课程设计_二级圆柱斜齿减速器

1、课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力：F = 3.8 kN； 2运输带工作速度：v = 1.4m/s； 3卷筒直径： D = 300 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 7工

2、作环境：室内，轻度污染环境； 8边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张；3设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1-205第1天二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-205第2天三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算；减速器箱体及附件的设计教1-2

3、05第36天四完成减速器装配图教1-205第711天五零件工作图设计教1-205第1213天六整理和编写设计计算说明书教1-205第14天七课程设计答辩教1-205第15天发出任务书日期：2011年1月3 日 指导教师签名：计划完成日期： 2011年 1月21日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章：设 计 计 算 及 说 明一传动方案的拟定及说明系统总体方案：电动机传动系统执行机构；初选三种传动方案，如下： (a)二级圆柱齿轮传动(b)为涡轮涡杆减速器(c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：（a）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是带式运输机要求长时间的工作，由于

4、涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。(b)方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。（c）方案采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷结 果设 计 计 算 及 说 明结 果较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 60最终方案确定：电动机传动系统执行机构（如下图）二电动机的选择1、 驱动卷筒的转速：2、电动机类型和结构形式

5、按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列笼型三相异步交流电动机，它为卧式封闭型。3、电动机容量 （1）卷同轴的输出功率： （2）电动机输出功率Pd参考机械设计基础课程设计指导书P12页表2.2常用机械传动效率取： 普通V带 1=0.90 滚动轴承 2=0.99 圆柱齿轮 3=0.98弹性联轴器4= 0.99滚筒及运输带效率： 5= 0.9所以，传动装置总效率为：=0=0.7398所以电动机所需功率为 设 计 计 算 及 说 明结 果4、驱动额定功率Ped参考机械设计基础课程设计指导书P188页表16.1选用电动机额定功率 Ped = 7.5kw5、电动机转速查课程设计表2.1，V带传动比范围

6、 i1=24，圆柱齿轮传动比范围 i2=36,所以电动机转速的可旋范围为： n = nw×i1×i2×i2172013758r/min查课程设计表16.1Y系列笼型三相异步交流电动机同步转速有：3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min；选取电动机的转速为 n = 3000r/ min,取电动机型号为Y132S22，所选取电动机：额定功率为 满载转速为 6、传动装置总传动比 i= / =2900/89.2 =32.51三级传动时i=1550，故电动机合格。7、分配各级传动比 取V带传动比i带 = 2.1，又因为i高=（1.11.5

7、）i低,取i高=1.3i低i=i带×i高×i低所以：i高=4.485，i低=3.45三计算传动装置的运动及动力参数1、 各轴转速：电动机轴为1轴，减速箱输入轴（高速轴）为2轴，中间轴为3轴，输出轴（低速轴）为4轴。n1= n2= n3 = n4 = 2、 各轴的输入功率： 设 计 计 算 及 说 明结 果3、各轴转矩 电动机的输出转矩： 各轴的输入转矩： 同理 运动和动力参数计算结果整理于下表：项目电动机高速轴中间轴低速轴转速r/min29001380.95307.989.2功率kw7.196.476.286.09转矩N·m23.6844.74194.78625.

8、01传动比2.14.4853.45效率0.900.970.97四带设计1、确定计算功率工作情况：两班制,连续单向运转，载荷较平稳查机械设计表87（156页）得KA = 1.28计算功率PcaPca = KA Ped=1.28×7.5=9.6kw2、选择带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1 ，查机械设计图811，,择A型普通带3、确定带轮基准直径并验算带速查机械设计表86，A型V带轮最小直径：dmin =75mm查机械设计表88，初选小带轮的基准直径，dd1= 125mm从动轮基准直径：dd2 = d1×i带 = 125×2.1 = 262.5mm查机械设计表88

9、，从动轮基准直径取dd = 250mmV = 3.14×dd1×n1/60×1000 = 18.97m/s （v=525m/s，符合）4、确定中心距、带的基准长度及包角初定中心距，根据式262.5mm<a0<750mm初步确定中距a0 = 500mm据教材机械设计式822初步计算带的基准长度 Ld0 = 2a0 + 3.14(dd1+ dd2)/2 + (a0 =1596.56mm由表82选带的基准长度: Ld = 1600mm查机械设计式821计算实际中心距，取a=502mm设 计 计 算 及 说 明结 果中心距变化范围：amin=a-0.015Ld

