机械设计课程设计-二级减速器设计.docx

西南科技大学城市学院课程设计说明书设计题目： 机 械 设 计课 程 设 计 二级减速器设 计 学院、系： 机电工程系 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 成 绩： 2011年10月15日机械设计课程设计任务书_机电工程系 专业 _班 姓名 设计日期 _2011-10-15 _ 至 2011-11-22 指导教师_徐学林. _ 教研室主任 一、 设计题目：带式输送机传动装置的设计（只做减速器部分）1电动机；2带传动； 3圆柱直齿轮减速器；4联轴器；5滚筒；6输送带二、 原始数据及工作要求组别 滚筒直径d(mm)输送带带速v(m/s)输送带从动轴的扭矩t(n.m)寿命(年)13500.36501023000.5750834000.7800943500.6850854000.5700963000.470010每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为5%。三、设计工作量 设计说明书1份；减速器装配图四、参考文献 1.机械设计教材 2机械设计课程设计指导书 3机械设计课程设计图册 4.机械零件手册 5.其他相关书 目录 第一章 绪论第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明 2.3 传动系统工作条件2.4 传动系统方案的选择 第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构3.2 电动机选择3.3 传动比分配3.4 动力运动参数计算第四章 齿轮的设计计算(包括高速级齿轮和低速级齿轮)4.1 齿轮材料和热处理的选择4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸4.2.2 齿轮弯曲强度校核4.2.3 齿轮几何尺寸的确定4.3 齿轮的结构设计第五章传动轴承和传动轴的设计5.1传动轴承的设计5.2 从动轴的设计5.2.3与联轴器的连接轴的键的设计与校核 5.2.4从动轴的校核5.2.5、轴承的校核5.3中间轴的设计计算5.4、主动轴的设计第六章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算6.1 润滑的选择确定 6.2 密封的选择确定 6.3减速器附件的选择确定6.4箱体主要结构尺寸计算 参考文献第一章、绪论本论文主要内容是进行二级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用autocad软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对office软件中word功能的认识和运用第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目带式输送机传动系统中的二级减速器（第三组）。2.2 主要技术参数说明 输送带从动轴的扭矩t=800n/m，输送带的工作速度v=0.7m/s，输送机滚筒直径d=400 mm，寿命9年。2.3 传动系统工作条件 每日两班制（每班工作8小时）工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为5%，要求减速器设计寿命为9年。 2.4 传动系统方案的选择 图1 带式输送机传动系统简图第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构本减速器设计为展开式二级圆柱直齿轮减速器。3.2 电动机选择（一）工作机的功率pw =fv/1000km、=tn/9500km、=tw/1000km。 选用=tn/9500km。n=1000v60/d n=1000*0.7*60/兀*400=33.42r/min =800n/m*33r/min/9500=2.80km（二）总效率 查课程设计手册表17 选取效率 = =0.97（0.980.98）（0.980.98）（0.980.98）0.97 =0.83 （三）所需电动机功率 pd (额定) =pd（工作） 查机械零件设计手册得 pd= 4 kw电动机选用三相异步电机笼型yz132m26 n满 = 915r/min3.3 分配传动比 工作机的转速n=601000v/（d） =6010000.7/(兀400) =33.42r/min i总=915/33.42=27.4n满为电动机满载转速，n为转轴转速。 取 则i齿=i2*i3i带=i1=3；i2=i3=3.023.4 计算传动装置中的转速和动力参数（一）各轴转速n=915（r/min）=/=/=915/3=305（r/min） =/=305/3.02=101（r/min） =/i3=33.4（r/min） （二） 各轴输入功率p （三） 各轴的输入转矩t =35.07(nm) = 295.99(nm) = 858.49(nm ) =816.08(nm )各个运动和动力参数结果如下表（3-1）轴名功率p kw转矩t nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴43.3635.079151轴3.363.13102.06295.993052轴3.133.01295.99858.491013轴3.012.86858.49816.0833.44轴2.862.86816.08816.0833.4（表3-1）第四章 齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z=iz=3.0224=72.48 取z=73 齿轮精度按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.3 由课本公式10-13计算应力值环数n=60nj =603051（283009）=7.910hn= =n1/i2=7.910h /3.02=2.61810h 查机械设计课本 10-19图得：k=0.92 k=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式10-12得:=0.92600=552=0.96550=528 许用接触应力 查课本由表10-6得： =189.8mp 由表10-7得: =1t=95.510=95.5103.26/305=1.0210n.