Ped=18.5kw

(4)电动机的转速n电动机

计算滚筒工作转速：

∵  V=π*D*nw/（60*1000）

          ∴   n筒=60*1000*V/(π*D)

=60 r/min

   按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围I’a=2~4。取V带传动比I’1=8~40，则总传动比理时范围为I’a=16~160。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（18~96）×71=960~9600r/min

符合这一范围的同步转速有3000和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1500r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。

其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，最在转矩/额定转矩=2.2。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/60=24

2、分配各级传动比

1）取带传动比为2，低速级圆柱齿轮传动比

为i齿轮低=1.3×i齿轮高

2）   ∵i总= i带×i齿轮低×i齿轮高

∴i总/i带=12

∵i齿轮高=4.09

i齿轮低=2.92

∴传动比分配合适。

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n0= n电机=1440r/min

nI= n0/i带=1440/2=720 r/min

nII=nI / i齿轮高=720/4.09=176(r/min)

nIII=nII/i齿轮低=176/2.92=60(r/min)

2、    计算各轴的功率（KW）

P0= Ped=5.4KW

PI= P0×η带=5.18KW

 PII=PI×η齿轮×η轴承

=4.97KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮

  =4.67KW

3、    计算各轴扭矩（N·mm）

T0=9.55×103P0/n0=9.55×103×5.4/1440

  =35.8N·m

TI=9.55×103PI/nI=9.55×103×5.18/720

=69.06 N·m

TII=9.55×103PII/nII

=9.55×103×4.97/176

 =269.7N·m

TIII=9.55×103PIII/nIII=9.55×103×4.67/60

  =759 N·m

已知：普通V带传动，电动机功率P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为i=2，每天工作16小时

1.确定计算功率 Pca

查表8-7可知工作情况系数KA=1.2

Pca=KAP=1.×5.4=6.48KW

2. 选择普通V带截型

     根据PCA 和N0由图8-11可知应选取A型带

3．确定带轮基准直径，并验算带速

1）初选小带轮的基准直径，由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm

2）验算带速

V=（π×dd1×N0）/（60×1000）=11.3m/s

   因为5m/s  3）计算大带轮的基准直径dd2

   dd2=i·dd1=3×100=300mm

  查表8-8得dd2=315mm

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1)据式0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2),初定中心距为a0= 500mm

    2)计算带的基准长度Ld

Ld=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0

    =2×500+1.57×415+215

 =1675mm

   取Ld=1600mm

    实际中心距：

a≈a0+Ld-L0/2=500+(1600-1671)/2=462.5mm

3)验算小带轮包角

α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30

   =153.4>1200（适用）

5.确定带的根数

1)计算单根V带的额定功率

根据课本表（8-4a）P0=1.32KW

根据课本表（8-4b）△P1=0.17KW

根据课本表（8-5）Kα=0.93

根据课本表（8-2）KL=0.99

 计算V带根数

Z=PCA/P’=PCA/[ (P1+△P1)KαKL]

 =6.48/[(1.32+0.17) ×0.93×0.99

   =4.72

所以取5根V带。

6．计算单根V带的初拉力的最小值

由课本表8-3查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力：

(F0) min=500PCA（2.5/Kα-1）/(ZV Kα)+qV2

=500×6.48×(2.5/0.93-1)/(5×11.3×0.93)+0.1×11.32]N

=109.6N

7．计算压轴力

作用在轴承的最小压力Fp

Fp=2ZF0sinα1/2=2×5×106.6sin153.4/2

=1066.3N

六．齿轮设计

          (一)高速级齿轮传动齿轮设计

    已知：输入功率PIII =5.4KW,小齿轮的转速n1 =720r/min，传动比为I=4.09，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。

1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数

   1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

   2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。

   3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为40HBS。

  4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=4.09×25=98，取Z2 =97。

   5）选用螺旋角：初选螺旋角为=140 

2．按齿面接触疲劳强度设计

   由d1t≥ 

确定有关参数如下：

1)传动比i=4.09

2)由课本表10-7取φd=0.8

3)选取载荷系数Kt=1.2

4)由图10-30选取区域系数为ZH =2.3

5）由图10-26，可知=0.7, =0.90,所以=+=0.78+0.90=1.6

6)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =1.8MPa1/2

7) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa和大齿轮的接触疲劳强度极限  =550MPa

8)计算两齿的循环次数

  N1 =60* n1* j* Lh

   =60×720×1×(16×300×8)

   =1.658×109

N2 = N1/4.09=4.06×108

由图10-19取疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2 =0.96

9）计算接触疲劳许用应力

   取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知： =KHN1*/S=0.90×600=552MPa

