机械设计课程设计

1、机械设计课程设计（二级圆柱齿轮减速器）计算说明书姓 名：朱震学 院：物流工程学院专 业：机械电子工程（港口机械）101学 号：组 别：第6组指导老师：罗红霞设计时间：目 录前言（任务书）3第一节概述5第二节传动装置的总体设计6第三节传动件设计计算1 0第四节轴系零部件设计计算26第五节箱体设计及润滑剂、润滑方式和密封装置的设计45 第六节图纸设计5 1第七节设计小结5354第八节参考资料机械设计课程设计任务书（两级齿轮减速器）班级:机械111，姓名:朱震，学号:4 ,指导教师:罗红霞日期:2014 年2月24日至 2014 年月14日一、传动系统参考方案（见图）带式输送机由电动机驱动。电动机

2、1通过联轴器2将动力传入两级圆柱 齿轮减速器3,再通过联轴器4将动力传至输送机卷筒 5,带动输送带6工作二、原始数据（将与组号对应的原始数据填入以下空格中）输送带有效拉力 F= 4500N ；输送带工作速度v=0.8m/s （允许误差土 5%）;输送机滚筒直径d=350mm减速器设计寿命为10年。三、工作条件两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。四、设计任务每位学生应完成以下任务：1. 设计计算说明书包括封面、目录、章节内容（可参考讲义）、小节、参考文献等基本内容， 其中章节内容必须写出各计算项目、步骤、公式和计算数据，并将主要计算 结果整理成表

3、格。设计计算说明书的页数一般不少于20页。2. 总装配图画出两级齿轮减速器总装配图，必须含标题栏、明细表、技术要求和主 要配合尺寸及外形尺寸等。3. 轴类零件画出输入轴和中间轴的零件工作图各一张，标出详细尺寸、公差、粗糙度，含标题栏、技术要求等。4. 齿轮画出低速轴齿轮的零件工作图，要求同上。以上任务均要求在计算机上完成。设计计算说明书为Word文档，图纸设计采用 AutoCAD五、提交资料1.14项任务所完成的电子版资料；2. 计算说明书打印稿（A4纸打印，将任务书放在目录之后、正文之前）；3. 总装配图和零件图打印输出（A4纸打印，附在计算说明书最后）。机械设计课程设计（二级圆柱齿轮减速器

4、）计算说明书第一节概述'、设计题目与内容1. 设计题目带式运输机的传动装置。2. 设计内容传动装置的总体设计 拟定传动方案； 选择电动机； 确定总传动比及分配各级传动比； 计算传动装置的运动和动力参数。传动件和轴系零部件的设计计算包括：带传动、齿轮传动以及轴的设计计算，键、轴承、联轴器的选择 计算等。减速器装配图设计齿轮、轴的零件图设计二、设计过程1. 准备工作明确设计任务和要求；集中指导；减速器拆装实验。2. 传动装置的总体设计根据设计要求，拟定传动总体布置方案；选择电动机；计算传动装置的 运动和动力参数。3. 传动件设计计算带传动、齿轮传动设计。4. 轴系零部件设计计算轴设计计算（

5、结构设计和强度验算）、轴承、联轴器的选择计算及键联接 计算（注：该过程与草图设计交叉进行）。5. 装配图设计完成正规图设计；必要时对原计算或结构作相应修改。6. 零件图设计完成规定的零件工作图设计。7. 整理和编写计算说明书第二节传动装置的总体设计总体设计一般按以下步骤进行：一、拟定传动方案综合考虑工作要求、工作条件等因素，拟定合理的传动方案。二、选择电动机确定电动机类型、结构、容量（额定功率）和转速，并在产品目录中查出 其型号和尺寸。1. 选择电动机类型和结构型式根据工作条件，本设计方案中选用Y系列三相笼型异步电动机。2. 选择电动机额定功率对于不变载荷下长期连续运行的机械，要求PedPd。

