1)确定齿厚偏差代号，查表可得 小齿轮：7HKGB10095-1998 大齿轮：7JLGB10095-1998
2)确定齿轮的三个公差组的检验项目及公差值，查表可得 ①第Ⅰ公差组检验切向综合公差Fi
小齿轮的切向综合公差Fi=Fp+ff=45μm+11μm=0.056mm 大齿轮的切向综合公差Fi=Fp+ff=90μm+13μm=0.103mm ②第Ⅱ公差组检验齿形公差ff 小齿轮的齿形公差ff=0.011mm 大齿轮的齿形公差ff=0.013mm ③第Ⅲ公差组检验齿向公差Fβ 小齿轮的齿向公差Fβ=0.016mm 大齿轮的齿向公差Fβ=0.016mm 3)确定齿轮检验公法线长度的偏差Ew
①对齿轮检验公法线长度的偏差Ew，小齿轮按齿厚偏差代号HK，大齿轮按齿厚偏差代号JL，根据表的计算式求得齿厚上偏差为 小齿轮的齿厚上偏差：Ess=-8fpt=-8×14μm=-0.112mm 大齿轮的齿厚上偏差：Ess=-10fpt=-10×16μm=-0.160mm ②齿厚下偏差
小齿轮的齿厚下偏差：Esi=-12fpt=-12×14μm=-0.168mm 大齿轮的齿厚下偏差：Ess=-16fpt=-16×16μm=-0.256mm ③公法线平均长度的上偏差为 小齿轮：Ews=ESScosα-0.72Frsinα
-0.72×0.036×sin20° =-0.112×cos20°
''' =-0.114mm
大齿轮: Ews=ESScosα-0.72Frsinα
-0.72×0.05×sin20° =-0.160×cos20°
=-0.162mm ④公法线平均长度的下偏差为 小齿轮：Ewi=ESicosα+0.72Frsinα
+0.72×0.036×sin20° =-0.168×cos20°
=-0.149mm
大齿轮: Ewi=ESicosα+0.72Frsinα
+0.72×0.05×sin20° =-0.256×cos20°
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=-0.228mm 4)公法线长度及偏差表示为 按表及表注说明要求可得：
①小齿轮公法线长度Wkn=27.579，跨齿数k=5
0.114 则公法线长度及偏差可表示为:27.579--0.149
②大齿轮公法线长度Wkn=101.246，跨齿数k=25
0.162 则公法线长度及偏差可表示为:101.246--0.228
5)齿轮传动中心距极限偏差及接触斑点
对齿轮传动检验中心距极限偏差fa，根据中心距a=163mm,由表可以查得
fa=±0.0315mm。检验接触斑点，由表可查得接触斑点沿齿高不小于35％，沿齿长不少于60％。 6)确定齿坯的精度要求
小齿轮的径向圆跳动和端面圆跳动为0.018mm。 大齿轮的径向圆跳动和端面圆跳动为0.018mm。
2．2轴的设计
2.2.1轴Ⅱ的设计
2.2.1.1求出作用在齿轮上的力
与轴Ⅰ相啮合的齿轮分度圆直径d2=224.657mm
2T22×169918=N=1512.68N d2224.657tanαtan20°=Ft=567.41N 径向力Fr=Ftcosβcos13.982°圆周力Ft=轴向力Fa=Fttanβ=Fttan13.982°=376.64N 与轴Ⅲ相啮合的齿轮分度圆直径d3=68.088mm
2T22×169918=N=4991.12N d368.088tanαtan20°=Ft=1874.1N 径向力Fr=Ftcosβcos14.228°圆周力Ft=轴向力Fa=Fttanβ=Fttan14.228°=1265.54N 2.2.1.2选择轴的材料及确定许用应力
选取45钢并经调质处理，由表查得硬度为217~255HBS。 抗拉强度σB=640MPa，许用弯曲应力[σ1]=60MPa。
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2.2.1.3按照扭转强度估算最小轴径
由表查得A0=112,由公式可得
dmin=A03p25.176=112×3mm=29.239mm n2290.909轴的最小直径是安装轴承的轴段的直径。为了便于所选的轴的直径dmin与轴承的孔径相适应，故需要同时选取轴承的型号。
根据减速器的工作情况，初选该轴的轴承的型号为30306，因此d=30m。 2.2.1.4轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案，如图2-1所示。 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
T=30mm×72mm×20.75mm，①滚动轴承的型号为30306，其尺寸为d×D×为了便于轴承的定位准确，因此安装轴承段的长度为23mm。为了便于安装及加工，取封油环段的直径为32mm。
图2-1
②取安装左右两齿轮处的轴段的直径为38mm，两齿轮采用封油环和轴肩进行轴向定位。已知左齿轮的轮毂的宽度为37mm,为了便于封油环可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取为35mm。右齿轮的轮毂的宽度为60mm,为了便于封油环可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取为58mm。定位轴肩的高度h=3mm，因此轴肩段的直径为35mm，轴肩段的长度取12mm。
