用于带式运输机的同轴式二级圆柱齿轮减速器

1、目录1) 前言-12) 设计任务书-23) 传动方案的拟定及说明-34) 电动机的选择-35) 传动装置的运动和动力参数的计算-56) 传动件的设计计算-67) 轴的结构设计及强度校核计算-138) 滚动轴承的选择和寿命计算-259) 键的选择和校核-2710) 联轴器的选择-2811) 箱体的结构及其附件的设计-2812) 润滑和密封的设计-2913) 设计小结-3014) 参考资料-30一 前言机械课程设计是考察学生全面掌握机械设计基础知识的主要环节，将“机械原理课程设计”和“机械设计课程设计”的内容体系有机整合为一个新的综合课程设计体系，使机械运动方案设计、机械运动尺寸设计、机械传动强度

2、设计、零部件结构设计及现代设计方法应用等内容有机结合，培养学生的机械系统设计意识、现代设计意识和创新意识以及提高学生在设计、绘图等的综合能力，培养学生的专业素质。本次课题为设计一单级圆锥齿轮减速器，减速器是用于电动机和电动机之间独立的闭式传动装置。课程设计的主要内容包括:设计题目，传动效率的计算，电机的选择，传动装置的运动及动力参数的计算，轴和轴承的选择及相关计算，键的选择与校核，联轴器的选择，箱体结构设计，润滑和密封的设计等。课程设计的目的：1、 综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2、 学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本

3、设计方法和步骤，培养学生工程设计能力、分析问题及解决问题的能力；3、 提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术。具体任务：1、 传动方案的分析和拟定；2、 电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；3、 传动件的设计（齿轮传动、锥齿传动）；4、 轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核）；5、 轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）；6、 键的选择及强度校核；7、 减速器的润滑与密封；8、 减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等）9、 零件工作图设计；二 设

4、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.总体布置简图2.工作情况 工作平稳，单向运转3.原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）14000.7535051024.设计内容1) 电动机的选择与参数计算2) 传动部分设计计算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5.设计任务1） 减速器装配图一张（1号图幅）2） 零件工作图2张（3号图幅2张绘制输出轴及其上齿轮工作图各一张）3） 设计计算说明书一份三 传动方案的拟定及说明1

5、. 传动方案：V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱2. 特点：采用V带可起到过载保护作用；减速器横向尺寸较小，两大吃论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. 说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案可先由已知条件计算一般常选用同步转速为或的电动机作为原动机。四 电动机的选择1. 电动机类型和结构的选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S-4系列三项异步电动机，它为卧室封闭结构。2. 电动机容量的选择1） 卷筒轴的输出功率P 2） 电动机输出功率Pd 传动装置的总效率式中V带传动效率； 轴承传动效率（球

6、轴承）； 齿轮的传动效率，齿轮精度8级； 弹性联轴器传动效率卷筒轴滑动轴承的传动效率；则故3） 电动机额定功率查表，选取电动机额定功率3.电动机转速的选择查表得V带传动常用传动比范围；两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围则电动机转速可选范围为可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较,如下表所示：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动两级减速器1Y132M-47.515001440

7、8134.4682.513.7872Y160M-67.5100097011923.2182.210.554Ø 由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，采用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。3. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸查表得出出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5150014402.22.3HDEGKLF×GD质量（kg）1323880331251510×881五 传动装

8、置的运动和动力参数的计算1.传动装置总传动比2.分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为：所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围3.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为4.各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 5.各轴转矩总结：电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）1440576153.640.96功率（kW）7.507.16256.86086.5718转矩（）49.74118.75426.571532.24六 传动件的设计计算1. V带传动设计计算1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工

9、作两班，查机械设计中表得：工作情况系数则计算功率为： 2） 选择V带的带型由、 查图，选用A型3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径：由表取得小带轮的基准直径验算带速v：,故带速合适。计算大带轮的基准直径：Ø 根据表得圆整为4） 确定V带的中心距a和基准长度初定中心距。计算带所需的基准长度Ø 由表选得的基准长度计算实际中心距aØ 中心距变化范围为494.15572.9mm。5） 验算小带轮上的包角6） 确定带的根数 计算单根V带的额定功率由和，查表得根据，i=2.5和A型带，查表得 计算V带的根数zØ 取5根。7） 计算单根V带的初拉力的

10、最小值由表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力8） 计算压轴力总结：带基准长度Ld (mm)小带轮基准直径dd1（mm）大带轮基准直径dd2（mm）中心距范围a（mm）单根带初拉力F0（N）V带/轮槽数Z1750125312.5494.15572.916552. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88）由机械设计表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，

11、二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计公式：确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 选取区域系数c) 由图查得，d) 小齿轮传递的传矩e) 由表选取齿宽系数f) =z1 tan=1×24×tan14°=1.905g) Z =4-31-+=4-1.6631-1.905+1.9051.66=0.665h) =cos=cos14°=0.985i) 由表查得材料弹性影响系数j) 由图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k) 计算应力循环次数：l) 由图查得接触疲劳寿命系数 m) 计算

12、接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1得n) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽bd) 计算载荷系数KH由表查得使用系数 根据，7级精度，查得动载系数；由表查得的值与直齿轮的相同，故；因查表得； 故载荷系数： e) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径及其相应的齿轮模数（3） 按齿根弯曲强度设计确定计算参数a) 试选载荷系数KFt =1.6b) 计算玩去疲劳强度的重合度系数Y b=arctantancost=arctantan14°cos20.526°=13.140° v=cos2b=1.66cos2

