毕业论文终稿-高速重载增速传动齿轮箱结构设计[下载送CAD图纸 全套打包资料]

需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑XXXXX毕业设计论文高速重载增速传动齿轮箱结构设计系名专业班级学生姓名学号指导教师姓名指导教师职称年月I摘要随着近代工业技术的高度发展，船用齿轮箱正朝着高速、高效和强力方向发展，传动系统传递的功率不断增大，齿轮转速不断加大。本设计主要对某高负载船用增速齿轮箱结构进行设计，其主要由齿轮、轴、轴承、键、箱体、箱盖构成。本次设计首先，通过对增速齿轮箱结构及原理进行分析，在此分析基础上提出了增速齿轮箱的设计方案；接着，对主要技术参数进行了计算选择；然后，对各主要零部件进行了设计与校核；最后，通过AUTOCAD制图软件绘制了增速齿轮箱装配图及主要零部件图。通过本次设计，巩固了大学所学专业知识，如机械原理、机械设计、材料力学、公差与互换性理论、机械制图等；掌握了普通机械产品的设计方法并能够熟练使用AUTOCAD制图软件，对今后的工作于生活具有极大意义。关键词增速齿轮箱，齿轮，轴IIABSTRACTWITHTHEHEIGHTOFTHEDEVELOPMENTOFMODERNINDUSTRIALTECHNOLOGY,MARINEGEARBOXISMOVINGINHIGHSPEED,HIGHEFFICIENCYANDSTRONGDIRECTION,THETRANSMISSIONPOWERDELIVEREDISINCREASING,GEARSPEEDINCREASINGTHISDESIGNFORAHIGHLOADMARINEGROWTHGEARBOXSTRUCTUREDESIGN,WHICHISMAINLYCOMPOSEDOFGEARS,SHAFTS,BEARINGS,KEY,BOX,COVERCOMPOSITIONTHEDESIGNISFIRST,BYPERFORMINGFORUPGEARBOXSTRUCTUREANDPRINCIPLEANALYSIS,THEANALYSISPRESENTEDINTHISGROWTHGEARBOXDESIGNBASEDONNEXT,THEMAINTECHNICALPARAMETERSWERECALCULATEDSELECTIONTHEN,FORTHEMAJORCOMPONENTSDESIGNANDVERIFICATIONCARRIEDOUTANDFINALLY,THROUGHAUTOCADDRAWINGSOFTWAREDRAWSUPGEARBOXASSEMBLYDRAWINGANDMAJORCOMPONENTSFIGTHROUGHTHISDESIGN,THECONSOLIDATIONOFTHEUNIVERSITYISTHEPROFESSIONALKNOWLEDGE,SUCHASMECHANICALPRINCIPLES,MECHANICALDESIGN,MECHANICSOFMATERIALS,TOLERANCESANDINTERCHANGEABILITYTHEORY,MECHANICALDRAWINGANDTHELIKEMASTEREDTHEDESIGNOFGENERALMACHINERYPRODUCTSANDBEABLETOSKILLFULLYUSEAUTOCADMAPPINGSOFTWAREONTHEFUTUREWORKOFGREATSIGNIFICANCEINLIFEKEYWORDSUPGEARBOX,GEARS,SHAFTSIII目录摘要IABSTRACTII第一章绪论111增速箱简介112研究背景及意义1第二章总体方案设计321设计要求322方案设计3第三章各级传动参数计算531传动比分配532运动和动力参数计算5321各轴的转速5322各轴的输入功率5323各轴的输入转矩5324整理列表6第四章主要零部件的设计741低速级齿轮的设计7411选精度等级、材料和齿数7412按齿面接触疲劳强度设计7413按齿根弯曲强度设计9414几何尺寸计算1042高速级齿轮的设计11421选精度等级、材料和齿数11422按齿面接触疲劳强度设计11423按齿根弯曲强度设计13424几何尺寸计算1443轴及轴承装置、键的设计15IV431输入轴15432中间轴17433输出轴2044滚动轴承及键的校和计算寿命23441输入轴的轴承23442输入轴的键23443中间轴的轴承23444中间轴的键25445输出轴的轴承25446输出轴的键2645润滑与密封2646增速箱箱体结构尺寸27总结29参考文献30致谢31VVIVIIVIIIIX1第一章绪论11增速箱简介增速箱是一种介于原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，主要作用是用来传递动力和转矩，广泛应用于机械传动行业，如矿业生产、化工设备、汽车制造、农业生产等生产领域。而在种类繁多的增速箱中，圆柱齿轮增速箱是较为普遍使用的传动装置，其设计过程几乎涉及机械设计各个方面，如几何参数设计、结构设计、标准件选型、强度设计、动力学设计、润滑与密封设计等。其设计与制造技术的发展在一定程度上标志着一个国家的工业技术水平，不单单是我国，当今国际上各国增速箱及齿轮技术发展的总趋势都在向着六高、二低、二化等方面发展六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化。增速箱的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的增速箱有40余种。