机械原理课程设计计算说明书--展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计（展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器）设计计算说明书 机械设计课程设计 计算说明书展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器 题号5-4汽车学院 14级3班 设计者：周鑫言 1452053 指导老师：乐韵斐 2016-07-13目 录1.设计任务书51.1.总体布置简图51.2.工作状况51.3.原始数据51.4.设计内容51.5.设计任务61.6.设计进度62.拟定传动方案63.电动机的选择63.1.电动机类型和结构形式63.2.电动机容量63.2.1.卷筒轴的输出功率Pw63.2.2.电动机的输出功率Pd73.2.3.电动机额定功率Ped73.3.电动机的转速73.3.1.卷筒轴转速73.3.2.各级传动比可选范围73.4.确定电动机型号74.计算传动装置总传动比和分配各级传动比84.1.传动装置总传动比84.2.分配各级传动比85.计算传动装置的运动和动力参数85.1.各轴转速n（r/min）85.2.各轴输入功率P（kW）96.传动件的设计计算106.1.V带传动106.1.1.基本参数确定106.1.2.传动零件的设计计算106.2.斜齿圆柱齿轮传动设计计算136.2.1.基本参数确定：136.2.2.低速级齿轮设计计算136.2.3.高速级齿轮设计216.2.4.计算齿轮参数表257.轴的设计计算267.1.低速轴的设计267.2.高速轴的设计347.3.中速轴的设计438.轴承的校核528.1.低速轴滚动轴承的校核528.2.高速轴滚动轴承的校核538.3.中速轴滚动轴承的校核559.联轴器的选择5710.键的设计与校核5810.1.低速轴上的键联接5810.2.高速轴上的键联接5810.3.中间轴上的键联接5811.润滑与密封5912.箱体结构尺寸设计6013.参考文献629设计计算及说明结果1. 设计任务书设计一用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。1.1. 总体布置简图图表1-1机构运动简图1.2. 工作状况工作平稳，单向运转。1.3. 原始数据卷筒扭矩T（N*m）运输带速度V（m/s）卷筒直径D（mm）带速允许偏差（%）使用期限（年）工作制度（班/日）15000.853505102表格11原始数据表1.4. 设计内容（1） 电动机的选择与运动参数计算；（2） 斜齿轮传动设计计算；（3） 轴的设计；（4） 滚动轴承的选择；（5） 键和联轴器的选择与校核；（6） 装配图、零件图的绘制；（7） 设计计算说明书的编写。1.5. 设计任务（1） 减速器总装配图1张（0号或1号图纸）（2） 齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）（3） 设计计算说明书一份1.6. 设计进度（1） 发题日期：2010年07月11日星期一；（2） 第一阶段：（7/1112）传动方案的拟订及说明；电动机的选择；传动装置运动和动力参数的计算；传动件的设计计算；（3） 第二阶段：（7/1317）轴的设计计算；滚动轴承的选择计计算；键联接的选择计校核计算；联轴器的选择；减速器附件的选择；润滑和密封的确定；装配草图的绘制；（4） 第三阶段：（7/1824）装配图、零件图的绘制;（5） 第四阶段：（7/2528）计算说明书的编写；准备答辩；（6） 答辩日期：2009年07月28日。2. 拟定传动方案如任务说明书上布置简图所示，传动方案采用同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速箱。该方案减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长，刚度差，中间轴承润滑较困难。3. 电动机的选择3.1. 电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。3.2. 电动机容量3.2.1. 卷筒轴的输出功率Pw由表2-4得，滑=0.96；Pw=Fv1000滑=2Tv1000D滑=215000.8510000.350.96=7.59kW3.2.2. 电动机的输出功率PdPd=Pw传动装置的总效率=1233245式中，1、2为从电动机至卷同轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表2-4查得：带传动1=0.96；滚动轴承2=0.99；闭式圆柱齿轮传动3=0.97；联轴器4=0.99；则=0.960.9930.9720.9986.76%故Pd=Pw=7.5986.76%=8.75kW。3.2.3. 电动机额定功率Ped由机械设计课程设计表20-1选取电动机额定功率Ped=11kW。3.3. 电动机的转速3.3.1. 卷筒轴转速nw=601000vD=6010000.853.1435046.38rmin3.3.2. 各级传动比可选范围由机械设计课程设计表2-1查得V带传动常用传动比范围i1=24，二级圆柱齿轮传动比范围i2=840，则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=742.087420.8rmin参考机械设计课程设计表20-1（Y系列三相异步电动机的参考比较），选取4极电动机，同步转速1500rmin，满载转速1460rmin3.4. 