    2= KHN2* /S=0.94*550=480MPa

     =( + )/2

=(552+480)/2MPa

=516MPa

(2)计算

   1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得

      d1t>=50.25mm

   2)计算圆周速度

V=（π×ddt×N0）/（60×1000）=1.91m/s

   3)计算齿宽系数b以及模数mnt

    b=φd×d1t=0.8×50.25=40.6mm

mnt=(d1t*cos140)/ Z1=2.05

h=2.25×mnt=4.61mm

b/h=8.80

4）计算纵向重合度

=0.318 *φd* Z1 * tan140

   =1.52

5)计算载荷系数

使用系数KA=1 ,根据V=1.m/s,7级精度，KV=1.20

由表10-4查得=1.322由tu10-13查得=1.25

由表10-3查得==1.4

K=KAKV=1*1.4*1.2*1.322=2.2

6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由

d1=d1t（K/Kt）1/3得

     d1=50.77×（2.2/1.2）1/3=62.14mm

7)计算模数mn

mn= d1*cos / z1 =2.51

3.按齿根弯曲强度设计

(1)  确定参数

1）          计算载荷系数

   K= KAKV =1*1.2*1.4*1.25=2.1

3)计算当量齿数

   4)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-9相得  

YFa1=2.72     YSa1=1.57

YFa2=2.20     YSa2=1.78

5)由图10-20C查知小齿轮弯曲疲劳强度  

σFE1 =500MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE2 =380MPa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.85，KFN2 =0.9

6)计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF]1= KFN1σFE1/S=0.9*500/1.4=303.57

[σF]2= KFN2σFE2/S=0.9*380/1.4=244.29

8)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较

YFa1YSa1/σF=2.58*2.6/303.57=0.01353

YFaYSa/σF=2.18*1.79/244=0.01599

小齿轮的数值大

（2）设计计算

对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2.5mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=61.50mm来计算应有的齿数，于是

    Z1=d1× cos140/mn=61.50*cos140/2=24.8,取Z1=24

Z2=i*Z1=4.09*24=98,为了与小齿互质，取Z2=97

4．几何尺寸计算

（1）计算中心距

=(24+97)*2/(2*cos140)

=155.88mm

将其圆整为a=156mm

(2)  按圆整后的中心距修正螺旋角

=arccos[(24+97)*2/(2*156)]

= 14.170

由于改变不多，故参数等不必修正。

（3）计算大小齿轮分度圆直径

(4)计算齿轮宽度

   B=φd×d1 =0.8*61.88=49.50mm

经圆整后，取B1=55mm,B2=50mm 

二．低速级齿轮传动齿轮设计

    已知：输入功率PII =4.97KW,小齿轮的转速n1 =176r/min，传动比为I=2.92，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。

1．选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数

  1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

  2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。

  3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为40HBS。

  4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为

Z2=2.92×24=70.08。

2．按齿面接触疲劳强度设计

  由

确定有关参数如下：

1)传动比i=2.92

2)由课本表10-7取φd=0.8

3)选取载荷系数Kt=1.2

4)由表10-6查知材料的弹性影响系数ZE =1.8MPa1/2

5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的接触疲劳强度极限

6)计算两齿的循环次数

  N3 =60* n2* j* Lh

     =60×176×1×(16×300×8)

     =4.05×108

N4= N3/2.92=1.37×108

由图10-19取疲劳寿命系数KHN3=0.94，KHN3 =0.98

7）计算接触疲劳许用应力

   取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式（10-12）可知：

(2)计算

   1）试计算小齿轮分度圆直径d1t ,由上述公式可得

      d3t>=94.30mm

   2)计算圆周速度

V=（π×d3t×N0）/（60×1000）=0.86m/s

   3)计算齿宽系数b以及模数mnt

    b=φd×d1t=0.8×40.86=75.5mm

mt=d3t/ Z1=40.68/24=3.9

h=2.25×mt=8.84mm

b/h=8.54

4)计算载荷系数K

使用系数KA=1 ,根据V=0.86m/s,7级精度，KV=1.09

由表10-4查得由表10-13查得

由表10-3查得

5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由

d3=d3t（K/Kt）1/3得

     d1=40.68×（1.39/1.2）1/3=99mm

6)计算模数mn

mt= d3/ z3 =4.13

3.按齿根弯曲强度设计

(1)确定参数

1）          计算载荷系数

   2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z3=24,Z4=71由表6-9相得  

YFa3=2.65     YSa3=1.58

YFa4=2.236     YSa4=1.75

3)由图10-20c查知小齿轮弯曲疲劳强度  

σFE3 =500MPa,大齿轮的弯曲强度极限σFE4 =380MPa

由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.96，KFN4 =1

4)计算弯曲疲劳许用应力：

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF]3= KFN1σFE1/S=0.96*500/1.4=342.86MPa

