变速器齿轮工艺设计实习总结

2024-05-08

变速器齿轮工艺设计实习总结（精选9篇）

篇1：变速器齿轮工艺设计实习总结

生产实习总结

机自082班刘旭彪200810301242 时光如流水，两周时间转眼即逝，为期两周是实习给我的体会是：

1.通过这次实习我们了解了现代机械制造产业的生产方式和工艺过程。熟悉毛-----零件的主要成型方法和主要机械加工方法及其所用主要设备的工作原理及典型结构、工夹量具的使用及安全操作技术。了解机械制造工艺知识和新工艺、新技术、新设备在机械制造中的应用。

2、在毛肧到零件的主要机加工方法上具有初步的独立操作技能。

3、在了解、熟悉和把握一定的工程基础知识和操作技能过程中，通过培养进一步加强了我们的工程实践能力、创新意识和创新能力。

4、通过实践培养和锻炼了我们的劳动观点、产品质量和经济观念，强化遵守劳动纪律、遵守安全技术规划和爱护公共财产的自觉性，进一步提高了我们的整体综合素质。

5、这次实习，让我们明白做事要认真小心细致，不得有半点马虎。同时也使我们拥有了坚强不屈的本质，不到最后一秒绝不放弃的毅力。

6、在整个实习过程中老师对我们的纪律要求非常严格，制订了学生实习守则，同时更加强调了保持车间环境卫生、下班前要清理

机床及遵守各工序过程的安全操作规程等要求，对我们的综合工程素质培养起到了较好的促进作用。

很快我们就要步入社会，面临就业了，就业单位不会像老师那样点点滴滴、细致入微地把要做的工作告诉我们，更多的是需要我们自己去观察、学习。不具备这项能力就难以胜任未来的挑战。随着科学的迅猛发展，新技术的广泛应用，会有很多领域是我们未曾接触过的，只有敢于尝试才会有所突破，有所创新。就像我们接触到的车工，固然它的危险性很大，但是要求每个同学都要去亲自操作而且要做出成品，这样就锻炼了我们敢于尝试的勇气。两周的实习带给我们的不全是我们所接触到的那些操作技能，更多的则是需要我们每个人在结束后根据自己的情况去感悟，去反思，勤时自勉，有所收获，使这次实习达到它真正的目的。

篇2：变速器齿轮工艺设计实习总结

关键词：行星减速器；齿轮轴；热处理技术；加工工艺

我们知道行星减速器主要用于行星的减速作用，是连接传动装置传输减小动力的主要装置，而齿轮轴是行星减速器中最为重要的装置。齿轮轴性能的好坏以及机械加工工艺是否精湛直接关系到行星系统的安全，因此我们对于行星减速器的要求很高。在行星减速器的制作工艺过程中，行星减速器齿轮轴的热处理技术以及机械加工制作工艺是判定行星减速器质量好坏的关键因素。在我们日常的生产工作中，通过科学的理论以及不断地实践总结，我们通过三级行星减速器的加工制作工艺，能够准确的分析出减速效果，保证传输动力的精确度，并且使用寿命比传统技术制造的寿命要延长。因此，笔者在实践总结中，本文重点介绍行星减速器齿轮轴的热处理与机械加工工艺研究。

一、行星减速器技术简介

行星齿轮减速机又称为行星减速机，伺服减速机。在减速机家族中，行星减速机以其体积小，传动效率高，减速范围广，精度高等诸多优点，而被广泛应用于伺服电机、步进电机、直流电机等传动系统中。其作用就是在保证精密传动的前提下，主要被用来降低转速增大扭矩和降低负载/电机的转动惯量比。行星齿轮减速机主要传动结构为：行星轮，太阳轮，内齿圈。行星减速机因为结构原因，单级减速最小为3，最大一般不超过10，常见减速比为：3/4/5/6/8/10，减速机级数一般不超过3，但有部分大减速比定制减速机有4级减速。相对其他减速机，行星减速机具有高刚性、高精度(单级可做到1分以内)、高传动效率(单级在97%-98%)、高的扭矩/体积比、终身免维护等特点。因为这些特点，行星减速机多数是安装在步进电机和伺服电机上，用来降低转速，提升扭矩，匹配惯量。行星减速机额定输入转速最高可达到18000rpm(与减速机本身大小有关，减速机越大，额定输入转速越小)以上，工作温度一般在-25℃到100℃左右，通过改变润滑脂可改变其工作温度。精密行星减速机因搭配伺服电机所以背隙等级(弧分)相当重要，不同背隙等级价格差异相当大，行星减速机可做多齿箱连结最高减速比达100000。