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=64.82mm计算摸数m =计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.7=6.1 = =10.63计算载荷系数k使用系数=1根据,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数k=1.06,查课本由表10-4得k的计算公式:k= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231064.82=1.42查课本由图10-13得: k=1.4查课本由表10-2 得: k=1故载荷系数:kk k k k =11.0511.42=1.5按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=64.82=68计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩102.06nm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.022473传动比误差 iuz/ z73/243.02i0.0325，允许 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 载荷系数kkk k k k=11.061 1.41.48 查取齿形系数y和应力校正系数y查课本由表10-5得:齿形系数y2.65 y2.235应力校正系数y1.58 y1.755 计算大小齿轮的 安全系数由表查得s1.25工作寿命两班制，9年，每年工作300天小齿轮应力循环次数n160nkt6030518300297.910大齿轮应力循环次数n2n1/u7.8810/3.032.61810查课本由图10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:k=0.92 k=0.94 取弯曲疲劳安全系数 s=1.41.5= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,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=63.304来计算应有的齿数.于是由:z=27.2 取z=28那么z=3.0228=90 几何尺寸计算计算中心距 a=147.5将中心距圆整为147.5计算大.小齿轮的分度圆直径d=z1m=68d=z2m=225计算齿轮宽度b=圆整的 b1=70 b2=65（二）低速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿数=30高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z=i2z=3.0230= 90.6 取z=91 齿轮精度按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.3 由课本公式10-13计算应力值环数n=60nj =601011（283009）=2.6210hn= =n1/i2=2.6210h /3.02=8.6410h #(3.02为齿数比,即3.02=)查课本 10-19图得：k=1 k=1.1齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式10-12和p210图10-21得:=1600=600 =1.1550=605 许用接触应力 由表10-6得： =189.8mp 由表10-7得: =1t=95.510=95.5103.13/101=2.9610n.mm3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=85.96mm计算摸数m =计算齿宽与高之比齿高 h=（2*hax+cx）mt=2.25*2.865=6.45 = =13.33计算载荷系数k使用系数=1根据,7级精度, 查课本由图10-8得动载系数k=1由表10-4得k的计算公式:k= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231085.96=2.0由图10-13得: k=1.35由表10-2 得: k=1故载荷系数:kk k k k =1111.422=1.422按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=85.96=88.54计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩296nm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z3.023090.6传动比误差 iuz/ z90.6/303.02i0.0325，允许 初选齿宽系数 按对称布置，由表由表10-7得: =1 载荷系数kkk k k k=111 1.351.35 查取齿形系数y和应力校正系数y查课本由表10-5得:齿形系数y2.52 y2.21应力校正系数y1.625 y1.781 计算大小齿轮的 安全系数由表查得s1.25工作寿命两班制，9年，每年工作300天小齿轮应力循环次数n160nkt6010118300292.6210大齿轮应力循环次数n2n1/u2.6210/3.028.6710查课本由图10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由图10-18得弯曲疲劳寿命系数:k=0.9 k=0.95 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,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=85.96来计算应有的齿数.于是由:z=35.41 取z=36那么z=3.0236=108.72 z=109 几何尺寸计算计算中心距 a=181.25将中心距圆整为181.25计算大.小齿轮的分度圆直径d=z1m=90d=z2m=272.5计算齿轮宽度b=圆整的 b2=85带齿轮各设计参数附表1.各传动比v带高速级齿轮低速级齿轮33.023.022. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)30510133.433.43. 各轴输入功率 p（kw）（kw）（kw）(kw)3.26 3.133.012.864. 各轴输入转矩 t(knm)(knm)(knm) (knm)102.06296858.49816.08第五章、传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率p，转速，转矩p=3.01kw =33.4r/min=858.49nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =272.5 而 f= f= ftan20=6301*tan20=2293n f= f/cos20=6301/cos20=6705n. 