6、Ped为所选电动机额定功率，Pd为根据工作要求所需的电动机功率。Pw 运输带所需功率，KW n a 电动机至运输带的总效率确定Pw运输带所需功率：PwFV 4500 0.8 3.6KW1000 1000确定a一对齿轮传动效率C 0.弹性联轴器效率l 0.99V带传动效率 D 0.96；一对滚动轴承效率 Z 0.99；卷筒效率J 0.96综上：电动机所需的工作功率R P 4.28KWa因PedPd，选取电动机的额定功率巳5.5KW3. 确定电动机转速式中，V带传动的传动比i带24，两级齿轮减速比i齿840，则总的传动比范围为 nd ian i；i； n r / min 643 .65 nd 64

7、36 .47选择电动机转速为 1500r/m 4、选择电动机型号根据机械设计课程设计手册表 12-1及上式计算结果，选取电动机型号为 Y 132M1-6o选得电动机机型参数如下表：型号额定功率KW同步 转速 r/min、卄-H、.满载转速r/min中心高Hmm轴伸尺寸DX Emm装键部位 尺寸FXGDmmY1325.51500144013238X10X1、确定总传动比iaia:46465 30.87电动机满载转速，1440r/min2.各级传动比分配、计算传动装置的运动和动力参数(1) 带传动比h根据推荐值23，选取h=2.5各级齿轮传动比i、)22i 2 i 21i 22 i 2两级齿轮传动

8、比 为使两级齿轮传动中的大齿轮直径相近，浸油深度接近相等，推荐i 21(1.31.5)i 22，选取 i2i 1.4i 22，同时因 iii230.87故i 21 =4.16，i222.97二、计算各轴转速、功率和转矩(运动和动力参数)按照转速从高到低将减速器三根轴依次定为I轴、U轴和川轴1计算各轴转速满载转速nm 1440r/minI 轴转速 n, 匹 I440 576r/minh 2.5II 轴转速：n2 n576138.46r/mini214.16III 轴转速：n3 n2138.4646.62r/mini222.97卷筒转速：nwn3 46.62r / min2.计算各轴输入功率I 轴

9、功率：P Pd 015.5 0.96 5.28KWII 轴功率：£ P 125.28 0.975.12KWIII 轴功率：P3F2 235.12 0.974.97 KW卷筒轴功率：Pw P3344.97 0.974.82 KW3.计算各轴输入转矩电动机轴输出转矩：PdTd9550 d5 59550 36.48 N mn m14404.整理动力参数(P=1/30000*T n)电动机I轴U轴川轴卷筒转速960384101.0537.1537.15r/mi n功率Kw43.843.723.613.54转矩39.7995.50352.01928.74810.17n*m第三节传动件设计计算一

10、、带传动设计计算电动机与减速器之间采用普通 V带传动，有关设计计算方法已在机械 设计课程中介绍。注意事项:根据带轮直径并考虑带传动的滑动率（£ =0.01）计算实际传动比和从动轮转速，并对减速器传动比和输入转矩作修正。注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的协调。一般应使小带轮半径不超过电 动机中心高，大带轮半径不超过减速器中心高，必要时进行修正。带轮结构尺寸参阅教材或设计手册（减速器设计中主要用到大带轮宽度 ）。1. 确定设计功率工况：两班制（每天工作16h），常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；查156页表8-7得工作情况系数Ka 1.12. 选择带型no 960r/min，Pca

11、4.4KW，由157页图8-11选择A型V带，且小带轮直径 范围为112三dd1三1403. 确定带轮基准直径dd1、dd2查询相关表格选择小带轮直径为dd1 125mm由 P157表 8-8 得 取 dd2 300mm校核实际传动比：误差为0,故大带轮直径可用。4. 验算带的速度5m/s w,V225m/s，符合要求。5. 确定中心距和V带长度根据 0.7(ddi dd2) ao 2(ddi dd2)可得 330.5mm a。868.76mm初步选择a0500mmV带计算基准长度为查询相关表格选取实际带长Ld 1600mm则实际中心距：计算中心距变动范围：amin a 0.015Ld 435

