机械设计课程设计带式输送机传动装置的设计F=3600V=1.3D=300

1、机械工程学院课程设计各专业全套优秀毕业设计图纸湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机 械 工 程 学 院 学院（系、部） 20133014 学年第 1 学期 课程名称 机 械 设 计 指导教师 银金光 职称 教 授 学生姓名 符宇 专业班级 机械工程1101 学号 11405700224 题 目 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 成 绩 起止日期 2013 年 12 月 15 日 2013 年 12 月 26 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书共1页2课程设计说明书共1页3课程设计图纸 3张45湖南工业大学课程设计任务书20132014学年

2、第 1 学期 机 械 工 程 学院（系、部） 机械工程及自动化 专业 1101 班级课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 的 传 动 装 置 的 设 计 3 完成期限：自 2013 年 12 月 15 日至 2013 年 12 月 26 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：f=3600n；带的带速： v=1.3m/s，直径300mm二、进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案；三、设计工作量 编写说明书一份。进度安排起止日期工作内容12月15日初步明白我们课程设计

3、所需要哪些材料，和需要为此做些什么。12月16日12月17日通过各种渠道搜集有关自己课程设计的资料，病进行初步整理。12月17日12月25日有三维软件画出机构简图，并初步排版。2013年12月 26 日用world把课程设计的有关资料排版好，并做好设计总结。主要参考资料银金光 主编 机械设计 清华大学出版社 2012年银金光 主编 机械设计课程设计 北京交通大学出版社 2011年指导教师（签字）： 2011 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2011 年 月 日机械工程学院课程设计机 械 设 计 课 程 设 计设计说明书带式运输机的传动装置的设计（3）起止日期： 2013 年 12 月 1

4、5 日 至 2013 年 12 月 26 日学生姓名符宇班级机工1101学号11405700224成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）2010年 12 月 26 日目录1.设计任务42.传动方案分析43.原动件的选择与传动比分配53.1选择电动机的类型53.2选择电动机的容量63.3选择电动机的转速63.4传动比的分配64.各轴动力及动力参数的计算74.1各轴的转速74.2各轴的输出功率74.3各轴的输入转矩85.齿轮的设计与计算85.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数85.2齿轮1、2的设计95.3齿轮3、4的设计135.4几何尺寸的设计175.5结构设计及绘制齿轮零件图186.轴的结构

5、设计及计算186.1低速轴的结构设计及计算186.2中速轴的结构设计及计算276.3高速轴的结构设计及计算307. 轴承的寿命校核.328.键联接强度校核计算.339.润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择.3510.减速器附件的设计.3611.设计总结.38设计任务工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为5；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220v。已知数据：传动带的圆周力：f=3600 n带速：v=1.3 m/s滚筒直径：400 mm带式运输机的传动装置如

6、图1-1所示 2、传动方案分析初步在课程设计书上给我们给定了如图2-1所示的六种方案： 图2-1首先从总体上考虑一下方案，首先去掉涡轮蜗杆的传动方案，传动效率太低，传动比太大，然后看方案d，其中有根齿轮轴从传动带下面通过，这样对于操作来说就不怎么安全，并且采取两级传动，把两级变速机构分开放置，一个开始一个闭式，不仅占用空间大，而且大大降低了齿轮的使用寿命，也不便于操作。大体上一看仅剩下a、b、c、e三种方案可供选择，由于分组的原因，我就选用方案e来进行分析。3、原动件的选择与传动比的分配3.1 选择电动机的类型按工作要求求选用y系列三相异步电动机，电压为220v。3.2 选择电动机容量电动机所

7、需工作功率，由公式， 又有根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率传动装置的总效率 由文献【2】的94页可大致得如下参数：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式圆柱齿轮传动效率，代入得 所得的电动机功率为 因载荷平稳，电动机的额定功率大于，查表12-1得，选用的电动机的额定功率为5.5kw。3.3 确定电动机转速卷筒轴工作转速为 两级展开式圆柱齿轮减速器一般传动比为范围为，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为 符合这一范围且且额定功率为4.06kw的同步转速只有。所以电动机就要选用y132s1-2。3.4 传动比的分配由原始数据可初步测算出总传动比为了传动比合适，减小误差，现提