初步确定轴的最小直径先按课本15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取a0=115输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册p94表选取gy7型凸缘联轴器其公称转矩为1600nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据,由机械设计手册p73中初步选取标准精度级的单列角接触球轴承7011c型. 2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7011c型轴承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为85mm,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. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取.轴环宽度,取b=6mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=12,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度t=18,高速齿轮轮毂长l=60,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.表5-1 各轴段直径名称依据确定结果（mm）、l选取gy7型凸缘联轴器其公称转矩为1600nm,半联轴器的孔径-的长度应比轴配合的毂孔长度略短一些,现取50、82、 l-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径.轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取56、70、 l对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故).64、18、 l右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7013c型轴承定位轴肩高度mm, 72、88、 l齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,取.轴环宽度,取b=6mm.80、6、 l取安装齿轮处的轴段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。72、83、 ld7d3（同一对轴承）64、423、与联轴器的连接轴的键的设计与校核(1)一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（a型）普通平键。选择凸缘联轴器gy7型：d1=48mm,d2=56mm，l=112mm. l1=84mm由参考文献机械零件设计手册p53，查得键的截面尺寸：bh=1610根据连接段取键长：l=l1-10=82-10=72mm,取l=70标准尺寸系列。(2)键的校核查机械设计教材p106表6-2，得键的工作长度为：l=l-b=70-8=62mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用联轴器键1610，l=70；gb/t1906-2003；齿轮键2012，l=70 gb/t1906-2003。查机械设计手册p53表4-1键槽深：。4、从动轴的校核、按弯扭合成强度条件计算 （1）画出轴的水平受力简图(轴旋转180后见下图)（2）计算：圆周力和径向力 由1p198（式10-3）a=20，d1=0.05mft=2t1/d1=2*102.06/0.05=4082.4nfr= ft1tana=4082.4*tan20=1485.87n（3）计算法向截面的，和弯矩： 其中a=63.5mm,b=160.5mm由 对a点取矩： 1485.87*63.5=fh2*353 求解得： fh1=1064.65n fh2=421.22nmh1=- fh1*a=-1064.65*63.5=67605.3nmm（4）计算水平方向截面的，和弯矩。 由以上条件可知： 对a点取矩： 4082.4*63.5= fv2*224其中a=63.5mm,b=160.5mm 求解方程得：fv1=2925.1n, fv2=1157.3n所受的弯矩：mv1=-fv1*a=2925.1*63.5=185743.85n*mmm合=185743.85n*mm画出弯矩图和扭矩图 根据轴的弯矩和扭矩后，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面c的强度）。根据式（15-5）及上面所求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，其中w由表15-4查得w=d3/320.1d3，d=50mm，w=12500mm3则可以计算出：w=d3/32-bt(d-t)2/2d=503/32-16*6(50-6)/(2*50)=12457.76 mm3ca=sqrt(185743.85*185743.85+(0.6*102.06)*(0.6*102.06)/12457.76=15mpa前已选定轴的材料45钢调质处理，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。 5、轴承的校核1、两轴受到的径向载荷fr1和fr2将轴系部分受到的空间力系分解到铅垂面和水平面，由力分析可知：轴承的受力数据参考以上轴的受力。铅垂面：fh1=1064.6n ,fh2=421.2n水平面：fv1=2925n, fv2=1157n轴径载荷：fr1=fr2=由公式其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计p320表13-4，得ft=1；fd 为载荷系数：查参考文献机械设计p321表13-6，得fd=1.2；（1 ）c为基本额定动载荷：轴承选择为单列角接触球轴承7011c型.，查机械设计手册p73（gb/t276-94），得c=37.2knn为轴承工作转速：n =33.4r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计p319.p为当量动载荷：p=xfr+yfa,对于此设计中的角接触球轴承，没有轴向载荷，fa=0，取x=1,见参考文献机械设计p321.因轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计表13-6，, ，取。则 p1=fpfr1=1.3*3112.5=4045.6np2=fpfr2=1.3*1231=1600np选择较大的4045.6n所以该轴承符合强度要求。