机械设计课程设计

1、机械设计 课程设计 学 校：井冈山大学 班 级: 机制12本（1） 姓 名：何金辉 学 号：120611018 指导老师：夏翔 时 间：2014年12月11日目 录1 设计任务32 传动方案分析33 原动件的选择与传动比的分配44 各轴动力与运动参数的计算55 传动件设计计算（齿轮) 66 轴的设计137 滚动轴承的计算228 连接的选择和计算239 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 2410 箱体及其附件的结构设计 2411 设计小结 2812 参考文献 281设计任务 设计一用于带式运输机上的动力及传动装置。运输机三班制连续单向运转。 工作时载荷平稳，小批量生产。已知数据：传输带的圆周

2、力F/N:650传送带带速v/(m/s):1.6滚筒直径D/mm:280使用期限/年：10带速允许公差：5%1电机2联轴器 3齿轮减速器 4联轴器 5运输带2.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动。带式运输机是由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将力传入减速器3，再经联轴器4将动力传输至转筒5。轴端连接选择弹性柱销联轴器。

3、 3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率w=0.96。设计任务要求减速器的输入功率为:Pw=Fv/1000w=(650×1.6)/(1000×0.96)=1.08kw。 而传动装置的效率：=12×23×32=0.992×0.993×0.972=0.895式中：1-联轴器传动效率 2-滚动轴承（一对）的效率3-闭合齿轮传动效率常见机械效率参见附表1附表1常用机械传动效率机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动0.960.98（7-9级精度）开式传动0.940.96圆锥齿轮传动闭式传动0.

4、940.97（7-8级精度）开式传动0.920.95带传动平型带传动0.950.98V型带传动0.940.97滚动轴承（一对）0.980.995联轴器0.99-0.995电动机所需功率为Pd= Pw/h=1.08/0.893=1.21kw卷筒工作转速：n=60×1000v/D=（60×1000×1.6）/(×300)=101.9r/min而两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比ia范围为840。所有电动机转速可选范围：nd=n×ia=101.9×（840）=815.24076r/min。查机械设计课程设计书表(19-1)初步确定原动机的型号

5、为Y90L-4，额定功率为p0=1.5kw，满载转速为n0=1400r/min，额定转矩为2.3N·mm，最大转矩为2.3N·mm。3.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：I=no/n3=1400/101.9=13.74。 对于二级展开式圆柱齿轮减速器，当二级齿轮的材质相同，齿宽系数相等时，卫视齿轮浸油深度大致相近，且低速机大齿轮直径略大，高速级传动比i1=4.39。低速级传动比i2=i/ i1=13.74/4.39=3.134.各轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴、轴。4.1各轴的转速n=n0=1400r/minn=

6、n/i1=1400/4.39=318.91r/minn=n/i2=318.91/3.18=100.29r/min4.2各轴的的输入功率P0=1.5kwp= P0×(1×2)=1.5×(0.99×0.99) kw =1.47 kwp= p×(3×2)=1.47×(0.97×0.99) kw =1.41 kwp= p×(3×2×1 )=1.41×(0.97×0.99×0.99)=1.34 kw4.3各轴的转矩T0=9.55××p0/n0=9

7、.55××1.5/1400=10.232 N·mT=9.55××p/n=9.55××1.47/1400=10.027 N·mT=9.55××p/n=9.55××1.41/318.91=42.232 N·mT=9.55××p/n=9.55××1.34/100.29=127.599 N·m 项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速（r/min91100.29功率（kW）1.51.471.

8、411.34转矩（N·m）10.23210.02742.232127.599传动比114.393.135. 传动件设计计算（齿轮）5.1高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数1.47KW1400r/min4.3510.27N·m1.35.1.1 选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理；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40HBS。2) 精度等级选用7级精度；3) 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z220×4.35=87，取z2=87的；5.1.2

9、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（109a）试算，即 dt2.32×(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选Kt1.32) 由表107选取尺宽系数d13) 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa4) 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；5) 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×960×1×（3×8×365×10）7.5×109 N2N1/3.532

10、.1×109此式中j为转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时6) 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.957) 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 H10.90×600MPa540MPa H20.98×550MPa522.5MPa(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=30.62mm2) 计算圆周速度v=2.24m/s3) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×30.62mm=30.62mmmt=30.62/201.879=1.531h=2.25mt=2.25

