机械设计课程设计-电动卷扬机传动装置设计F=12KN,V=16mminD=240.doc

机械原理课程设计说明书设计题目： 电动卷扬机传动装置设计（8-9） 全套图纸加扣3012250582 班 级 机1101-2班 学 号 姓 名 指导教师 2014年7月 目录一、设计题目 3二、电机选择 3三、传动比分配 4四、高速级齿轮的设计计算 5五、低速级齿轮的设计计算 9六、箱外开式齿轮的设计计算 13七、轴、轴承、键以及联轴器的设计计算16 中间轴的设计计算 16 校核键强度 21 校核轴承寿命 22 高速轴轴的设计计算 22 校核键强度 26 校核轴承寿命 27 低速轴的设计计算 27 校核键强度 31 校核轴承寿命 32八、减速器箱体设计 32九、减速器附件设计 33十、减速器润滑方式及密封方式 35十一、设计小结 35十二、参考资料 36一、设计题目工作条件 满载工作时间占5%，3/4负载工作时间占10%，1/2负载工作时间占5%，循环周期30min。工作时有中等振动，设计 寿命为10年，小批 量生产，两班制工 作，钢绳速度允许误 差为5% 。原始数据数据编号9钢绳拉力F /(kN)12钢绳速度v/(m/min)16卷筒直径D/(mm)2402、 电机选择1 电动机功率计算 工作机功率：P=3.299kW 电动卷扬机取 0.97 传动装置总效率:=0.80联轴器传动效率取0.99 对滚动轴承效率滚动轴承，采用球轴承，传动效率取0.99闭式齿轮，选用8级精度（油润滑），传动效率取0.97开式齿轮，选用8级精度，传动效率0.940.96取0.95滚筒传动效率取0.96电动机输出功率： = =4.12kW2 电动机转速计算: 工作机转速 =21.2r/min 电动机转速: =21.2(24200)=(508.84020)r/min -二级圆柱齿轮减速器=840，单级圆柱齿轮传动=35 =242003 选定电动机: 查手册选择电动机型号为Y132M2-6，同步转速1000r/min， 满载转速960r/min，中心高132mm，轴径38mm，启动转矩2.0三、传动比分配 传动装置总传动比 =45.28 二级圆柱展开式=（1.21.3),取=1.25 对于开式齿轮传动比i=35,取=4 =11.32，=1.25，代入，得 =3.01，=3.76计算各轴的n,P,T 0轴（电动机轴） =4.12kW， =960r/min,=9550=40.99N 1轴（减速器高速轴） =4.04kW， =960r/min,=9550=40.19N 2轴（减速器中间轴） =3.88kW， =255.32r/min，=9550=145.14N 3轴（减速器低速轴） =3.73kW， =84.82/min，=9550=419.97N 4轴（开式齿轮高速轴） =3.66kW， =84.82r/min，=9550=412.08N 5轴（卷筒轴） =3.44kW， =21.21r/min，=9550=1548.89Nmm四、高速级齿轮的设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）卷扬机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度； （GB1009588） 3）材料的选择。由【1】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调 质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质） 硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS； 4）选小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数可由=得 Z=90.24，取91；2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： （1）确定公式中各数值 1）试选=1.3。 2）由资料【1】表10-7选取齿宽系数=1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： T=4.019N。 4）由资料【1】表10-6查的材料的弹性影响系数 Z=189.8MP 5）由资料【1】图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强 极限=600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限=550MP。 6）由资料【1】式10-13计算应力循环次数 =60j=609601(281030020%)=5.53 =1.47 由资料【1】图10-19取接触疲劳寿命系数K=1.04； K=1.12。 7）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 【】=1.04600=624MPa 【】=1.12550=616MPa (2) 计算 1） 试算小齿轮的分度圆直径d，代入 【】中较小值： 2.32 =2.32 =42.78mm 2)计算圆周速度。 =2.15m/s 3）计算齿宽b b=142.78=42.78mm4）计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5）计算载荷系数K。 据v=2.15，8级精度。 由资料【1】表10-2使用系数=1.50， 由资料【1】图10-8得=1.12， 由资料【1】表10-3查得=1， 由资料【1】表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.451, 由,=1.451,资料【1】图10-13查得 =1.38， 故载荷系数：K= =1.51.1211.451=2. 43768 6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由资料【1】10-a 得 =52.75mm 7）计算模数 m=2.198mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数1）由资料【1】图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 2）由资料【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.89，K=0.92 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： 【】=317.86MPa 【】=249.71MPa 4）计算载荷系数。 K=1.51.1211.38 =2.3184 5）查取齿形系数 由资料【1】表10-5查得Y=2.65，Y=2.198 6）查取应力校正系数 由资料【1】表10-5查得Y=1.58，Y=1.781 7）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 =0.01317 =0.01568经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m=1.718 对比计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿 根弯曲强度计算的模数。