5.3、中间轴的设计计算1.轴径的确定图3-3 轴示意图 确定最小直径：低速运转，较大载荷，选用40cr调质处理。查机械设计教材表15-3初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本取120：许允弯曲应力=70 mpa。 da =120=37.2mm，2.各轴段直径的确定表3-2 轴各轴段直径名称依据确定结果（mm）d37.2mm，选深沟球轴承代号：6308轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 d=90 (mm)轴承宽度 b=23 (mm)40安装齿轮段d2d1 ,h=1.52mm，取2mm44轴肩段 h =（0.070.1）d，取h=3mm50d4d244d7d1（同一对轴承）403各轴段长度的确定1轴段的长度l1：l1=b+2+3=23+16+8=47mm，轴承的型号为6308，轴承宽度b=23mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2轴段的长度：l2=b2-2=90-2=88mm, 齿轮宽b2=90mm3轴段的长度：两圆柱齿轮间的距离c=14.两齿轮间距l3=14mm4轴段的长度：l2=b1-2=70-2=68mm, 齿轮宽b1=70mm5轴段的长度：l5：l5=b+2+3=23+16+8=47mm，轴承宽度b=23mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离4键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（a型）普通平键。（1）大齿轮段b2=70mm.d2=44mm由参考文献机械零件设计手册p53，查得键的截面尺寸：bh=128根据连接段取键长：l=b2-10=70-10=60mm,取l=56属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查机械设计教材p106表6-2，得键的工作长度为：l=60-b=60-10=50mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键128，gb/t1095-2003.键槽深：查机械设计手册p53 得.（2）小齿轮段b3=90mm.d2=44mm.由参考文献机械设计手册p53，查得键的截面尺寸：bh=1210根据轮毂段取键长：l=b3-10=90-10=80mm,属于标准尺寸系列。(2-1)键的校核查机械设计教材p106表6-2，得 键的工作长度为：l=l-b=90-10=80mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键1210，gb/t1095-2003.键槽深：查机械设计手册p53得.5按弯扭合成强度条件计算 （1），画出轴的受力简图。(轴旋转180后见下图)(2)计算ft2，fr2，ft21，fr21；轴一和轴二由一对齿轮啮合知：ft2 =ft1=4082.4n，fr2= fr1=1157.3n；由1p198（式10-3）a=20，d3=0.225mm，t2=295.99ft21=2t2/d3=2*295.99/0.225 =2631nfr21= ft21tana=2631*tan20=957.6n(3)计算纵向截面的，和弯矩。 其中a=57.5mm,b=92mm，c=67.5mm;由 fh2+fh1=1157.3-957.6=200n 对a点取矩： 1157.3*57.5= fh2*217+ fr21*149.5 665447.75= fh2*217+ 957.6*149.5 求解得：fh1=-2207n ; fh2=2406.9n mh1=fh1*a=-2207*57.5=-126902.5n*mmmh2=fh2*c=2406.9*67.5=-162465.75n*mm（4）计算横向截面的，和弯矩。 由以上条件可知： fv1+fv2=2631-4082=-1451n 对a点取矩： 4082*57.5+2631*149.5+fv2*217=0 求解方程得：fv1=-720 n; fv2=-731n;所受的弯矩: mv1=fv1*a=-720*57.5=-41400n*mmmv2=fv2*c=-731*67.5=-49342.5n*mmm合= n*mm，弯矩图和扭矩图 5、校核轴的强度根据轴的弯矩和扭矩后，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面d的强度）。根据式（15-5）及上面所求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，其中w由表15-4查得：d=40 mm;mm3则可以计算出ca=sqrt（50948*50948+0.6*295.99*0.6*295.99）/6400=7.9前已选定轴的材料45钢调质处理，由表15-1查得。因此故该轴是安全的。轴承的校核1、两轴受到的径向载荷fr1和fr2将轴系部分受到的空间力系分解到铅垂面和水平面，由力分析可知：轴承的受力数据参考以上轴的受力。铅垂面：fh1=-2207n ,fh2=2407n水平面：fv1=-720n, fv2=-731n轴径载荷：fr1=fr2=2、求轴承当量动载荷p1和p2因轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计表13-6，, ，取。则 p1=fpfr1=1.3*2321.5=3018np2=fpfr2=1.3*2512=3266.1n由公式 见参考文献机械设计p320（14-3）其中：其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计p320表13-4，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计p321表13-5，得fd=1.2,c为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6308，查参考文献机械设计课程设计指导书p66表6-1，得c=40.8knn为轴承工作转速：n=101r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计p319.p为当量动载荷： 选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。