[σF]4= KFN2σFE2/S=1*380/1.4=271.43 MPa

5)计算大小齿轮的YFaYSa/σF并加以比较

YFa3YSa3/σF3=2.65*1.58/342.66=0.0122

YFa4YSa4/σF4=2.236*1.75/271.43=0.0144

（2）设计计算

对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取mn=3mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=99mm来计算应有的齿数，于是

    Z3=d3/m=99/3=33

Z4=i*Z3=96

4．几何尺寸计算

（1）计算大小齿轮分度圆直径

  d3=Z3*m=33*3 =99mm 

d4 = Z4* m=95*3 =285mm 

（2）计算中心距

a=(Z3+Z4)*m /2=(285+99)*4/2=192mm

(3)计算齿轮宽度

   B=φd×d3=0.8*99=79.2mm

经圆整后，取B4=80mm,B3=85mm 

七、轴的设计

I轴的设计

已知：PI=5.18KW，nII=720r/min, TI =69.06 N·m, 

B=70mm 

1.     求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮直径为d =62mm,

Ft=2* TI/d

=2*69.06*1000/62mm

=2228N

2.     初选轴的最小直径

先按式，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=126，于是得

     （dmin）‘=24.32

因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以

  dmin =（dmin）‘（1+7%）=28mm

  轴上的最小直径显然出现在轴承上。

3．轴的结构设计

（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径

  1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和较小轴向力的作用，故选用深沟球接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28，mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承6206轴承，其尺寸是d×D×B=30×62×16, 所以dI-II=35mm

即dI-II=dⅤ-Ⅵ=35mm

2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。

3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm

     III-Ⅳ段部分LIII-Ⅳ=35mm

     Ⅳ-Ⅴ段部分LⅣ-Ⅴ=41mm

     Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=41mm

  4）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=12mm,两齿面距离为a2 =12mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=12mm,倒角R=2mm

5）轴上零件的周向定位

齿轮与轴之间用平键连接。

齿轮与轴之间的键选取b×h=8mm×8mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为74mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

6）确定轴上圆角和倒角的尺寸

参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。

4．求轴上载荷

    进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：

首选材料为40Cr，调质，由表15-1查

[σ-1]=60MPa

因此σca<[σ-1]，故安全。

II轴的设计

已知：PII=4.97KW，nII=176r/min, TI =269.7 N·m, 

B斜=50mm, B直=85mm  

1．          求作用在齿轮上的力

1）已知高速级大齿轮直径为d2 =250mm,

Ft2=2* FI/d2

=2*269.7*1000/250N

=2157N

Fr2=5349*tan200/cos14=809N

Fa2=2965*tan140=556N

  2)低速级小齿轮直径d1=100mm

Ft1=2TII/d1=2*269.7*1000/100=1947N

    Fr1=1947*tan200=708N

2．          初选轴的最小直径

先按式，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=126，于是得

     （dmin）‘=38.36因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大7%，所以

  dmin =（dmin）‘（1+7%）=40.232

  轴上的最小直径显然出现在轴承上。

3．轴的结构设计

  (1)轴的结构见装配图

、

（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径

  1）初步选用深沟球轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承9309AC轴承，其尺寸是d×D×B=45×85×18, 所以dI-II=45mm

即dI-II=dⅤ-Ⅵ=45mm

  2)II-III段的轴头部分LII-III=50mm

   III-Ⅳ段轴头部分LIII-Ⅳ=54mm

   Ⅳ-Ⅴ段轴肩部分LⅣ-Ⅴ=mm

   Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=54mm

  3）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm,

 L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B

      =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19

      =272mm

4）轴上零件的周向定位

齿轮与轴之间用平键连接。

斜齿轮与轴之间的键选取b×h=12mm×8mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为130mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取b×h=12mm×8mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

5）确定轴上圆角和倒角的尺寸

参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。

4．求轴上载荷

    进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：

首选材料为45钢，调质，由表15-1查

   [σ-1]=60MPa

因此σca<[σ-1]，故安全。

III轴的设计

已知：PIII=4.47KW，nIII=60r/min, TI =759N·m, 

B=80mm 

3．          求作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮直径为d =284mm,

Ft=2* TI/d

=2*759*1000/284mm

=1945N

Fr=Ft×tan=5345*tan200=1945N

4．          初选轴的最小直径

先按式，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=112，于是得

     （dmin）‘=50.25因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以

  dmin =（dmin）‘（1+7%）=54.17mm

3．轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转矩变化很小，故取KA=1.7，则

Tca=1.7*759=1251N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85，选用HLS弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N·m，故取dI-II=55mm,半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm

4．轴的结构设计

（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径

   1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段右端制出一轴肩，故取II-III段dII-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径D=65nn，半联轴器与轴配合的毂孔L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮I-II段的长度L略短一些，现取LI-II=140mm。