将模数圆整为标准值m=3。按接触强度 得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： =17.58 取=18，则=183.76=67.68 取=68，新的传动比3.784.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 a=129mm（3）计算齿轮宽度 b= 取=54mm，=49mm（4）计算齿轮齿顶圆，齿根圆直径 =60mm,=210mm, =46.5mm,=196.5mm五、 低速级齿轮的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）卷扬机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度； （GB1009588） 3）材料的选择。由【1】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调 质）硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质） 硬度为240HBS，两者硬度差为40HBS； 4）选小齿轮齿数为=24，大齿轮齿数可由= 得 Z=72.24，取73；2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式： （1）确定公式中各数值 1）试选=1.3。 2）由资料【1】表10-7选取齿宽系数=1。 3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知： =1.4514N。 4）由资料【1】表10-6查的材料的弹性影响系数 Z=189.8MP 5）由资料【1】图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强 度极限=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 =550MP。 6）由资料【1】式10-13计算应力循环次数, =60j=60255.321(281030020%)=1.47 =4.88 由资料【1】图10-19取接触疲劳寿命系数=1.12 =1.0。 7）计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 =1.12600=672MPa =1.0550=550MPa (2) 计算 1）试算小齿轮的分度圆直径，代入 【】中较小值： 2.32 = =71.98mm 2)计算圆周速度。 =0.96m/s 3）计算齿宽b b=171.98=71.98mm4）计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 5）计算载荷系数K。 据v=0.96，8级精度。 由资料【1】表10-2使用系数=1.50， 由资料【1】图10-8得=1.08， 由资料【1】表10-3查得=1， 由资料【1】表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.460, 由,=1.460,资料【1】图10-13查得K=1.39， 故载荷系数： K= =1.51.0811.460=2. 36526)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由资料【1】10-a 得 =87.87mm7）计算模数 m=3.66mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式： （1）确定计算参数1）由资料【1】图10-20c查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极=500MP， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP 2）由资料【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.92，=0.95 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =384.57MPa =257.86MPa 4）计算载荷系数。 K=1.51.0811.39 =2.2518 5）查取齿形系数 由资料【1】表10-5查得Y=2.65，Y=2.234 6）查取应力校正系数 由资料【1】表10-5查得Y=1.58，Y=1.7567）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 =0.01089 =0.01521经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算 m=2.58 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿 根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =3mm，已可满足弯曲疲 劳强度。于是有： =29.29 取=30，则=90.3取=90，新的传动比34.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 a=180mm（3）计算齿轮宽度 b= =90mm，=85mm（4）计算齿轮齿顶圆，齿根圆直径 =96mm，=276mm， =82.5mm，=262.5mm6、 箱外开式齿轮的设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数 1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动； 2）卷扬机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度； （GB1009588） 3）材料的选择。由资料【1】表10-1选择小齿轮的材料为45钢， 并经调质至硬度250HB；大齿轮用45钢正火至200HB 4）选小齿轮齿数为=20，大齿轮齿数可由=得=80； 由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 2.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式：（1） 确定计算参数 1）有之前计算得=412.08Nm 2）载荷系数试选K=1.3 3）由资料【1】表10-7选取齿宽系数=1。 