11、5;1.531mm=3.445mmb/h=30.62/3.445=8.894) 计算载荷系数K 由表102已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=2.24m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.25；由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KH=1.417由b/h=8.89，KH=1.417查表1013查得KF =1.33直齿轮KH=KF=1。故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.25×1×1.417=1.77695) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=33.98mm6) 计算模数m m =33.98/20mm

12、=1.6995.1.3 按齿根弯曲强度设计由式(105) m(1) 确定计算参数1) 由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯 曲疲劳极限强度F2=380MPa由10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见表10-12得F1=（KFN1×F1）/S=303.57MpaF2= （KFN2×F2）/S=238.86Mpa2) 计算载荷系数K=KAKVKFKF=1×1.25×1×1.33=1.66253) 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.5

13、5；Ysa2=1.77Yfa1=2.80; Yfa2=2.224) 计算大、小齿轮的并加以比较=0.014297 =0.016451 大齿轮的数值大。(2) 设计计算m=1.39191对结果进行处理取m=2 （见机械原理表6.2，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）Z1=d1/m=33.98/217大齿轮齿数Z2=i×Z1=4.39×17=74.13，取Z2=755.1.4 几何尺寸计算1) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1×m=17×2=34mm d2=z1×m=75×2 =150mm2) 计算中心距a=(d1+d2)/2=

14、(34+150)/2=92mm 3) 计算齿轮宽度 b=d×d1=1×34=34mm取b1=44mm，b2=34mm 备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm由此设计有模数分度圆直径（mm）齿宽（mm）齿数小齿轮2344417大齿轮215034755.1.5 结构设计二齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以都选用实心结构的齿轮。5.2 低速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数1.41KW318.91r/min3.1342.232N·m1.35.2.1 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280H

15、BS，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z120，大齿轮齿数z220×3.13=62.6，取63；5.2.2 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（1021）试算，即 dt2.32×(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选Kt1.32) 由表107选取尺宽系数d13) 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa4) 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim25

16、50MPa；5) 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×318.91×1×（3×8×365×10）1.676×109N2N1/3.135.59×108此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时6) 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.957) 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 H10.90×600MPa540MpaH20.95×550MPa522.5Mpa(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径

17、d1td1t=49.9157m2) 计算圆周速度v=0.8331m/s3) 计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×49.9157mm=49.9157mmmt=2.4958h=2.25mt=2.25×2.4958mm=5.6156mmb/h=58.5105/6.5824 =8.88894) 计算载荷系数K 由表102 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.2324 m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.14；由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KH=1.426由b/h=8.8889，KH=1.426查表1013查得KF =1.33直齿轮KH=KF=1。

18、故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.14×1×1.426=1.625645) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=53.7727mm6) 计算模数m m =mm2.68865.2.3 按齿根弯曲强度设计。由式(105) m(1) 确定计算参数由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa由10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见表10-12得F1= （KFN1×F1）/S=303.57M

19、paF2= （KFN2×F2）/S=238.86Mpa1） 计算载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.14×1×1.33=1.51622） 查取应力校正系数有表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.28由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.733） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.014297=0.016513所以 大齿轮的数值大。(2) 设计计算m=1.7421对结果进行处理取m=2 ，（见机械原理表6.2，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=53.7727/226.886427大齿轮齿数 Z2=i&

20、#215; Z1=3.13×27=84.51855.2.4 几何尺寸计算1) 计算齿轮宽度d1=z1m=27×2=54 ， d2=z2m=85×2=170mm2) 计算中心距a=(d1+d2)/2=(54+170)/2=1123) 计算大、小齿轮的分度圆直径b=d×d1 b=54mm B1=64mm，B2=54mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm由此设计有模数分度圆直径（mm）齿宽（mm）齿数小齿轮2546427大齿轮217054855.2.5 结构设计小齿轮因齿轮齿顶圆直径又小于150mm，故以选用实心结构的齿轮。 大齿轮齿顶圆直径大于1