8、供两种传动比分配方式：和。当i=时，不仅仅润滑好，而且传动平稳些。所以在这里传动比就分配为3.5和3.217两级。 i=111.024 i=3.53.217 4 各轴动力与运动参数4.1 各轴的转速将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴、轴。式中：电动机的满载转速； 电动机轴至轴的传动比。同理 4.2 各轴的输入功率式中：电动机的实际输出功率（kw）；电动机轴与轴间的传动效率。同理其余类推。4.3 各轴输入转矩式中：电动机轴的输出转矩（nm），式中： 电动机的实际输出功率（kw）；电动机满载转速（r/min）。所以 其余类推。将上诉结果列表如表2所示，供后面设计计算使用。表 2 各轴的运动和动

9、力参数轴号功率p/kw转矩t/（n.mm）转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴2.1714.492143010.99轴2.14814.347 14303.50.9408轴2.02147.7194083.2170.9408轴1.901144.42412710.99工作机轴1275 齿轮的设计与计算5.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数如图5-1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度等级。材料的选择，由文献【1】中的表10-1选择小齿轮材料为调质钢（40cr）硬度280hbs，大齿轮材料为调质（45钢）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40h

10、bs。选择齿轮齿数，大齿轮的齿数，取整为71.5.2 齿轮1、2的设计对于强度，速度及精度都要求不高的齿轮，应采用软齿面（硬度小于等于350hbs），因此先按齿面接触强度设计，再按翅根弯曲疲劳强度校核。5.2.1 按齿面接触强度设计有文献【1】中的公式（10-9a）进行计算，即5.2.1.1 确定公式中的各计算数值1) 试选择载荷系数2) 计算小齿轮的转矩3) 由文献【1】中的表10-7取齿宽系数，中偏上限值。4）由文献【1】中的表10-6查得材料的弹性影响系数5）由文献【1】中的图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为；大齿轮的接触疲劳强度极限。6） 计算应力循环次数。7） 由

11、文献【1】中的图10-19取接触疲劳寿命系数8) 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由文献【1】中的式10-12得5.2.1.2 计算1) 计算小齿轮分度圆直径；代入中的较小值2) 计算圆周速度3) 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比模数齿高5) 计算载荷系数根据v=3.910m/s,7级精度，由文献【1】的图10-8查得动载荷系数，直齿轮，,由文献【1】的表10-2查得使用系数。由文献【1】的表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置 , 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由文献【1】中的式（10-10a）得7) 计算模数m5.2.2 按齿根弯曲强度设

12、计根据文献【1】中的式（10-5）的弯曲强度的设计公式为： 5.2.2.1 确定公式中的各计算数值1） 根据文献【1】中的图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限2）根据文献【1】中的图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.45，由文献【1】中的式（10-12）得4）计算载荷系数k5）查取齿形系数根据文献【1】中的表10-5查得，。6）查取应力校正系数根据文献【1】中的表10-5查得，。7）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大5.2.3 设计计算对比计算结果，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，

13、由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.1689并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮的齿数 取整165这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑避免浪费。5.3 齿轮3、4的设计5.3.1 按齿轮3齿面接触强度设计有文献【1】中的公式（10-9a）进行计算，即5.3.1.1 确定公式中的各计算数值1） 计算齿轮3的转矩（在前面的设计中已算出，也就是轴的转矩）2） 选择载荷系数

14、3） 由文献【1】中的表10-7取齿宽系数4） 由文献【1】中的表10-6查得材料的弹性影响系数5） 由文献【1】中的图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为；大齿轮的接触疲劳强度极限。6） 由文献【1】中的式10-13计算应力循环次数。7） 由文献【1】中的图10-19取接触疲劳寿命系数8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数s=1，由文献【1】中的式10-12得5.3.1.2 计算1) 计算小齿轮分度圆直径；代入中的较小值2) 计算圆周速度3) 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比模数齿高5) 计算载荷系数根据v=1.133m/s,7级精度，由文献【1】的图10-

