课程设计--设计两级圆柱齿轮减速器

1、 课程设计说明书名 称： 机械设计基础课程设计 题 目：设计二级斜圆柱齿轮减速器 院 系： 机械工程学院 班 级： 机自Y124班 学 号： 201200104023 日 期：2014年06月04日2014年06月21 日机械设计基础课程设计题目题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器说 明： 此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。此设备两班制工作，工作期限十年，户内使用。传送简图如下：技术参数已 知 条 件数 据 号12345678鼓轮直径（mm）300330350350380300360320传送带运行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75传送带从动轴所需扭

2、矩（Nm）7006706509501050900660900机械设计课程设计任务书一、本任务书发给 机自Y124班 班学生熊忠卯 二、请按计划书指定数据组号6的第6 个数据进行设计(见附页)。三、本任务规定的设计计算包括下列各项：1、 传动装置总体设计计算；2、 各传动零件的设计计算；3、 三根轴设计计算；4、 三对轴承的设计计算；5、 各标准零件的选择；四、本任务书要求在答辩前完成1、 主要部件的总装配图一张（A1）；2、 典型零件图2张（A3）；3、 20页左右的设计设计说明一份； 五、答辩时间 年 月 日到 月 日目录第一部分 设计任务书-3第二部分 传动装置的总体设计-4第三部分 二传

3、动v带设计-9第四部分 齿轮的设计与计算-11第五部分 轴的设计计算-25第六部分 轴承寿命的验算-38第七部分 键的校核-41第八部分 箱体的设计-43第九部分 润滑油及润滑方式的选择-45参考文献-45第二部分 传动装置的总体设计 一电动机的选择 1.电动机类型和结构型式 驱动传送带主动轴鼓轮的转速： r/minr/min 根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接 有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型

4、电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.选择电动机容量（1）工作机所需功率Pw 工作机所需功率及所需的转速 kw kw式中： V -传送速度; D -鼓轮直径; T-鼓轮轴所需的功率 (2) 由电动机至工作机的总效率 h 带传动V带的效率=0.940.97 取= 0.96 一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.99 一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.97 联轴器的效率=0.990.995 取= 0.99 滚动轴承的效率=0.96 (3)电动机所需的输出功率 KW (4)确定电动机

5、的额定功率Ped 有d= 4 kw 3.电动机额定转速的选择 式中: -电动机转速; iv-V带的传动比（机械设计P154) -齿轮的传动比-工作机的转速 两级圆柱齿轮减速器推荐传动比 机械设计P154推荐V带传动比 = r/min 4.确定电动机的型号 一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。 方案电动机 型号额定功率（KW）电动机的转速（r/min）同步满载1Y132S-45.51500 14402Y132M2-65.51000960 5.电动机的外形示意图 (三) 总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 2.各级传动比的分配 (1)V带传动的理论传动

6、比初取2.5 (2)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 ， 因为方案2计算得出的，不符合圆柱齿轮的传动比的范围，所以不选。 （四）各轴转速，转矩与输入功率 1.各轴理论转速 设定：电动机轴为0轴，高速轴为1轴， 中间轴为2轴，低速轴为3轴， 按电动机所需功率计算各轴输入功率，即各轴转矩汇总：项目电动机轴0高速轴轴1中速轴2

7、低速轴3转速(r/min)1440576140.844.70功率(kw)5.55.285.074.87转矩(N*m)36.4787.53343.81040.35二传动v带设计1.V带传动设计原始数据电动机功率电动机转速 r/minV带理论传动比2.52. 设计计算 （1）确定计算功率Pc根据双班制工作，即每天工作10小时，工作机为带式运输机。 查得工作系数KA=1.2 （2）选取普通V带带型 根据，确定选用 普通V带B型。 （由机械设计P157图8-9） （3）确定带轮基准直径，并验证带速v , a.初选小带轮基准直径=140mm(机械设计P157和P155表8-7和表8-9） b.验算带速