增速箱的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；增速箱的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的增速箱；增速箱的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的增速箱。减速机是一种相对精密的机械，使用它的目的是降低转速，增加转矩。它的种类繁多，型号各异，不同种类有不同的用途。增速箱的种类繁多，按照传动类型可分为齿轮增速箱、蜗杆增速箱和行星齿轮增速箱；按照传动级数不同可分为单级和多级增速箱；按照齿轮形状可分为圆柱齿轮增速箱、圆锥齿轮增速箱和圆锥圆柱齿轮增速箱；按照传动的布置形式又可分为展开式、分流式和同轴式增速箱。12研究背景及意义由于国内船舶市场的需要。万吨以上的船舶需求量增长迅速,但我国大功率低速柴油机的生产量极为有限,所以大功率中速柴油机配大功率船用离合、倒顺、减速齿轮箱作为主推进装置将有很大的市场前景。随着近代工业技术的高度发展，船用齿轮箱正朝着高速、高效和强力方向发展，传动系统传递的功率不断增大，齿轮转速不断加快，不仅使得齿轮箱的振动和噪声问题更加尖锐突出，同时也影响了整套机组的安全性和稳定性。2基于以上背景，本设计是以二级圆柱齿轮增速箱为例，主要对各级传动齿轮、轴、轴承、键、箱体等进行设计计算，然后又对齿轮，轴，键等一些重要零件的强度、刚度、稳定性进行了校核。随后采用AUTOCAD绘制了齿轮、轴、轴承、轴承端盖、箱体等零部件，最终装配成一台二级圆柱直齿轮增速箱，使设计结果的正确性最终得到最直接的体现。采用此方法设计一台增速箱，可缩短设计周期，节约设计成本，提高设计正确性。通过完成本设计，可掌握机械设计的一般程序、方法、设计规律、技术措施，了解现代计算机辅助设计方法，为以后的学习和工作积累经验，锻炼解决问题的能力，所以本课题的研究具有重要意义。3第二章总体方案设计21设计要求本设计主要对某高负载船用增速齿轮箱结构进行设计，按照设计传动比要求，确定传动系统方案以及各级齿轮传动的尺寸。对各级传动结构进行载荷校核，确保传动的平稳和结构的安全性。参数要求功率850KW输入转速1000R/MIN选定输出转速6000R/MIN22方案设计传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。由于我们的实验的要求较高，电机输入的最高转速较大，为了减少成本，降低对电机的要求，同时能够满足减震器试验台的正常工作，我们对减震器采用这样的方案变频电机通过带轮的传递，到达第一对啮合齿轮，为了让增速箱具有变速功能，我们使第二对啮合齿轮为双联齿轮，最后由输出轴传递给偏心轮机构。因为本试验属于多功能测试，包括了静特性试验、疲劳试示功试验、耐久试验。所以对整个传递要求较高。所以第一、二根轴两端采用角接触球轴承，第三根轴采用一头用角接触球轴承另一头采用普通调心球轴承。注意点是使用这个传动方案应保证工作可靠，并且结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、传动效率高和使用维护便利。二级圆柱齿轮增速箱传动比一般为840，用斜齿、直齿或人字齿，结构简单，应用广泛。展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度；分流式则齿轮相对于轴承对称布置，常用于较大功率、变载荷场合。同轴式增速箱，长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。两级大齿轮直径接近有利于浸油润滑，轴线可以水平、上下或铅垂布置，如图4图中展开式又可以有下面两种，如下所示根据材料力学（工程力学）可以算出在相同载荷作用下，A方案优先于B方案，最终选A通过以上，确定高速重载增速传动齿轮箱结构方案如下图示图21增速传动齿轮箱方案简5第三章各级传动参数计算31传动比分配（1）总传动比为610NWMI（2）分配传动比考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。取低速级传动比21I则；3612I32运动和动力参数计算321各轴的转速1轴；MIN/101RNM2轴；IN/202RI3轴；6323322各轴的输入功率1轴；KWP85012轴；KW34816902123轴；0734863323各轴的输入转矩1轴；MNNPT5817059950112轴；0239246223轴；MNNPT81760789954336324整理列表轴名功率KWP/转矩MNT/转速IN/R1850811751000281634389802200037840112478860007第四章主要零部件的设计41低速级齿轮的设计411选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表61选择小齿轮材料为30CRMNSI（调质），硬度为320HBS，大齿轮材料为30CRMNSI钢（调质），硬度为300HBS。