机械设计课程设计-带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

机械设计机械设计课程设计课程设计说说明明书书题题目目名名称：称：带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器学学院：院：机电工程学院机电工程学院专专业：业：机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化学学生生姓姓名：名：班班级：级：20112011级本科三班级本科三班学号学号11011117841101111784-1-指指导导教教师：师：评评定定成成绩：绩：目目录录设计任务书：.3一一电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算.411电动机的选择.412计算传动装置的总传动比和分配各级传动比.513计算传动装置的运动和动力参数.5二二直直齿圆柱齿轮的设计齿圆柱齿轮的设计.72.1高速级齿轮设计.72.2低速级齿轮设计.10三三轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算.143.1高速轴II的设计.1532中间轴IIII的设计.1832低速轴IIIIII的设计及计算.20四四滚动轴承的滚动轴承的选择及选择及计算计算.29-2-4.1低速轴IIIIII上轴承的计算.29五五键联接的选择及计算键联接的选择及计算.3051低速轴IIIIII上键和联轴器的设计计算.3052中间轴II上键的设计计算.3153高速轴I上键和联轴器的设计计算.33六六减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择.336.1齿轮的润滑方式及润滑剂的选择.336.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择.346.3密封方式的选择.35七七减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计.357.1箱体设计.3572减速器附件设计.37八八减速器技术要求减速器技术要求.39结束语结束语.39参考文献参考文献.41-3-机械课程设计任务书及传动方案的拟订机械课程设计任务书及传动方案的拟订一、设计任务书一、设计任务书设计题目设计题目:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器二级展开式直齿圆柱齿轮减速器工作条件及生产条件:胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载起动，室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。输送带速度允许误差为5%。减速器设计基础数据输送带工作拉力F（N）2500输送带速度v(ms)1卷筒直径D(mm)300二、传动方案的分析与拟定二、传动方案的分析与拟定-4-图图1-11-1带式输送机传动方案带式输送机传动方案带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器再经连轴器将动力传至输送机滚筒带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。5设计内容计算与说明结果1111电动电动机的选择机的选择一一电动机的选择及运动参数的计算电动机的选择及运动参数的计算1.11.1电动机的选择电动机的选择（1）选择电动机类型按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠三相异步电动机。（2）确定电动机功率工作装置所需功率按1式（2-2）计算wPkwvFPwwww1000式中，工作装置的效率本例NFw2600smvw6.1考虑胶带卷筒及其轴承的效率。代入上式得：94.0wkwvFPwwww66.294.01000126001000电动机的输入功率按1式（2-1）计算0PkwPPw0式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。由1式（2-4），；由表（2-4），取滚动轴232crg承效率，8级精度齿轮传动（稀油润滑）效率995.0r，滑块联轴器效率，则97.0g98.0c89.098.097.0995.0223故kwPPw99.289.066.20因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，mP0P按表8-169中Y系列中电动机技术数据，选电动机的额定功率为4.0kw.mP（3）确定电动机转速kwPw66.289.0kwP99.2061.21.2计算传计算传动装置的总动装置的总传动比和分传动比和分配各级传动配各级传动比比1.31.3计算传计算传动装置的运动装置的运动和动力参动和动力参数数卷筒轴作为工作轴，其转速为：min66.63300110610644rDvnww按表（2-1）推荐的各传动机构传动比范围：单极圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为53gi，可见电动机转速的可选范围为：2595533imin5.159196.57266.63)259(rninw符合这一范围的同步转速有750rmin，1000rmin和1500rmin三种，为减少电动机的重量和价格，由表8-184选常用的同步转速为1000rmin的Y系列电动机Y132M1-6，其满载转速。电动机的安装min960rnw结构型式以及其中心高、外形尺寸。轴伸尺寸等均可由表8-186、表8-187中查到1.21.