二级斜齿轮减速器课程设计正本_15010.docx

一、机械设计课程设计任务书题目设计用于带式运输机上两级斜齿轮减速器第五组指导老师：张旦闻带式输送机减速器结构简图1.1.轴、2-11»,3-川粮、4卷筒釉设计参数运输带工作拉力:F(N>=32(X)N运输带工作速度:V(ms)=1.1m/S卷筒直径：D(Inm)=3001111工作条件连续单向运转，载荷有稍微振动，室外工作，有粉尘：运输带速度允许误差上5%；两班制工作，3年大修，运用期10年。(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑)°加工条件生产20台，中等规模机械厂，可加工78级齿轮设计工作量1.减速器装配图1张(AO或A1)；2.零件图13张：3.设计说明书1份二、传动装置总体设计1 .电动机的选舞<1)逸界电动机的类型和结构形式依据工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷笼室三相异步电动(2)选算电动机容量工作机所需功率：F.vv32OO×I.I1,1.zPw=kW=3.71Kw机。100o小10()0x0.96式中，带式输送机的效率小=096(由查参考文献I中表17可得).电动机输出功率PO为：M="7其中为电动机至滚筒主轴传动装置的总效率，包括V带传动、两对斜齿轮传动、两对滚动轴承及联轴器等效率，值计算如下：H=th.>J*11t经杳参考文献2中表101知V带传动效率7=0.96,一对斜齿轮传动效率%=0.97,一对滚动轴承传动效率以=0.99.联轴罂效率小=0.99,因此/=0.96X0.972×0.994×0.99=0.86Pu=-=-kV=4.31.kV0.86依据凡选取电动机的额定功率Pm,使Pm=(1.-1.3)P<1.=4.3"5.60kW,查表得电动机的额定功率Pm=5.5kW(3)选择电动机的转速先计算工作机主轴转速,也就是滚筒的转速601/6O×1.1×IO,.11u=rmn=70.()6rmn所以11D×3(X)依据参考文献I中表18确定传动比范用，取V带传动比h=24,二级网柱齿轮传动比小840,总传动比i的范闹为I=(2×8)(4×4()=16-160电动机的转速范圉应为=(16I6O)×70.06rmin=1.120.96-11209.6rmin符合这,范朋的电动机的同步转速有1500rmin,3000rmin两种，由标准查出两种适用的电动机型号，因此有两种传动比方案,如表11所列。表1-1传动比方案比照方案电动机型号额定功率PmkW电动机转速Zrmin'1一动质网一电机物传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动减速器1YI32S-45.515(X)14406820.55211.252Y132S125.5300029006441.39313.8()综合考虑电动机彳口传动装F的尺寸、结构和各级传动比，方案一比较合适，所以选定电动机的型号为Y132ST。其主要性能和安装尺寸见表1-2和表I-3。表12Y132S-I型电动机主要性能电动机型号额定功率ZkW同步转速rmin"满载转速rmi相额定转矩/NmY132ST5.5I514402.2表13Y132ST型电动机外形尺寸mmIAC/2AD£Ie111.Z,IWrCC=DI_IIU1.-XIn×T,JAR中心高度H长宽高4C1.×(-+AD)×HD2安装尺寸AxB轴伸尺寸DXE平键尺寸FXG132475×445×315216×14038×8010x332 .计算总传动比并安排各级传动比（1）总传动比I=144070.06rmin=20.55带式给送机减速器结构筒图1-1轴、2-IIttK3-IIUA.4-卷筒轴（2）安排各级传动比i=ihii为使带传动的尺寸不致过大，满意V带传动比小于齿轮传动比，即八，h取八=2,按二级绽开式圆柱齿轮减速器布置，取i2=1.3i3.可算出/2=3.65，/3=2.813 .计算传动装置的运动和动力叁数（1）各轴的转速【轴m=rmin=720rminZi211轴,?2=rmin=1.97.26rmin/23.65In轴=上='"Mrmin=7020rminh2.81卷筒轴w=ns=70.20rmin（2）各轴的功率1轴P1.