10、=478mm amax=a+0.03Ld=506.8mm（取507）5、验算小轮包角由机械设计式825，6、计算V带的根数按<机械设计式822，由 ， ，Ld = 1600mm查表8-4a和8-4b得 （结合插补法）由表8-5查得由表8-2，查得由机械设计式826，取根7、计算初拉力按机械设计式8-25得：由表8-3查得8、计算作用在轴上的压轴力按机械设计式8-24得设 计 计 算 及 说 明结 果五传动零件的设计计算1、高速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如传动方案图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；B. 运输机为

11、一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）；C. 材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为40（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。D. 初选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数为=4.485×=107.64，取108E. 初选螺旋角=2）按齿面接触强度设计确定公式内的数值A. 试选 =1.6B. 由图1030选取区域系数 =2.433C. 由图1026查得 =0.78=0.84 所以 =+=1.62D. 查机械设计表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 E. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 查机械设计

12、表10-7选取 =1设 计 计 算 及 说 明结 果F. 由机械设计图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPaG. 由式1013计算应力循环次数=60 n1j=60×1380.95×1×（2×8×300×8）3.18×=2.23×/4.485=7.0×由图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.90=0.95H. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=540Mpa = /S=522.5MPa所以 =

13、（540+522.5）/2=531.25MPa3）计算A. 由小齿轮分度圆直径=43.385mmB. 计算圆周速度 v=C. 计算齿宽b及模数b=43.385m= h=2.25=2.25×1.754=3.9465mmb/h=43.385/3.9465=11D. 计算纵向重合度=0.318tan=0.318×1×24×tan=1.90287设 计 计 算 及 说 明结 果E. 计算载荷系数 K已知使用系数=1.0（表10-2），根据v=3.27m/s ，8级精度，由机械设计图10-8 查得动载系数=1.160；8级精度，非对称分布的软齿面，由表10-4查得

14、由b/h=9.161,查图10-13得；查表10-3得 所以 载荷系数 K =1×1.16×1.4×1.452=2.358F. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径G. 计算模数按齿根弯曲强度设计 确定计算参数A. 计算载荷系数 K =1×1.16×1.4×1.372.22B. 由纵向重合度=1.90287，查图10-28得螺旋角影响系数=0.88C. 计算当量齿数D. 查取齿形系数和应力校正系数由机械设计表10-5查得齿形系数； 应力校正系数 ； =1.81E. 由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限； F. 由机械设

15、计图10-18查得弯曲疲劳寿命系数；设 计 计 算 及 说 明结 果G. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则；同理=233.4MPaH. 计算大、小齿轮的，并加以比较=0.014=0.01675 所以,大齿轮的数值大5) 设计计算=1.434mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有=31.9 取=32 则=u=143.52 取=1446) 几何尺寸计算A. 计算中心距 圆整为136mmB. 按圆整后的中心距

16、修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。C. 计算大、小齿轮的分度圆直径mm 同理 =222.54mm设 计 计 算 及 说 明结 果D. 计算齿轮宽度 b=48.11mm圆整后取=54mm7）高速齿轮组的结构设计A. 齿根圆直径为：; B. 齿顶圆直径为; 小齿轮齿顶圆直径小于160mm ，故以选用实心式结构为宜；大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式机构为宜。2. 低速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如传动方案图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选

17、用8级精度（GB1009588）；C. 材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为40（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。D. 初选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数为=3.45×=82.8，取83E. 初选螺旋角=2) 按齿面接触强度设计 确定公式内的数值A. 试选 =1.6，由机械设计图1030选取区域系数 =2.433设 计 计 算 及 说 明结 果B. 由机械设计图1026查得 =0.78=0.81 所以 =1.59C. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 查机械设计表10-7，=1D. 查机械设计表106 得材料的弹性