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比计算传动装置的总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比08.1566.63960wmnni（2）分配传动装置各级传动比由式（2-5），取，sfiii5.4fi35.3si1.31.3计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速由式（2-6）I轴min9601rnII轴min3.2135.4960112rinnIII轴min68.6335.33.213223rinn工作轴min68.633rnnw（2）各轴输入功率由式（2-7）：I轴kwPPc93.298.099.201min66.63rnwmin5.159196.572rn08.15i5.4fi35.3simin9601rnmin3.2132rnmin68.633rnmin68.63rnw7II轴kwPPgr83.297.0995.093.212III轴kwPPgr73.297.0995.083.223工作轴kwPPgr73.297.0995.083.223（3）各轴输入转矩由式（2-8）：I轴mnnPT15.2996093.295509550111II轴mnnPT71.1263.21383.295509550222III轴mnnPT41.40968.6373.295509550333工作轴mnnPTwww92.39868.6366.295509550电动机轴输出转矩mnnPTm74.2996099.29550955000将以上算的的运动和动力参数列表如下：轴名参数电动机轴I轴II轴III轴工作轴转速n(rmin)960960213.363.6863.68功率P(kW)2.992.932.832.732.66转矩T(Nm)29.7429.15126.71409.41398.92传动比i14.53.351效率0.9750.9650.9650.98二、二、直齿圆柱齿轮减速器的设计直齿圆柱齿轮减速器的设计kwP93.21kwP83.22kwP73.23kwP73.23mnT15.291mnT71.1262mnT41.4093mnTw92.398mnT74.29082.12.1高速级高速级齿轮的设计齿轮的设计2.12.1高速级齿轮的设计高速级齿轮的设计2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1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40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241z。108245.42z2.1.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即2.32td13211HEdZuuKT（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。mmNmmNn45115110915.296093.21095.5P1095.5T由表107选取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数21a8.189MPZE由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限6001limHMPa；5502limH由式1013计算应力循环次数60n1jLh609601（2830010）1N2.7691089210144.65.410765.2N由图1019查得接触疲劳寿命系数:0.93；1HNK241z1082zmmN4110915.2T=2.761N9108210144.6N91.042HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得MPaMPaSNKHH55860093.01lim1MPaMPaSNKHH57255004.12lim2（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。Htd1321132.2HEdtZuuTK=40.598mm3245588.1895.415.41109计算圆周速度VV=2.04ms10006011ndt100060960598.40计算齿宽bb=d=140.598mm=40.598mmtd1计算齿宽与齿高之比hb模数=1.692mmtm11zdt2440.598齿高=2.251.692mm=3.807mmt2.25mhbh=40.5983.744=10.843计算载荷系数。根据v=2.04ms8级精度，由图108查得动载系数=1.13；vK直齿轮=1FHKK由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时MPaH558MPaH572V=2.04msB=40.598mmBh=10.84310=1.450HK由bh=10.843，=1.450.查图1013查得HKFK=1.40；故载荷系数K=KAKVKHKH=11.1311.450=1.639按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=mm=43.858mm1d31ttKKd33.1639.1598.40计算模数mm=mm=1.83mm11zd2443.8582.1.3按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为m32112FSaFadYYzKT（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa1FE2FE由10-18取弯曲寿命系数=0.871FNK=0.912FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4见表（10-12）得=（）S=310.7Mpa11FE11FEFNK4.150087.0=（）S=247Mpa22FE22FEFNK4.138091.0计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.1311.40=1.582查取应力校正系数由表105查得=1.58；=1.801SaY2SaY查取齿形系数由表105查得=2.1765.21FaY2FaY计算大、小齿轮的并加以比较FSaFaYYK=1.639=43.858mm1dM=1.83mm=310.711FEMpa=247Mp22FEaK=1.582112.22.2低速级低速级齿轮的设计齿轮的设计=0.01348111FSaFaYY71.31058.165.2=0.01581222FSaFaYY24780.117.2大齿轮的数值大。(2)设计计算m=1.36mm32401581.024110915.2582.12对结果进行处理取m=1.5mm小齿轮齿数=m=43.8581.5301Z1d大齿轮齿数=4.530=1352Z11Zi2.1.