确定电动机型号由额定功率Ped=11kW，同步转速1460rmin，选取电动机型号为Y160M-4，主要技术数据如下：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）Y160M-41114602.22.3DEFD-GGLH4211012837600160表格31 Y160M-6电动机技术参数表4. 计算传动装置总传动比和分配各级传动比4.1. 传动装置总传动比i=nmnw=146046.3831.484.2. 分配各级传动比取V带传动的传动比i1=2.24，则二级圆柱齿轮减速器每级传动比i2=i3=31.482.24=3.749所得传动比符合一般圆柱齿轮传动比的常用范围。5. 计算传动装置的运动和动力参数5.1. 各轴转速n（r/min）电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，高速轴为轴，联轴器另一端的轴为，各轴转速为n0=nm=1460rminn=n0i1=14602.24651.79rminn=ni2=651.793.749173.86rminn=ni3=173.863.74946.37rminn=46.37rmin5.2. 各轴输入功率P（kW）按电动机输出功率Pd计算各轴输入功率，即P0=Pd=8.75kWP=P01=8.750.96=8.40kWP=P23=8.40.990.97=8.07kWP=P23=8.070.990.97=7.75kWP=P24=7.750.990.99=7.60kW各轴输入转矩T（N）T0=9550P0n0=95508.751460=57.23NmT=9550Pn=95508.40651.79=123.08NmT=9550Pn=95508.07173.86=443.28NmT=9550Pn=95507.7546.37=1596.13NmT=9550Pn=95507.6046.37=1565.24Nm计算结果汇总项目电机轴0高速轴中速轴低速轴轴转速（r/min）1460651.79173.8646.3746.37功率（kW）8.758.408.077.757.60转矩（Nm）57.23123.08443.281596.131565.24传动比2.243.7493.749表格51传动装置运动与动力参数表6. 传动件的设计计算6.1. V带传动6.1.1. 基本参数确定（1） 电动机：参考表格3-1（2） 传动比：i12=2.246.1.2. 传动零件的设计计算（1） 确定计算功率Pca查表得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.1X8.75kW=9.625kW（2） 选择V带的类型根据PcA、n0=1460r/min，查表确定选用A型。（3） 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1） 初选小带轮的基准直径dd1。查表得，小带轮的基准直径dd1=125mm。2） 验算带速v。v=dd1n1601000=1251460601000=9.56ms因为5m/sv25m/s，故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径dd2。dd2=i1dd1=2.24x150mm=280mm根据手册，圆整为dd2=280mm（4） 确定V带的中心距a和基准长度Ld1） 根据公式，初定中心距a0=650mm2） 计算带所需的基准长度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2650+2125+280+280-12524650mm1945.4mm由机械设计表8-2，选带的基准长度Ld=1940mm。3） 计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=650+1940-1945.42mm=647mm中心距的变化范围617.9676.1mm。（5） 验算小带轮上的包角11180-dd2-dd157.3a =180-（280-125）57.364716690（6） 计算带的根数z1） 计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=125 mm和n1=1460r/min，查表得P0=1.921kW。根据n1=1460r/min，i=2.24和A型带，查机械设计表8-5得P0=0.171kW。查机械设计表8-6得K=0.97，表8-2得KL=1.02，于是 Pr=P0+P0KKL =1.921+0.1710.961.02kW=2.05kW2） 计算V带的根数zz=PcaPr=9.6252.05=4.695取5根。（7） 计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min查机械设计表8-3得，A型V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0min=500（2.5-K）PcaKzv+qv2 =5002.5-0.9610.50.9659.56+0.1059.562N=185.79 N（8） 计算压轴力Fp压轴力的最小值为Fpmin=2zF0minsin12=25185.79sin1662N=1844.05N（9） V带传动数据汇总符号尺寸带型A型基准长度Ld1940mm根数z5最小初拉力F0min185.79 N压轴力Fpmin1844.05N传动比i122.24带速v9.56ms小带轮基准直径dd1125mm大带轮基准直径dd2280mm中心距a647mm中心距范围617.9676.1mm小带轮包角1166表格61 V带传动数据汇总表（10） V带轮结构设计由于大带轮轴孔与减速器高速轴配合，故对大带轮结构进行计算，小带轮结构参考机械设计P160。