5.4、主动轴的设计1轴径的确定图3-5 轴示意图确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计教材p362，b=650 mpa， s=360 mpa， -1=270 mpa，-1=155 mpa， e=2.15105 mpa，=60 mpa根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由机械设计手册表6-1-19选取a=120则得 da =120=26.70mm2各轴段直径的确定表5-2 轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴的最小直径30mm30d2= d1+2（0.070.1）d1=30+（4.26）=34.23635考虑轴承d3 d2 选用代号为6008轴承轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 d=68 (mm)轴承宽度 b=15 (mm)40考虑轴承定位d4da46h（0.070.1）d4（3.224.6）,取h=4，d446+2454齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=4242d7d3（同一对轴承）403各轴段长度的确定1轴段连接滚筒：长度大于低级轴的最小直径长度，取l1=110mm.2轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与滚筒右端面间的距离 ,故取3轴段的长度l3：l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6307，轴承宽度b=15mm,l=13mm.4轴段的长度：a为中间轴长 2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离l4=3+a-（l5+l6+2+4+l3+l7）=113mm5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.46=8.4mm取l5=10.6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮宽度， l6=62b1=65mm. 7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，l7=4+2+3 +b轴承=4+10+5+15=34mm. 键的选择与校核4齿轮1安装段的键的选择：l6=62mm.d6=42mm由参考文献机械设计手册p53，查得键的截面尺寸：bh=128根据轮毂段取键长：l=l6-6=62-6=56mm,l=56属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查机械设计教材p106表6-2，得键的工作长度为：l=l-b=56-10=46mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键128，gb/t1095-2003.键槽深：.5按弯扭合成强度条件计算 （1），画出轴的受力简图。(轴旋转180后下图)（2）计算，。ft3 =ft21=2631n，fr3= ft3tana=957.6n；（3） 计算纵向截面的，和弯矩。 其中a=115mm,b=48m;由 fh2+fh1=957.6 对a点取矩： 957.6*115=fh2*163 求解得：fh1=282n; fh2=675.5n mh1= fh1*a=282*115 =32437.3n*mm（4）计算横向截面的，和弯矩。 由以上条件可知： 对a点取矩： 2631*115=fv2*163 求解方程得：fv2=1856n, fv1=775n;所受的弯矩mv1= fv1*a=775*115=89099n*mmmv2=fv2*b=1824*48=87552m合=n*mm6、画出弯矩图和扭矩图 7、校核轴的强度根据轴的弯矩和扭矩后，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面d的强度）。根据式（15-5）及上面所求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，其中w由表15-4查得：d=68;w=d3/32-bt(d-t)2/2d=683/32-12*5*(68-5)/(2*68)=31415.4则可以计算出：ca=sqrt（94634*94634+0.6*0.6*858.49*858.49）/31415.4=3 mpa前已选定轴的材料45钢调质处理，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。8、校核轴的强度根据轴的弯矩和扭矩后，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（既危险截面d的强度）。根据式（15-5）及上面所求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，m合=m合1 其中w由表15-4查得：d=42;则可以计算出：ca=3.22 mpa前已选定轴的材料45钢调质处理，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。轴承校核1、两轴受到的径向载荷fr1和fr2将轴系部分受到的空间力系分解到铅垂面和水平面，由力分析可知：轴承的受力数据参考以上轴的受力。铅垂面：fh1=282n ,fh2=675.5n水平面：fv1=775n, fv2=1856n轴径载荷：fr1=fr2=2、求轴承当量动载荷p1和p2因轴承运转中有中等冲击载荷，按机械设计表13-6，, ，取fp=1.2 p1=fpfr1=1.2*1975=2370np2=fpfr2=1.2*825=990n由公式查机械设计p320其中：其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计p320表13-4，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计p321表13-5，得fd=1.2,c为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6307，查机械设计课程设计指导书p64表6-1，得c=33.2knn为轴承工作转速：n1=305r/min,选择两者中的大的： p=2370n所以该轴承符合强度要求。第六章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离h为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为r=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用m6紧固b 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承