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)2=(45+202.5)2=123.75mm，1d2d(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=301.5=45mm=m=1351.51d1Z2d2Z=202.5mm(3)计算齿轮宽度b=d=45mm1d=50mm，=45mm1B2B备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.1.5小结由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.5455030大齿轮1.5202.5451352.22.2低速级齿轮的设计低速级齿轮的设计2.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）111FSaFaYY=0.01348222FSaFaYY=0.01581m=1.5mm=301Z=1352ZA=123.75mm=45mm1d=202.5mm2d=50mm1B=45mm2B12，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40HBS4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241z，取4.802435.32z812z2.2.2按齿面接触强度设计按设计计算公式（109a）进行试算，即2.32td13211HEdZuuKT（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt1.3计算小齿轮传递的转矩。mmNmmNn55125110267.13.21383.21095.5P1095.5T由表107选取尺宽系数d1由表106查得材料的弹性影响系数21a8.189MPZE由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限6001limHMPa；5502limH由式1013计算应力循环次数60n1jLh60213.31（2830010）1N6.14381088210843.135.310143.6N由图1019查得接触疲劳寿命系数:1.04；1HNK1.112HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得241z812zmmN5110267.1T=6.1431N8108210843.1N13MPaMPaSNKHH62460004.11lim1MPaMPaSNKHH5.61055011.12lim2（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。Htd1322132.2HEdtZuuTK=63.672m3255.6108.18935.3135.31102m计算圆周速度VV=0.71ms10006011ndt1000603.21363.672计算齿宽bb=d=163.672mm=63.672mmtd1计算齿宽与齿高之比hb模数=2.653mmtm11zdt2463.672齿高=2.252.653mm=5.969mmt2.25mhbh=63.6725.969=10.67计算载荷系数。根据v=0.71ms8级精度，由图108查得动载系数=1.05；vK直齿轮=1FHKK由表10-2查得使用系数KA=1由表104查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时=1.459HK由bh=10.67，=1.459.查图1013查得HKFK=1.42；故载荷系数MPaH624MPaH5.610V=0.71msB=63.672mmbh=10.67K=1.53214K=KAKVKHKH=11.0511.459=1.532按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得=mm=67.25mm1d31ttKKd33.1532.1672.63计算模数mm=mm=2.802mm11zd24按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为m32112FSaFadYYzKT（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa1FE2FE由10-18取弯曲寿命系数=0.911FNK=0.952FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4见表（10-12）得=（）S=325Mpa11FE11FEFNK4.150091.0=（）22FE22FEFNKS=257.86Mpa4.138095.0计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.0511.42=1.491查取应力校正系数由表105查得=1.58；=1.771SaY2SaY查取齿形系数由表105查得=2.2265.21FaY2FaY计算大、小齿轮的并加以比较FSaFaYY=0.01288111FSaFaYY32558.165.2=67.25mm1dM=2.802mm=325Mp11FEa=257.822FE6MpaK=1.491=0.0111FSaFaYY1288=0.0222FSaFaYY152415=0.01524222FSaFaYY86.25777.122.2大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.12mm32501524.024110267.1491.12对结果进行处理取m=2.5mm小齿轮齿数=m=67.252.5271Z1d大齿轮齿数=3.3527=90.45，取=912Z11Zi2Z2.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距a=(+)2=(67.5+227.5)2=147.5mm，1d2d(2)计算大、小齿轮的分度圆直径=m=272.5=67.5mm=m=912.51d1Z2d2Z=227.5mm(3)计算齿轮宽度b=d=67.5mm1d=73.5mm，=67.5mm1B2B备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm2.2.5小结实际传动比为：37.327911i误差为：%5%59.037.335.337.3由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.567.57327大齿轮2.5227.567.591=271Z=912Za=147.5mm=67.5mm1d=227.5mm2d=73.5mm1B2B=67.5mm37.31i163.13.1高速高速轴轴的设计的设计三三轴的设计各轴轴径计算轴的设计各轴轴径计算3.13.1高速轴高速轴的设计的设计1.