21、50mm，所以选用式结构的齿轮。所有齿轮设计如表模数分度圆直径（mm）齿宽（mm）齿数高速小齿轮2344417高速大齿轮21503475低速小齿轮2546427低速大齿轮217054856 轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）6.1 低速轴3的设计6.1.1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角1.34 Kw127.599N·m100.29r/min170mm20°6.1.2 求作用在齿轮上的力Ft=2*T/d =(2*127.599*1000)/170 =1501.165 NFr=Ft×tan=1501.165&

22、#215;tan20°=546.379 N6.1.3 初步确定轴的直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有dmin=26.5767 mm此轴的最小直径显然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。6.1.4 联轴器的型号的选取查表14-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka×T3=1.5×127.599=191.3985N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003（机械设计课程设计表14-

23、2），选用GY5 型凸缘式联轴器，其公称转矩为400 N·m。半联轴器的孔径d1=30mm .固取d1-2=30mm。半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。6.1.5 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1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=37mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=

24、80mm2) 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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2-3=37mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm,故d3-4=d7-9=40mm，L7-9=15mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=4mm，因此取d6-7=48mm。3) 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=45mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为65，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，

25、固取L4-5=62mm,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=4mm.所以d5-6=53mm.轴的宽度取b1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm.4) 轴承端盖的总宽度为15mm（由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25mm。固取L2-3=40mm。取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=15mm小齿轮的轮毂长L=47mm，则L3-4 =

26、T+s+a+(65-62)=38mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm轴承采取脂润滑，考虑封油盘的长度，L7-8=10mm，d7-8=43mm至此已初步确定轴得长度(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d4-5=45mm ，由参考文献1表6-1查得平键的截面 b×h=14×9 (mm)， L=50mm同理按 d1-2=30mm. b×h=10×8 ,L=70。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H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得

27、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参考文献1表15-2，取轴端倒角为1.2×45°二级直齿减速器示意图6.1.6 求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图（见上图）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值参照参考文献1图15-23。对于6008，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图 Fr =720.573N通过计算有FNH1=1327.091N FNH2=652.667MH=652.667×122

28、15;10-3=79.62337N·mFNV1=483.023N FNV2=237.55N MV=483.023×60×10-3=28.98138N·m N·M载荷水平面H垂直面V支反力F(N)FNH1=1327.091 FNH2=652.667FNV1=483.023FNV2=237.55弯矩N·MMH=79.62337MV=228.98138总弯矩N·MM总=84.734扭矩N·MT3=163.3336.1.7 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

29、据式15-5及表15-4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）1）计算轴的应力 （轴上载荷示意图）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ca<-1，故安全。6.1.8 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面A,2,3,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削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,2,3,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来

30、看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，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4和5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4左右两侧即可。（2） 截面4左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面4左侧的弯矩 截面4上的扭矩为T3=163.333N截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45号钢，调质处理，由参考文献1表15-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按参考文献1附表3-2查取。因，经插值

31、后可查得 ， 又由参考文献1附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按式（附3-4）为由参考文献1附图3-2得尺寸系数；由参考文献1附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由参考文献1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按参考文献1式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面7右侧的强度也是足够的。本设计因无大的瞬时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，轴的设计计算结束。6.2 中间轴 2 的设计6.2.1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角1.41 Kw42.232

32、N·m318.91r/min150mm20°6.2.2 求作用在齿轮上的力Fr =Ft×tan=563.093×tan20°=204.95N6.2.3 初步确定轴的直径先按参考文献1式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据参考文献1表15-3选取A0=112。于是有 dmin = 18.38 6.2.4 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，故选用单列圆锥滚子轴承。选择深沟球轴承6005号轴承6.2.5 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低速轴的设计知

33、 ，轴的总长度为L=15+76+6+62+38=197mm，由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm，直径d1-2= d5-6=25mm。轴承采用轴肩定位由参考文献2查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm，所以d2-3=d4-5=30mm 。 两齿轮的中间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=3mm.所以d3-4=36mm。根据低速轴齿轮位置和齿轮宽度，确定中间轴齿轮位置和轴长。L1-2=35.5mm，L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm, L5-6=38mm（3） 轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30m

34、m 由参考文献1 表4-1查得平键的截面 b×h=10×8(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm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H7/n6。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参考文献表15-2，取轴端倒角为1×45°。6.3 高速轴 1 的设计6.3.1 总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角2.94Kw19.72N·m1420r/min42mm20°6.3.2 求作用在齿轮上的力Fr=Ft×tan=