大带轮直径dd2=280mm300mm，按照手册，选择腹板式结构，具体尺寸如下：项目数值(mm)d160da285.5 C20L65B80表格62大带轮结构尺寸参数表6.2. 斜齿圆柱齿轮传动设计计算对同轴式二级齿轮减速器，两对齿轮完全一样，因为低速级载荷较大，故按低速级确定齿轮参数，然后校核高速级齿轮。6.2.1. 基本参数确定：（1） 输入功率：P5=8.07kW（2） 小齿轮转速：n5=173.86rmin（3） 输入轴扭矩：T5=443.28Nm（4） 传动比：i56=3.7496.2.2. 低速级齿轮设计计算（1） 选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1） 按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；2） 选小齿轮为左旋，则大齿轮为右旋；3） 运输机为一般工作机器，速度不高，选择7级精度（GB10095-88）；4） 材料选择：由机械设计表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。 5） 初选小齿轮齿数z5=246） 大齿轮齿数z6=i56z5=3.74924=89.976，取z6=907） 选取螺旋角。初选螺旋角=14。（2） 按齿面接触强度设计由设计计算公式机械设计式（10-21）进行试算，即d5t32KtT5du+1uZHZEZZH21） 确定公式的各计算数值a） 试选载荷系数Kt=1.3b） 小齿轮传递的转矩T5=443.28Nmc） 由机械设计表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0d） 由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctantanncos=arctantan20cos14=20.562at5=arccosz5costz5+2han*cos=arccos24cos20.56224+21cos14=29.974at6=arccosz6costz6+2han*cos=arccos90cos20.56290+21cos14=23.576=z5tanat5-tant+z6tanat6-tant2=24tan29.974-tan20.562+90tan23.576-tan20.5622=1.648=dz5tan=124tan14=1.905Z=4-31-+=4-1.64831-1.905+1.9051.648=0.668e） 齿数比=z6z5=9024=3.75f） 由机械设计式（10-23）计算螺旋角系数ZZ=cos=cos14=0.985g） 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8h） 由机械设计图10-20得区域系数ZH=2.433i） 计算接触疲劳许用应力查机械设计图1025d小齿轮接触疲劳极限，大齿轮接触疲劳极限。由机械设计式（1015）查机械设计图1023取接触疲劳寿命系数、取失效概率为、安全系数，由机械设计式（1014）取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2） 计算小齿轮分度圆直径d5t32KtT5du+1uZHZEZZH2=321.3443.281031.03.75+13.752.433189.80.6680.985533.52mm=77.95mm 3）调整小齿轮分度圆直径a） 计算圆周速度 v=d5tn5601000=77.95173.86601000ms=0.71msb） 计算齿宽bb=dd5t=1.077.95mm=77.95mmc） 计算实际载荷系数KH由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.00。根据v=0.71ms，7级精度，由机械设计图10-8得KV=1.16。由机械设计表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.426。由机械设计表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.2。查机械设计图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.35。因此，载荷系数KH=KAKVKHKH=1.01.161.4261.2=1.985。