总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.93Kw29.15Nm960rmin45mm202.初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有:此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3.联轴器的型号的选取查表114-1取=1.3则；按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GBT5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250(Nm)。半联轴器的孔径d1=30(mm)，故取d1-2=30(mm)。半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂=16.25mm=37895N.mmd1-2=30(mm)L=82mmL1=60mm17孔长度L1=60mm。4.轴的结构设计(1):拟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:轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取，且:考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，固选用深沟球轴，又根据，选6007。查手册可知=35（mm），B=14（mm)，3-4段安装轴承，左端用轴端挡圈定位，右端用轴肩定位，按轴端直径取挡圈直径D=38（mm）。3-4段的直径，。因为7-8段轴也要安装一个相同轴承，)(1443mmL故=35（mm），=21(mm)。与7-8段轴相配合的轴承其左端需要轴肩来轴向定位。:6-7段轴没有什么与之相配合的零件，但是其右端要有一个轴肩以使轴承能左端轴向定位，=37（mm）；又因为根据减减速器的整体方案，此段轴设计时长度应该长一些，故取=110（mm）。:4-5段轴没有什么与之相配合的零件，但是其左端要=35（mm）B=14（mm)(1443mmL=35（mm）=21(mm)=37（mm）=110（mm）=37（mm）d=45(mm)18有一个轴肩以使轴承能右端轴向定位，=37（mm），由于5-6段轴的直径较大，所以做成连轴齿，分度圆d=45(mm)已知齿轮的轮毂的宽度为50（mm），所以=50（mm）。：轴承端盖的总宽度为30mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为20mm。至此已初步确定轴得长度。所以=50(mm)（3）：轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按=30（mm），bh=87，L=46（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，半联轴器与轴得配合选H7k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为1.6。=50（mm）=50(mm)=30（mm）L=46（mm）193.23.2中中间轴间轴的设的设计计3.23.2中间轴中间轴的设计的设计1.总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.83Kw126.71Nm213.3rmin202.5mm202.初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有:3.选轴承初步选择滚动轴承。选6307深沟球轴承；通过查手册可知6007深沟球轴承d=35(mm)，B=14（mm），所以=26.5(mm)L=215(mm)20。4.轴的结构设计（1）：拟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由高速轴的设计知，轴的总长度为：L=（此为高速轴在箱体中的轴长）1-2段轴我们取为，。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5(mm)，所以；又由于大齿轮齿宽B=45(mm)，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2，所以取；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h0.07d这里取其直径为；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取。：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比4-5段轴要小一些，这里我们取h=5(mm)213.33.3低速轴低速轴的设计的设计；由于小齿轮的齿宽为B=73（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2，所以取：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故，。（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按，由手册查得平键的截面bh=149(mm)见2表4-1L=61（mm）；按，由手册查得平键的截面bh=149(mm)见2表4-1L=33（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为1.6。L=61（mm）L=33（mm）223.33.3低速轴低速轴的设计的设计1.总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.73Kw409.41Nm63.68rmin227.5mm202初步确定轴的直径先按式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有:此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d7-8为了使所选的轴的直径d7-8与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3.