二、行星减速器工作原理与齿轮轴性能分析

目前，服务于工业中的行星减速器主要是有二级或者三级工艺加工生产的，这种加工工艺对于减速器齿轮轴的精度要求很高，所以制造行星减速器的要求会很高。行星减速器的工作原理主要是通过主动转轴连接浮动齿套，再通过浮动齿轮将传输动力以及减速动力传输给太阳轮，太阳轮会将这两种动力传输给分布在太阳齿轮周围的太阳星轮，行星轮在旋转的同时会会绕着太阳轮以及固定内齿轮转动，通过以上的简单分析，我们发现齿轮轴在行星减速器中的作用是必要而且是非常重要的，并且能够起到关键性的作用，由此我们知道齿轮轴的重要性，齿轮轴作为行星减速器的核心关键技术，主要连接传输动力以及减速动力，所以行星减速器的齿轮轴建工工艺要严密并且精湛，否则会影响到整个行星气器的安全以及使用。在齿轮轴的机加工过程中，制作齿轮轴材料的选择也是重中之中，因为这直接影响到齿轮抽的使用寿命以及行星器的安全。齿轮轴主要是传输动力的中间介质，齿轮轴的工作形式要求其必须承受强大的压力以及负荷，这对齿轮轴的性能要求极其高，因此，对于齿轮轴的材料选择要求其首先具有耐磨性、以及承压性。在这样的条件下，一般性的首选材料是碳钢，但选择碳钢之后首先进行淬火加回温的不断锻造，以保证其耐磨性，这就是所谓的热处理技术。热处理技术是非常繁琐并且要求极高的吗，对于精度的要求非常高，并且必须达到要求才能使用，只有这样才能保证齿轮轴的耐磨性以及承压性，使其具有极高的综合性能。

三、行星减速器齿轮轴热处理技术与机械加工工艺研究

上文，我们已经简单介绍了行星齿轮轴热处理技术，以及行星齿轮轴的简介，我们都已经基本了解行星齿轮轴的工作原理，那么，笔者将简单介绍行星减速器齿轮轴的热处理技术以及机械建工工艺的研究，以期望提高我国的行星齿轮轴热处理技术与机械加工工艺。由于行星减速器齿轮轴的机构非常复杂，材料选择也十分严苛，因此对于行星减速器的齿轮轴热处理技术要求也极高，为了使得齿轮轴能够更坚韧，保证其较强的耐磨性和抗压性，充分发挥其优良的性能，我们的热处理技术主要是正火、调制、淬火加低温调制。齿轮轴的机械加工工艺主要分为下料、锻造、正火（预备热处理）、毛坯粗加工、整体调制（中间热处理）、半漕加工、滚淬火、低温回火、（最终热处理）、磨削、以及检验。这是齿轮轴机械加工工艺的过程，其中的任何一步都关系到齿轮轴最终形成的合格性能。因此，我们如果想要提高我国的行星减速器齿轮轴的热处理技术以及机械加工工艺，就必须在这些步骤中多加研究。

本文笔者通过实际研究操作，重点介绍了行星减速器齿轮轴热处理技术以及加工工艺的研究。齿轮轴质量的好坏以及处理技术的好坏将之间影响到行星减速器的使用效果。通过时间证明，优化生产后的行星减速器比传统知道工艺生产的使用效果要良好许多，使用寿命要延长一倍，稳定性能也获得了极大地提高，综合性能分析性能要提高许多。但这并不是我们的最终目标，我们前进的脚步换不能懈怠，我们还需要不断的努力研究，争取做最好的行星齿轮轴热处理技术以及机械加工工艺的研究。

作者:闫自有单位:云南东源煤电有限公司一平浪煤矿

参考文献：

[1]韩荣东，吴立新，龚桂仙，张友登.变速箱齿轮轴断裂分析[A];全国冶金物理测试信息网建网30周年学术论文集

篇3：变速器齿轮工艺设计实习总结

齿轮焊接问题的成功解决, 为今后大规模应用各种类型的焊接齿轮奠定了良好的工艺基础。

1 双圆弧人字齿焊接结构

图1为整体铸造齿轮结构, 图2为焊接齿轮[1]如图所示, 双圆弧焊接齿轮由齿圈1、辐板2、轮毂3组焊而成。齿圈是焊接齿轮的主要受力件, 承受齿面接触应力和齿根弯曲应力。由于齿轮用于抽油机减速器, 齿圈一般选用中碳钢ZG35Si Mn, 轮毂选用中碳钢ZG35Si Mn, 辐板选用普通碳酸结构钢Q235。为减小焊接变形对齿轮的影响, 一般组焊后再整体调质, 提高焊接齿轮的硬度。

2 焊接性分析

ZG35Si Mn[1]属于中碳合金钢, 焊接性能较差, 且容易热裂纹、淬硬性、冷裂纹和脆化。

2.1 焊缝中的热裂纹

ZG35Si Mn的含碳量及合金元素含量较高, 焊缝凝固结晶时, 固-液相温度区间大, 结晶偏析倾向严重, 焊接时容易产生结晶裂纹, 具有非常大的热裂纹敏感性。如果没有特殊的控制措施, 极容易产生焊接裂纹。为防止焊接裂纹, 应选择合理的焊接材料, 尽可能选用碳含量低以及含S、P杂质少的焊接材料, 同时也应选择合理的焊接工艺, 在工艺上应注意填满焊缝和保证良好的焊缝成型。