12、6. 计算小带轮的包角7. 确定V带根数V带根数可以用下式计算:根据 152 页表 8-4a，8-4b 得 P。 1.37KW ； P。 0.11 ；由表 8-5,8-2 分别查K 0.93 ； Kl 0.99，则:故选取z=4。8. 计算初拉力查询相关表格得 V带质量m 0.1kg/m,则初拉力为:9. 计算作用在轴上的压力10.带传动设计计算结果如下表所示:类型小带轮直径dd1 (mm)大带轮直径dd2(mm)小带轮带速v带长Ld。A型带3006.281600中心矩a小带轮包角V带根数z初拉力(Fo)min(N)压轴力(Fp)min459158.154151.791192.31、齿轮传动设

13、计计算工作条件：两班制，常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳；三相交流电源，电压为380/220伏。I高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下：1. 选择材料，热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理， 大齿轮正火处理，由 P191表10-1得齿面硬度：小齿轮： HBWt 217 255HBW大齿轮： HBW2162 217HBW平均硬度： HBW1 236HBW, HBW2 190HBW。HBW1 HBW2 46HBW，在 30-50HBW之间。选用8级精度(C8)。2. 初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设

14、计公式为：(1) 确定小齿轮传递扭矩(2) 初步确定载荷系数因V值未知，KV不能确定，故初选载荷系数 Kt 1.1 1.8 ,暂定Kt 1.4。(3) 选定齿宽系数由205页表10-7，取齿宽系数d 1(4) 确定弹性系数和节点区域系数由201页表10-6查得弹性系数ZE 189.8 MPa初选螺旋角14，由图10-30查得节点区域系数Zh 2.43(5) 初步选定大小论齿数齿数比u i213.65 小齿轮齿数初选 乙23则大齿轮齿数 Z2 i“Z1 23 3.65 83.95，取 Z2 84(6) 确定重合度由215页图10-26查得端面重合度：i 0.765 ,20.792 ,i 20.7

15、650.7921.56(7) 确定许用接触应力可用下式计算:Z N H limSh由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为:H lim 1 580MPa , h lim 2 450MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由206页图10-18查得寿命系数ZN1 0.97, ZN2 0.96取失效概率为1%安全系数S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接触应力为：取：初算小齿轮的分度圆直径d1t，得：3. 确定传动尺寸(1) 计算载荷系数使用系数KA 1.0因: vd1tn157.27 384 1.15m/s60 1000 60 1000查194页图10-8得动载系数Kv 1.1

16、,查197页表10-4得齿向载荷分布系数Kh 1.455, Kf1.40 ,查195页表10-3得齿间载荷分布系数Kh Kf 1.4则载荷系数(2) 对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即按实际的载荷系 数校正所算得分度圆直径：(3) 初次确定模数mn(可省略)(4) 计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查 p217 10-28 得 丫 =0.854. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 计算当量齿数(2) 查取齿形系数、应力矫正系数由 P200 表 10-5 查得 YFa1 2.62, YFa2 2.2根据线性插入法得YFa1 2.616,Yf92 2.

17、196(3) 计算弯曲疲劳许用应力由P209图10-21查得弯曲疲劳极限应力为0.9由P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 0.87,Kfn2安全系数Sf 1.251.5取sf 1.4贝V：YFaYsa(4) 计算大、小齿轮的f并加以比较取大，大齿轮的数值大。(5) 计算最终模数选取mn为3。5. 设计计算(1) 齿数计算Z1d1C0SZ23.65 2383.95 ,选取 z2=8466.98 cos1421.66，选取 Z1=23(2) 计算中心距中心距取整为166mm(3) 按圆整后的中心距修正螺旋角误差较小，无需调整。(4) 计算大小齿轮的分度圆直径(5) 计算齿轮宽度圆