联轴器的型号的选取查表114-1取=1.3则；按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GBT5014-2003（见表28-2），选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250(Nm)。半联轴器的孔径d1=42(mm)，固取d7-8=42(mm)。=39.2(mm)=532233(N.m)d7-8=42(mm)L=215(mm)234.轴的结构设计（1）：拟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由高速轴的设计知，轴的总长度为：L=215(mm)（此为高速轴在箱体中的轴长）7-8段轴由于与联轴器相连，且已经选定联轴器，其公称转矩为1250(Nm)。半联轴器的孔径d1=42(mm)，故取d7-8=42(mm)。半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。7-8段轴的长度我们取为：6-7段轴相对于7-8段轴要做一个轴肩，这里我们取，同时取D=54（mm）。5-6段轴要与滚动轴承相配合，考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少，在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量（8-16）大量生产价格最低，故选用深沟球轴；通过查手册可知6210深沟球轴承d=50(mm)，B=20（mm），所以，)(25.4865mmL。6210深沟球轴承的右端用轴承端盖)(5065mmd进行轴向定位，左端用套筒进行轴向定位。2-3段轴没有什么零件与之相配合，且根据整体设计方)(25.4865mmL)(5065mmd)(5332mmd)(25.7332mmL)(6343mmd)(843mmL24案，此段轴的轴长要长一些，且还要对6210深沟球轴承的右端进行轴向定位，所以直径取为，)(5332mmd。)(25.7332mmL:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍），这里取轴肩高度h=5(mm)，所以；轴的宽度去b=1.4h取轴的宽度为)(6343mmd。)(843mmL:4-5段轴要与齿轮相配合，由前面设计可知齿轮的齿宽为B=67.5（mm），根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2，所以取4-5段轴的直径为；（3）：轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按，由手册查得平键的截面bh=1610(mm)见2表4-1L=55.5（mm）；按，由手册查得平键的截面bh=128(mm)见2表4-1L=72（mm）。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）：确定轴的的倒角和圆角参考1表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角半径为1.6。255.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照1图15-23。对于6210深沟球轴承，通过查取手册我们可知作为简支梁的轴的支撑跨距为195mm。L1=125mmL2=70mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。计算出：=0所以：故：=26=6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）：计算轴的应力前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得-1=60MPa因此-1，故安全。277.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A，II，III，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕确定的，所以截面A，II，III，B均为无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力较大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两端即可。312500mmW325000mmWmmNM.19.93913mmNT.4094103MPa5.7MPaT38.1628（2）截面IV左侧抗弯截面系数333312500501.01.0mmmmdW扭截面系数333325000502.02.0mmmmdW截面IV左侧的弯矩M为mmNmmNM.19.93913.7025.3827.171867截面IV上的的扭矩为3TmmNT.4094103截面上的弯曲应力MPaMPaWM5.71250019.93913截面上的扭转切应力MPaMPaWTTT38.16250004094103轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得MPaB640.MPa2751MPa1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因经插值法后可查032.0506.1dr1.15055dD得0.233.1又由附图3-1可得轴的材料的敏感系数为82.0q85.0rq故有效应力集中系数按式为82.1)10.2(82.01)1(1qk28.1)133.1(85.01)1(1rrrqk由附图3-2的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数72.0k28.1rk61.2K61.1rK29。84.0轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为92.0轴为经表面强化处理，即，则按式（3-12）及式（3-1q12a）得综合系数为61.2192.0172.082.111kK61.1192.0184.028.111rrrrkK又由3-1及3-2得碳钢的特性系数，取2.01.01.0，取1.005.0r05.0r于是，计算安全系数值，按式（15-6）（15-8）则得caS05.1401.05.761.22751maKS4.11238.1605.0238.1661.11551maKS8.85S=1.522rcaSSSSS故可知其安全。