2.2 淬硬性和冷裂纹

ZG35Si Mn的淬硬性倾向十分明显, 焊接热影响区容易出现马氏体组织, 增大了冷裂纹倾向。在焊接时, 为了防止冷裂纹, 应尽量降低焊接街头的含氢量, 须在焊接前采取预热措施, 焊接在加热炉旁进行, 焊后及时进行回火处理。

2.3 脆化

ZG35Si Mn由于碳含量较高, 合金元素也较多, 有相当大的淬硬性, 马氏体转变温度低, 所以在焊接热影响区容易产生大量脆硬的马氏体组织, 导致热影响区脆化。产生的高碳马氏体越多, 脆化越严重。

3 焊接工艺

ZG35Si Mn焊接性能较差, 而且在焊接过程中容易产生诸如上述的问题, 所以在焊接过程应采取特殊措施, 选择合理的焊接工艺。经过摸索与试验, 制定了合理的焊接工艺如下:

3.1 选择合适的焊接工艺参数

考虑到CO2气体保护焊[2,3]具有焊接质量高、变形小以及焊接应力小等优点, 在齿轮焊接时选用CO2气体保护焊, 工艺参数为:电流200A, 电压25V, 气体流量8-15L/min, 焊接速度40-50cm/min, 焊丝H08Mn2Si A, 焊丝直接为1.6mm。

3.2 焊前准备

焊前清理焊件, 不得有铁锈、油污等杂物。

3.3 预热

在清理焊件后, 将齿圈及辐板配好, 投入加热炉预热, 预热温度300-350℃。

3.4 焊接

焊接应在加热炉前完成, 预热完后将工件取出, 由两名焊工同时对称施焊。

3.5 预热

焊完齿圈与辐板后, 将焊件好的焊件与轮毂配好, 再次预热, 预热温度提高到400-430℃。

3.6 焊接

将预热好的工件取出, 在加热炉前再对工件进行施焊。

在焊接过程中, 焊缝处极容产生应力集中, 为减小应力集中, 应在辐板与齿圈焊接处以及辐板与轮毂焊接处都开15x45°倒角, 如图2所示。

1.齿圈, 2.辐板, 3.轮毂

3.7 回火

齿轮焊接完后进行高温回火处理, 回火温度600℃。

4 焊后检验

焊后应对焊接齿轮进行检验。焊缝表面缺陷采用外观检验和磁粉探伤检验等方法进行。焊缝内部采用超声波探伤和射线探伤等无损探伤的方法进行。应严格控制焊接质量。

5 焊接齿轮热处理分析

焊接完的齿轮应进行热处理, 消除焊接造成的粗晶组织[4], 提高齿轮强度。焊接齿轮在热处理过程中也极易出现问题:焊缝开裂[4]以及变形[4]。

5.1 焊缝开裂

两种不同材料的零件焊接, 焊缝区在热处理时容易开裂。加热和冷却过程中, 工件表里温度升降不同步存在温差, 导致热胀和冷缩的不一致造成的热应力是焊缝开裂的主要原因。由于齿轮齿圈与辐板以及轮毂与辐板的材料不用, 导热性和热胀冷缩性的不同, 使焊接齿轮在热处理时热应力增大, 焊缝开裂倾向增大。

5.2 焊接变形

热应力和组织应力是导致焊接齿轮变形的主要原因。在焊接齿轮进行热处理之前, 必须对焊接齿轮进行整体高温回火。将焊接齿轮放在加热炉中加热到一定温度, 然后保温一段时间再冷却以消除焊接齿轮的残余应力, 以降低焊接齿轮变形以及焊缝开裂的可能性。

结语

对于碳含量较高的ZG35Si Mn合金钢齿轮的焊接, 采用CO2气体保护焊的传统焊接方法, 焊接过程中控制预热温度可以降低焊接裂纹。焊接时, 选择合适的焊接材料, 合理的焊接工艺, 能够获得较为理想的结果, 使焊接质量达到使用要求。

摘要：焊接齿轮具有结构紧凑、重量轻、节省优质材料和缩短制造周期等优势, 目前国内已逐渐替代整体铸造齿轮。本文介绍了一种抽油机减速器里的焊接齿轮的工艺分析。

关键词：焊接,齿轮,抽油机减速器

参考文献

[1]成大先;机械设计手册第四版[M].北京:化学工业出版社, 2004

[2]王宗杰;熔焊方法及设备[M].北京:机械工业出版社, 2011

[3]陈祝年;焊接设计简明手册[M]北京:机械工业出版社, 1997

篇4：变速器齿轮工艺设计实习总结

【关键词】螺旋伞齿轮；铸造工艺；锻造工艺；模腔

0.引言

随着我国制造业水平的不断提升，我国汽车工业在向环保、舒适、节能、安全等方向发展。汽车从动螺旋伞齿轮作为汽车的重要部件，性能的好坏直接影响汽车的安全和传动效率。其生产工艺的优化对整个机械行业的整体技术水平提高具有至关重要的作用。