=Pm=55xO.96kW=528kWII轴Pi=Pi2i=5.28×O.97×O.99=5.O7kWIH轴Ps=Pzy2=5.O7×O.99×O.97=4.87kW卷筒轴Pi=Pxg=4.87×0.99×0.99=4.77kW（3）各轴的转矩pSx>4I 轴T=9550-=9550×Nm=7O.O3Nmn,720II 轴7=955C=955Ox三"Nm=245.46Nmn2197.26In轴八=9550乙=955OX史必Nm=662.51.Nmn,70.20卷筒轴八=955N=955Od卫Nm=648.91Nmwm70.20表IV带式运输机传动装巴各主轴主要参数计算结果参数轴名电动机轴I轴H轴H1.轴工作机轴转速/(rmin)144()720197.2670.2070.20功率pkv5.55.285.074.874.77转矩r(Nm)36.4870.03245.46662.51648.91传动比i23.652.811效率0.960.960.960.98三、V带传动设计解密步骤及结果见表21表21V带传动设计计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率Pc依据工作状况.查参考文献3中衣7-7得工况系数KA=1.3,Pc=1.3×5.5kW=7.1.5kW已知:Pm=5.5KW,Pc=7.15kw2.选择V带型号依据=715kw和nm=1440rmin.查参考文献3中图79选A型三角帝A-'!3.计算传动比工心3=2111.720»1=24,确定小带轮内径4经查参考文献3中表7-8,It<<1=1.25mm（要大于或等于助小直径，并符合直径系列）t=I25mm5.般算V带速度Vai.n.×I25×144OCSV=1.J-=9.42m6()X1(X)06()×1(X)0在规定的5nVs<25ms范国内，合理=9.42ms6.确定大带轮内径d1大带轮直径4=44(I-£)取弹性滑动率£=0.02dz=f1.J1.(1.-c,)=2×125×(I0.02)=245mn经查参考文献3中表78,取=250mm,实际传动比.d、250,d,(1.-)I25×(1-O.O2),a1440从动轮实际转速多=705.88mm/s转速误差A"*泮R(H96计算项目计算及说明计算结果对于带式输送装置.转速在±5%范围内是允许的.7.初选中心距斯%=(0.7-2)(rf+>)rf=125mm,<2=25()mm262.51.1.750mm取Qa=SOonHn=500nm8.初选长度玄1.>21.i+(dt+d、)+4'"2痴O=2×5OO+-(125+25O>+改25)24×5(X)=I596.656mmh1596.656mm9.选择V带所需葩准长度经查参考文献3中表73,找到与1.o=I596.656mm相近的数据，取d=1600mmU=I60Omm10.实际中心距。1.ti-1.i1.31600-1596.656aai,+-=500+=501.72mm由<111=w0,015j.Awx=<+0.015u知中心距可调整范用为477.72mmVX525.72mm0=501.72mm计算项目计算及说明计算结果H.5金算小帚轮包为«1a1=I80o-57.3°a=1.80"50T25«501.72=165.720>12tf,经计算，小带轮包用”,取值合理,=165.72°12.计算单根V带基本额定功率P1.依据<Z1.25mm和ro=1.440rmin,经口参考文献3中表74,取得A型V带的P=1.93kVP1.=I.93kW13.额定功率的增量依据wm=144(>rmin和i=2.经查参考文献3中表76.取得A型V带的AR=O.I7kWP,=O,I7kW14.计算V带根数Z依据a1.=165.72°.杳多考文献3中表75得包角系数K11=().956,依据Q=I600mm,经查参考文献3中我73得长度系数K1.=0.99Pe(匕囚勺7.15=3.6(1.93+0.17)x0.956x0.99取Z=4根Z=4ft1.标记：A1600×4计算项目计算及说明计算结果15.