4）由资料【1】图10-20d查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 5）由资料【1】式10-13计算应力循环次数 =60j=6084.821(281030020%)=4.8856 =1.22 由资料【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.95，=0.98 6）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： =339.29MPa =242.5MPa 7）查取齿形系数 由资料【1】表10-5查得=2.80，=2.22 查取应力校正系数 由资料【1】表10-5查得Y=1.55，Y=1.778）计算大、小齿轮的 ，并加以比较 =0.01279 =0.01620经比较大齿轮的数值大。 （2） 设计计算 1）试算小齿轮的模数， =3.5142）计算小齿轮的分度圆直径 =70.28 3） 计算齿宽与齿高之比 b=70.28 h=2.25=7.9 4）计算圆周速度。 =0.31m/s5）计算载荷系数K 据v=0.31，8级精度。 由资料【1】表10-2使用系数=1.50， 由资料【1】图10-8得=1.05， 由资料【1】表10-3查得=1， 由资料【1】表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.460, 由,=1.460,资料【1】图10-13查得 K=1.35， 故载荷系数： K= =1.51.0511.35=2.126 模数m=3.514=4.14 对于开式齿轮，考虑润滑条件差因素再将模数增大1020， m=4.5544.968圆整为标准值m =5mm，于是有： =m=100mm，=400mm4.几何尺寸计算（1）分度圆直径 =m=100mm，=m=400mm （2）计算中心距 a=250mm（3）计算齿轮宽度 b= =100mm，=95mm七、轴、轴承、键及联轴器的设计计算（一）中间轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。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，然后对干高速轴和低速轴进行设计。1.求轴上的功率，转速和转矩前面计算得=3.88kW，=255.3，=1.4514N2.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， 则=1423N =1423=518N =3225N， =1174N 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， 调质处理据资料【1】表15-3，取=110，于是得： 27.25mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故 =25.46mm，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，参照工作条件查资 料【2】表6-1可选6308其尺寸为：=409023， 定位轴肩直径=49mm，外径定位直径=81mm 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，装配示意图如下 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） -段 齿轮2，3端面与箱体内壁距离均取为=12mm，该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取=12mm，中间轴上两个齿轮的固定由挡油环完成，所以=23+12+12+3=50mm， =40mm， 2）II -III段 为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为 =49mm，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=46mm，=44mm。3） III-段 为大小齿轮的轴向定位，该段为中间轴上 的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为h= （0.070.1）=3.084.4mm，取其高度为h=4mm， 故=52mm,取齿轮2和齿轮3距离=12mm。 4）-段 为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度 =90mm，为了使套筒端面与小齿轮可靠地压紧此 轴段应略短于齿轮轮毂宽度。可取=87mm， =44mm 5）-段为轴承同样选用深沟球轴承6308，左端用挡油环与齿 轮定位，取挡油环长度为24mm则 l=50mm， =40mm （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。按由 资料【1】表6-1查得平,按得平键截面b=其与轴的配合均为。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为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考资料【1】表15-2。5.求轴上的载荷 =11.5+12+12+24.5=60mm， =24.5+12+45=81.5mm， =45+12+12+11.5=80.5mm 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩如下图。现将计算出的各个截面的，和M的值如下： (1)画轴的受力简图 （2)计算支承反力 在水平面：=-47.71N =-608.29N 式中负号表示与图中所画力的方向相反。 在垂直面上：=2207.8 N =2440.2N轴承1的总支反力：=2208.3N轴承2的总支反力：=2514.9 N（3）画弯矩图 在水平面上，a截面处：=-2.86 b截面处：=-48.97 在垂直面上，a截面处： =132.47 b截面处：=196.44 合成弯矩，a截面处： =132.5 b截面处：=202.45（4）画转矩图6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面B。按弯扭合成强度进行校核计算，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 =25.23MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由资料【1】表15-1查得【】=60MPa，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 由轴受力图，扭矩图，弯矩图，以及应力集中的影响知危险截面为截面B和的右侧，其中B界面已校核，下面对的右侧校核。 由资料【1】表15-1查得 ，由资料【1】表3-2经插值法查得，由资料【1】附图3-1得，由资料【1】附3-4 得故效应力集中系数为=1.96，=1.47由资料【1】附图3-2的尺寸系数0.75，由资料【1】附图3-3的扭转尺寸系数0.85轴按磨削加工，由资料【1】附图3-4查得轴未经强化处理，即=1，则按式3-12及3-12a得故综合系数为 2.70 1.82由资料【1】中和得碳钢的特性系数，取，故右侧的安全系数为 S=1.5故该轴在截面的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力：=41.23取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料【1】表6-2查得，强度足够。