选小齿轮齿数，20Z大齿轮齿数41I412按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即32112HEDTTZUTKD1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数31TK（2）计算小齿轮传递的转矩MNT023892（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数80D（4）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE（5）由图614按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限H701LIM小齿轮的接触疲劳强度极限PA82LI（6）由式611计算应力循环次数91104301060HJLNN992824（7）由图616查得接触疲劳强度寿命系数89501NZ920NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S1，由式1012得MPASZHN5731095LIM1H682LI2（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值TD2HMDT915738801391223计算圆周速度VSNVT/9206091431062计算齿宽BMDT1982计算齿宽与齿高之比B/H模数ZMTNT520齿高1749/16/4925HBMNT计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数SMV/20251VK假设，由表查得NBFTA1HK由于载荷平稳，由表52查得使用系数1AK由表查得271H9查得271FK故载荷系数749120125HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得MDTT683/7491/332（11）计算模数ZM02/80/2413按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为32FSDNYZKTM（1）确定公式内的计算数值由图615查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE6201小齿轮的弯曲疲劳强度极限5由图616查得弯曲疲劳寿命系数901NZ872N计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S13，由式得MPASZFENF2349601FEF518722计算载荷系数746120FVAK（2）查取齿形系数由表64查得421FAY82FA10（3）查取应力校正系数由表64查得671SAY512SA（4）计算大小齿轮的，并比较FSAY09743518238621FSAFY小齿轮的数据大（5）设计计算MM9860720138974633对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数698MM，圆整取第一系列标准值M8MM（GB/T13571987）并按接触强度算得的分度圆直径MD6820算出小齿轮齿数取6278/0/2MDZ2Z大齿轮齿数取51I5414几何尺寸计算（1）计算分度圆直径MZD248562（2）计算中心距MDA362/482/1（3）计算齿宽宽度B0,1790取序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z56，282模数M8MM3分度圆直径21DM24,8114齿顶高AHM85齿根高F106全齿高H87顶隙CM28齿顶圆直径21D40,69齿根圆直径43F,810中心距A342高速级齿轮的设计421选精度等级、材料和齿数采用7级精度由表61选择小齿轮材料为30CRMNSI（调质），硬度为320HBS，大齿轮材料为30CRMNSI钢（调质），硬度为300HBS。选小齿轮齿数，203Z大齿轮齿数64I422按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即32112HEDTTZUTKD1）确定公式各计算数值（1）试选载荷系数31TK（2）计算小齿轮传递的转矩MNT8247（3）小齿轮相对两支承非对称分布，选取齿宽系数80D（4）由表63查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE12（5）由图614按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限MPAH701LIM小齿轮的接触疲劳强度极限82LI（6）由式611计算应力循环次数9110823012060HJLNN9924838（7）由图616查得接触疲劳强度寿命系数01NZ02NZ（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1，安全系数为S1，由式1012得MPASZHN4708920LIM1H82LI2（9）计算试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值TD4HMDT813470893801273124计算圆周速度VSNVT/542601431064计算齿宽BMDT9178342计算齿宽与齿高之比B/H模数ZMTNT620413齿高175/910/5462HBMMNT计算载荷系数K根据，7级精度，查得动载荷系数SV/342321VK假设，由表查得MNBFTA10HK由于载荷平稳，由表52查得使用系数1AK由表查得261H查得FK故载荷系数831260132HVAK（10）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