18、整后取 b271, b1 b2 5 76mm6.计算结果整理如下:名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶咼系数顶隙系数传动比分度圆直径齿顶咼ha3 mmha3 mm齿根高hf 3.75 mmhf 3.75 mm齿全高h 6.75 mmh 6.75 mm齿顶圆直径da1 77.36 mda2 266.64 mm齿根圆直径dfi 63.86 mmdf2 253.14 mm齿距p 9.42 mmp 9.42 mm齿厚、槽宽s e 4.71 mms e 4.71mm顶隙c 0.75mmc 0.75mm中心距a 166 mm螺旋角齿宽bi 76 mmb271 mm7.结构设计大齿轮 轴U上大齿轮米

19、用选用腹板式结构，见附图。II低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算如下:1. 选择材料，热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理,大齿轮正火处理，由表 8-17得齿面硬度：小齿轮： HBW； 217 255HBW大齿轮： HBW2162 217HBW平均硬度： HBW1236HBW, HBW2 190HBW。HBW1 HBW2 46HBW，在 30-50HBW之间。选用8级精度（C8） o2. 初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为:22KT2 u 1 ZeZhd3t 环 d u小齿轮传递扭矩为：T2338

20、120N mm因V值未知，Kv不能确定，故初选载荷系数Kt 1.1 1.8 ,暂定Kt 1.4由205页表10-7，取齿宽系数d 1由201页表10-6查得弹性系数Ze 189.8 MPa初选螺旋角14，由图10-30查得节点区域系数Zh 2.43齿数比u i22 2.61小齿轮齿数初选Z3 23则大齿轮齿数 Z4 i22Z323 2.6160.03，取乙 60由215页图10-26查得端面重合度:10.77 ,20.84 ,120.770.841.61许用接触应力可用下式计算由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为：小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为：由206页图10-18查得寿命系

21、数Zn3 0.97, Zn4 0.98取失效概率为1%安全系数S=1则小齿轮的许用接触应力为：大齿轮的许用接触应力为：取：H h3 h4 562.6 441 501.8MPa初算小齿轮的分度圆2 2直径d1t，得：3. 确定传动尺寸(I) 计算载荷系数使用系数KA 1.0因：vd3tn2_ _88.24 105.21 0.49m/s60 1000 60 1000查194页图10-8得动载系数Kv 1.1,查197页表10-4得：齿向载荷分布系数 Kh1.466，Kf1.35查195页表10-3得：齿间载荷分布系数Kh Kf 1.4则载荷系数(2) 对d3t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对

22、由Kt计算出的d1t进行修正，即按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径:(3)初次确定模数mn取 mn 4.37mm(可省略)(4)计算纵向重合度，并确定螺旋角影响角度系数查 p217 10-28 得 丫 =0.85。4. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 计算当量齿数(2) 查取齿形系数、应力矫正系数由 P200 表 10-5 查得YFa3 2.69，YFa4 2.28根据线性插入法得YFa3 2.662,YFa4 2.273(3) 计算弯曲疲劳许用应力K FN FES取弯曲疲劳安全系数S=1.4由P209图10-21查得弯曲疲劳极限应力为fe3 420MPa ， fe4380MPa由P206图1

23、0-18查得弯曲疲劳寿命系数KfN3 0.9, Kfn4 0.92 则:计算大、小齿轮的篙并加以比较取大，大齿轮的数值大(5)计算最终模数选取g为35. 设计计算(1) 齿数计算d3 cosZ3mn103.51 cos14o333.48，选取 Z3=34Z22.61 3488.74 ,选取 Z4 =89(2) 计算中心距中心距取整为190mm(3) 按圆整后的中心距修正螺旋角误差较小，无需调整。(4) 计算大小齿轮的分度圆直径(5) 计算齿轮宽度圆整后取 b4105mm,b3 b45 110mm6. 计算结果整理如下名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶咼系数顶隙系数传动比分度圆直径d3

