机械设计课程设计2

1、 机械设计课程设计 姓名：张 剑 班级：机 128 班学号：指导教师： 2016年3月 目 录1. 课程设计任务书12. 总体方案33. 电机选择34. 装置运动动力参数计算45.齿轮设计.66.轴类零件设计267.轴承的校核368.轴键的选择389.联轴器的选择3810.润滑及密封类型选择 3911.减速器附件的选择标准.3912.箱体的结构尺寸.3913，设计小结4014.参考文献 40 机械设计课程设计任务书 课程设计题目：胶带运输机的传动装置设计1、 设计内容 胶带运输机传动方案如右图所示。每位同学应完成下列工作量：1. 根据给定的已知条件进行V带传动和二级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算，

2、设计计算说明书一份（内容包括：选择电动机，传动比分配，带传动设计计算，齿轮传动设计计算，轴的设计及强度校核等）。2. 绘制齿轮减速器装配图（图幅A0）一张(包括主视图，俯视图和左视图)，按比例绘制视图，按国家标准绘制标题栏和明细表，标注尺寸、配合等技术要求，注明技术特性。3. 轴、齿轮零件工作图各一张（图幅A3）。二、已知条件：（按学号顺序从附表中选一题，并将技术数据填在下面的空白中）1 输送带工作拉力；2 输送带工作速度（允许输送带速度误差为）；3 滚筒直径；4 滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）；5 工作条件： A （每位同学A,B,C中任选一种） A B C工作年限 8 10 15 工

3、作班制 2 2 1工作环境 清洁 多灰尘 灰尘极少 载荷性质 平稳 稍有波动 轻微冲击 生产批量 小批小批 单件6 动力来源 三相交流电、电压。 指导老师（签名） 主要设计计算结果课程设计题目：胶带运输机的传动装置设计已知条件（设计参数题号： ） 1 输送带工作拉力，F(kN)6.382 输送带工作速度，V(m/s)1.783 滚筒直径，D(mm)5004工作条件：A设计结果列表：电机型号;Y180L-6 功率;15 kW 额定转速;970 r/min 总速比i= 14.27(速比分配 i1=4.303 i2= 3.31 )序号参数名称代号计算结果单位序号参数名称代号计算结果单位1皮带型号14

4、齿轮模数()m232根数z 15大齿轮齿宽()B298mm3张紧力F016小齿轮分度圆直径()d398.10mm4大小带轮直径d1/d217大齿轮分度圆直径()d4321.90mm5带轮总宽度B18主动轴最小直径d28mm6齿轮传动中心距()a1 170mm19主动轴轴承型号及尺寸 d/D/b7307C35x80x21mm7大小齿轮齿数()z1/z231/13420中间轴最小直径d45mm8齿轮模数()m1221中间轴轴承型号及尺寸 d/D/b7309C45x100x25mm9大齿轮齿宽()B164mm22从动轴最小直径d60mm10小齿轮分度圆直径()d163.88mm23从动轴轴承型号及尺

5、寸 d/D/b7315C75x160x37mm11大齿轮分度圆直径()d2 276.12mm24联轴器型号输入/输出LX2/LX512齿轮传动中心距()a2 210mm25联轴器孔 d/l输入/输出28x62/65x142mm13大小齿轮齿数()z3/z4 32/105箱体设计参数：188d1 1421109d2 12321010h 504l150 班级： 机136班 姓名： 张展 学号： 139054459 5C1266C2247df202总体方案2.1 技术要求与条件说明2.1.1传动装置预定使用寿命为8年, 每年按300天算，工作班制为两班制。2.1.2工作情况；单项运输，清洁，平稳，工

6、作温度不超过40度。2.1.3电机电源为三相交流电，电源为380/220V。2.1.4运动要求；传送带运动速度误差不超过5%。2.1.5检修周期；半年小修，三年中修，五年大修。3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=6.38KN，V=1.78。则有：P=11.83KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为 式中分别为圆柱斜齿轮传动效率，角接触球轴承效率，联轴器效率。据机械设计手册知 =0.98， =0.99， =0.99，则有： 所以电动