15、8查得动载荷系数，直齿轮，由文献【1】的表10-2查得使用系数。由文献【1】的表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置由，根据文献【1】的图10-13得则有6) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由文献【1】中的式（10-10a）得7） 计算模数m5.3.2 按齿根弯曲强度设计根据文献【1】中的式（10-5）的弯曲强度的设计公式为： 5.3.2.1 确定公式中的各计算数值1）根据文献【1】中的图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2 根据文献【1】中的图10-18取弯曲疲劳寿命系数，。3 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.45，由文献

16、【1】中的式（10-12）得4 计算载荷系数k5 查取齿形系数根据文献【1】中的表10-5查得。6 查取应力校正系数根据文献【1】中的表10-5查得。7 计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大5.3.3 设计计算对比计算结果，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，由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.602mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮的齿数 。取整为90 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿

17、面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.4 几何尺寸计算5.4.1 计算分度圆直径5.4.2计算中心距 因为齿轮孔的尺寸是有与之配合的轴的尺寸的大小决定的，先设计出轴的尺寸在进行齿轮结构的设计。6. 轴结构设计及计算6.1.1轴上的功率p3，转速n3和转矩t3的计算 在前面的设计中得到=1.901kw，=127r/min, 2求作用在齿轮上的力因一直低速极大齿轮上的分度圆直径为mmnn6.1.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有输出轴的最小直径也就是安装

18、联轴器处的直径（见图6-2）与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。联轴器的计算转矩由文献【1】中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中p159，选用hl2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315n.m。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.1.4 轴的结构设计6.1.4.1拟定轴上零件的装配方案由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由文献【1】p368所述，故采用文献中的图15-22a所示装配方案。6.1.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。1

19、）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=(0.07-0.1)d,故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴段配合的轮毂孔长度,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-段的长度应比l1略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，又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6208，其尺寸为故。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。根据文献【2】可以知道6208型的定位轴肩的高度由于，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取。3）非定位轴肩为了加工

20、和装配方便而设置的，其高度没有严格的规定，一般取1-2mm。取2mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位。轴肩高度h（）可取一个合适的值h=4mm,则轴环处的直径。轴环宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离(文献【1】图15-21)，故取。5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为18.5mm(文献【1】图15-21),齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间

21、的距离为20mm(文献【1】图15-21),考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm(文献【1】图15-21),已知深沟球轴承的宽度为，高速级上小直齿轮轮毂的长度为l=65mm，则至此，已初步确定轴的各段直径和长度。6.1.4.3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【1】中表6-1查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长略短于轮毂宽度60mm，为50mm，同时为了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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半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，

22、此处选轴的直径尺寸公差为。6.1.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表15-2，取轴的小端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图6-2取r=1.6。6.1.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图6-2）做出轴的计算简图（图6-1）在确定轴承的支点位置时，因从手册中查取e值（文献【1】图15-23）。对于6208型深沟球轴承，由手册中可查得b/2=9mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6-1）从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出截面c处的、及的值如表6-1所示（参看图 6-1）表 6-1 载荷水平面h垂直面v支反力

23、f弯矩m总弯矩扭矩t6.1.6 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。根据文献【1】中式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由文献【1】的表15-1查得。因此，所以此轴是安全的。6.1.7 精确校核轴的疲劳强度6.1.7.1判断危险截面截面a，b只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面和处的过盈配合引起的应力集中最为

24、严重；从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面c也不必要校核。截面和显然更不必要校核。由文献【1】的第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。6.1.7.2截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力为 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调制处理。由文献【1】中的表15-1查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数