24、105.04 mmd4274.96mm齿顶咼ha 3mmha 3 mm齿根高hf 3.75 mmhf 3.75 mm齿全高h 6.75 mmh 6.75mm齿顶圆直径da3 111.04mda4 280.96mm齿根圆直径df3 97.54 mmdf4 267.46 mmi齿距p 9.42 mmp 9.42 mm齿厚、槽宽s e 4.71 mms e 4.71mm顶隙c 0.75mmc 0.75mm中心距a 190mm螺旋角齿宽b3110 mmb4105 mm总传动比校核：ia i1i21i22 2.472 3.652 2.61823.63口.辛.误左aiala23.86 23.6323.86

25、0.96%5%第四节轴系零部件设计计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核，键的选择和验算及轴承的选择和胶合提供数据，其计算如下：I. 高速轴的设计与计算1. 已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内），则：R 3.84kw ；384r/min ; T|95.50N m。2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。3. 求作用在轴上的力已知高速级的小齿轮,14.79°，d! 71.36mm贝U：圆周力：2000Ti 2000 95.50Fti 12676.57Ndi71.36径向力：Fr

26、1 Ft1tan n2676.57 粤20。仙环cos 1COS14.793轴向力：Fa1Ft1ta n 1 2676.57 tan 14.79°706.68N压轴力：1157.03Fp 2zF°sin12 4 151.79 sin1190.011190N2 24. 初算最小轴颈查 p370 15-3 选取 C=112,贝V：对于直径d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%D电动机 38mm ； d1minD38 mm ；(电动机部分合格)5. 结构设计(1) 确定轴的结构构想(2) 相关数据的确定a. 机体内壁间距离L：式中：、b2、b3分别为第一级齿6轮传动中

27、小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽；b1 76mm， b2 71mm, b3 110mm。2 齿轮端面至机体内壁距离，P158表11-1 ;取2 9mm( 2 8mm)4齿轮间距，可取4 8 12 mm。取 4 9.5mmb. 机体内壁至轴承座端面距离l2式中：机座壁厚，P158表11-1 ； 8mm5、C2扳手操作空间，P161表11-2。C.外伸轴总长L'(3) 确定各轴段的直径和长度 .确定轴段的各段直径和长度因为轴I的最小直径不小于电动机轴颈，经查表得，电动机轴颈为38mm故该轴段的最小直径为。 大带轮与轴配合的毂孔长度li 61mm，为了保证轴的 挡圈只压在大带轮轮

28、毂上而不压在轴的端面上，故段的长度应比h略短一些，现取 li 60mm, di 40mm。 .确定轴段的各段直径和长度为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段左端需制出一轴肩，故取段的直径d2 48mm右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与轴承 右端面间的距离l255m m，为了使轴端盖能够完全固定轴承的位置，故取l2 62mm， d2 48mm .确定轴段的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故 选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 48mm由轴承产品目录中初步选取2基本游隙组，标

29、准精度级的深沟球轴承6210。取 d3 50mm , l3 42mm。 .确定轴段的各段直径和长度经计算取 d4 56mm |4108.5mm 确定轴段的各段直径和长度两端轴承均米取挡油环和轴肩定位。若定位左侧轴承，则V段轴 颈应为57mm及d5 57mm。由于该段齿轮的直径很小，齿根圆到键槽底部的距离e<2mt,故将齿轮和轴做成一体，即齿轮轴。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽， 直径为小齿轮吃定远直径 I5 76mm, d5 77.36mm。为定位右侧轴轴承端盖的总宽度为9.6m m(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。 .确定轴段的各段直径和长度已经算得轴承端面距箱体内壁的距离12 52m