1.汽车从动螺旋伞齿轮成形方法简介

1.1铸造成形法

螺旋伞齿轮长期采用的加工工艺是锻造成形法方法，汽车传动的主动和从动螺旋伞齿轮，其生产工艺是先用铸造制坯，然后进行机械加工的方法。在长期的应用中，铸造加工逐渐发展成一种比较成熟的工艺，并成为主流的工艺[1-3]。但是这种方法的缺点和不足同样很突出，效率低下，对材料的浪费严重，在切削过程中，材料内部的流线被严重的破坏，极大的影响了齿轮重要部位的抗弯曲坯料的能力，耐磨性和防腐蚀性能也有很大程度的降低，进而影响其寿命[4]。其工艺路线如图一。

图一

1.2锻造成形法

锻造是一种利用锻压机械对金属坯料施加压力，使其产生塑性变形以获得具有一定机械性能、一定形状和尺寸锻件的加工方法。[5]要使车用螺旋伞齿轮节能降耗、降低成本，需要用锻造工艺直接生产减速器螺旋伞齿轮，通过锻造能消除金属在冶炼过程中产生的铸态疏松等缺陷，优化微观组织结构，必须保证工艺的可靠性和可行性，模具寿命是否足够高以收回成本，其中稳定性是一个关键问题，能不能充满，会不会出现折叠，脱模性如何[3，4]。用物理模拟的方法进行研究显然是奢侈的，会浪费很大的人力物力，产生大量的模具材料费、模具加工费、研发时间也会很长。需利用有限元方法和数值模拟清晰的显示成形过程中的每一个细节，对成形缺陷的优化更简洁。其工艺路线如图二：

图二

1.3铸造锻造成形方法比较

1.3.1微观组织性能得到改善

锻造的特点在于，成形过程中坯料收到三向压应力作用，促使材料晶粒细化，提高了组织的致密性，很多缺陷愈合。使得金属流线都沿着外表面，消除了残余应力，热处理后齿形基本不会变形，从而使得齿轮的性能得到提高。从理论上说，锻造后齿轮抗冲击强度提高了15%，抗弯曲疲劳寿命和强度均能提高20%以上[6]。

1.3.2精度较高

一般齿轮锻造后不需要机械加工，或者只要进行少量机械加工就可以进入热处理环节，并开始使用。这样就使得生产效率得到了提高，生产成本相应的降低。从理论上说，使用精锻生产齿轮，与通常机械加工对照，生产效率能够翻倍，如果进行批量生产，成本会降低三成以上，材料利用率提高大约40%。从经济的角度考虑，如果零件一批生产超过2000件，精密模锻的优点就十分突出。若现有的锻造和加热设备能够满足工艺要求，超过500件时便可以采用精密模锻技术进行生产，精锻的优势也会有比较好的体现[7]。

1.3.3与机械加工方便比较，精锻可以减少机床和场地的利用量，而且，研究发现，精锻齿轮具有较小的啮合噪音

综上所述，精锻齿轮相比传统的机械加工，能够显著提高产品性能和节约成本。

2.车用主减速器从动螺旋伞齿轮锻造成形工艺

车用主减速器从动螺旋伞齿轮采用一火两锻，工艺流程为：坯料少无氧化加热→制坯（镦粗、冲孔、扩孔）→粗锻→精压→表面清理→车削除齿面以外其他部分→精铣齿面→热处理→磨内孔。这里对螺旋伞齿轮成型过程中的制坯、粗锻、终锻进行设计。

2.1制坯工步设计

在精锻螺旋伞齿轮时，坯料形状和尺寸的选择极为重要，它不仅影响轮齿成形，而且影响锻件内部质量及锻模寿命。为了确保良好的成形，减少坯料成形初始阶段的自由镦粗的时间，坯料的外直径应尽量接近齿根圆。根据体积不变定律，螺旋伞齿轮精锻成形所用原始坯料的体积和重量应当与精锻成形件的体积和重量相等，以及原始坯料的高度L与直径D之比必须小于2.5的原则[8]。为了使金属流动易于充满齿形，坯料要预成形，加工成与锻件形状接近的圆锥或圆柱台形。设计当中根据精锻成形所用原始坯料的体积和重量应当与精锻成形件的体积和重量相等原则，设计了预制坯，预制坯形状如图三所示

图三预制坯实体模型

2.2粗锻、终锻工步设计

粗锻的填充是为了保证终锻更好的成形，因此在粗锻时可适当加大过渡处的圆角，但过大的圆角有可能在终锻时产生折叠，因此必须注意R的选择， R必须符合式 R1=R+C的要求，其中R为终锻模腔上相应处的圆角半径。式中的C值按表1选取。

表1 C与h的关系

根据以上设计原则，螺旋伞齿轮在中心分流工艺中上下凸模带有圆台凸台的预锻件及终锻件的形状。依据螺旋伞齿轮的锻件图以及工艺要求，运用UG建立的螺旋伞齿轮精锻模具的实体模型如图四所示。