计算单根V带的初拉力F(,r.500%,2.5八，尺-h+v-ZVKr1.=90×7,15(-I1.-1)+0.1Ox9.42-4×9.420.956=31534N经查参考文觥3中表7-2知,每米长度拔出KO.IOkgXmF=3154N16.确定带对轴的乐力FQF0=2ZF0sin%=2×4×315.34sin描丑=25O2.54N22Fq=25O2.54N17.带轮结构工作图带轮结构工作图.见图21四、齿轮传动设计1.高速皴伊轮传动设计已知传递功率P1=5.28kW,小齿轮转速n1.=720rmin,i2=tt=3.65,由电动机驱动，双班制工作，运用寿命IO年。计算结果及步骤如十：计算项目计算和说明(1)选界材料及羯处理精度等级齿数实际传动比I2位数比误差Ait初选堪施角管参考文献3中表8-7,小齿轮选用45钢，调顺，HBS1.=217-255.取HBS1.=23O,大齿轮选用45钢，正火，HBSE62217,取HBS尸190,由表88知，HBS1.-HBS2=40,合适，选X级精度(GB1009588).选小齿轮齿数Z=25,大齿轮齿数z?=3.65x25=91.25,磔整Jttz2=92实际传动比为：A=|=3.682592-915齿数比误差为，AH=-=0.82%92在允许误差范围内(工程上允许±5%的变更范围).初选蝉旋角力=15°(2)按齿面按制疲森强度设计确定计算M小齿轮传递转矩齿轮材料弹性系数Zf齿宽系数九齿数比“节点区域系数Z“瑞面重合度%查参考文献5中式818知设计公式:山也矢共铲）p59K曲式7；=9.55×IO64和T.=9.55×IOh-Nmm111.720=7.×1.（y*Nmm查参考文献3中我8-13得：Ze=I89.8MPi?杳参考文赋3中衰814,取内=1.O“3.68山参考文帆5中图819得：Zh=2.425a=1.88-3.2J）卜os6=1.88-3.2（+>|Cos1.51=1.659_12592）Zff=Jcos7=Vcos1.5'=0.9828=O.318z1.g7=O.31.8×1.×25×0.268=2.13螺娓角系数Z,他向来合度%重合度系数7z-JJ=S=o776K",=1.2由参考文献5中式(8-2)得：r1.1.1.=WnJ1.h=60X720X16X300XIO=2.0736×IO94r初选战荷东数K,接触应力的环次数NHN112=fn½=2.0736×IO93.68=5.63×IOs南爰考文峨5中图88得：Zv=1.Zvz=I由参考文献3中表810S1.ta=1.由参考文献3中表89将接触接触被电极限ohm=35O+HBS1.=(350+230)MPa=，80MPaHimi=2+HBS1=(2(X)+190)MPa=390MPa由参苫文献5中式83褥：rI111=H1.miz1.-580x1.SSOMPi接触被电强度寿命系数ZNSHIUn1(1.1.2=5gZ=22S1.Mpa=39OMPaSHmWII由于hn<Ihi,所以应取较小值底代入计算最小平安系数SHmin接触疲电极限/J纯.厘产警Z吓T%“1匕1.)许用接触应力【OJhi2×I.2×7.(X)×10,3.68+1=H×V1.03.681.f1.89.8X2.425X0.776X0.9828丫Se,×'=55.7mmV1.390)v-血M."55.7x720试计算小齿轮分度圆宜径小»三vxVII1.'o6()XI(M)O60XIO(X)查参考文献5中表85得：KA=I依据vz11.(X)=2.()98×25/1()O=().5245ms.查参考文鼠5中图81()得：KV=IQ5由参考文献5中图811得:ATe=1.42由参考文献5中图813得：Kf1.=IK=KKvKuKp=I×1.O5×1.42X1.=1.49出参考文献5中式810得：计算例周速度Vd1.=d,KK,=55.7×V1.49/1.2=59.87mn运用系数心动毂系数K、d.cos/759.87×Cos1.5'Ce1.my=-=2.31mm齿间投荷安排系数K“"Z1.25依据参考文献3中式8I.