8、5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s带的速度合适。 c. 计算 mm 圆整 =355 mm （4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据346.5mm 990mm初步确定中心距 mm ，由课本P157公式（8-22）有： = 取 = 1950mm计算实际中心距a 由课本P158公式（8-23）有：考虑到安装调整和补偿初拉力需要，中心距调整余量为【课本P158公式8-24】则中心距的取值范围为mm， （5）验算主轮上的包角= 主动轮上的包角合适 （6）计算V带的根数Z 基本额定功率 得=1.07kw 额定功率的增量 =0.46kw包角修正系数 得=0.95长度系数 得=0.97=

9、 =2.19 取Z=3根 （7）计算预紧力 由表83得B带的单位长度质量q=0.17kg/m =181.11N 应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力=1074.72N 三、齿轮的设计与计算 4.2.1 高速级传动斜齿圆柱齿轮的设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-6知，选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数

10、取5） 初选螺旋角6） 压力角取 2、按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-24）进行试算，即 （1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 Nmm3)由表10-7选取齿宽系数 4)由表10-5查得材料的弹性影响系数 5)计算解除疲劳许用应力由图10-25d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；由式10-15计算应力循环次数 由图10-23查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式10-14得: 取与中较小者作为该齿轮的接触疲劳强度，即6)由图10-20选取区域系数7)由公式10-21计算

11、接触疲劳强度重合度同理8) 由公式10-23有螺旋角系数 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值： =(2）调整小齿轮分度圆直径 1)求v,b计算圆周速度v 计算齿宽b B= 2)计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数由M/S,7级精度齿轮，查机械设计图10-8（P194）查得动载系数KV=1.05 ,查机械设计表10-3（P195）查得=1.4查机械设计表10-4（P197）查得=1.419（插值法）则载荷系数：KH= KA KV=2.1803)由公式（10-12）有安实际载荷系数算得的分度圆直径：计算模数,=3.按齿根弯曲强度设计（1）由机械设计式（10-20）有：1）求各参数选载荷系数 计

12、算弯曲疲劳的重合度系数 由公式（10-19），有：计算计算当量齿数 查机械设计图（10-17）得 查机械设计图10-18得查机械设计图10-24C查得，查机械设计图10-18（P206）, , 查机械设计（P206）,取弯曲疲劳安全系数，由公式（10-14）有：计算大小齿轮的并加以比较，= 0.0136，= 0.0164，因为大齿轮的较大，所以取= 0.01642）所以有：=1.512mm（2）调整齿轮模数1）求实际的载荷系数个必要参数圆周速度v 齿轮宽：b=求齿高h及b/hb/h = 11.182)计算载荷系数 根据，7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数由查表10-3得 由表10-4

13、插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 查图10-13得,故载荷系数：3）由公式（10-13），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mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm,已可满足弯曲强度。但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d1=53.896mm来计算小齿轮的齿数，于是由小齿轮齿数: ，取Z1=27， 大齿轮齿数: Z2=uZ1=83.67,取Z2=84 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，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、 几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距

14、圆整为120mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos()mn/2a=12.496O，由于变化不大，故参数不必修正。 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 取b2=60mm , b1=65mm 5.调整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核公式（10-22）中各个参数变为： 满足齿面接触疲劳强度（2）齿根弯曲疲劳强度校核公式（10-22）中各个参数变为：齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度的能力大于大齿轮。6.主要设计结论Z1=27，Z2=84，模数m=2mm， 4.2.2低速级减速齿轮设计 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传

15、动2)运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-6知，选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数取7） 初选螺旋角8） 压力角取 2、按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式（10-24）进行试算，即 （1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 Nmm3)由表10-7选取齿宽系数 4)由表10-5查得材料的弹性影响系数 5)计算解除疲劳许用应力由图10-25d按齿面硬度查得：

16、小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；由式10-15计算应力循环次数 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式10-14得: 取与中较小者作为该齿轮的接触疲劳强度，即6)由图10-20选取区域系数7)由公式10-21计算接触疲劳强度重合度同理9) 由公式10-23有螺旋角系数 1)试算小齿轮分度圆直径，代入数值： =(2）调整小齿轮分度圆直径 1)求v,b计算圆周速度v 计算齿宽b B= 2)计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数由M/S,7级精度齿轮，查机械设计图10-8（P194）查得动载系数KV=1.02 ,查机械