（a）预锻件（b）终锻件

图四预锻件及终锻件图

2.3模腔的设計

（1）为避免预锻件放入终锻型腔中产生折叠和流线交错的缺陷，必须保证预锻件和终锻型腔的匹配，因此预锻型腔必须与终锻型腔匹配。

（2）为保证终锻的充填，再设计预锻件时，一般都是考虑使预锻件在终锻型腔中以镦粗的方式充填，预锻模具的分模面相较终锻型腔要小一些，连皮尺寸要厚一些。

（3）通常设计时，预锻件要比终锻模膛高度方向高2-5mm[9]，这样可以使金属在预锻时高度方向流动的阻力减小，保证终锻时，型腔的填充。（下转第210页）

（上接第148页）（4）预锻件放入型腔时，希望以压入方式填充终锻型腔，预锻型腔拔模斜度一般与终锻型腔相同，这样当预锻件进入终锻型腔时，锻件会接触终锻模腔壁，逐渐流向模腔深处，可以有效防止因为不良好贴合而产生的折叠和流线不顺问题。

（5）因为终锻模膛在更大程度上保证了锻件的质量精度，因此，我们必须保证较大的变形量在预锻时完成，以减少终锻模具磨损。在设计圆角过渡部位时，或转角部位时，一般先在预锻模腔上设置一个较大的过度，然后在终锻模腔上设置比较准确的过度，这样，可以改善金属流动，减少产生折叠和流线不均匀的问题。

（6）对于锻件上一些小的凸台、凹槽，这些小的结构在终锻时就可一次成型，不需要预锻时设置过度。有时设置过度反而会增加缺陷产生的几率[10]。

3.结语

目前，世界汽车工业正向着轻量化、高速、安全、节能、舒适、低成本、长寿命与环境污染小的方向发展。减速器齿轮作为汽车重要部件，其需求不断增加，生产方法也不断发展，铸造、锻造以及各种成形相结合的各类新技术不断涌现。锻造齿轮已在制造企业中得到了广泛的使用。 [科]

【参考文献】

[1]舒其复.螺旋伞齿轮的精锻工艺[J].锻压机械，1988，（2）：23-25.

[2]王向东，张宝红，张治民.直齿圆柱齿轮精锻技术的发展现状与趋势[J].锻压设备与制造技术，2006，（2）：21-24.

[3]谢此.实用锻压技术手册.机械工业出版社，2003.

[4]邓克.直伞齿轮精锻技术的应用及发展[J].安徽工业大学学报，2005，22（2）：169-173.

[5]石英.齿轮材料性能要求及正确选材[J].通用机械，2004，（5）：92-93.

[6]张成军.实验设计与数据处理[M].北京：国防科技大学出版社，2009.

篇5：变速器齿轮工艺设计实习总结

这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过三个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1、机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《理论力学》、《材料力学》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。

2、这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。

3、在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

篇6：变速器齿轮工艺设计实习总结

一、电动机的选择(1电机类型和转速Y系列三相交流异步电机(2电机功率和型号工作机的有效功率(kwPw 弹性联轴器η1

电动机所需的功率(kwPd工作机滚轮转速n(r/min 电机型号的确定轴外伸长度E

二、传动比的分配高速级传动比i1各轴的运动及动力参数计算

轴号ⅠⅡⅢⅣ 齿轮的设计 F(kn1.9 转速(r/min

1000 2.3750.99闭式齿轮（7级）η20.982.73608170474.60387957总传动比12.86796351Y132S-6额定功率(kw380轴外伸轴径D38 总传动比12.86796351 4.090030875低速级传动比i23.146177596 转速(r/min 960234.717054574.6038795774.60387957功率2.7087208872.6280010042.5496865742.498947811转矩26.94612965106.9262293326.3839216319.8888816 高速级（斜齿圆柱齿轮）

精度等级材料硬度

选小齿轮齿数z1初选螺旋角β 设计计算公式： 7级

45钢调质处理（大）40Cr（调质）（小）2402414 d 1≥ HBS 大齿轮齿数z20.244346095 28098.16074101 ⎫⎪⎪⎭ 2 2KT 1u ±1⎛z E z H d αu H ⎝试选Kt 区域系数ZH端面重合度εα

小齿轮转矩T1齿宽系数φd 应力循环次数N1

接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用接触应力许用弯曲应力小齿轮分度圆d1t圆周速度vh 1.62.433εα11.6226946.12965

1189.8

***00.910.85

0.961.4546537303.571428636.589045821.83916604136.589045821.4792581163.32833076110.993212051.9028713182.321741.423468131.67470892 0.78N.mm 图10-30εα2 表10-7

大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度238.8571429 m/s 载荷系数K 校正的分度圆直径d1 计算模数mn 计算齿根弯曲强度

m n ≥2.207251.9028713180.8826.27234788 2KT 1Y βcos 2β 2φd z 1εα ∙ Y Fa Y Sa σF β

计算当量齿轮Zv1 图10-28 计算当量齿轮Zv2

齿形系数应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 0.0136294041.220059343