得MKDTT5/8134/334（11）计算模数ZM6720/15/4423按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为324FSDNYZKTM（1）确定公式内的计算数值由图615查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE6201小齿轮的弯曲疲劳强度极限5由图616查得弯曲疲劳寿命系数8701NZ8402N计算弯曲疲劳许用应力14取失效概率为1，安全系数为S13，由式得MPASZFENF9241360871FEF522计算载荷系数83126031FVAK（2）查取齿形系数由表64查得283FAY4FA（3）查取应力校正系数由表64查得71SA514SA（4）计算大小齿轮的，并比较FSAY013425896743FSAFY小齿轮的数据大（5）设计计算MM94013201847333对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数49MM，圆整取第一系列标准值M6MM（GB/T13571987）并按接触强度算得的分度圆直径MD1654算出小齿轮齿数取19256/1/4MDZ2Z大齿轮齿数取725324I4424几何尺寸计算（1）计算分度圆直径15MZD150624743（2）计算中心距A3/21（3）计算齿宽宽度BD,508取序号名称符号计算公式及参数选择1齿数Z75，252模数M6MM3分度圆直径21DM150,44齿顶高AH65齿根高F576全齿高HM137顶隙C8齿顶圆直径21D62,49齿根圆直径43F135,10中心距AM043轴及轴承装置、键的设计431输入轴1）轴1的转速和功率转矩P1850KW，N11000N/MIN，T181175NM2）求作用在齿轮上的力周向分力为FT2T2/DM1281175/22414147N垂直于分度圆力为FFTTG14147TG18434714N径向分力为FR1FCOS14473N轴向分力为FA1FSIN1149N法向载荷为FNFT/COS15055N，如图163）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3PDCN机械设计表153，取，于是得12MP1068512ND33该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。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VDV型号。联轴器的计算转矩，取。3TKACA31AMN805287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TL7型弹性CAT套柱销联轴器，其公称转矩为12500NM。半联轴器的孔径为115MM，故取；半联轴器长度为，半联轴器与轴配合的毂孔长度MDV135ML165。L671轴的结构设计为了满足联轴器的轴向定位，轴段右端要有一轴肩，故取段直径为D126MM。初步选定滚动轴承，因轴承不受径向力，根据D135MM，取用N202E型号圆柱滚子轴承，其尺寸为DDT140MM250MM42MM，则有DD140MM，L22MM，轴承中间处用轴肩定位，这段取直径D164MM。17右端轴承与齿轮之间应有一套同固定，长应为取套同长225MM，则L225MM。齿轮为齿轮轴此轴段长L180MM。取轴承端盖总宽为32MM，外端面与半联轴器右端面间距离为10MM，故取L42MM。结合箱体结构，取L76MM。轴上零件的周向定位联轴器与轴的周向定位均用平键联接。按D156MM由查得平键截面BH28MM12MM，键槽用铣刀加工，长160MM，同时为了保证齿轮C与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为H6/N5。求轴上的载荷先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承支点的位置时，从查得A138MM，因此作出简支梁的轴支承夸距为L869MM。由上可知B截面为危险截面。将B面的个数列于下表载荷水平面垂直面支反力FNH134043NFNH2104986NFNV111771NFNV236301N弯矩MH2982172NMMMV110311444NMM总弯矩M3155409NMM扭矩T2281176NM按弯扭合成应力教核轴的强度由式及上表的数值，取06，轴的计算应力为A264MPAACAWTM212因为轴的材料前以选定为45钢，由表查得其160MPA，故安全。A432中间轴1）中间轴的转速和功率转矩P281634KW，N22000N/MIN，T2389839NM2）求作用在齿轮上的力（1）求作用在低速级小齿轮上的力18圆周力NDTFT331231049709径向力NTR26TAA3轴向力0A（2）求作用在高速级大齿轮上的力。因大齿轮为从动轮，所以作用在其上的力与主动轮上的力大小相等方向相反。圆周力NFTT91752径向力NFTR916306COSAN12轴向力TA45I23）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3PDCN机械设计表153，取，于是得12M08324816ND332该轴有两处键槽，轴径应增加510，即90MM轴的最小直径显然是轴承处轴的直径和，故DD904）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A初步选择滚动轴承。