7、机所需的工作功率为： P=13.14KW3.3 确定电动机的转速按推荐的两级圆柱斜齿轮减速器传动比i=840。工作机卷筒的转速为 =67.99r/min 所以电动机转速的可选范围为 n=i=（840）67.99 =（5442720）符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min三种，综合考虑，我们选用的电机同步转速为1000r/min。查询机械设计手册P-173页确定电机的型号为Y180L-6.其满载转速为970r/min,额定功率为15KW。机座号额定功率/KW满载转速/(r/min)额定转矩极数轴径/mmY180L-6159702.0448轴深/mm键槽宽

8、/mm键高半径/mm身长/mm身宽/mm质量/Kg11014127103801954. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比4.1.1传动装置总传动比 4.1.2分配到各级传动比 展开式二级圆柱齿轮减速器，取得4.2 传动装置的运动和动力参数计算4.2.1轴（高速轴）转速：=970r/min输入功率：KW输入转矩:4.2.2 轴（中间轴）转速：输入功率： 输入转矩：4.2.3 轴（低速轴）转速： 输入功率输入转矩：4.3各轴P N T,表轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）1轴12.87126.719702轴12.49529.14225.423轴12.121699.65

9、68.15.齿轮的设计5.1高速级齿轮的设计 5.1.1.选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数。（1）选用标准斜齿圆柱齿轮传动，压力角为。初选螺旋角=（2）带式输送机为一般工作机，参考表10-6，选用7级精度。材料 由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（3）选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=uz1=4.303x20=86.06。取z2=87。5.1.2.按齿面接触疲劳强度设计（1)由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 d1t 1) 确定公式中的个参数值。1 试选=1.32 计算小齿轮的传递转矩。

10、T1=9.55×106P/n1=1.267x105 N.mm3 选取齿宽系数=14 由图10-20查得区域系数ZH=2.433。5 计算接触疲劳强度用重合度系数6 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8。7 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa,=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×970×1×(2×8×8×300)=2.235×109N2=2.235×109/（87/20)=5.138×1

11、08由图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.92，=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-14）得 = =取和中的较小者做为该齿轮的接触疲劳许用应力，即 = =533.5MPa2） 试算小齿轮分度圆直径。 d1t =53.199mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备。2) 圆周速度v。 齿宽 3) 计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1根据vm=2.70m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.10。齿轮的圆周力 查表10-3得齿间载荷分布系数由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数由次，得到

12、实际载荷系数 =1×1.1×1.4×1.420=2.18683） 由式（10-12），可得按实际载荷系数算的的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 5.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式（10-27）试算模数，即 1) 确定公式中的各参数值。试选KFt=1.3。由式（10-18），可计算弯曲疲劳强度的重合度系数。 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 计算。由当量齿数 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.75、YFa2=2.20。由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.57、Ysa2=1.79。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲

13、疲劳极限分别为=500MPa,=380MPa。由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90、KFN2=0.94。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 = = 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 =0.01542） 试算模数。 =1.885mm（2） 调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。 d1=mntz/cos=1.885×20/cos14°mm=38.854mm 齿宽b。 齿高h及宽高b/h 2） 计算实际载荷系数KF。3） 根据v=1.97m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.08。由 查表10-3的齿间载荷分配系数

14、KFa=1.2。由表10-4用插值法查得 ，结合b/h=9.16查图10-13得则载荷系数为 3) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为 按齿根弯曲疲劳强度计算的模数，就近选择标准模数m=2mm,按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=63.269 mm, 算出小齿轮齿数z1=d1cos/mn=30.69取z1=31,则大齿轮齿数z2=uz1=4.303×31=133.393,为了使两齿轮互质，取z2=134。5.1.4几何尺寸的计算(1)计算中心距 将中心距减小圆整为170mm.（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度

15、 取b1=70mm b2=64mm 5.1.5圆整中心距后的强度校核（1） 齿面接触疲劳强度校核 圆周速度v 由表10-2查得使用系数KA=1根据v=3.24m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1。齿轮的圆周力 查表10-3得齿间载荷分布系数由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数 =1×1.1×1.4×1.422=2.190满足齿面接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核根据v=3.24m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.1。 查表10-3的齿间载荷分配系数KFa=1.