取标准值"%=25mm«="心+W=25x(25+92)=Hi43m11,齿向载荷安排系数Ky2cos/J2Xcos15"国整为g150mmRS定教荷系数Ka/(z+zj2.5×(25+92)=iirccosi1.1.j=arccosi=12.83862a2x150=125019,修正小齿轮分度硼直径dt,MaZi2.5×25,.nd1.=64.1011m,COS6COS12.8386'确定也轮介数及主要尺寸法面模数见，犯A2.5x92d、=-=235.9()mmcoscosi2.8S86b=Sddt=1.0×64.1()=64.10mmH整后取b?=65mm,4=TOmm由参考文帆5中式819知校核公式为:同=沪，A"b1.“中心距a由4=25Z2=92»用=12.8386',可得Z1I=-4=r-=26.97"COS3COS312.8386确定缥斑角92z,=T=99.261cos,COS112.8386杳参考文献5中表87,%n=2.57,%=2.18查参考文献5中表87.K=1.60,31.79分股圆直径4、4Yt=0.25+0.751.a=0.25+0.75/1.659=0.70查参考文献5中图8-20得：Yp=0.9由参考文献3中表89得:f1.m1.=32O+0.45HBS=(32(HO.45×23O)MPa=423.5MPa确定齿宽bb2,1.im2=1.84+0.74HBSj=(1.84+0.74×1.90)MPa-324.6MPa由参考文献5中式(8-2)得:Nn=（三）nJ1.1.1.=«)x720×16×3(X)X1()=2.0736XIO9(3)ttttW曲疲豫遢度Nf2=/V,i=2.0736×I0q3.68=5.63x0*出与考文献S中图89得：Yni=1,KW=I由参考文献3中表810,Sfmm=I斜齿轮当量齿数Zrn=1.=/50型=423.50MPaSfmsIf.2=1=32460x1=324.60MPaS,mfc1.I)KT齿形系数41、412应力修正系数1-K2理合度系数匕=23x2.57x1.&)XONXo.965×64.10×2.5=51.88MPaCb1.n-“U=51.88x螺旋角系数,1.YfatYia1.2.57x1.60=49,23MPa<f,弯曲疲惫强度极限1.im1.'ruti2in,=-'n=7=2.56cos?cos12.8386由Iana,=得：¢=20.47°弯曲应力循环次数NFCOSpm.CoSa2,5×25×0.9369ncr1,=-2-j1.=60.05mnCOS/70.975.zj1,z,cosa.2.5X92×0.93W(,=t=221.01mm弯曲葭惫强度籽命系数COSzr0.975<=m1+26'UU=2.5×-+2×11驾曲疲愈强度平安系数,min计算许用弯曲应力k1."(cos')Vcos1.2.8386；=69.IOmmAj=mAz?+2*<w=2.5×f-+2×11cos/y)ICOSI2.8386)=240.9Ommdfi叫IZ2e2。1IeoSZy)校核齿面弯曲疲惫强度=2.5×2×1.-2x0.8I=55.1()mm<cos1.2.83S6)dc=m"h-21.-2c,=2.5×2X1-2X0.8)=226.90mmICoSI2,8386)M计算齿轮传动的其他几何尺寸端面模数加，端面压力角%口01直径齿顶W1.直径齿根圈直径%齿顶高九齿根富f全齿高/;端面齿原S,端面齿距P1儿产九2二hft%1=Ix2.5=2.5nunf=<.÷cn)n11=4.5mm1.=A2=(24<+CI)“=(2×1+().8)×2.5=7mm711.11×2.5八”*1=，=J=4.026mm22cosf2Xs12.8386加“"2.5,1.,2cos?cos12.8386s11mcosa.×2.5×cos20.47_(PIM="，=-1.=7.54mmCoSZycos12.8386,端面加Iff1.齿距外2.低速跳齿轮传动设计已知传递功率P2=5.07kW,小齿轮转速%=197.26rmin,1,=«=2.81,由电动机驱动，双班制工作，运用寿命IO年。计算结果及步骤如下:计算项目计算和说明逸界材料及热处理精度等级齿数实际传动比A齿数比误差1.初选媒旅角杳考文献3中衣87,小齿轮选用45钢，调质,HBSi=2I7-255,取HBS1.=230,大齿轮选用45钢，正火，HBSz=1.6221.7,取HBS2=190。