30、m，机体间内壁距离l 225mm，外伸轴总长I 409mm，已知深沟球轴承宽度B 20mm ,取及壁 厚8mm，贝卩，l6 31.5mm， d3 50mm。至此，已初步确定了轴I的各段直径和长度。轴I上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键连接。按，d1 40mm查表得截面b h 12mm 8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 L 45mm，选用平键为H812mm 8mm 45mm，大带轮与轴的配合为为 n7。滚动轴承与轴的周向定位是 由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸各轴肩处的圆角半径见图。6. 绘制轴的弯矩图和扭矩图:(1) 求支座反力A:水平(

31、面)方向反力圆周力：2000T12000 95.502676.572700Ndi71.36径向力：FFtita n n2676.57 tan20 1007.57 1000Nr1cos 1cos14.79°轴向力：FalFt1ta n 12676.57 tan 14.79°706.68700N压轴力：Fd1990.011200NB.竖直(面)反力(2) 绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B. 竖直方向弯矩C. 合成弯矩(3) 绘制扭矩图T=95500N mm7. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面B)的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，

32、扭转切应力为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得i 60MPa。因此，ca l，故安全。II. 中速轴的设计与计算1. 已知条件轴上的功率、转速和转矩若取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内）则:F2 3.72kw ； n2 105.21r/min ; T2 338.11N m。2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用45钢，调质处理。3. 求作用在齿轮上的力因已知轴U的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为2 14.79°，313.82°, d2244.7mm ， d3114.5mm 贝U齿

33、轮二圆周力：Ft22000T22000 338.112594.46 2600Nd2260.64径向力：Fr2Ft2ta n n2594.46 tan20°c” “°976.67980 Ncos 2cos14.79轴向力：Fa2Ft2ta n 22594.46 tan 14.79°685.00N齿轮三圆周力：Ft32000T22000 观116437.74 6440Nd3105.04径向力：F3 F；OS76437.74 tan20oo2413.00 2410Ncos13.82o轴向力：Fa3 ftan 36252.05 tan 13.82o 1537.961540

34、N4. 初算最小轴颈查表考虑到轴端不承受转矩，故取较小值C=112,则对于直径d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%7%故5. 轴的结构设计轴的结构构想如图所示(2) 相关数据L=225mml2c C> (81? 8 18 16 10 52mm(3) 确定各轴段的直径和长度 .确定轴段的各段直径和长度因为中间轴的最小直径 40mm故轴段I的直径为40mm为了满足轴承的 轴向定位要求，1轴段左端需制出一轴肩，故取U段的直径d2 50 m m,右端用轴端挡圈定位。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故选用深 沟球轴承。参照工作要求并根据d1 40m m，由轴承产品目录中初步选取

35、 2基本游隙 组，标准精度级的深沟球轴承 6208。轴承端盖的总宽度为9.6mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 )，根据 轴端的定位要求，经计算取 h 34mm, I5 33mm。 .确定轴段的各段直径和长度此轴段选取直径为d2 55mm。此轴段的宽度等于齿轮的齿宽，J 71mm .确定轴段的各段直径和长度此处轴肩是为了固定左右大小齿轮故选取l3 10mm， d3 60mm。 .确定轴段的各段直径和长度此处轴端为了与齿轮进行配合，选取 14 110mm，d4 50mm。 轴I上零件的周向定位大齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按 d255mm，查表得截面b h 16mm 10mm，键槽用键

36、槽铣刀加工，长为 L 50mm，选用平键为H816mm 10mm 50mm,齿轮与轴的配合为为 n7。滚动轴承与轴的周向定位是由 过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m7。小齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按 d2 50mm，查表得截面b h 16mm 10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为 L 80mm，选用平键为H816mm 10mm 80mm,齿轮与轴的配合为为n7。滚动轴承与轴的周向定位是由 过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为mT。(5)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45°，各轴肩处的圆角半径见图。6. 绘制轴的弯矩图和扭矩图:（1）求支座反力A:水平（面