齿轮3的键长于齿轮2的键，故其强度也足够。校核轴承寿命1）轴承已初步定为6308，基本额定负荷2）计算当量动载荷，根据式资料【1】（13-9a）：=2208.3N=2514.9 N查资料【1】表13-6，得，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：= 82593h 轴承满足工作需求。工作年限=86年，故轴承寿命满足要求。（二）高速轴的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得=4.04kW，=960， =4.019N2.求作用在齿轮上的力 已知高速轴小齿轮的分度圆直径为， 则=1488.5N =1488.5=541.8N 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40Cr， 调质处理，据资料【1】表15-3，取=112，于是得： 18.08mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%，故=19.0mm，考虑该轴径取得太小，轴承的寿命可能不能满足要求，取=30mm。 输入轴的最小直径为安装联轴器处的直径，为使所选的直径同联轴器孔径相适应，需同时选取联轴器型号，联轴器转矩为，由于转矩变化和冲击强度中等，故查资料【1】P351表14-1得=1.9，则，应使小于联轴器的公称转矩，由资料【2】表8-7查得GB/T 5014-2003中LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560，许用转速6300r/min，轴孔范围为2035mm，满足要求，轴孔长度为60mm，J型轴孔，联轴器主动端代号为LX2 3060 GB/T 5014-2003 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，装配示意图 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）-段 该段与联轴器连接，轴段的长度略小于轴孔长度，取=58mm， =30mm， 2） 端盖连接螺栓由资料【1】表8-29得，采用螺栓GB/T 5781 M825，其安装圆周大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓的拆装空间相干涉，故联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为=30mm，联轴器采用轴肩定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）=2.13mm，则轴段 II -轴径=34.236mm,最终由密封圈确定。查资料【2】表7-12得，选用直径为35mm的油封毡圈，因此确定=35mm。轴承端盖凸缘厚度为=10mm，取端盖与轴承座之间的调整垫片厚度为=2mm，箱体轴承座宽度L=5760mm，取L=58mm，查资料【2】表13-11，选择深沟球轴承6208，其尺寸为：=408018，定位轴肩直径=47mm，外径定位直径=73mm.轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1 2mm，挡油环轴孔宽度定为=20mm, II -段 =58+30+10+2-23-12=65mm，=35mm III-段 =18+20=38mm，取=40mm 4）-段 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则=50mm，=60-(18-11.5)-20-27=6.5mm， 5）-段 由于该轴直径与齿轮分度圆直径相差不大，故设计成齿轮轴，齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为=mm，=58mm，=49mm。=54mm 6）-段 =80.5+81.5+11.5-18-20-27=108.5mm，取=50mm 7）-段 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，所以为轴承同样选用深沟球轴承6208，挡油环轴孔宽度同样定为=20mm,。则 =18+20=38mm=40mm （3）轴上零件的周向定位 -段与联轴器定位采用A型普通平键连接，按由 资料【1】表6-1查得平键尺寸,其与轴的配合均为。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为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考资料【1】表15-2。5.求轴上的载荷 =58+65+9=132mm， =38+6.5+27-9=62.5mm， =80.5+81.5+11.5-9=164.5mm 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图。现将 计算出的各个截面的，和M的值如下： (1)画轴的受力简图 （2）计算支承反力 在水平面：=392.6N =149.2N 在垂直面上：=1078.7N =409.8N 轴承1的总支反力：=1147.9N 轴承2的总支反力：=436.1 N （3）画弯矩图 在水平面上，a-a截面处：=24.54 在垂直面上，a-a截面处：=67.42 合成弯矩，a-a截面处： =71.74 （4）画转矩图 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即 截面A。按弯扭合成强度进行校核计算，以轴单向旋转，扭转切 应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 =4.8MPa 前面选用轴的材料为40Cr，调制处理，由资料【1】表15-1查 得【】=70MPa，故安全。校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力：=15.31 取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料【1】表8-33查得 ，强度足够。校核轴承寿命 1）轴承已初步定为6208，基本额定负荷kN 2）计算当量动载荷，根据式资料【1】（13-9a）： =1147.9N =436.1 N 查资料【1】表13-6，得，取，选两 者中较大者，故： 3)校核此轴承的寿命： = 87308.7h 轴承满足工作需求。 工作年限=91年，故轴承寿命满足要求。（三）低速轴的设计计算 轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的 选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步 进行。1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面计算得=3.73kW，=84.82，=4.1997N2.