由表S8知.HBSi-HBS2=40,合适.选8级精度<GB1()09588).选小齿轮齿数Zj=27,大齿轮为数z,=“23=28X27=75.87,磔整取z4=76实际传动比为：<1=2.81齿数比误差为：AU=?6=5.87=oj7%76在允许误差范困内(工程上允许±5%的变更能困).初选螺桃角=15按齿面按触疲聋强度设计确定计第M小齿轮传递转矩4齿轮材料弹性系数ZE齿宽系数j齿数比节点区域系数Z”端面重合度a查参考文献5中式818知设计公式:局等邛可由式7,=9.55X10,生得：n2T,=9.55×IO6×'O'Nmn=24.54×IO4Nnun197.26位多考文献3中表J13得：Z=I89.8MP查参考文M3中表8-14,取34=1.O=2.81由参考文献5中图819得：Zh=2.425Ca=1.88-3.2+cos/7=1.88-3.2+ICos1.y=1.6612776Ztt=JCoS1.s=0.9828Cf1.=0.318°NZKg/7=0.318×1×27×0.268=2.3螺旋角系数Z1.伊忌=0.78轴向重合度K,=1.2由参考文献5中式8-2得：hj=60n2*=60×197.26×I6×3WXIO=5.68X10,JE合段系数Z仞选战荷系数Kr接触应力循环次数NH接触破惫强度寿命系数ZtiN114=,1.1.z=5.68×IOk2.81=2.OO7×1Os由参考文触5中图I得：Zg=I.Zu=由参考文献3中表810SHmI=I由参考文献3中表8-9得接触接触被患极限Hii1,1=35O÷1.IBS1=(35O+23O)MPa=SsoMPaHiin=2(XHHBS'=(2(X)+1.9()MPa=39()MPa由参考文献5中式83得：Hi=°HigZ心=OxJMPa=58OMPaSHmmIH4=5,mZ=MPa=390MPaSHmi1.I由于9hwQ川3,所以应取较小值I。加代入计算最小平安系数SHmifk接触坡电极心,SSdUZZHZ,z“丫、M1.,J限。Ii1.ifn12×1.2X24.54×IO12.81+1许用接触应力IbIHV1.02.811.1.f1.89.8X2.425X0.78X0.9828丫°,11×：=86.7mK390)试计算小齿轮分度圆直径八/“”，11×86.7×197.26ConU,V=-=0.895m/s60x100060XI(XX)查参考文献5中表&-5得：K=1.依据V23100=0.895×27t00=0.24m,杳参考文献S中图810得：KV=I.02由参考文献5中图J1.1.得：Ka=IA6由参考文舔5中图S13得：KP=IK=KxKv"uK=i.02×1.46×1.=1.49由参考文献S中式810得:计算回周速度V(f1.=d,N'/Kf=86.7XV1.49/1.2=93.19mmdcos/J93.19XCoSI5'_mC=3.33mmz$27依据参考文献3中表8-1.取标准值m3mm运用系数Kaw.(z1.+4)3x(27+76).a=i-i4='/=161.46mm2cos72×cos1.5,动战系数Kv网整为=160mmm(zi+z4)3×(27+76),.fu.,-arccos1.-1.:=arccosi=15.0662a26O齿间载荷安排系数Ka=15357齿向投荷安排系数KA,tt3×27OoaI=r=83.89mmcos/?cos15.066，1心376d2=-=236.12nn确定载荷系数Kcos?COSI5.066btid=1.0×83.89=83.89mm修正小齿轮分度圆直径d确定齿轮敷及主要尺寸法面模数It1.n圆整后取力2=85mn,b二90mm由参考文献5中式819知校核公式为：同=岁1.1.3%b,bdg1.t由与=27,Z11=76,/=15.066,可得ZVt=-=1”皿。=305cos3/7COS515.()66pZy4=-Y-=84.44中心距aCoS-COS-15.066位参考文献5中表J7,=2.52,Ym=2.2杳多考文献5中表J7,r5tf3=1.625.t=1.775倚定修旅角PYt=0.25+0.75/6“=0.25+().75/1.66=().7()查参考文献5中图J20得：F=0.87由参考文献3中表89得：CT,b1.1.j=32(H-0.45HBS|=(32()+0.45x230»MPa=423.5MPa分度圆直径dI*d2CTf1.in4=14+0.74HBS=(184+0.74×190)MPa=324.6MPa由参考文献5中式(82)得:Nff=60n11.