    2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承61812,轴承，其尺寸是d×D×B=60×78×10, 所以dIII-Ⅳ=65mm,

LIII-Ⅳ=35mm。

      左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得61812开支轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此取dⅣ-Ⅴ=77mm。

3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的[宽度为96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则轴环的dV-VI=mm。轴环宽度b>1.4h，取LV-VI=12mm。

   4）取齿轮齿面距箱体内壁a1=12mm,两齿面距离为

a2 =12mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=12mm,倒角R=2mm。 

5）轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。

齿轮与轴之间的键选取b×h=18mm×11mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为72mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接键选取b×h=18mm×11mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为136mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

5）确定轴上圆角和倒角的尺寸

参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。

4．求轴上载荷

    进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：

σca=20MPa

首选材料为45钢，调质，由表15-1查

[σ-1]=60MPa

因此σca<[σ-1]，故安全。

八．键联接的校核计算

1．输入轴——I轴键的较核

由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁，由表6-2查得许用挤压应力[σp]=50--60MPa，取其平均值[σp]=55MPa,键的工作长度L=40mm，键与轮毂、键槽接触高度K=0.5h=0.5*8=4mm，由式（6-1）得

σp=2T*103/(kld)

=2*69.06*103/(4*40*30)

=28.7MPa<=[σp]

故键满足强度要求。

2．中间轴上键——II轴键的校核

由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用挤压应力[σp]=100--120MPa，取其平均值[σp]=110MPa,键的工作长度L=40mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*8=4mm，由式（6-1）得

σp=2T*103/(kld)

=2*269*103/(4*40*40)

=84MPa<=[σp]

故键1满足强度要求。

键2的工作长度L=70mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*8=4mm，由式（6-1）得

σp=2T*103/(kld)

=2*309.8*103/(4*70*40)

=48MPa<=[σp]

故键2满足强度要求。

3.输出轴—III轴键的校核

由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用挤压应力[σp]=100--120MPa，取其平均值[σp]=110MPa,键的工作长度L=70mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*11=5.5mm，由式（6-1）得 

σp=2T*103/(kld)

=2*759*103/(5.5*70*60)

=65MPa<=[σp]

故键1满足强度要求。

键2的工作长度L=100mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*11=5.5mm，由式（6-1）得

σp=2T*103/(kld)

=2*759*103/(5.5*100*60)

=46MPa<=[σp]

故键2满足强度要求。

九．滚动轴承的校核计算

1、计算输入轴上的轴承校核

由式（13-6）

=6763N2、计算中间轴II轴轴承的校核

由于FA/FR =795/1117=0.1>0.68

∴当量动载荷

∴Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.71>0.68

由式（13-6）得

    =9525∴此轴承合格

3. 计算中间轴III轴轴承的校核

   由于轴向力几乎为零，因此，径向当量动载茶Pr=Fr=1308N

由式（13-6）得

    =6763MPa∴此轴承合格

十．减速器箱体的设计

结构尺寸具体见装配图。箱体支撑轴系，保证传动件和轴系正常运转的重要的作用。现所选用的减速器箱体采用灰铸铁铸造成箱体和箱盖两部分，剖分式，采用螺栓联接成一体。

1．箱座高度

因传动件采用浸没润滑，箱座高度应满足齿顶圆到油池的距离不小于30-50mm，使箱体容纳一定的润滑油，以便润滑和散热。

设计时，在离开大齿轮齿顶圆30—50mm的时候，画出箱体油池底面浅，初步箱座支撑高度：H>= da2/2+(30—50)+ ,其中da2 为大齿轮及圆径，为箱底面到箱座油池底面的距离，再根据浸油深度，修订箱座高度。

2．箱体要有足够的刚度

（1）箱体的厚度：箱体应有合理的厚度，轴承座箱体底座等处承受的载茶较大，壁厚座厚些。

（2）轴承座螺栓凸台的设计：为提高轴承座的刚度，轴承座两的联接螺栓应尽量靠近，需加轴承座旁设置螺栓凸台。

（3）设置加强肋板:为了提高轴承座附近箱体的刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。

3.箱体外轮廓的设计

箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，R= 290为大齿轮齿顶圆直径，s=8为箱盖厚度。

高速轴一侧箱盖外廓，圆弧半径根据结构由作图决定。若取R>R’，画出箱盖圆弧，则螺栓凸台将位于箱盖圆弧外侧。

4.箱体凸缘尺寸

轴承座外端面应向外凸出5—8mm，以便切削加工。箱体内壁到轴承座孔外端面的距离L1（轴承座孔长度）为：L1=C1 +C2+(5--10)mm

箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般不大于150—200mm。

5.导油沟的形式和尺寸