18、影响系数=189.800E. 由机械设计图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPaF. 计算应力循环次数=60nj=60×307.9×1×（2×8×300×8）=7.094× 同理 =2.055×由机械设计图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.90=0.92G. 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=540MPa = /S=506MPa所以 =523 MPa3) 计算A. 小齿轮分度圆直径所以 =73.3

19、22mmB. 计算圆周速度 v=m/sC. 计算齿宽b及模数b=73.322mm=设 计 计 算 及 说 明结 果h=2.25×=6.669mm b/h=10.994D. 计算纵向重合度=0.318tan=0318×1×24×tan14=1.90287E. 计算载荷系数 K已知使用系数=1，根据v=1.18m/s ，8级精度，由机械设计图10-8 查得动载系数=1.08；由表10-4查查图10-13得；查表10-3得 所以 载荷系数 K =2.21按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径F. 计算模数按齿根弯曲强度设计 确定计算参数A. 计算载荷系数 K =

20、1×1.08×1.4×1.36=2.05632B. 由纵向重合度=1.90287，查机械设计图10-28得螺旋角影响系数=0.880C. 计算当量齿数 同理 =90.859D. 查取齿形系数由机械设计表10-5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.781由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；设 计 计 算 及 说 明结 果E. 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；F. 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则；G. 同理=244.29MPa计算大、小齿轮的，并加以比较=0.013469=0.01568 大齿轮的数值大4) 设计计算=

21、2.167mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有=31.68 取=32 则=u=1115) 几何尺寸计算A. 计算中心距 a=mm 圆整为184mmB. 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。C. 计算大、小齿轮的分度圆直径mm 同理 =285.995mmD. 计算齿轮宽度：b=82.449mm设 计 计 算 及 说 明结 果圆整后取=87mm7）低速齿轮组的结构设计A. 齿根圆直径为 76.199m

22、mB. 齿顶圆直径为 小齿轮齿顶圆直径小于160mm ，故以选用实心式结构为宜；大齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式机构为宜。设 计 计 算 及 说 明结 果六轴设计计算1. 低速轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩 = 2) 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为=285.955mm 而 圆周力 径向力 轴向力 3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40Cr，调质处理。由机械设计表15-3，取=110，则VIIIVIIVIVIVIIIII输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如上图所示。为了使所选轴直径设 计 计 算 及 说 明结 果

23、与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。但由于联轴器有键槽，应增大3%为46.3mm查机械设计表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.3，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5272-1985，选用ML6梅花形弹性联轴器，其公称转矩为1120Nm。轴孔长度L=112mm，与轴配合的长度=84mm，轴孔直径 D=48mm。故取=48mm4) 轴的结构设计A. 拟定轴上零件的装配方案B. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为满足联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，所以取=60mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D =60mm（GB891892198

24、6）。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，故-段的长度就比1稍短一些，现取 =82mmb 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，故选用角接触球轴承。由工作要求及=60mm，查GB/T292-83，选择7213C型号，其尺寸为d×D×B=65mm×120mm×23mm，故，取=48mm（取齿轮距箱体内壁间距为10mm,零件的轴段长度做得比齿轮轮毂短2mm，箱体铸造误差，取S=8），右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得7213C型轴承的定位轴肩高为6mm，所以 =75mm。c 取安装齿轮处的轴段-的直径=70mm，齿轮与

25、左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为82mm，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=80mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径为=82mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。轴承端盖的总宽度为45.2mm，（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，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距设 计 计 算 及 说 明结 果离 mm，故取。d 取中间轴上两齿轮间距为12mm，则=20mm，=72mm,至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。C. 轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周

26、向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b× h = 20mm×12mm (GB/T 109679)，长度为70mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，查指导书表6.1故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键14mm×9mm×70mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。D. 确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为2×，各轴肩处的圆角半径见零件图。5) 求轴上的载荷首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出

27、轴的弯矩图和扭矩图略由计算结果和图可得，轴的危险截面在安装齿轮的中间，其中M合=277076 NmmT=624899Nmm设 计 计 算 及 说 明结 果6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计表15-1查得 =70MPa，因此是安全的。2. 中间轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩 = 2) 求作用在齿轮上的力 因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 而 圆周力 径向力 =1768N 轴向力 同理，大齿轮：656N设 计 计 算 及 说 明结 果3) 初步确