17、设计表10-3（P195）查得=1.2查机械设计表10-4（P197）查得=1.424（插值法）则载荷系数：KH= KA KV=2.0333)由公式（10-12）有安实际载荷系数算得的分度圆直径：计算模数,=3.按齿根弯曲强度设计（1）由机械设计式（10-20）有：1）求各参数选载荷系数 计算弯曲疲劳的重合度系数 由公式（10-19），有：计算计算当量齿数 查机械设计图（10-17）得 查机械设计图10-18得查机械设计图10-24C查得，查机械设计图10-18（P206）, , 查机械设计（P206）,取弯曲疲劳安全系数，由公式（10-14）有：计算大小齿轮的并加以比较，= 0.0136，=

18、 0.0164，因为大齿轮的较大，所以取= 0.01642）所以有：=2.338mm（2）调整齿轮模数1）求实际的载荷系数个必要参数圆周速度v 齿轮宽：b=求齿高h及b/hb/h = 17.2962)计算载荷系数 根据，7级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数由查表10-3得 由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 查图10-13得,故载荷系数：3）由公式（10-13），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mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=3.0mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算

19、得的分度圆直径d1=83.795mm来计算小齿轮的齿数，于是由小齿轮齿数: ，取Z1=28， 大齿轮齿数: Z4=uZ3=86.73,取Z4=87 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，并做到结构紧凑，避免浪费。 4、 几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为177mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos()mn/2a=12.496O，由于变化不大，故参数不必修正。 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 取b2=80mm , b1=85mm 5.调整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核公式（10-22）中各个参数变为： 满

20、足齿面接触疲劳强度（2）齿根弯曲疲劳强度校核公式（10-22）中各个参数变为：齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度的能力大于大齿轮。6.主要设计结论Z1=28，Z2=87，模数m=3mm， 第四部分 轴的设计计算及其轴承装置、键的设计一 轴的设计及其轴承装置、键的设计： 1.已知轴1的功率 , 转速 , 转矩 , , 2求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 3.选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr钢,调质处理.4.初步计算轴的最小直径 用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用4

21、0Cr调质钢，查机设书表15-3，由表取A=103126，于是得 考虑到键槽对轴强度的影响，取d=24mm 图3 高速轴结构图高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查参考文献2表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献标准GB/T4323-2002(课程设计P195），选用TL5型弹性柱销联轴器，其公称转距为125000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度4、轴的结构设计3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方

22、案，如图4。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，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D=31mm。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-段长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207(课程设计P181)，其尺寸为的,故。3）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作

23、要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查到30208型轴承的定位轴肩高h=4，因此，取。轴肩高度h=,查表15-2，得R=2mm轴环宽度b 4）轴承端盖的总宽度为20mm，（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，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。5）已知高速级齿轮轮毂长b1=65mm,做成齿轮轴， 则。6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm。已知滚动轴承宽度

24、T=17.25mm，齿轮轮毂长L=70mm，套筒长。 则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为30mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。按由参数表6-1查得平键截面,长为56mm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。5、 确定轴向圆角和倒角尺寸 参照机设书P360表15-2，取轴端倒角，各轴肩出圆角半径见轴的零件图，选轴的直径尺寸公差m6。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算

25、简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从课程设计P180中查取a值。对于30206型圆锥滚子轴承，查得a=13.8mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4） 水平面支反力（见图(b)）： 、 载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩 5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距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据机械设计式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1得。因此，故安全。一 轴的设计及其轴承装置、键的设计： 1

26、.已知轴1的功率 , 转速 , 转矩 , , 2求作用在齿轮上的力 因已知中速级小齿轮的分度圆直径为 3.选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，其重量无特殊要求故选择和小齿轮一样的材料40Cr钢,调质处理.4.初步计算轴的最小直径 用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用40Cr调质钢，查机设书表15-3，由表取A=103126，于是得 考虑到键槽对轴强度的影响，取d=38mm 图3 中速轴结构图5轴的结构设计初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30