16、4。由表10-4用插值法查得 ，结合查图10-13得则载荷系数为 计算Y 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 计算。由当量齿数 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.46、YFa2=2.16。由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.65、Ysa2=1.82。 齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.1.6主要设计结论 Z1=31，Z2=134,模数m=2mm，压力角=20°，=13.931°，中心距a=170mm，b1=70mm，b2=64mm，小齿轮材料为40Cr（调质）大齿轮材料为45钢（调质）,7级精度5.2低速级齿轮的设计5.2.1.选用齿轮类型、精度

17、等级、材料及齿数。（1）选用标准斜齿圆柱齿轮传动，压力角为。初选螺旋角=（2）带式输送机为一般工作机，参考表10-6，选用7级精度。材料 由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。（3）选小齿轮齿数z3=20,大齿轮齿数z4=uz3=3.31x20=66.2，取z4=67。5.2.2.按齿面接触疲劳强度设计（1)由式（10-29）试算小齿轮分度圆直径，即 d3t 1) 确定公式中的个参数值。1 试选=1.32 计算小齿轮的传递转矩。 T3=9.55×106P/n3=5.291x105 N.mm3 选取齿

18、宽系数=14 由图10-20查得区域系数ZH=2.433。5 计算接触疲劳强度用重合度系数6 由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8。7 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600MPa,=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：N3=60n3jLh=60×225.42×1×(2×8×8×300)=5.194×108N4=5.194×108/（67/20)=1.55×108由图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.95，=0.97取失效概率为1%

19、，安全系数S=1，由式（10-14）得 = =取和中的较小者做为该齿轮的接触疲劳许用应力，即 = =533.5MPa2) 试算小齿轮分度圆直径。 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。 齿宽 2) 计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1根据vm=1.03m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05。齿轮的圆周力 查表10-3得齿间载荷分布系数由表10-4查得7级精度，得齿向载荷分布系数其次，得到实际载荷系数 3) 由式（10-12），可得按实际载荷系数算的的分度圆直径为 及相应的齿轮模数 5.2.3.按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-2

20、7）试算模数，即 1) 确定公式中的各参数值。试选载荷系数KFt=1.3。由式（10-18），可计算弯曲疲劳强度的重合度系数。 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数。 计算。由当量齿数 由图10-17查得齿形系数YFa3=2.75、YFa4=2.24。由图10-18查得应力修正系数Ysa3=1.57、Ysa4=1.76。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPa,=380MPa。由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.94、KFN4=0.95。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得 = = 因为大齿轮的大于小齿轮，所以取 =2)

21、试算模数。 =3.034mm调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v。 d1=mntz3/cos=3.034×20mm/cos14°=62.538mm 齿宽b。 齿高h及宽高b/h 2）计算实际载荷系数KF。根据v=0.74m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.04。由 查表10-3的齿间载荷分配系数KFa=1.2。由表10-4用插值法查得 ，结合b/h=9.16查图10-13得则载荷系数为 3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为 对比结果，按齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满

22、足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取就近取mn=3mm,为了同时满足接触疲劳强度，需按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=97.663 mm, 来计算小齿轮齿数取z3=32,则大齿轮齿数z4=uz4=3.31×32=105.92,为了使两齿轮互质，取z4=105。5.2.4几何尺寸计算(1)计算中心距 中心距减小圆整为210mm.按圆整后的中心距修正螺旋角 计算大小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度 取b4=98mm b3=104mm5.2.5圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核 圆周速度v 由表

23、10-2查得使用系数KA=1根据v=1.16m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.05。齿轮的圆周力 查表10-3得齿间载荷分布系数由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数由此，得到实际载荷系数 =1×1.05×1.2×1.431=1.803满足齿面接触疲劳强度条件。齿根弯曲疲劳强度校核根据v=1.16m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.05。 查表10-3的齿间载荷分配系数KFa=1.2。由表10-4用插值法查得 ，结合查图10-13得则载荷系数为 计算Y 由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的