=60X197.26X16X300X10=5.68×IOxNr&=jV1.1.ju=5.68×101.i2.81=2.(X>7x1.()由参考文献5中图89得：r,vf=1.Yy2=确定齿宽b.b>由参考文舔3中表&-10.Sfain=I(3)校核弯曲疫惫强度1.1.=气心=-23-w-1=423.50MPaSFmeIt,i=%"、'，m刨=324.60MPaSFme1bdHt斜齿轮当限齿数Z,2×1.4924.54×IO4一、一*八、八S=×2.52×1.625×0.70×().8785×83.89×3=85.25MPaCt3-3F22x1.775Nf,r,-85j5x2.52X1.625相形系数=81.66MPa<r,应力修正系数%、JE合度系数Yc,h,=一一=3.11cos/COSI5.066'蝶旋用系数Yf1.ti1.tana=Ian上，得：at=20.65COS小驾曲疲愈强度极限1.im3，f7FIimJ,/Hsz,cosa13×27×0.9357_o,f.d.,=：=78.5()mmwcos/T0.9656.nn.cos3X76×0.9357八.4=i-：=-=220.Nmmcos/?0.9656弯曲应力循环次数NFd"/H«I-r+2,1.1.,I=3×-+2×1I(cos/?)Ikcos1.5.066)=89.89mmda=w+2hw=3×I-+2×11cos/?JI.cos15.066')驾曲被急强度寿命系数=242.12mmz、).驾曲疲愈强3可志一2：一""度平安系数Stnin计算许用弯曲应力b1.=3x(-2×1-2×0.8I=73.09mmICOS1.5.066)df4=iJ*.-2*1>n-2c*nIICOS夕J校核西面弯曲疲惫强度=3f-2×1.-20.8=225.32mnUos15.066,)13=tu=h11V=I×3=3mn11-f4-(1,11÷c'n)mn-5.4mm计算也轮传动的其他几何尺寸端面模数WJr端面压力地a,基圆互径4齿顶网直径齿根圆直径df齿顶高.齿根高加全齿商”1=4=(2/1，+cn“=(2x1+0.8)×3=8.4mm而“笈X3«Qos,=Sr1.=r=4.Kmm2cos/72×cos15.066mtn11×3«、”，八=Pm=r=-=9.76mm,'cos/?CoSI5.0667MnCOS<2j×3XCOS2().65C,.Pa.,=P&&=:=9.13mm*'tbcos/7cos15.066,端面齿厚S,端面齿距P,端面基圆齿距PM五、轴的设卷轴的设计计算与轴上齿轮轮毅孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和胺算、与轴连接的半联轴器的选择选择和进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸确定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。1.中间轴的设计与计算已知中间轴的传递功率ft=5.07kW,转速M2=197.26rmin,小齿轮分度圆直径4=83.89mm,齿轮宽度"=90mm。计算结果及步骤如下：计算项目计算及说明计算结果1.选择轴的材料由于减速器功率不大，乂无特别要求,故选择轴的材料为45钢并作正火处理.查参考文献3中友IO-I知，fi=6(X)MPa.s=3(X)MPa45钢，正火处理2.计算辕的教荷中间粕所传递的7=24546ONmm轴上斜齿圈柱的轮的圆周力F1,轴向力F.、径向力Ff为I三=生空%N=5851.95N”483.89r2T,2x245460vCn.rE，=-=N=2()81.05N,d22359)11=b'1.itan=5851.95×tan15.()66N=1575.25fFu2=F12tan=2()81.05×tan12.8386,=474.2SNFri=5851.95×-0N=2205.82Ncos/?cos1.5.