d） 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径d5，由机械设计式（10-12）d5=d5t3KHKHt=77.9531.9851.3=89.76mme） 计算法面模数mnmn=d5cosz5=89.76cos1424=3.629mm（3） 按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-17）1） 确定公式内各计算数值a） 试选载荷系数b） 由机械设计式（1018）计算弯曲疲劳强度的重合度系数：c） 由机械设计式（1019）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数：d） 计算查机械设计图1017，得：齿形系数、查机械设计图1018，得：应力修正系数、查机械设计图1024c，得：小齿轮齿根弯曲疲劳极限小齿轮齿根弯曲疲劳极限查机械设计图1022，得：弯曲疲劳寿命系数、取弯曲疲劳安全系数由机械设计式（1014），得：2） 试算齿轮模数3） 调整齿轮模数a) 计算实际载荷系数前的数据 圆周速度 齿宽 齿高与宽高比b） 计算实际载荷系数 由机械设计图10-8查得动载系数 查机械设计表10-3，得 齿间载荷分配系数 查机械设计表10-4，得 齿向载荷分配系数结合b/h=10.993查机械设计图10-13，得 c） 由机械设计表10-3，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数：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。从满足弯曲疲劳强度出发，查圆柱齿轮标准模数系列表(GB/T 1357-1987)，取；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，即：（4） 几何尺寸计算a) 计算中心距a=z5+z6mn2cos=30+11332cos14=221.067mm将中心距圆整为221mm。b) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz5+z6mn2a=arccos30+11332221=13.9306因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。计算大、小齿轮分度圆直径d5=mnz5cos=330cos13.9306=92.727mmd6=mnz6cos=3113cos13.9306=349.273mmc) 计算齿轮宽度b=dd5=1.092.727mm=92.727mm圆整后取 B6=95mm，B5=100mm。（5） 低速组齿轮的强度校核1） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-22）中的各参数，计算结果如下将它们代入（10-22）得到：按齿面接触强度校核合格。2） 齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数，计算结果如下将它们代入（10-17）得到：齿根弯曲强度校核合格。（6） 主要设计结论（7） 结构设计小齿轮直径小于160mm故做成实心式，大齿轮的齿顶圆直径大于160mm,又小于500mm.故以选用腹板式为宜。其它相关尺寸参照机械设计图10-37荐用的结构尺寸设计。6.2.3. 高速级齿轮设计（1）确定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为斜齿圆柱齿轮；选小齿轮为右旋，则大齿轮为左旋；2）7级精度（GB10095-88）；3）材料选择：由机械设计表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，二者硬度差为40HBS；4）小齿轮齿数z3=30，大齿轮齿数z4=1135) 螺旋角=13.9306。（2） 确定齿轮的初选直径由于在同轴式减速箱中，高速组与低速组的齿轮的中心距应保持相同，因此初选齿轮直径应与低速组的齿轮直径一致，即小齿轮直径d3=92.727mm，大齿轮直径d4=349.273mm（3） 按齿根弯曲疲劳强度设计由于高速组齿所在轴受到的转矩更小，因此可以由机械设计式（10-20）及式（10-13）重新试算齿轮模数：1） 确定公式的各计算数值2） 试算齿轮模数3） 调整齿轮模数4） 取模数=2（mm），（4） 几何尺寸计算1） 确定中心距中心距与低速组齿轮中心距保持一致，即a=2212） 按中心距修正螺旋角3） 计算大、小齿轮分度圆直径4） 计算齿宽取、（5） 高速组齿轮的强度校核1） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-22）中的各参数，计算结果如下将它们代入（10-22）得到：按齿面接触强度校核合格。2） 齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数，计算结果如下将它们代入（10-17）得到：齿根弯曲强度校核合格。（6） 主要设计结论（7） 结构设计小齿轮直径小于160mm故做成实心式，大齿轮的齿顶圆直径大于160mm,又小于500mm.故以选用腹板式为宜。其它相关尺寸参照机械设计图10-37荐用的结构尺寸设计。6.2.4. 计算齿轮参数表高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.7113.767螺旋角162428135550中心距（mm）221221模数（mm）23齿数4516730113齿宽（mm）807510095旋向右左左右直径（mm）分度圆93.821348.17992.727349.273齿顶圆97.821352.17998.727355.27363齿轮参数表7. 