24、螺旋角系数 计算。由当量齿数 由图10-17查得齿形系数YFa3=2.46、YFa4=2.18。由图10-18查得应力修正系数Ysa3=1.65、Ysa4=1.81。 齿根弯曲疲劳强度满足要求。5.2.6主要设计结论 Z3=32，Z4=105,模数m=3mm，压力角=20°，=11.883°，中心距a=210mm，b3=104mm，b4=98mm，小齿轮材料为40Cr（调质）大齿轮材料为45钢（调质）,7级精度6.轴类零件设计6.1 高速轴的设计计算6.1.1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得,6.1.2.求作用在齿轮上的力 已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 6.1.

25、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2表15-3，取A=112，于是得： 因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大4%故d=27.58mm，又因此段轴有联轴器装配，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化小，故选取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000N.mm半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.1.4轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案。装配图（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

26、器的轴向定位的要求a-b轴段的右端需要制出一轴肩，故取b-c段的直径,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm,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a-b段的长度应比L1略短一些，现取L1=42mm。2) 初步选择滚动轴承，因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用0基本游隙标准精度的角接触球轴承7307C，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×21mm。为了方便滚动轴承的轴向定位，故取dc-d = de-f=35mm。两轴承之间的区域采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得7307型轴承

27、的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取dd-e=44mm。该处轴的圆周速度小于3m/s，由角接触球轴承dn16，故采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱内润滑油溅入轴承座，考虑箱体的铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，挡油环的挡油凸缘内侧凸出箱体内壁1-2mm，挡油环宽度初定为B1=10mm，则L3=L5=31mm，取两齿轮端面之间距离c=8mm,齿轮端面距箱体内壁距离2=10mm,高速级小齿轮宽b1=70mm,大齿轮宽b2=64mm，低速级小齿轮宽b3=104mm,故两小齿轮端面之间距离b=8-(70-64)/2=5mm3) 高速轴为齿轮轴, L4=b1+b+b2+(2-

28、2)×2=70+5+104+(10-2)×2=195mm4）根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取L2=50mm。5）半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按da-b由表6-1查得平键截面b×h=8mm×7mm,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm,同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6.1.5求轴上载荷轴承反力的作用点距轴承端面的距离a=16.6mm，轴的支点受力点间的距离l1=L1+L2+a=42+50+16.6=108.6mm l2=4.

29、4+10+117+35=166.4mm l3=35+10+8+4.4=57.4mm由得由得绘制弯矩图和扭矩图 截面处水平方向弯矩截面C处左侧垂直弯矩截面C处右侧垂直弯矩截面C处合成弯矩6.1.6校核轴的强度。（1）轴的弯矩和转矩表。载荷水平面H垂直面V支反力F,弯矩M总弯矩扭矩(2）按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。取=0.6轴的计算应力: 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。6.2 中间轴的设计计算6.2.1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得,6.2.2.

30、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2表15-3，取A=112，于是得： 轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径。6.2.3轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列角接触球轴承，由机械设计课程设计中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7309C，其尺寸为d×D×T=45mm×100mm×25mm,d1=d5=45mm。齿轮端面距箱体内壁距离2=10mm，轴承靠近箱体外侧用端盖进行定位，由机械设计课程

31、设计查得30308型轴承的Da=91mm,因此取端盖的内径为91mm。轴承由于采用脂润滑，故轴承和齿轮之间采用挡油环定位，由于7309C型轴承的定位轴肩高度为4.5mm,故取挡油环靠经轴承一侧厚度为4.5mm。2） 取安装齿轮的轴段d2=d4=60mm，齿轮左端与采用挡油环定位,已知小齿轮齿轮宽L=104mm，为了使挡油环端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L2=100mm，L1=25+8+10+4=47mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴肩处的直径为d3=68mm,由于两齿轮之间的安全距离c>8mm，故L3=8mm。3） 已知小齿轮的宽度为b=64mm,为了使挡

32、油环端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于齿宽，故取L4=60mm,左端用轴肩定位，右端与前面相似，不再累述。L5=50mm。4） 两齿轮的周向定位均采用平键连接，按d2由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，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；按d4由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。5) 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适