27、208(课程设计P181)，其尺寸为的,故故。 2)取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为86mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）根据所选轴承知,考虑到轴承内端面至箱体内壁距离为,可得，考虑轴承内端至箱体内壁距离,可取得: 至此

28、，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为45mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。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。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图（图6），在确定轴承的支点位置时

29、，应从手册中查取a值。对于30208型圆锥滚子轴承，由参考文献1中查得a=16.9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。 图6 中速轴弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值列于下表（参看图6）。 表6载荷水平面H垂直面V支反力FN，弯距M总弯距扭距T5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距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处

30、理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全一 轴的设计及其轴承装置、键且联奏器的选择：已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 ，圆周力，径向力的方向如图7所示 图7 低速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按参考文献2式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。查机设书表15-3，由表取A=103126，于是得: 考虑到键槽对轴强度的影响，取d=55mm 可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公

31、称转距条件，查P194标准GB/T5843-1986，选用TL10型弹性柱销联轴器，其公称转距为2000000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图7。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，VII-VIII轴段右端需制出一轴肩，故取VI-VII段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=71mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只取压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故VII-VIII段长度应比略短一些，现2）初步选择滚动轴承。因轴承

32、主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由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6214(P189课程设计），其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为90mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取h=7mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，（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，取端盖的外端面与半联轴器右

33、端面间的距离,故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，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是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度B=25mm，高速级小齿轮轮毂长L=60mm，右端套筒长。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（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。按由参数文献2表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，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，

34、此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7。4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于30215型深沟球轴承，由参考文献1中查得a=27.25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8）。 图8 低速轴的弯距图从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表（参看图8）。 表7载荷水平面H垂直面V支反力FN，N，弯距M总弯距扭距T5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常

35、只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献2式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献2表15-1得。因此，故安全。第五部分.轴承寿命的验算 减速器轴承选取（轴那章已选）高速轴选用 30206（圆锥滚子轴承）中间轴选用 30208（圆锥滚子轴承）低速轴选用 6214（深沟球轴承）减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）额定动荷KN额定动荷内径d外径D宽度BD1minD2maxramax高速轴302073572176567154.263.5中间轴302

36、08408018736716374低速轴6214701252479116146.837.5 (一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1P181可知圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=54200N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按机械设计中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考课程设计可知Y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8

37、a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。(二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，查参考文献1可知圆锥滚子轴承30208的基本额定动载荷C=63000N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，按参考文献2中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献2表13-5中的Y值。查参考文献1可知Y=1.6，因此可算得 按参考文献2中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷查参考文献1可知e=0.37，比较按参考文献

38、2中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献2中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则4.校核轴承寿命由参考文献2式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。(三)低速轴上轴承的寿命校核已知参数，。查参考文献1可知深沟球滚子轴承6309的基本额定动载荷C=46800N。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2. 求轴承当量载荷由于轴承只承受纯径向动载荷的作用，按参考文献2式（13-9a）得，当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献2表13-6，取，则 4.校核轴承寿命由参考文献2式（

39、13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核 故所选轴承满足寿命要求。(四)轴承的密封方式内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用唇型密封圈。同时各轴承的端部均采用端盖密封 第六部分-键的校核（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=8mm,高度h=7mm，键长L=30mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=10015

40、0Mpa,取其平均值，=125Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-8mm=17mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=72mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。键的工作长度l=L-b=72mm-12mm=60mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参

41、考文献2式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=9mm,键长L=46mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。键的工作长度l=L-b=46mm-14 mm=32mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 1）低速轴上外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=20mm,高度h=12mm，键长

42、L=70mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。键的工作长度l=L-b=75mm-20mm=55mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由参考文献2式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。 2) 低速轴上齿轮处键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=18mm,高度h=11mm,键长L=80mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献2表6-2查得许用挤压应力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。键的工作长度l=L-b=80mm-22 mm=58mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm.由参考文献2式（6-1）可得 第六部分-箱体结构设计 7.1 箱体结构