③两齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离Δ3=8mm，左齿轮端面到内壁的距离Δ2=15mm，右齿轮端面到内壁的距离Δ2=12mm。
此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 3) 轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键联接，由表查得平键的截面b×h=10mm×8mm 键槽用键槽铣刀加工，左边的键槽的长度为32mm，右边的键槽的长度为56mm。
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同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮的轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此时轴的直径公差为k6。
4) 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表格，取轴端倒角为1.6×45°。各轴肩处的圆角半径为R1.6。
2.2.2轴Ⅲ的设计
2.2.2.1求出作用在齿轮上的力
齿轮分度圆直径d3=257.912mm
2T32×614629=N=4766.19N d3257.912tanαtan20°径向力Fr=Ft=Ft=1789.92N
cosβcos14.228°圆周力Ft=轴向力Fa=Fttanβ=Fttan14.228°=1208.51N 2.2.2.2选择轴的材料及确定许用应力
选取45钢并经调质处理，由表查得硬度为217~255HBS。 抗拉强度σB=640MPa，许用弯曲应力[σ1]=60MPa。 2.2.2.3按照扭转强度估算最小轴径
由表查得A0=112,由公式可得
dmin=A03p34.924=112×3mm=44.88mm n376.446轴的最小直径是安装联轴器处的轴的直径。为了便于所选的轴的直径dmin与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表可得，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3
Tca=KAT3=1.3×614629N?mm=799017.7N?mm
按照计算转矩Tca应该小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N?mm。半联轴器的孔径为45mm,故该轴段的直径为45mm。半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度
L1=84mm。 2.2.2.4轴的结构设计
1)轴上零件的装配方案,如图2-2所示
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
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①为了满足联轴器的轴向定位要求，需要制出一轴肩，故该段的直径为52mm。左端用轴承挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1=84mm长度略短，故该轴段的长度取82mm。
②初选滚动轴承。因轴承同时收到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组及单列圆锥滚子轴承30311，
T=55mm×120mm×31.5mm，其尺寸为d×D×故该轴段的直径为55mm。考虑到轴
承依靠封油环定位，该轴段长度略大于T=31.5mm，所以该轴段的长度去33.5mm。
③取安装齿轮的轴段的直径为64mm，齿轮右端面与右边的轴承采用封油环 定位，已知齿轮轮毂的宽度为54mm，为了使封油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段的应略短于齿轮轮毂的的宽度，故取52mm。齿轮的左端面采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故h=4mm，则轴环段的直径为74mm，轴肩宽度b取10mm。
④轴承端盖的厚度e=10mm,根据轴承做的尺寸可以得到m=18mm,因此轴承端盖的总宽度为28mm。根据轴承端盖的拆装及便于轴承添加润滑脂的要求取端盖与半联轴器,右端面的距离为30mm。
⑤齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内壁距离Δ3=8mm，齿轮端面到内壁的距离Δ2=15mm。
此时，已经初步确定了轴的各段直径和长度。
图2-2
3)轴上零件的周向定位
齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，查表得齿轮上的平键截面b×h=18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm。同时为了保证齿轮有轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是由配合来保证，此处轴的直径的公差为m6。 2.2.2.5求轴上的载荷
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