因轴承不受轴向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求，根据，选取0基本游隙组，标准精度级的圆柱滚子MD90轴承NJ2203E型，其尺寸为，得MTD416ML40轴段取安装齿轮处的、取，根据齿轮宽并为保证齿D05轮定位准确轴段适当缩短12MM，故，L34LV919轴段为两侧齿轮定位轴环，根据箱体尺寸。3轴MDV41MLIV59上零件的周向定位齿轮采用平键联接，按，查机械设计表得平键截面20，联接小圆柱齿轮的平键长度为42MM，联接大圆柱齿轮的平键长MHB810度为50MM5）求轴上的载荷对于NJ2203E型圆柱滚子轴承，MA12计得，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和ML731702L843扭矩图。如下图所示载荷水平面垂直面支反力FNNH5230169NFNV37215弯矩MMH41N3022MMV401N2320总弯矩MNMVH457062113222扭矩TT96）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，即圆柱齿轮的截面，取，轴的计算应力0前已选定轴的材MPAWTMCA5472413254960722221）料为45钢，调质处理，由机械设计表，查得，因此，安全。11CA433输出轴1）3轴上的功率P3,转速N3和转矩T3，KWP01734MIN/603RNMNT8124732）求作用在齿轮上的力圆周力NDTFT45196234径向力NTR716420TAN3A4轴向力04A3）初步确定轴的最小直径先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料45钢，调质处理。根据3PDCN机械设计表113，取，于是得12M8356017412ND33该处开有键槽故轴径加大510，且轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。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VDV21型号。联轴器的计算转矩，取。3TKACA31AMNTKACA5469313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TL7型弹性CA套柱销联轴器，其公称转矩为500NM。半联轴器的孔径为60MM，故取；半联轴器长度为，半联轴器与轴配合的毂孔长度MDV40L84。L814）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（A）为了满足半联轴器的轴向定位的要求，轴段左端需制出轴肩，故取段的直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保MDV50ML841证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故段的长度应比L1略短一些，现取。LV8B初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用单列圆柱滚子轴承。根据，查机械设计手册选取0基本游隙组，标准精度级的圆柱滚子轴承MDV45NJ2203E，其尺寸为，故，而MTDD3175MDV75，滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度，因此，取LV31H2MD85C取安装齿轮处的轴的直径；齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。MDV80已知齿轮轮毂的宽度为56MM，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。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，取，LV64DH076H则，。因、两轴在箱体内的长度大致相等，取MDVI70DV5022，。ML30MLV12LV10MLV163）轴上零件的周向定位查机械设计表，联接联轴器的平键截面；联接圆柱LHB08齿轮的平键截面LHB10424）求轴上的载荷对于NJ2203E型圆柱滚子轴承，MA9载荷水平面垂直面支反力FNNH3102852NFV8231N6弯矩MMH4MMV49总弯矩H1672扭矩TNT35405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，即安装齿轮处，取，轴的计算应力60MPAWTMCA516521832654340922232前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计，查得，因此，安全。PA6011CA计得，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。ML8235如下图所示。2344滚动轴承及键的校和计算寿命441输入轴的轴承1）按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为圆柱滚子轴承，轴承的预期寿命取为LH29200H由上面的计算结果有轴承受的径向力为FR134043N，轴向力为FA115990N，2）初步选择滚动轴承型号为NJ2203E，其基本额定动载荷为CR518KN，基本额定静载荷为C0R638KN。