（3）截面IV右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算。33335.16637551.01.0mmmmdW抗扭截面系数333333275552.02.0mmmmdWr05.14S4.11S5.1caS35.16637mmW333275mmWrmmNM.19.93913MPa64.5bmmNT.4094103MPaT3.1216.3k304.14.1低速轴低速轴上的轴承上的轴承计算计算弯矩M及弯曲应力为mmNmmNM.19.93913.7025.3827.171867MPaWM64.55.1663719.93913b扭矩及扭矩切应力为3TmmNT.4094103MPaMPaWTTT3.12332754094103过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取k，于是得kk8.016.3kk轴按磨削加工，由表3-4得表面质量系数为92.0故得综合系数为25.3192.0116.311kK62.2192.0153.211rrrrkK所以轴在截面右侧的安全系数为1501.064.525.32751maKS44.923.1205.023.1262.21551maKS53.2k25.3K62.2rK15S44.9S1.5caS315.15.1低速轴低速轴上键和联上键和联轴器的设计轴器的设计计算计算7.99S=1.522rcaSSSSS故该轴截面右侧的强度也是足够的，本题因无大的瞬间过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即可结束。四滚动轴承的选择及计算四滚动轴承的选择及计算4.14.1低速轴低速轴上的轴承计算上的轴承计算在前面计算轴时采用6210号深沟球轴承，其主要参数如下：基本额定静载荷：基本额定动载荷：)FNH2=2307.19(N)FNV2=839.74(N)由上可知右端轴承所受的载荷远大于左端轴承，所以只需对右端轴承进行校核，如果左端轴承满足要求，左端轴承必满足要求。（1）：求比值轴承所受径向力(2)按照1表13-5，X=1，Y=0按照1表13-6，取。则2.10.1Pf1.1PfFNH2=2307.19(N)FNV2=839.74(N)325.25.2中间轴中间轴上键的设上键的设计计算计计算P=1.1（3）：验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为Lh=2830010=48000（工作时间）根据1式（13-5）（对于球轴承取）所以所选的轴承满足要求。五键连接的选择和计算五键连接的选择和计算5.15.1低速轴低速轴上键和联轴器的设计计算上键和联轴器的设计计算1.对连接齿轮与轴的键的计算（1）：选择键连接的类型和尺寸一般7级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A）型。根据d=55（mm）从表6-1中查的键的截面尺寸为：宽度b=16（mm），高度=10(mm)，由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=55.5（mm）（比轮毂宽度小些）（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压用力33=100，取中间值，=110MPa。键的工作长度l=L-b=55.5-16=39.5（mm），键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5。由式（6-1）可得：=110MPa所选的键满足强度要求。2.对联轴器及其键的计算bh=128d1=42L=72所以l=L-b=72-12=60k=0.5h=481.232齿轮采用油润滑。12，齿轮采用浸油润滑。即将齿轮浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时也将油甩直箱壁上用以散热。（2）：齿轮润滑剂的选择查表表7-1，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB59031995），运动粘度为：90110（单位为：）。smm26.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择（1）：轴承润滑方式的选择高速轴深沟球轴承速度：中间轴深沟球轴承速度：低速轴深沟球轴承速度：因为都低于脂润滑速度，所以它们都选择脂=37润滑。（2）：滚动轴承润滑剂的选择查表（13-10），选择合适的润滑脂。6.3密封方式的选择密封方式的选择滚动轴承密封选择滚动轴承采用毡圈密封。箱体密封选择：箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封。七七.减速器箱体及附件的设计减速器箱体及附件的设计7.17.1箱体设计箱体设计：低速级中心距：a=147.5（mm）箱座壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm）取为8（mm）箱盖壁厚：=0.025a+2.5=6.18（mm）取为8（mm）1箱座凸缘厚度：b=1.5=12（mm）箱盖凸缘厚度：=1.5=12（mm）1b1箱座底凸缘厚度：p=2.5=20（mm）箱座上的肋厚:m0.85=6.8（mm），取m=7（mm）箱盖上的肋厚:0.85=6.8(mm)，取=7(mm)1m11m地脚螺栓直径:=0.04a+8=13.9取M16d轴承旁连接螺栓直径:=0.75=12，取M121dd387.27.2减速器减速器附件设计附件设计上下箱连接螺栓直径:=（0.50.6）=(6.958.34)，取2ddM8定位销孔直径：=（0.70.8）=（5.66.4），取3d2d=6（mm）3d7.27.2减速器附件设计：减速器附件设计：名称规格或参数作用窥视孔视孔盖120100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M121减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M12）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位M6为保证每次拆装箱盖时，仍保持39销35轴承座孔制造加工时的精