机械设计课程设计模板

1、上 海 海 事 大 学机械设计课程设计（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5 354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3月14日一、传动系统参考方案（见图）带式输送机由

2、电动机驱动。电动机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 （允许误差士 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圭寸面、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

3、主 要计算结果整理成表格。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4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

4、圆柱齿轮减速器）计算说明书第一节概述一、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由电动机至运输带的总效率确定Pw运输带所需功率：Pw FV 4500 .8 3.6KW1000 1000确定aV带传动效率D 0.96;一对齿轮传动效率C 0.98一对滚动轴承效率Z 0.99 ；弹性联轴器效率L 0.99卷筒效率J 0.96综上：电动机所需的工作功率Fd P 4.28KWa因Ped Pd，选取电动机的额定功率Ped 5.5KW3. 确定电动机转速式中，V带传动的传动比i带24，两级齿轮减速比齿840，则总的传 动比范围为 口门 ian i ii 2 n r / min 643 .

7、65 nd 6436 . 47 选择电动机转速为1500r/m4、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Y132M1-6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、卄满载 转速r/min中心高Hmm轴伸尺寸DX Emm装键部位尺寸FXGDmmY131500144013238 X10X1、确定总传动比iaianm 144030.87nw46.65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ii根据推荐值23,选取ii = (2)各级齿轮传动比“、i22i 2 i 2ii 22 i 2

8、两级齿轮传动比 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)i22，选取 i 211.4 22，同时因 i1i230.87故 i21 =，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、H轴和皿轴1. 计算各轴转速满载转速nm 1440r/minI 轴转速 n nm 1440 576r/minh 2.5II 轴转速：n2 匕 576 138.46r/mi ni214.16III 轴转速：n3 n3138.4646.62r/mini222.97卷筒转速：nw n3 46.62r /min2. 计算各轴

9、输入功率I 轴功率：P Pd oi 5.5 0.96 5.28KWII 轴功率： P 125.28 0.97 5.12KWIII 轴功率：F3 P2 235.12 0.974.97KW卷筒轴功率：Pw P3 34 4.97 0.97 4.82KW3. 计算各轴输入转矩电动机轴输出转矩：Td9550巴 9550 空丄 36.48 N mnm14404. 整理动力参数(P=1/30000*T 兀n)电动机I轴H轴皿轴卷筒转速960384r/min功率4Kw转矩n*m第三节传动件设计计算一、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

10、轮直径并考虑带传动的滑动率（二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 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ddi、dd2查询

11、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 4356. 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 P0 1.37KW

12、； p0 0.11 ；由表 8-5,8-2 分别查K 0.93 ； Kl 0.99，贝卩：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dg(mm)大带轮直径dd2(mm)小带轮带速v带长Ld0A型带3001600中心矩a小带轮包角V带根数Z初拉力(F0)min)压轴力(Fp)min4594二、齿轮传动设计计算工作条件：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

13、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：HBWp 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

14、齿宽系数d 1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 i21 3.65 小齿轮齿数初选乙23则大齿轮齿数 Z2 i21 Z123 3.65 83.95，取 Z? 84(6) 确定重合度由215页图10-26查得端面重合度:10.765 ,20.792，120.7650.7921.56(7) 确定许用接触应力Z n H limH Sh可用下式计算:由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为:H lim 1 580MPa , h lim 2450MPa小齿

15、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 1.0duni57.27 384因：v 11.15m/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Kh 1.455，Kf 1.40，查195页表10-3得齿间载荷分布系数khKf 1.4则载荷系数(2) 对g进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对由Kt计算出的

16、g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 二4. 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Yf912.62,冷22.2根据线性插入法得YFa1 2.616,YFa2 2.196(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由P206图10-18查得：弯曲疲劳寿命系数Kfn1 0.87,Kfn2 0.9安全系数SF 1.251.5取SF 1.4贝心YFaYsa 计算大、小齿轮的F并加以比较