25、及根据文献【1】中的附表3-2查取。因为，经插值后可查得，又由文献【1】中的附图3-1可得轴的材料的敏感系数为，故有效应力集中系数由文献【1】附表3-4所示为由文献【1】中的附图3-2得尺寸系数；由文献【1】中的附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按文献【1】中的式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为又由文献【1】中的3-1及3-2得碳钢的特性系数，取，取于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。6.1.7.3截面左侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面上的扭矩

26、为 截面上的弯曲应力为 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由文献【1】的附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由文献【1】中的附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为于是，计算安全系数的值，按文献【1】中的式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。再加上设计中的运输机有平稳的特点，所以就无大的瞬时过载及其严重的应力循环不对称性，所以可以省略静强度校核。轴的设计基本上就这样了。6.1.8 绘制轴的工作图（见附图1）6.2 中速轴的结构设计及计算6.2.1 轴上的功率p2、转速n2和转矩t2的计算在前面的设计中得到6.2.2 求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得

27、到中速级大齿轮的分度圆直径为而 中速级上的小齿轮的分度圆直径为而 因为是直齿轮传动，只有径向力，无轴向力，故6.2.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有输出轴的最小直径也就是安装轴承处的直径（见图6-4）与轴承的内圈内径相适应，故须同时选取轴承型号。根据文献【2】中p130，因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，又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6204，其尺寸为得，也可以得。 6.2.4 轴的结构设计6.2.4.1根据轴向定位的要求确定轴的

28、剩余各段直径和长度方案。1）右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。根据文献【2】可以知道6204型的定位轴肩的高度由于套筒外径，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，套筒外径26mm.齿轮为非定位轴肩。取2）齿轮3的右端与右轴承之间采用套筒定位。在前面的设计中已经得出齿轮3的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。齿轮3的左端采用轴肩定位。轴肩高度h（）可取一个合适的值h=2.0mm,则。又因为齿轮2与齿轮3要保持一定的距离，由于在前面已说明齿轮2与齿轮3 之间的距离为20mm。故轴。同理齿轮2的左端与左轴承之间采用套筒定位，在前面的设计中已得到

29、齿轮2的齿宽为47mm，故。4）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为16mm(文献【1】图15-21),考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm(文献【1】图15-21),已知深沟球轴承的宽度为，齿轮3的宽度为，齿轮2的齿宽为，则至此，已初步确定轴的各段直径和长度。6.2.4.2轴上零件的周向定位齿轮2、3与轴的周向定位均采用平键连接。按由文献【2】中表12-11查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同理，按选用平键为，同时为了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，此处选轴的直径尺寸

30、公差为。6.2.4.3确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表15-2，由于轴的两端直径一样，故均取倒角为，各轴肩处的圆角半径见图6-36.2.5 绘制轴的工作图（见附图2）6.3 高速轴的结构设计及计算6.3.1 轴上的功率p1、转速n1和转矩t1的计算在前面的设计中得到6.3.2 求作用在齿轮上的力因在前面的设计中得到高速级齿轮的分度圆直径为而 6.3.3 初步确定轴的最小直径根据文献【1】中的式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢，调制处理。有文献【1】中的表15-3，取，于是就有输出轴的最小直径也就是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。联轴器

31、的计算转矩由文献【1】中的表14-1，考虑到转矩变化很小，故取则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】中p159，选用hl1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000n.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度l=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。6.3.4 轴的结构设计6.3.4.1拟定轴上零件的装配方案由于在此轴上只有一个齿轮，左边需空出一长段给其他轴上的齿轮留下空间，由文献【1】p369所述，故采用文献中的图15-22a所示装配方案。6.3.4.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度方案。1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，v-vi轴段左端需制出一轴肩，故取v-

32、段的直径；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度,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，故此段的长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，又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6204，其尺寸为故。左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。根据文献【2】可以知道6204型的定位轴肩的高度由于，但也不能大于内圈的外径，为了便于拆装方便，综合考虑得，取套筒的外径27。3）在前面的设计中已经得出齿轮1的宽度为52mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端因略短于轮毂宽度，故取。齿轮的