37、）方向反力B.竖直（面）反力（2）绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B. 竖直方向弯矩C. 合成弯矩（3）绘制扭矩图7. 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得1 60MPa。因此，ca 1，故安全。III. 低速轴的设计与计算1. 已知条件轴上的功率 转速和转矩若取每级齿轮传动功率（包括轴承效率在内）则:F3 3.61kw ； n3 40.31r/min; T2 855.99N m。2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并且对重量以

38、及结构尺寸无特殊的要求，故由表8-26选常用的45钢，调质处理。13.82°3. 求作用在齿轮上的力因已知轴U的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为,d3274.96mm 贝寸：圆周力：Ft4Ft36440N径向力：Fr4Fr32410N轴向力：Fa4Fa31540N4. 轴的结构设计轴的结构构想如图所示(2) 相关数据(3) 确定各轴段的直径和长度 .确定轴段的各段直径和长度因为低速轴的最小直径应不小于轴I的最小直径，且与联轴器孔径相符(已选定弹性套柱销联轴器)，故该轴段的最小直径为d155 mm联轴器与轴配合的毂孔长度l1112mm。 .确定轴段的直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求

39、，1轴段左端需制出一轴肩，故取U段 的直径d2 63mm右端用轴端挡圈定位。后经算得轴承端面距箱体内壁的距离丨2 42mm。 .确定轴段的直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和较小的轴向力的作用，故 选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 63mm，取安装轴承的轴段直径为d3 65mm。轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承 6211， 取 d3 d7 55mm， l3 B 65mm。 .确定轴段的直径和长度两端轴承均米取挡油环和轴肩定位。若定位左侧轴承，则VI段轴径应为d6 73mm，此轴段的宽度等于低速级大齿轮的齿宽，丨6 104mm。 确定轴段的直径和长

40、度为定位低速级大齿轮，作为轴肩的轴段V的直径应为d5 82mm。取丨5 10mm为定位右侧轴承，作为轴肩的 V-VI段轴的直径应为d4 73mm。后 经计算的丨473.5mm。 .确定轴段的直径和长度轴承端盖的总宽度为9.6mm（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，同时为了使轴端盖能够完 全固定轴承的位置，故取 丨747.5mm，前面已确定d3 d7 65mm。轴I上零件的周向定位半联轴器：与轴的周向定位采用平键连接。按d1 55mm，查表得截面b h 16mm 10mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 l70mm，选用平键为H816mm 10mm

41、 70mm，半联轴器与轴的配合为为n7位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为滚动轴承与轴的周向定m7。大齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按di73mm，查表得截面b h 20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，选用平键为H8n7位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为20mm 12mm 80mm,半联轴器与轴的配合为为滚动轴承与轴的周向定m70(5)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45° o6.绘制轴的弯矩图和扭矩图:(1) 求支座反力A:水平(面)方向反力B.竖直(面)反力(2) 绘制弯矩图A. 水平方向弯矩B. 竖直方向弯矩C. 合成弯矩(

42、3) 绘制扭矩图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(即危险截面C) 的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 应力，取 °.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得1 60MPa。因此， ，故安全。ca 1改正：齿轮1的受力(4) 联轴器的选用输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径dl n。为了使所选的轴直径dl 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea KaT3，考虑到转矩变化很小，查 P351表14-1得取 Ka 1.3,T3855.99N则 Tea KaT31

43、.3 855.991112.787N M按照计算转矩 J应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB/T5014-2003， 选用HL4弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N mm。半联轴器的孔径d1 55mm，故取dl卩55mm，半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的 毂孔长度L1 84mm。(5) 键连接计算及强度校核1. 高速轴上键大带轮选择键连接的类型和尺寸大带轮与轴的周向定位采用平键连接。根据d1 40mm查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm高度h=8mm由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=45,比轮毂宽度(B=61mm小些。 校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查