33、当选取。6.3输出轴的设计6.3.1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得,6.3.2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2表15-3，取A=112，于是得： 因此段轴与联轴器装配,故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查表14-1，考虑到转矩变化小，故选取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150000N.mm半联轴器孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.3.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。装配图（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1）输

34、出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d1。d1=65mm，为了满足半联轴器的轴向定位的要求a-b轴段的左端需要制出一轴肩，故取b-c段的直径d2=73mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L=107mm,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a-b段的长度应比L略短一些，现取L1=105mm。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。由于b-c段距离太长，不利于加工装配精度，故取L2=50mm，根据d2=73mm，在轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7315C，其尺寸为d×D×T=75mm×16

35、0mm×37mm,定位轴肩内直径D1=87mm,外径定位直径D2=160mm,对力的作用点与外圈大端面的距离a=37mm。故取轴段的直径为d3=75mm,在同一轴上轴承选型号相同的，故取d3=d6=75mm，由于轴承采用脂润滑，故需要在轴承左端加挡油环，取挡油环宽度为10,故取L3 =47mm。3）e-f段安装齿轮，为便于齿轮的安装，d5略大于d6,选d5=80mm。选齿轮轮毂宽度与齿轮宽度相同，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段e-f长度应比轮毂略短，取L5=94mm。4） 轴段d-e提供定位作用，定位轴肩高度h=(23)R,由轴径d5=80m

36、m,查机械设计表15-2得R=2mm,故取h=4mm,则d4=88mm。由前面算得箱体内壁间距为199mm，得L4=86mm。5） 由于斜齿轮与箱体内壁的距离为13mm，轴承到箱体内壁的距离等于8mm,故L6=37+8+13+4=62mm。6） 联轴器的周向定位采用平键连接，按d1由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同时为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d5由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为80mm，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

37、合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。7)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。7.轴承的校核7.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承7307C，其尺寸为d×D×T=35mm×80mm×21mm，基本额定动载荷C=34.2/KN,基本额定静载荷C0=26.8/KN，取。载荷水平面H垂直面V支反力F则两轴承受到的径向载荷为 对于7307C型轴承。按机械设计表13-7，轴承派生轴向力，其中e为机械设计表13-5中的判断系数，其值由的大小来确

38、定，但现轴承轴向力Fa未知，故先初取e=0.4轴向力由机械设计表13-5进行插值计算 得e1=0.383 e2=0.426 则两轴承轴向力为 两次计算相差不大。确定e1=0.383， e2=0.426 则轴承的当量动载荷为 则 对轴承“1”X1=1 Y1=0 对轴承”2“X2=0.44 Y2=1.313 验算轴承的寿命 故合格8.轴键的选择由于在轴的计算中已选定了各个键型号，故这里给出键的参数表格。b/mmh/mmL/mm输入轴联轴器8736中间轴小斜齿轮181190中间轴大斜齿轮181150低速轴齿轮221480输出轴联轴器181190校核高速轴键的连接强度键和轴轮毂的材料都是钢，由机械设计

39、表6-2查许用挤压应力强度足够。9.联轴器的选择由于在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000，半联轴器的孔径d=28mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150000，半联轴器的孔径d=65mm，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107mm，Z型轴孔。10.润滑及密封类型选择齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮

40、浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。轴承采用脂润滑，轴承靠近箱体内部采用挡油环以防止润滑油飞溅如轴承，轴承靠箱体外部采用毡圈密封，防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。11. 减速器附件的选择标准 其余未给出具体型号的减速器附件均根据其具体所需的强度，并根据减速器的空间合理选定，螺栓的选定要根据其承受的载荷选定，并留出足够的扳手空间，垫片，窥视孔，通气帽，油尺，均结合实际情况合理选定。12. 箱体的结构尺寸名称数值/mm名称数值/mm箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目6盖与座连接螺栓直径12连接螺栓的距离160轴承端盖螺钉直径10视孔盖螺钉直径8定位销直径8连接螺栓到外箱壁距离26连接螺栓到凸缘