()66Fr,=F12三=2081.05×1an匕N=776.86Ncos/7CoSI2.83X61'=5851.95NF12=2081.05N1=1575.25NF12=474.28N工；=2205.82N%=776.86N3.初算最小轴径由参考文献3中表103取A=1071.1.8(因轴上受较大弯矩)，于是得：心=碾=Q07"S)X点思计算项目计算及说明计算结果3.初算最小轴径=(31.58-34.82)mm取=35mm=35mm-1.结构设计轴的结构构想如图31（八）所示(1)轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采纳两段固定方式.然后，按轴上零件的安袋依次，从4强处起先设H-(2)轴承的选齐与轴段及轴段的设计该段轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行.考虑齿轮有轴向力存在,选用用接触球轴承.周段、上安装轴承,其宜径既应便于轴承安袋,又应符合轴承内径系列.笆取轴承为7(X)7C.经过验算,轴承7(X)7C的寿命不满意减速器的预期寿命要求，则变更直.径系列，取73IOCiS行设计计算，由参考文献6中表9一9如轴承内径rf=50mm.外径D=I1.Omm,宽度B=27mm,定位轴利食径D1=Mhnm,外径定位宜径D1=100mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距a=22mm故力=5Omm.通常一根轴上的两个轴承取相同的型号.则,A=SOrnm(3)轴段和轮段的设计轴段上安装齿轮3.轴段上安装齿轮2.为了便于齿轮的安装.&和山应分别大于d,和di，可初定小=4=52InmC齿轮2轮较宽度范围(1.21.5)4=62.478mm,取其轮毅宽度与齿轮宽度ft>=65mmffi,左端采纳轴向定位，右端采纳套筒定位固定。由于齿轮3的直径比较小，采纳实心式，取其轮较宽度与齿轮宽度=9Omm相等，右端采纳轴向定位，左端采纳套筒定位固定。为使套简端面能终原到火轮端面，轴段和轴段的长度应比相应齿轮的轮©略短，AM*1.=87mm.*=62mm.(4)轴段该段为中间轴上的两个齿轮供应定位，其轴肩高度范围为(0070.1)4=3M52mm.取其高度为h=5mm.Jj=62mm.齿轮3左谕面与箱体内壁距窗与面速轴齿轮右海面与甭体内壁即商均取为A=10mn.齿轮2与齿轮3的距禹初定为=IOmm,则箱体内壁之间的距离为：d=ds=50mm4=rf=52mm1.2=87nm/=62mm计算项目计算及说明计算结果4.结构设计Bx21.+x+A1.+12-=2x10+10+90+=187.5mm2,=IO.5mm.则箱体内壁距离为B-.=188mm.齿轮2的右端Ift1.与箱体内壁的距离,=1.+=10+=12.5mm.则Xz葭*22的长度为4=Aj=10.5mn（5）轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于3ms,故轴承采纳脱润滑,须要用挡油环阻挡箱体内润滑油溶入轴承座，轴承内崩面距离箱体内壁的矩次取为A=I2mm,中间轴上两个齿轮的囚定均有挡油环完成，则轴段的长僮为：1.1=+1.+3=27+12+IO+3=52mm轴段的长度为：5=+,+2=27+12+12.5+2=53.5mm（6）轴上方作用点的间距轴承反力的作刖点距轴承外Iai大渊面的距熟处=22mm,则由图I1.可知轴的支戊及受力点间的距离为：1.=1.1.+!-aj1.-3=52+-22-3=72mm,b,+bt65+9（）。/,=1.+=10.5H=88mm221、=k+-%-2=53.5÷222=62m11氏=188mm1.s=10.5mm1.=52mm1.5=53.5mm=72mm=88mmj=62mm5.谊连接齿轮与轴间采纳A型般平港连接.查参考文献2中友10-34应轴段和轴段上采纳的说的型号分别为健14x80GBT1.O962003,键14x56GBTIO962003计算项目计算及说明计算结果(6)轴的受力分析(I运