3）径向当量动载荷NFNVHR43061875432221211R859222动载荷为，查得，则有ARRYFP406NR01391563由式135得AHRHLPCNL1045301239866016满足要求。24442输入轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联轴器处选用单圆头平键，尺寸为MLHB160282校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为MPAP2键的工作长度MBL3726401，合适PPADLKT582154011443中间轴的轴承（1）选择的圆柱滚子轴承型号为NJ2203E，基本额定动载荷。NC340（2）当量动载荷前面已求得，NFNH52301NFH5269FV721FNV572FA430轴承1、2受到的径向载荷为FNVHR10543725021211NR669222轴承1、2受到的轴向载荷为查简明机械工程师手册表7739得71YNYFRD31072541RD862FDA4650314011N82轴承的当量动载荷为ARPFYXF25按机械设计表136查得21PFNFYXFPAR71832465070421111R322（3）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力验算。21P对于滚子轴承，。3/10HCNLH8320425660/102增速箱的预定寿命LH96，合适。H444中间轴的键1）选择键联接的类型和尺寸联接小圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为MHB160425联接大圆柱齿轮处选用圆头平键，尺寸为。2校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的MPAP120工作长度，MBL21031L402，合适PPMADLKT35897211，合适PPL8201420232445输出轴的轴承（1）选择的圆柱滚子轴承型号为NJ2203E，基本额定动载荷。NC40（2）当量动载荷前面已求得，NFNH3190NFH210852FV8231NV62326轴承1、2受到的径向载荷为NFNVHR1238319022211R675222轴承1、2受到的轴向载荷为查简明机械工程师手册表7739得1YNYFRD93506121RD782FDA93501N22轴承的当量动载荷为ARPFYXF按机械设计查得21PFNFFARP8129350640111YXR377822（3）验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力验算。21P对于滚子轴承，。3/0HCNLH450288124076603/113增速箱的预定寿命LH95，合适。446输出轴的键1）选择键联接的类型和尺寸27联轴器处选用单圆头平键，尺寸为MLHB1018圆柱齿轮处选用普通平头圆键，尺寸为。6422校核键联接的强度键、轴材料都是钢，由机械设计查得键联接的许用挤压力为。键的MPAP120工作长度，MBL7421801L502，合适PPMADLKT7653213145润滑与密封（1）润滑方式的选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。根据I，II，III轴的速度因子，I，II，III轴的轴承用脂润滑DN（2）密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封SMV10（3）润滑油的选择因为该增速箱属于一般增速箱，查机械设计课程设计可选用中负载工业齿轮油N100号润滑油。46增速箱箱体结构尺寸1箱座壁厚1201252MDM5取2箱盖壁厚13箱座凸缘厚度B4箱盖凸缘厚度515箱座底凸缘厚度M226地底螺钉直径，取M20081MFDD7地底螺钉数目6N8轴承旁联接螺栓直径，取M16F751289箱盖与箱座联接螺栓直径取M12MDDF12605210联接螺栓的间距L12窥视孔盖螺钉直径,取M6F743413定位销直径DD6980214，至外箱壁距离FD12MCC单位，4,21115轴承旁凸台半径R216凸台高度H5817箱体外壁至轴承座端面距离CL47102119大齿轮顶圆与内箱壁距离M20齿轮端面与内箱壁距离5221箱盖，箱座筋厚，M8501158022轴承端盖外径D32M62D16223轴承旁联接螺栓距离S024大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离54625箱底至箱底内壁的距离M2726增速箱中心高DHA18627箱体内壁至轴承座孔端面的距离CL57021128轴承端盖凸缘厚度ME29轴承端面至箱体内壁的距离330旋转零件间的轴向距离1431齿轮顶圆至轴表面的距离0529总结毕业设计是对大学中所学知识的回顾，是对以往所学知识的综合运用，锻炼了我们的独立思考能力、独立解决工程实际问题的能力、画图能力，更是从课本中的理论知识到生产实际的转变。在这之前，虽然经过四年的学习学到了很多知识，但是还没有机会来运用和掌握这些东西。通过这次实践，我对机械设计过程都有了全面的了解，设计、计算和绘图方面的能力