轴的设计计算12345677.1 高速齿轮轴设计计算12345677.17.1.1 轴上的转速n1、功率P1和扭矩T1 7.1.2 齿轮上的力高速级小齿轮的分度圆直径为d3 =93.821(mm)由2-P217式(1016)，得：7.1.3 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。查2-P366表153，取 ，由2-P366式(152)，得：考虑到轴上要开两个键槽，相应的轴径应增大10%15%，所以：7.1.4 设计大带轮的结构输入轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径。带轮的孔径应与所选的轴直径相适应，故需要据此设计大带轮结构。首先根据轴的最小直径，查1-表9-1的轴孔直径系列值dk，取dd2=280mmd2=(1.8-2)d=57.664mm 取d2=60mmB=（z-1）e+2f=4*15+10=80mmL=（1.52)d=4864mm，查1-表9-1，根据B=80，dd2=280mm取L=65mm7.1.5 轴的结构设计7.1.5.1 拟定轴上零件的装配方案选用图7-1所示装配方案图7-1-1高速轴机构与装配图7.1.5.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1） 。 大带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端档圈不与12轴的端面发生干涉，故1-2段轴的长度应比略短一些，取。（2） 为了使大带轮的轴向定位准确，12轴段右端需制出一轴肩，23轴段轴径稍大于，用于放置轴承端盖。且轴承盖处需要毡圈密封，毡圈为标准件，查1-P169表1610毡圈油封及槽(FZ/T 92010-1991)，取。 毡圈的设计参数如表：轴径油封毡圈沟槽表7-1-1毡圈设计参数表（3） 初选滚动轴承 因传动件为斜齿轮，故轴承同时径向力和轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承。 为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，故在安装轴承处变直径。取。参照工作要求并根据，查1-P158表155圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，初步选取圆锥滚子轴承，轴承采用油润滑。 轴承的设计参数如表：轴承代号基本尺寸 安装尺寸dDBCa30208408019.75181616.9表7-1-2轴承设计参数表（4） 选取轴承盖查1-P91表99，凸缘式轴承盖，材料HT150。已知轴承盖安装处的轴径，轴承孔。选取轴承盖螺钉为，数量4个。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表：、由密封件尺寸确定 轴承盖内锥度由结构确定轴承盖内圆角表7-1-3轴承盖设计参数表（5） 23段长度轴承盖总宽度为，故选取（6） 34段长度轴承总宽度为，考虑挡油环，故选取 （7） 56段长度及轴径的确定为使齿轮轴向定位准确，该轴段长度应比齿轮齿宽小，可确定，（8） 45段齿轮定位轴肩的确定定位轴肩的高度，根据，查2-表15-2得R=1.6mm，则取h=4mm则可确定 ，（9） 67段轴的确定该处要放置轴承，同一轴上两轴承应相同，轴承总宽度为，又考虑到齿轮内壁、轴承等与箱体内壁的尺寸关系，故选取，（10） 整理高速轴的设计参数如下表：323840524440627027.7557735.75表7-1-4高速轴设计参数表（11） 确定倒角、倒圆查2-P360表152，取轴端倒角，圆角。（12） 轴上键槽的设计考虑经济性，选择普通平键。查1-P148表141，大带轮段选择：GB/T 1096键10856 齿轮段选择：GB/T 1096-79键128707.1.5.3 轴上零件的周向定位大带轮与轴的配合为齿轮轮毂与轴的配合为滚动轴承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m6。7.1.6 校核强度7.1.6.1 计算轴上载荷根据1-P158表155，对于30208型轴承，。将轴受力简化为下图：图7-1-2高速轴受力分析图前述,可确定，。根据，齿轮分度圆直径，可得根据，可得计算轴上的载荷,并作出弯矩转矩图如下:图7-1-3高速轴弯矩扭矩图危险截面的载荷如下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩677.17.1.17.1.27.1.37.1.47.1.57.1.67.1.6.1表7-1-5高速轴危险截面载荷表7.1.6.2 根据弯扭组合变形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（即危险截面齿轮处）的强度，根据2-P369式(155)，并取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由2-P358表151查得。因此，故安全。7.2 低速齿轮轴设计计算7.27.2.1 轴上的转速n3、功率P3和扭矩T3 7.2.2 齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为d2=349.273 (mm)由2-P217式(1016)，得：7.2.3 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。