35、939.05×tan20°=341.79N6.3.3 初步确定轴的直径先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据参考文献1表15-3选取A0=112。于是有6.3.4 联轴器的型号的选取查参考文献表114-1,取Ka=1.5则；Tca=Ka×T3=1.5×19.72=29.58N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB5843-2003（见参考文献2表14-2），选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63N·m。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d7-8=16mm6.3.5 轴的结构设计（

36、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1) 为了满足半联轴器的轴向定位要求7-8轴段右端要求制出一轴肩；固取6-7段的直径d6-7=22mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 42mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取7-8断的长度应比L1略短一些，现取L7-8=40mm2) 初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d6-7=22mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸为d×D×B=25mm×

37、47mm×12mm,故d5-6=d1-2=25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=2.5mm，因此取d2-3=30mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度取轴肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm.轴的宽度取b1.4h,取轴的宽度为L3-4=5mm.3) 齿轮分度圆过小，故做成齿轮轴。齿轮的轮毂的宽度为47，分度圆直径为42mm，所有L4-5=47mm，d4-5=46mm。轴承端盖的总宽度为15mm。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27mm。固取L6-7=42mm 根据中间轴和箱壁位置可知L1-6=197mm，L1-2=25m

38、m，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm至此已初步确定轴得长度（3） 轴上零件得周向定位半联轴器与轴得配合选H7/k6。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由参考文献1表15-2，取轴端倒角为1.0×45°7滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为6008，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1=1327.091N FNV1=483.023NFNH2=652.667N

39、FNV2=237.55N 由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 ，它们的比值为 根据参考文献1表13-5，深沟球轴承的最小e值为0.22，故此时。2）计算当量动载荷P，根据参考文献1式（13-8a）按照参考文献1表13-5，X=1，Y=0,按照参考文献1表13-6，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 （工作时间）,根据文献1式（13-5） （ 对于球轴承取3） 所以所选的轴承6008满足要求。8连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。8.1 对连接齿轮4与轴3的

40、键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=45mm从参考文献1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=50mm。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献1表6-2查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长度l=L-b=50mm-14mm=36mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm。根据文献1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键14×9×50 GB

41、/T 1095-2003。8.2 对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据d=30mm从文献1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=10mm，高度h=8mm。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=70mm。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度 l=L-b=70mm-10mm=60mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根据文献1式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键10×8×70

42、 GB/T 1095-2003。9润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查文献2表17-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查文献2表17-2，选用钙基润滑脂（GB/T 491-1987），代号为L-XAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。10箱体及其附件的结构设计10.1 减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与

43、形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）可取。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3.合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。 表11-1 铸铁减速器箱体结构尺寸单位 mm名称符号箱体的尺寸关系箱体的尺寸取值箱座壁厚0.025a+3810考虑到铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚10.02a+3810箱座、箱盖、箱座

44、底凸缘厚度b、 b1、 b2b 1.5；b11.51；b22.515、15、25地脚螺栓直径df0.036a+11216地脚螺栓数目nn44轴承旁联接螺栓直径d10.75 df12箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df8联接螺栓d2的间距l80150115轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）df8视孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df6定位销直径d（0.70.8）d26df 、d1、 d2至外箱壁距离c1见文献【2】中表4-214df 、d2至凸缘边缘距离c2见文献【2】中表4-212轴承旁凸台半径R1c212凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准36外箱壁至轴承座端面距

45、离l1c1 +c2+（510）36大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.215齿轮端面与箱体内壁距离215箱座肋厚mm0.858.5轴承端盖外径D2 凸缘式：D2D+(55.5) d3； D为轴承座孔直径88、108轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1 和M d3互不干涉为准，一般取SD288、10810.2 减速器附件的设计10.2.1 窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图所示。10.2.2 通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内油温升高、内压增大，从而引起减速器润滑油的渗漏。该减速器采用M12×1.25的通气塞，综上述及根据文献【2】表4-3、表4-4中设计的视孔、视孔盖及通气器如下图所示。视孔盖 通气塞 10.2.3 放油孔及螺塞为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔，放油孔应避免与其它机件相靠近，