44、得许用挤压应力 p=100120MPa取平 均值，p = 110MPa键的工作长度I L b 45 12 33mm,键与轮毂键槽的 接触高度 k 0.5h0.5 8mm 4mm。 3可得p 2T1 102 95.50 1036.17MPa p，可以。p kld4 40 33故取 12 8 45GB/T 1096。2. 中速轴上键大齿轮选择键连接的类型和尺寸一般8级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）o根据d2 55mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm高度h=10mm由轮毂 宽度并参考键的长度系列，取键长L=50,比轮毂宽度（B=71mm小

45、些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p=100120MPa取平 均值，P = 110MPa键的工作长度I L b 50 16 34mm,键与轮毂键槽的 接触高度 k 0.5h 0.5 10mm 5mm。332T2 102 338.11 103仆 P可得P 272.32MPaP，可以。P kld5 34 55故取 16 10 50GB/T 1096 o小齿轮选择键连接的类型和尺寸一般8级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）o根据d2 50mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=14mm高度h=9mm由轮毂 宽度并参考键的长度

46、系列，取键长L=80,比轮毂宽度（B=110mm小些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力p=100120MPa取平均值，p = 110MPa键的工作长度I L b 80 14 66mm,键与轮毂键槽的 接触高度 k 0.5h0.5 9mm 4.5mm。332T2 102 338.11 103 p可得p _245.537MPap，可以。kld4.5 66 50故取 14 9 80GB/T 1096。3. 低速轴上键大齿轮选择键连接的类型和尺寸一般8级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）o根据d1 73mm查得键的截面尺寸为

47、：宽度 b=20mm高度h=12mm由轮毂 宽度并参考键的长度系列，取键长L=80,比轮毂宽度（B=105mm小、些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力 p=100120MPa取平 均值，p = 110MPa键的工作长度I L b 80 20 60mm,键与轮毂键槽的 接触高度 k 0.5h0.5 12mm 6mm o33可得p J10 - 2855."1065.14MPa p，可以。p kld6 60 73故取 20 12 80GB/T 1096 o半联轴器选择键连接的类型和尺寸半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据di 55mm查得键的截面尺寸为：宽度

48、b=16mm高度h=10mm由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=80,比轮毂宽度（B=84mm小些。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力p=100120MPa 取平均值，p = 110MPa键的工作长度I L b 80 1664mm,键与轮毂键槽的接触高度k 0.5h 0.5 10mm 5mm。可得p32T3 10kld2 855.99 1097.27MPa5 64 55p，可以。故取 16 10 80GB/T 1096。（5）轴承寿命的校核初选轴承轴名轴承代号外形尺寸（mm内径d宽度B轴I62105020轴u62084020轴川621155301. 轴I轴承6210

49、（只校核受力更大的轴承）a. 求比值b. 初步计算当量动载荷P根据式(13-8a) P fp(XFr YFa)Op 1.2按照表 13-6 , fp 1.01.2，取 f按照表13-5，X=1, Y=0按照6210轴承样本或设计手册选择 C =23200NC0c.验算6210轴承的寿命2. 轴II轴承6208 （只校核受力更大的轴承）a. 求比值b. 初步计算当量动载荷P根据式（心殉p fpgr YFa）按照表 13-6，fp 1.01.2，取 fO1.2按照表 13-5，X=1, Y=0按照6208轴承样本或设计手册选择=23200NC0c. 验算6208轴承的寿命3. 轴III轴承6211 a.求比值 b.初步计算当量动载荷P根据式（13-8a） p fp（xFr YFa）按照表13-6，fp 1.o1.2，取fO1.2按照表 13-5，X=1, Y=0c. 验算6211轴承的寿命第五节 箱体设计及润滑剂、润滑方式和密圭寸装置的设计一、确定箱体的基本参数:机座壁厚0.025a 3 8机盖壁厚，!0.02a 3 8机座凸缘厚度bb 1.5机盖凸缘厚度d01.5 !机座底凸缘厚度b2b22.5地脚螺