2.5918295632.173301252 0.016347711 由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的

230.043478355.95652174（变位圆柱齿轮）3.1461775962.628001004 7级

45钢调质处理（大）大齿轮分度圆直径d2 齿宽低速级齿轮设计低速级传动比i2输入功率精度等级材料

硬度

初选小齿轮齿数Z1圆整55 小齿轮转速n1234.7170545 40Cr（调质）24024HBS 大齿轮齿数z228075.50826232 试选Kt 小齿轮转矩T1齿宽系数φd

应力循环次数N1

接触疲劳寿命系数弯曲疲劳寿命系数接触疲劳安全系数许用接触应力许用弯曲应力1.3106926.2293 1189.8

***0

0.910.8511.4546303.5714286

大接触疲劳强度大弯曲疲劳强度表10-7

h b/h载荷系数K校正的分度圆直径d1 计算模数m

n 计算齿根弯曲强度

66.613195160.81865993166.613195162.7755497986.24498704610.666666671.867687575.164692563.13186219 m/s

计算载荷系数K齿形系数

应力校正系数大小齿轮的比较设计计算mn 2KT Y Y m ≥⋅2 φd Z 1[σF ]

0.0137226352.21192782

由计算可知，齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的齿数Z1齿数Z2几何尺寸计算小齿轮分度圆直径d1大齿轮分度圆直径d2 齿宽中心距a变位后的压力角变位系数和小齿轮变位系数 25.0548975278.6544399***.50.389734615 0.65 0.48 圆整 2580 80 160 22.33014857大齿轮变位系数 0.17 轴的设计

轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 材料

选用弹性柱销联轴器

初选轴承轴结构设计周向定位键连接

2.70872088755.9565217445调质K A LT67209C 325810

转速(r/min 960963.1095292***计算转矩Tca 3245451950 min 1.3 半联轴器孔径d1 d 40458 载荷水平面垂直面

支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力小齿轮分度圆直径d1 大齿轮受力材料初选轴承轴结构设计

套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力轴上的功率齿轮上受到的力大齿轮分度圆直径d2 材料初选轴承轴结构设计

套筒周向定位键载荷支反力弯矩总弯矩扭矩计算应力 720.2107603242.8987689311.9361432 32985.652826967.61260433713.5123932987.5 26946.12965 1.73100776安全2.628001004 75

转速(r/min 234.7170545 2851.366114 963.1095292 45调质d min 25.055994757210C d 50505581386280D 57d b 16h 水平面垂直面

1716.0314172.2251852223.859632893180.5050212365.76829-17933.90215 94890.62842106926.2293 9.16347184安全<602.54968657424045调质

62126040D 转速(r/min 74.603879572851.36611436.34626742 608212d min d 707260 水平面垂直面

919.09516881932.270946334.5232839 122699.20544658.8 130573.7667326383.9216

6.862099051安全<60 机械设计课程设计

转速(m/s1.25滚筒直径(mm320 1500 滚动轴承η30.99滚筒η40.96总效率η0.868029634 20.10619298 同步转速(r/min1000满载转速(r/min 中心高H132 960总传动比12.86796351 传动比4.0900308753.146177596 1 HBS 相差99 0.84 图10-26 550图10-21d380图10-20c 计算载荷系数K使用系数KA1.251.09 1.421.35

1.21.2 40 点1 ***7070 图10-2

图10-8表10-4表10-13 插值函数点2 1.45802.627272.181501.791502802002.24801.75 80 2.571.62.141.833202.221.77 1.5951.463 1.5963617391.796698748 2 表10-5表10-5 计算的法面模数mn=2mm，d1=41.421mm 误差

0.005154053 0.89 60 HBS 相差76-40 550380图10-21c,d图10-20c,b图10-19图10-18 计算载荷系数K使用系数KA1.251.051.4231.3511 图10-2

图10-8表10-4 表10-13 1.59 1.773

表10-5表10-5 计算的法面模数mn=3mm，d1=75.16mm 误差 0.017107236 转矩(N.mm 26946.12965363.244041616.61772864 828560100 261.598203 加入键槽35029.96855长度LD 525 L1B 526060194510 a 5 18.219 垂直面

51.30789841-351.4501501987.52505 σ 0.6 转矩(N.mm

106926.2293

1037.812393363.2440416 261.598203 D 90B 20 5750***.54510 L 40 垂直面

450.708718232360.88597 σ0.6 转矩(N.mm 326383.92161037.812393 D 110B ***0 82 67 10 垂直面

703.2891087658.8584

σ0.6

跨距L距离X181.6135.8181.6135.8197133.5197133.5 a 19.4 da 69 351 轴外伸轴径38轴外伸长度80 横坐标 24 26.27234788 26.27234788 108.373435 108.373435 200 72 72值1.44482.591831.5963622.1733011.7966993202.2361.754 #DIV/0!#DIV/0!#DIV/0!