查2-P366表153，取 ，由2-P366式(152)，得：考虑到轴上要开两个键槽，相应的轴径应增大10%15%，所以：7.2.4 选择联轴器输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 由2-P347式(141)，得减速器工况为：转矩变化小的运输机、原动机为电动机。查2-P347表141，取，则：按照计算转矩应小于联轴器额定转矩的条件，又考虑到成本等问题，选用弹性柱销联轴器。查1-P176表174，选用LX5型弹性柱销联轴器，其额定转矩为。选取半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴孔配合的毂孔长度。半联轴器的材料为45钢，注销的材料为MC尼龙。7.2.5 轴的结构设计7.2.5.1 拟定轴上零件的装配方案选用图7-2所示装配方案图7-2-1低速轴机构与装配图7.2.5.2 确定轴各段的具体尺寸（1） 根据选取的联轴器，故选取轴。 联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端档圈不与12轴的端面发生干涉，故1-2段轴的长度应比略短一些，取。（2） 为了使联轴器的轴向定位准确，12轴段右端需制出一轴肩，23轴段轴径稍大于，用于放置轴承端盖。且轴承盖处需要毡圈密封，毡圈为标准件，查1-P169表1610毡圈油封及槽(FZ/T 92010-1991)，取。 毡圈的设计参数如表：轴径油封毡圈沟槽7069887897168.3表7-2-1毡圈设计参数表（3） 初选滚动轴承 因传动件为斜齿轮，故轴承同时径向力和轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承。 为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，故在安装轴承处变直径。取。参照工作要求并根据，查1-P158表155圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，初步选取圆锥滚子轴承，轴承采用油润滑。 轴承的设计参数如表：轴承代号基本尺寸 安装尺寸a302157513027.25252227.4表7-2-2轴承设计参数表（4） 选取轴承盖查1-P91表99，凸缘式轴承盖，材料HT150。已知轴承盖安装处的轴径，轴承孔。选取轴承盖螺钉为，数量6个。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表：、由密封件尺寸确定 轴承盖内锥度由结构确定轴承盖内圆角表7-2-3轴承盖设计参数表（5） 23段长度轴承盖总宽度为，故选取（6） 34段长度轴承总宽度为，考虑挡油环，故选取（7） 56段长度及轴径的确定为使齿轮轴向定位准确，该轴段长度应比齿轮齿宽小，可确定，。（8） 45段齿轮定位轴肩的确定定位轴肩的高度，根据，查2-表15-2得R=2mm，则取h=5mm则可确定 ，。 （9） 67段轴的确定该处要放置轴承，同一轴上两轴承应相同，轴承总宽度为，又考虑到齿轮内壁、轴承等与箱体内壁的尺寸关系，故选取，。（10） 整理低速轴的设计参数如下表：6370758979751057035.7579245.75表7-2-4低速轴设计参数表（11） 确定倒角、倒圆查2-P360表152，取轴端倒角，圆角。（12） 轴上键槽的设计考虑经济性，选择普通平键。查1-P148表141，联轴器段选择：GB/T 1096-79键181190 齿轮段选择：GB/T 1096-79键2214807.27.37.3.17.3.27.3.37.3.47.3.57.3.5.17.3.5.27.3.5.3 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的配合为齿轮轮毂与轴的配合为滚动轴承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m6。7.2.6 校核强度7.2.6.1 计算轴上载荷根据1-P158表155，对于30215型轴承，。将轴受力简化为下图：图7-2-2低速轴受力分析图前述,可确定，。根据，齿轮分度圆直径，可得根据，可得计算轴上的载荷,并作出弯矩转矩图如下:图7-2-3低速轴弯矩扭矩图危险截面的载荷如下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩表7-2-5低速轴危险截面载荷表7.2.6.2 根据弯扭组合变形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（即危险截面齿轮处）的强度，根据2-P369式(155)，并取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由2-P358表151查得。因此，故安全。7.3 中速齿轮轴设计计算7.37.3.1 轴上的转速、功率和扭矩7.3.2 两对齿轮上的力，高速级大齿轮的分度圆直径为d2=348.179 (mm)高速级齿轮力低速级小齿轮的分度圆直径为d3=67.127 (mm)低速级齿轮力7.3.3 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。查2-P366表153，取，由2-P366式(152)，得：考虑到轴上要开两个键槽，相应的轴径应增大10%15%，所以：7.3.4 轴的结构设计7.3.4.1 拟定轴上零件的装配方案选用图7-3所示装配方案图7-3-1中速轴机构与装配图7.3.4.2 确定轴各段的具体尺寸（1） 1-2段需要放置轴承，选取。