求作用在齿轮上的力 已知低速轴大齿轮的分度圆直径为=270mm 则 =3110.9N =3110.9=1132.3N3.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， 据资料【1】表15-3，取=110，于是得： 38.8mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故 =40.74mm，轴的最小直径为安装联轴器处的直径，为使 所选的直径同联轴器孔径相适应，需同时选取联轴器型号，联轴 器转矩为，由于转矩变化和冲击强度中等，故查资料【1】 P351表14-1得=1.9，则， 应使小于联轴器的公称转矩，轴段上安装联轴器，此段设 计应与联轴器的选择同步进行，为补偿联轴器所连接两轴的安装 误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器，由资料【2】表8-7查得 GB/T 5014-2003中LX4型联轴器符合要求：公称转矩为 1250，许用转速4700r/min，轴孔范围为4063mm，轴孔长 度为84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX4 50 84 GB/T 5014-2003，=50mm,故轴段的长度略小于轴孔长 度，取=82mm。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，装配示意 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）-段 该段与联轴器连接，所以=82mm， =50mm， 2）联轴器采用轴肩定位，其轴肩高度范围为（0.070.1） =3.55.0mm，则轴段II -轴径=5760mm,查资料【2】 表7-12得，选用直径为60mm的油封毡圈，因此确定=60mm。轴承端盖凸缘厚度为=10mm，取端盖与轴承座之间的调整垫片厚度为=2mm，箱体轴承座宽度L=58mm，安装轴承，其直径既要便于安装，又要符合轴承内径系列，查资料【2】表13-11，选择深沟球轴承6213，尺寸=4412023，定位轴肩直径=74mm，外径定位直径=111mm，对轴的力的作用点距轴承外圈大端面的距离=11.5mm，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，所以=65mm，轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取=12mm，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1 2mm，挡油环轴孔宽度定为=15mm,。 II -III段 =58+30+10+2-23-12=65mm，=60mm III-段 =23+15=38mm，取=65mm 4）-段 该段上安装齿轮4，为便于齿轮的安装，应略大于，则=68mm，=85-3=82mm 5）-段 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩高度为（0.070.1）=4.76 6.8mm，取h=5mm，则=78mm，=60+81.5-42.5-11.5-15=72.5mm6）-段 =80.5+11.5-42.5+3=52.5mm，=65mm （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。按由资料 【1】表6-1查得平,按得平键截面 b=，其与轴的配合均为。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为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考资料【1】表15-2。5.求轴上的载荷 =82+65+11.5=158.5mm， =60+81.5=141.5mm， =80.5mm 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的，和M的值如下： (1)画轴的受力简图 （2）计算支承反力 在水平面：=410.6N =721.7N 在垂直面上：=1128.05N =1982.85N 轴承1的总支反力：=1200.45N 轴承2的总支反力：=2110.1N （3）画弯矩图 在水平面上，a-a截面处：=58.1 在垂直面上，a-a截面处：=159.6 合成弯矩，a-a截面处： =169.3 （4）画转矩图 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面A。按弯扭合成强度进行校核计算，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 =9.65MPa前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由资料【1】表15-1查得【】=60MPa，故安全。校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力：=53.3齿轮4处键连接的挤压应力：=29.4取键、轴及齿轮的材料都为钢，由资料查资料【1】表8-33查得，1.2=9.6齿轮端面与内箱壁间的距离=8箱盖、箱座肋板厚m10.85=6.8 m0.85=6.8 选择7mm轴承端盖外径：轴承6208对应的为120mm,轴承6308对应130mm 轴承6213对应的为160mm9、 减速器附件设计根据资料【4】【5】，设计如下1.窥视孔和窥视孔盖窥视孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 窥视孔和窥视孔盖的尺寸分别为和。盖板周围分布8个M6的螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。窥视孔盖材料Q235-A2.放油孔及放油螺塞放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。选型外六角螺塞。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。3.油标 选用杆式油标，尺型号选择为M124.通气器为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。选用通气螺塞，其规格为M121.25。材料Q235-A5. 定位销为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB/T117-2000 835。6.起吊装置 为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳环，在机座上设置吊钩。吊耳环用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊钩的直径都取15mm，吊耳环直径20mm，吊耳环和吊钩厚度均为16mm。7.起盖螺钉 为