篇7：变速器齿轮工艺设计实习总结

二级展开式圆柱齿轮减速器

一.设计题目

设计一用于卷扬机传动装置中的两级圆柱齿轮减速器。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。卷筒直径D=500mm,运输带的有效拉力F=10000N, 卷筒效率=0.96,运输带速度v0.3m/s,电源380V,三相交流.二.传动装置总体设计：

1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：

三．选择电动机

1.选择电动机类型：

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结果，电压380V，Y型。

2.选择电动机的容量

Pd

电动机所需的功率为：

PWFV KW 1000PWa

篇8：变速器齿轮工艺设计实习总结

其特点是主动变位齿轮是台阶式的，一端部齿轮与从动变位齿轮联接，另一端部与轴承、挡圈固定联接，轴承的外套与轴承座联接，轴承座与副壳体表面联接固定。

此减速器由于主、从齿轮采用变位齿轮，主动变位齿轮的另一端部增加轴承、轴承座，改变过去的悬臂状态，加强齿轮的工作强度，提高了减速器的寿命。

下面是设计说明书：

修改参数：输送带工作拉力：2300N 输送带工作速度：1.5m/s 滚筒直径：400mm 每日工作时数：24h 传动工作年限：3年

机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器目录设计任务书……………………………………………………1 传动方案的拟定及说明………………………………………4 电动机的选择…………………………………………………4 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 传动件的设计计算……………………………………………5 轴的设计计算…………………………………………………8 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 键联接的选择及校核计算……………………………………16 连轴器的选择…………………………………………………16 减速器附件的选择……………………………………………17 润滑与密封……………………………………………………18 设计小结………………………………………………………18 参考资料目录…………………………………………………18 机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一．总体布置简图

1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器二．工作情况：载荷平稳、单向旋转三．原始数据

鼓轮的扭矩T（N•m）：850 鼓轮的直径D（mm）：350 运输带速度V（m/s）：0.7 带速允许偏差（％）：5 使用年限（年）：5 工作制度（班/日）：2 四．设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算； 2.斜齿轮传动设计计算 3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核； 6.装配图、零件图的绘制 7.设计计算说明书的编写五．设计任务

1．减速器总装配图一张 2．齿轮、轴零件图各一张 3．设计说明书一份六．设计进度

1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择

1．电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。

2．电动机容量的选择 1）工作机所需功率Pw Pw＝3.4kW 2）电动机的输出功率 Pd＝Pw/η η＝＝0.904 Pd＝3.76kW 3．电动机转速的选择

nd＝（i1’•i2’…in’）nw 初选为同步转速为1000r/min的电动机 4．电动机型号的确定

由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配 1．计算总传动比

由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：

i＝nm/nw nw＝38.4 i＝25.14 2．合理分配各级传动比

由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 速度偏差为0.5%<5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩

项目电动机轴高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓轮转速（r/min）960 960 192 38.4 38.4 功率（kW）4 3.96 3.84 3.72 3.57 转矩（N•m）39.8 39.4 191 925.2 888.4 传动比 1 1 5 5 1 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97

传动件设计计算

1．选精度等级、材料及齿数 1）材料及热处理；

选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；

3）试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4）选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2．按齿面接触强度设计

因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—21）试算，即 dt≥

1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt＝1.6（2）由图10－30选取区域系数ZH＝2.433（3）由表10－7选取尺宽系数φd＝1（4）由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62（5）由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa（6）由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；（7）由式10－13计算应力循环次数

N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N2＝N1/5＝6.64×107

（8）由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98（9）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa [σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2）计算

（1）试算小齿轮分度圆直径d1t d1t≥ = =67.85（2）计算圆周速度 v= = =0.68m/s（3）计算齿宽b及模数mnt b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm mnt= = =3.39 h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm b/h=67.85/7.63=8.89（4）计算纵向重合度εβ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59（5）计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同，故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1)1×1 +0.23×10 67.85=1.42 由表10—13查得KFβ=1.36 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05

（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 d1= = mm=73.6mm（7）计算模数mn mn = mm=3.74 3．按齿根弯曲强度设计由式(10—17 mn≥ 1）确定计算参数（1）计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96（2）根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88

（3）计算当量齿数

z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47（4）查取齿型系数

由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数

由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6）计算[σF] σF1=500Mpa σF2=380MPa KFN1=0.95 KFN2=0.98 [σF1]=339.29Mpa [σF2]=266MPa（7）计算大、小齿轮的并加以比较 = =0.0126 = =0.01468 大齿轮的数值大。2）设计计算 mn≥ =2.4 mn=2.5 4．几何尺寸计算 1）计算中心距 z1 =32.9，取z1=33 z2=165 a =255.07mm a圆整后取255mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 β=arcos =13 55’50”

3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 =85.00mm d2 =425mm 4）计算齿轮宽度 b=φdd1 b=85mm B1=90mm，B2=85mm 5）结构设计

以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋 II轴：

1．初步确定轴的最小直径 d≥ ＝ =34.2mm 2．求作用在齿轮上的受力 Ft1= =899N Fr1=Ft =337N Fa1=Fttanβ=223N； Ft2=4494N Fr2=1685N Fa2=1115N 3．轴的结构设计