（2） 初选滚动轴承。因轴承同时承受较大的径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度。根据，查 1-P158表155圆锥滚子轴承(GB/T 297-1994)，初步选取圆锥滚子轴承，轴承使用油润滑。轴承的设计参数如表：轴承代号基本尺寸 安装尺寸a30210509021.75201720.0表7-3-1轴承设计参数表则可以确定。（3） 选取轴承盖查1-P91表99，凸缘式轴承盖，材料HT150。已知轴承盖安装处的轴径，轴承孔。选取轴承盖螺钉为，数量4个。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表： 轴承盖内锥度由结构确定轴承盖内圆角表7-3-2轴承盖设计参数表（4） 23段长度及轴径的确定23段放置套筒，并对轴承进行轴向定位。，。（5） 34段长度及轴径的确定为使齿轮轴向定位准确，该轴段长度应比齿轮齿宽小，可确定，。（6） 45段齿轮定位轴肩的确定定位轴肩的高度，根据，查2-表15-2得R=2mm，则取h=4mm则可确定 ，。 （7） 56段长度及轴径的确定为使齿轮轴向定位准确，该轴段长度应比齿轮齿宽小，可确定，。（8） 67段长度及轴径的确定67段放置套筒，并对轴承进行轴向定位。，。（9） 78段长度及轴径的确定放置轴承。，。（10） 整理中速轴的设计参数如下表：5052586658525021.7518.57285.5971621.75表7-3-3中速轴设计参数表（11） 确定倒角查2-P360表152，取轴端倒角，圆角。（12） 轴上键槽的设计考虑经济性，选择普通平键。查1-P148表141，轴34段选择：GB/T 1096键161063轴56段选择：GB/T 1096键1610907.3.4.3 轴上零件的周向定位齿轮轮毂与轴的配合为滚动轴承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m6。7.3.5 校核强度7.3.5.1 计算轴上载荷根据1-P158表155，对于30207型轴承，。将轴受力简化为下图：图7-3-2中速轴受力分析图前述,可确定。根据，齿轮分度圆直径，可得根据，可得计算轴上的载荷,并作出弯矩转矩图如下:图7-3-3中速轴弯矩扭矩图危险截面的载荷如下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩表7-3-5中间轴危险截面载荷表7.3.5.2 根据弯扭组合变形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（即危险截面齿轮处）的强度，中间轴为齿轮轴，现选择M最大处和大齿轮安装处进行强度校核。根据2-P369式(155)，并取，轴的计算应力：a) 3-4轴段：b) 5-6轴段：前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由2-P358表151查得。因此，故安全。8 轴承的校核88.1 高速轴轴承8.1.1 选用30208型圆锥滚子轴承由轴的设计计算，得：高速轴滚动轴承选用30206型圆锥滚子轴承。查1-P158表155，得：计算系数基本额定载荷/kNeYY0CrC0r0.371.60.963.074.08.1.2 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：，所以：8.1.3 计算两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查2-P318表137，得派生轴向力：8.1.4 求轴承当量动载荷P1和P2查1-P158表155，得8.1.5 验算轴承寿命Lh8.2 中速轴轴承8.28.2.1 选用30207型圆锥滚子轴承由轴的设计计算，得：中间轴滚动轴承选用30210型圆锥滚子轴承。查1-P158表155，得： 计算系数基本额定载荷/kNeYY0CrC0r0.421.40.873.292.08.2.2 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：，所以：8.2.3 计算两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查2-P318表137，得派生轴向力：8.2.4 求轴承当量动载荷P1和P2查1-P158表155，得8.2.5 验算轴承寿命Lh8.3 低速轴轴承8.38.3.1 选用30213型圆锥滚子轴承由轴的设计计算，得：高速轴滚动轴承选用30215型圆锥滚子轴承。查现代机械设计手册第2卷P417续表，得：计算系数基本额定载荷/kNeYY0CrC0r0.441.40.81381858.3.2 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：,所以：8.3.3 计算两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2查2-P318表137，得派生轴向力：8.3.4 求轴承当量动载荷P1和P2查1-P158表155，得8.3.5 验算轴承寿命Lh9 键连接的校核查2-P106表62，得：取：99.1 高速轴根据高速轴的设计计算，可知所选平键分别为：l 大带轮段选择：GB/T 1096键10856 l 齿轮段选择：GB/T 1096键128709.2 中速轴根据中间轴的设计计算，可知