17、 取大，大齿轮的数值大。(5) 计算最终模数选取为35. 设计计算(1) 齿数计算Z1 勺叱 66.98cos140 21.66 ，选取 zi=23 mn“z23.65 23 83.95,选取勺=84(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ha 3 mmha 3 mm齿根高hf 3.75mmhf3.75mm齿全高h 6.75 mmh 6.75

18、 mm齿顶圆直径dai 77.36 mda2 266.64 mm齿根圆直径dfi 63.86mmdf2 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 166mm螺旋角齿宽b1 76 mmb271 mm7. 结构设计大齿轮 轴H上大齿轮采用选用腹板式结构，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：

19、HBW2162 217HBW平均硬度： HBW, 236HBW,HBW2 190HBW。HBW, 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。其设计公式I2.3 2KT2 u 1 ZeZhd3t j为： d u H小齿轮传递扭矩为：T2 338120N 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

20、数比u i22 2.61小齿轮齿数初选Z3 23则大齿轮齿数 乙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 3 H 4h 2圆直径d1t，得:562.6 441 501.8MPa初算小齿轮的分度3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数使用系数K

21、A 1.0d3t n288-24 105-210.49m/s因：v60 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Kh 1.466，Kf 1.35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： 初次确定模数mn ( 可省略)取 mn 4.37mm(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 二。4. 按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 计算当量齿数(2) 查取

22、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,Yf94 2.273(3) 计算弯曲疲劳许用应力K FN FE取弯曲疲劳安全系数S=由P209图10-21查得弯曲疲劳极限应力为fe3 420MPa , fe4 380MPa由P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfn3 0.9,Kfn4 0.92 贝y： 计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较f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Z3d3 cosmn103.51 cos14o333.48，选取 Z3=34Z2 2.6

23、1 34 88.74 ,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 110 mm6. 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 105.04 mmd4274.96mm齿顶咼ha3 mmha3mm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.

24、46mm齿距p 9.42 mmp 9.42mm齿厚、槽宽s e 4.71 mms e 4.71mm顶隙c 0.75mmc 0.75mm中心距a 190 mm螺旋角齿宽b3 110 mmb4105 mm总传动比校核：ia i1i21i22 2.472 3.652 2.618 23.63误差la la 23.86 23.63。少 5%ia23.86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），贝卩：R ； m 384r/min

25、 ; Ti 95.50 N 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i 14.79 , di 71.36mm贝S：圆周力：Ft12000T；2000 95.50 2676.57 Nd171.36径向力：F r1Ft1ta n n2676.57 tan20 1007.57Ncos 1cos14.79轴向力：Fa1Ft1ta n 12676.57 tan 14.79706.68N压轴力：Fp2zFosin157.03M2 4 151.79 sin 1190.011190N2 24.

26、初算最小轴颈查p370 15-3选取C=112贝心对于直径d 100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大 5%7%D电动机38mm ； din D 38 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bi轮传动中小齿轮、大齿轮和第二级齿轮传动中小齿轮的齿宽； q 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12式中：机座壁厚，P158表1

27、1-1 ； 8mmC1、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 h 61mm，为 了保证轴的挡圈只压在大带轮轮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h 60mm, d1 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，

28、取端盖的外端面与轴承右端面间的距离I2 55mm，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 I4108.5mm 确定轴段的各段直径和长度两端轴承均采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

29、到键槽底部的距离e2mt,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l5 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l2 52mm，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，|6 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，40mm查表得截面b h 12mm 8mm

30、 ,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(面)方向反力圆周力：Ft12000T；2000 95.502676.572700Nd171.36径向力：F r1Ft1ta n n2676.57 tan201007.57 1000Ncos 1cos14.79o轴向力：Fa1Ft1ta n 12676.57 tan 14.79706.68700N压轴力：

31、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，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； n2 min ； T2 338.11N m。2. 选择轴的材料因传递的功率不