28、定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3，取=110，则IIIIIIIVVVI4) 轴的结构设计A. 拟定轴上零件的装配方案（见装配图）B. 根据轴向定位的要求确定轴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轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。查GB/T297-1994，选择30207型号，其尺寸为d×D×B=35mm×72mm×17mm，故，而40mm（取齿轮距箱体内壁间距为10mm,S=8）。右端滚动轴承和齿轮之间采用套筒进行定位，取=40mm。同样V-VI处与I-II取同样的轴承，=35，=45.5mm。a)

29、取安装齿轮处的轴段II-III的直径=45mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为87mm，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=85mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=5mm，则轴环处的直径为55mm，轴环宽度b1.4h，取=10m。设 计 计 算 及 说 明结 果b) 同理，IV-V处d=45mm L=50mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。c) 轴向零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，高速级小齿轮处：b× h = 14mm×9mm (GB/T 109

30、679)，长度为70mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6；同样，在低速级大齿轮与轴联接处，选用平键14mm×9mm×40mm，与轴的配合为H7/m6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。d) 确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为2×。5) 求轴上的载荷 与低速轴计算同理，经过计算可得：水平面上F3=4579NF4=1891NM1max=334267Nmm 铅垂面上F1=2425.1NF2=-1.1NM2max=177032.3NmmTmax=194579064

31、Nmm综上可得：此轴的危险截面在第二级齿轮的主动轮处，Mmax=设 计 计 算 及 说 明结 果6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。3. 高速轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩2) 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为mm 而 圆周力 径向力 N 轴向力 3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3，取=110，则IIIIIIIVVVIVIIVIII设 计

32、计 算 及 说 明结 果输入轴的最小直径显然是安装带轮的直径处，但是有键槽，应当将其增大5%为19.32mm，如上图所示。为了使所选轴直径与带轮的孔径相适应，故需同时选取带轮型号。由课程设计表9-1得，带轮的槽型为A型槽，孔径为20mm，带轮长L=1.8×20=36mm。38mm为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，所以，查标准GB/T 58431986，选用YL4凸缘联轴器其公称转矩为40Nm,与轴配合的长度38mm（J,J1型）轴孔直径 D=20mm所以, 38mm4) 轴的结构设计A. 拟定轴上零件的装配方案（如装配图所示）B. 根据轴向定位的要求确定轴

33、的各段直径和长度a 为满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，所以取=30mm，-段的长度现取 =38m。b 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，故选用角接触球轴承。由工作要求及=25mm，查GB/T292-83，选择7306B型号，其尺寸为d×D×T=30mm×72mm×19mm，故=30mm，取轴肩高3mm，则=40mm,长=13mm=30mm（取齿轮距箱体内壁间距为15mm,S=8）。 =42mm。c 已知齿轮的轮毂宽度为54mm，齿轮直接在轴上加工，故取=52mm。d 轴承端盖的总宽度为46.2mm，（由减速器及轴承端盖

34、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，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 mm，故取。LIV-V=8+15+90+10-2=120mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。e 轴向零件的周向定位设 计 计 算 及 说 明结 果带轮与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，带轮处：b× h = 6mm×6mm (GB/T 109679)，长度为32mm；滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。f 确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为1×和1.2×求轴上

35、的载荷 与低速轴计算同理，经过计算可得右图弯矩扭矩图和受力图水平面上F3=540N F4=1320N M1=78570 Nm铅直面上F1=257N F2=440NM2=37393.5NmT=44742.3 Nm设 计 计 算 及 说 明结 果综上可得轴的危险截面在齿轮安装处，M合=Tmax=44742.3Nmm6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。七轴承的校核计算 1、低速轴的轴承1查滚动轴承样本（或设计手册）可知72