33、右端采用轴肩定位。轴肩高度h可取一个合适的值h=4mm,则轴环处的直径。4）轴承端盖的总宽度为25mm（由减速器及轴承端盖的结构决定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离(文献【1】图15-21)，故取。5）取齿轮轮毂距箱体内壁之间的距离为16mm(文献【1】图15-21),齿轮2的轮毂与齿轮3的轮毂之间的距离为20mm(文献【1】图15-21),考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm(文献【1】图15-21),已知深沟球轴承的宽度为，中速级上小直齿轮齿宽为l=65mm，则 至此，已初步确定轴的各段直

34、径和长度。6.3.4.3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按齿轮由文献【2】中表12-11查的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半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。6.3.4.4确定轴上圆角和倒角尺寸根据文献【1】中的表15-2，取轴的小端倒角为，轴的大端倒角为各轴肩处的圆角半径见图6-46.3.5 绘制轴的工作图（见附图3）7、 轴承的寿命校核因为轴承的寿命与所受载荷的大小有关，工作载荷越大，引

35、起的接触应力也就越大，因而在发生点蚀破坏前经受的应力变化次数也就越少，亦即轴承的寿命越短。而低速轴的轴承所承受的载荷最大，故只需校核该轴的轴承的寿命。7.1低速轴齿轮的载荷计算由上述6.2中低速级齿轮设计可求得大斜齿轮的啮合力：分度圆直径：圆周力：径向力： 7.2轴承的径向载荷计算低速轴上的滚动轴承采用正装，其受力简图如下图8.1所示。两个轴承型号均为6208型的深沟球轴承，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。可得：7.3轴承的动载荷计算7.4轴承寿命的计算及校核根据文献【1】中表13-3按24小时连续工作的机械查得该滚动轴承的预期寿命，取，齿轮转速n=127r/min 。并取。故根据文献【1】

36、中13-5式可算出轴承基本额定寿命为故轴承绝对安全。8键联接强度校核计算8.1普通平键的强度条件根据文献【1】表6-1中可知，式中：传递的转矩() 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度（） 键的工作长度（），圆头平键，为键的公称长度，为键的宽度（） 轴的直径（） 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力（），根据文献【1】中表中按材料为钢铁，载荷性质为轻微冲击查得。8.2高速轴上键的校核对于齿轮上的键，已知：于是得， ，故该键安全。另外一个键， ，故该键安全8.3中间轴上键的校核对于键和只要校核长度较短的，已知：于是得， ，故该键安全。8.4低速轴上键的校核对已知：于是得， ，故该键安全。对

37、已知：于是得， ，故该键安全。9. 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择9.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择9.1.1齿轮润滑方式的选择高速轴小圆锥齿轮的圆周速度：中间轴大圆锥齿轮和小圆柱齿轮的圆周速度：低速轴大圆柱齿轮的圆周速度：取，一般来说当齿轮的圆周速度时，宜采用油润滑；当时，应采用浸油润滑。故此减速器齿轮的润滑应将齿轮浸于油池中，当齿轮传动时，既将润滑油带到润滑处，同时也将油直接甩到箱体壁上利于散热。9.1.2齿轮润滑剂的选择根据文献【2】中表17-1中查得，齿轮润滑油可选用全损耗系统用油，代号是：，运动粘度为：61.274.8（单位为：mm2/s）。9.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择9.2.1滚动轴承润滑方式的选择高速轴轴承: 中间轴轴承：低速轴轴承：故三对轴承均应采用脂润滑。9.3密封方式的选择9.3.1滚动轴承的密封选择滚动轴承与箱体外界用毡圈密封，与箱体内用封油环防止减速器内的油液飞溅到轴承内。9.3.2箱体的密封选择箱体部分面上应用水玻璃或密封胶密封。10减速器附件的设计10.2.1窥视孔及视孔盖视孔用于检查传动件工作情况，还可用来注入润滑油。其尺寸如下图11-2所示。10.2.2通气器通气器用