32、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H的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为214.79o，313.82o, d2244.7mm ， d3114.5mm 贝U齿轮二圆周力:Ft22000T22000 338.112594.46 2600Nd2260.64径向力:Fr2Ft2 tan n2594.46 tan20976.67 980Ncos 2cos14.79o轴向力:Fa2Ft2 ta n 22594.46 tan 14.79o 685.00N齿轮三圆周力:Ft32000T2d32000 如16437.74 6440N105.0

33、4径向力:Fr3Ft3ta n n6437.74 tan202413.00 2410Ncos 3cos13.82o轴向力:Fa3Ft3ta n 36252.05 tan 13.821537.961540N4. 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(1) 轴的结构构想如图所示(2) 相关数据L=225mm l2c2 (812)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

34、，I轴段左端需制出一轴肩，故取H段的直径d2 50mm , 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 40mm ,由轴承产品目录中初步选取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l1 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，l2 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

35、段直径和长度此处轴端为了与齿轮进行配合，选取l4 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d2 55mm，查表得截面 b h 16mm 10mm，键槽用键槽铣刀加工，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

36、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)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 l，故安全。III. 低速轴的设计与计算1. 已知条件

37、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； n3 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13.823. 求作用在齿轮上的力因已知轴H的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为,d3274.96mm 则:圆周力：Ft4 Ft3 6440N径向力：Fr4 Fr3 2410N轴向力：Fa4 Fa3 1540N4. 轴的结构设计(1) 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，

38、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di 55mm联轴器与 轴配合的毂孔长度l1 112mm。 .确定轴段的直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，1轴段左端需制出一轴肩，故取H 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l2 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

39、定轴段的直径和长度两端轴承均采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，b 104mm。 确定轴段的直径和长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I5 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l473.5mm。 .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747.5mm，前面已确定ds d? 65mm。轴I上零件的周向定位半联

40、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伽m，键槽用键槽铣刀加工，长为L 70mm，选用平键为H816mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为为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mN大齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按di 73mm，查表得截面 b h 20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为l 80mm，选用平键为H820mm 12mm 80mm，半联轴器与轴的配合为为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mN(5)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45。6.绘

41、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(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 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,，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卩。为了使所选的轴直径di 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

42、联轴器的计算转矩Tca KaT3，考虑到转矩变化很小，查 P351表14-1得取 kA 1.3,T3855.99N则Tca KaT31.3 855.991112.787N M按照计算转矩G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d55mm，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=

43、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，查得许用挤压应力p=100120MPa取 平均值，p = 110MPa键的工作长度I Lb 45 12 33mm,键与轮毂键 槽的接触高度k 0.5h 0.5 8mm 4mm。33可得p 2Ti 10 2 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）。根据d2 55mm

44、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。33可得p 2T2 102 338 1072.32MPa p，可以。p kld5 34 55故取 16 10 50GB/T 1096。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

45、键（A型）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。33可得p 2T2 102 338.11 1045.537MPa p，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

46、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）。根据d1 73mm查得键的截面尺寸为：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 0.5h 0.5 12mm 6mm。33可得p 2T3 102 85599 1065.14MPa p，可以。p kld6 60 73故取 20 12 80GB/T 1096。半联轴器选择键连接的类

47、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 16 64mm,键与轮毂 键槽的接触高度k 0.5h 0.5 10mm 5mm。332T3102 855.99 103 p可得p97.27MPa L p，可以。p kld5 64 55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

48、(mm内径d宽度B轴I62105020轴H62084020轴皿621155301. 轴I轴承6210（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）按照表 13-6，fp 1.01.2，取 fp 1.2。=23200N按照表13-5，X=1, Y=0按照6210轴承样本或设计手册选择c. 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（13-8a） p fp（XFr YFa）按照表 13-6 , fp 1.o 1.2，取 fp 1.2。按照表 13-5 , X=1, Y=0按照6208轴承样本或设计手册选择 C =23200Nc. 验算6208轴承的寿命3. 轴III轴承6211a. 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 1.01.2，取 fp 1.2。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i10.02a 3 8机座凸缘厚度bb 1.5机盖凸缘厚度R匕1.5 1机座底凸缘厚度b2b22.5地脚螺栓直径dfdf