1）拟定轴上零件的装配方案

i.I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii.II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii.III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv.IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v.V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。

vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1.I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。

2.II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。

3.III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4.IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。

5.V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6.VI-VIII长度为44mm。4．求轴上的载荷 66 207.5 63.5 Fr1=1418.5N Fr2=603.5N 查得轴承30307的Y值为1.6 Fd1=443N Fd2=189N 因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N 5．精确校核轴的疲劳强度 1）判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 2）截面IV右侧的

截面上的转切应力为

由于轴选用40cr，调质处理，所以（[2]P355表15-1）a)综合系数的计算

由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（[2]P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（[2]P37附图3-1）故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（[2]P40附图3-4）

轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为 b)碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，c)安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I轴：

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=337/2=168.5 Fv1=Fv2=889/2=444.5 2．初步确定轴的最小直径

3．轴的结构设计

1）确定轴上零件的装配方案

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d)由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。

e)考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。

f)该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。

g)该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h)为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i)轴肩固定轴承，直径为42mm。

j)该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下：

a)该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b)该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。

c)该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d)该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。

e)该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。

f)该段由联轴器孔长决定为42mm 4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W=62748N.mm T=39400N.mm 45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。

III轴

1．作用在齿轮上的力 FH1=FH2=4494/2=2247N Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2．初步确定轴的最小直径 3．轴的结构设计

1）轴上零件的装配方案 2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 直径 60 70 75 87 79 70 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25

5．求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算 I轴：

1．求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力由于，所以轴向力为，4）当量载荷由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 II轴：

6、轴承30307的校核 1）径向力 2）派生力，3）轴向力由于，所以轴向力为，4）当量载荷由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核 III轴：

7、轴承32214的校核 1）径向力 2）派生力 3）轴向力由于，所以轴向力为，4）当量载荷由于，所以，。

由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为 5）轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算

代号直径

（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩

（N•m）极限应力（MPa）

高速轴 8×7×60（单头）25 35 3.5 39.8 26.0 12×8×80（单头）40 68 4 39.8 7.32 中间轴 12×8×70（单头）40 58 4 191 41.2 低速轴 20×12×80（单头）75 60 6 925.2 68.5 18×11×110（单头）60 107 5.5 925.2 52.4 由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200 公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚

（[1]P163表17-3）（GB4323-84

三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为

所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200 公称转矩轴孔直径轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（[1]P163表17-3）（GB4323-84 减速器附件的选择通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封

一、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。设计小结

篇9：变速器齿轮工艺设计实习总结

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面算得Pr/min,T125.48Nm 12.74kw,n110252.求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径为：d170mm

Ft2T1225.4810005096Nd170

FrFttan5096Ntan20o1855N3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P115.54mm d1因为轴上应开键槽，所以轴径应增大5%得d16.317mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin25mm，查知带轮宽B75mm故此段轴长取73mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出输入轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）第一段是与带轮连接的其d125mm l173mm

2）第二段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e21mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与第一段右端的距离为38mm。故取l260mm，因其右端面需制出一轴肩故取d230mm。

3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d230mm，查表初选6207号轴承，其尺寸为dDB35mm72mm17mm故d335mm，取l344mm。又右边采用轴肩定位取d448mm所以l475mm。

4）因为该轴是齿轮轴，故齿轮段轴径为d548mm，l550mm。齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为50mm为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，且继续选用6207轴承，则此处故取d635mm，l643mm。

（3）轴上零件的周向定位

带轮与轴之间的定位采用平键连接。按

d125由表查得平键截面bh87键槽用键槽铣刀加工长为63mm。同时为了保证带轮与轴之间配合有

H7良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为

n6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.其他轴肩处圆倒角见图。7.2 中间轴的设计计算

1.求轴上的功率，转速和转矩

由前面的计算得P22.60kw,n2266.23r/min,T293.25Nm 2.求作用在齿轮上的力

已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2174mm,d368mm

Ft12T21071.84Nmd2

Fr1Ft1tan1071.84Ntan200390.12Nm 同理可解得： Ft22T22742.65Nmd3

Fr2Ft2tan2742.65Nmtan200998.24Nm 3.初步确定轴的最小直径

现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理.据[2]表15-3，取A0112，于是得：dminA03P223.934mm T2 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5% 故dmin25.13mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6206号其尺寸为：dDB30mm62mm16mm故d130mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l144mm。

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，得出中间轴示意图

（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）第二段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为45mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l240mm，d238mm。

2）第三段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l36mm，d350mm。

3）第四段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为73mm可取l470mm，d438mm。

4）第五段为轴承同样选用深沟球轴承6206号，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l544mm，d530mm。

（3）轴上零件的周向定位

两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d2由表查得平键bhL10832,按d4查得平键截面bhL10863其与轴的配合均为H7。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差n6为m6。

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考[2]表15-2取轴端倒角为245.个轴肩处圆倒角见图。7.3 输出轴的设计计算