36、31C轴承的C=69800N,=55200N1) 求轴承受到的径向载荷和由上面轴的校核的受力分析结果可知：图中的Fa=1066.9NFa/C0=1066.9/55200=0.019，查表13-15用线性插值法可得e=0.3857，所以Fd1=0.3857×Fr1=1093NFd2=0.3857×Fr2=782.6N求轴承的计算轴向力和由上显然可得Fd1+Fa=1093+1066.9N=2155.9N > Fd2 所以轴承2被压紧，轴承1放松，所以有：求轴承当量动载荷设 计 计 算 及 说 明结 果因为 由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向再和系数和轴向载荷

37、系数为 轴承1 轴承2 查表13-6，（轻微冲击），取。则验算轴承寿命因为,所有按轴承2的受力大小验算 故所选轴承可满足寿命要求。2、中间轴的轴承查滚动轴承样本（或设计手册）可知30207轴承的C=54200N,=63500N1) 求轴承受到的径向载荷和由上面轴的校核的受力分析结果可知：右图所示的Fa为两齿轮的轴向力之差，即Fa=716N设 计 计 算 及 说 明结 果求轴承的计算轴向力和 对于30207型轴承，按机械设计表13-7，轴承派生力，查轴承手册得Y=1.6，e=0.37则 因Fd2+Fa Fd1所以轴承2为紧，轴承1为松求轴承当量动载荷因为 由机械设计表13-5分别进行查表或插值计

38、算得径向再和系数和轴向载荷系数为 轴承1 轴承2查表13-6，（轻微冲击），取。则验算轴承寿命因为,所有按轴承1的受力大小验算 故所选轴承可满足寿命要求。设 计 计 算 及 说 明结 果3、高速轴的轴承查滚动轴承样本（或设计手册）可知7207B轴承的C=31000N,=19200N1) 求轴承受到的径向载荷和由上面轴的校核的受力分析结果可知：2) 求轴承的计算轴向力和 对于7306B型轴承，按机械设计表13-7，轴承派生力，判断系数e=0.14。则 右图中的Fa=461N由上显然可得Fd2+Fa=461+1586N=2047N > Fd1 所以轴承1被压紧，轴承2放松，所以有：3) 求轴

39、承当量动载荷因为 由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向再和系数和轴向载荷系数为轴承1 ; 轴承2:查表13-6，（轻微冲击），取。则4) 验算轴承寿命因为,所有按轴承1的受力大小验算 故所选轴承可满足寿命要求设 计 计 算 及 说 明结 果八、键的校核1. 键的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用应力，因为只是很轻微的冲击取。键的工作长度，键的接触高度k=0.5h。2. 输出轴的键齿轮键的参数b×h×L=20mm×12mm×50mm ，d = 70mm由机械设计式6-1可得，半联轴器的参数b×h×L=14mm×

40、9mm×63mm ，d = 48mm由机械设计式6-1可得，3. 中间轴的键小齿轮键的参数b×h×L=14mm×mm×70mm ，d = 45mm由机械设计式6-1可得，大齿轮键的参数b×h×L=14mm×9mm×40mm ，d = 45mm由机械设计式6-1可得，4. 输入轴的键轮毂键的参数b×h×L=6mm×6mm×32mm ，d = 20mm由机械设计式6-1可得，综上，所以所选的键都合适。设 计 计 算 及 说 明结 果九轴承的润滑方式选择与密封高速级齿轮的

41、圆周速度为：所以，轴承采用浴油润滑。油润滑时因小齿轮齿顶圆小于轴承外圈，要加挡油盘，故密封装置采用挡油盘低速级大齿轮的圆周速度为：所以，轴承采用脂润滑。 当轴承采用脂润滑时，为了防止箱内的润滑油进入轴承厚使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加封油盘。故密封装置采用封油盘。十一、减速器附件的选择1. 通气器选用通气螺塞M24的，材料为Q2352. 轴承盖及套杯选用凸缘式轴承盖（透盖），材料为HT1503. 油面指示器 选用油标尺 4. 油塞选用外六角油塞及密封垫，M14×1.5，材料为Q235 5. 窥视孔与视孔盖选用板结构视孔盖l1=180mm6. 螺塞材料Q235A.指导书表14.17第二个7. 起吊装置 选用箱盖吊耳与箱座吊耳设 计 计 算 及 说 明结 果十二减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座厚度10箱