13、13.140°=1.75 Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.75=0.679c) 螺旋角系数Y=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778d) 计算当量齿数e) 查取齿形系数查表得f) 查取应力校正系数查表得g) 计算弯曲疲劳许用应力由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限h) 由图查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4得i) 计算，并加以比较大齿轮的数值大，值为0.01634设计计算² 调整齿轮模数a) 圆周速度 d1= mntz1cos=2.68×24cos14&#

14、176;mm=66.29mm v=d1n160×1000=×66.29×153.660×1000ms=0.533ms b) 齿宽 b=d1=1×66.29=66.29mm c) 齿高h及宽高比b/h h=2han*+cn*mnt=2×1+0.25×2.68mm= 6.03 bh=66.296.03=10.99 d) 计算实际载荷系数 e) 得出按实际载荷系数算得的齿轮模数 mn=mnt3KFKFt=2.68×31.731.6=2.75 对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的

15、法面模数。从满足弯疲劳强度出发，从标准中就近取mn=3mm。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=88.225mm来计算小齿轮应有的齿数。于是: ，取；则（4） 几何尺寸计算计算中心距考虑到模数从2.75mm增大整圆至3mm，为此将中心距减小圆整为213mm。按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能

16、够相互抵消一部分，故采用高速级小齿轮左旋，大齿轮右旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋的方案。总结：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.75法向模数(mm)3螺旋角13°3748中心距(mm)213齿数2910929109齿宽(mm)95909590直径(mm)分度圆8732787327齿根圆79.5319.579.5319.5齿顶圆9333393333旋向左旋右旋右旋左旋一二三四五六七 轴的结构设计及强度校核计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速n1（）高速轴功率P1（）转矩T1（）5767.1625118.75(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度

17、圆直径为d1=87 ，根据机械设计中公式得：(3) 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表得A0=103126取,于是 得 轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径应为 d1>25.95mm+0.030.05×25.95mm=26.7327.75mm(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 轴段-的设计。 -轴段上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂孔的设计同步进行。初定-段轴径d1=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.52.0）d1=（1.52.0）x30m

18、m=4560mm，结合带轮结构取L带轮=60mm。为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-轴段长度略小于轮毂宽度，取L1=58mm。b) 密封圈与轴段-的设计。 为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）x30mm=2.13mm。轴段-的轴径d2=d1+2x（2.13）mm=34.136mm，其最终由密封圈确定。查表选取毡圈35JB/ZQ4606-1997，故取-段的直径d2=35mm。c) 初步选择滚动轴承与轴段-和-的设计。 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d2=35m

19、m，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30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm，B=18mm；为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取=12mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，故d3=d6=40mm；而L6=B=18mm。d) 齿轮与轴段-的设计。 为便于齿轮的安装，d4应略大于d3，课初定d4=42mm，齿轮分度圆直径比较小，采用实心式。齿轮宽度为b1=95mm，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取

20、L4=93mm。e) 轴段-的设计。 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=（0.070.1）d4=（0.070.1）x42mm=2.944.2mm，取h=3mm，则轴肩直径d5=48mm，取L5=1=10mm。该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取为1，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离Bx1=21+b1=(2x10+95)mm=115mm。f) 轴段-和-的设计。 轴段-的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的厚度L=+c1+c2+58mm，查表得下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025&

21、#215;213mm+3mm=8.325mm<9mm，取=9mm，a=213mm<300mm，取轴承旁连接螺栓为M12，则c1=20mm，c2=16mm，箱体轴承座宽度L=9+20+16+(58)mm=5053mm，取L=50m；可取箱体凸缘连接螺栓为M10，地脚螺栓为d=M16，则有轴承端盖连接螺钉为0.4d=0.4x16mm=6.4mm，取为M8，查表得，轴承端盖凸缘厚度取为Bd=10mm；端盖与轴承座间的调整垫片厚度取为t=2mm；端盖连接螺钉查表得，取为螺栓GB/T 5781M8×25；为在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面

22、距离K=30mm，带轮采用轮辐式，螺钉的拆装空间足够，则：轴段-的长度 L2=L+Bd+K+t+B带轮-L带轮2-B =50+10+30+2+65-602-12-8mm=64.5mm 轴段-的长度 L3=+B+1+2mm=（12+18+10+2）mm=42mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用A型普通平键连接，查表选其型号为8x45GB/T 1096-1990，尺寸为8mm×7mm×45mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用A型普通平键连接，查表选其型号为12x80GB/T 1096-1990，尺寸为12

23、mm×8mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 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取轴端倒角，各圆角半径见图，总结：轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-5830与V带轮键联接配合-64.535定位轴肩-4240与滚动轴承30208配合，套筒定位-9342与小齿轮键联接配合-1048定位轴环-1840与滚动轴承30208配合总长度285.5mm（5） 求轴上的载荷轴上力作用点间距。 轴承反力的作用点与轴承外圈大断面的距离a3=16.9mm。因此，轴的支点及

24、受力点间的距离为： l1=L带轮2+L2+a3-T+B=602+64.5+16.9-19.75+18mm=109.65mm l2=T+1+b12-a3=19.75+12+10+952-16.9=72.35mm l3=b12+L5+T-a3=952+10+19.75-16.9mm=64.9m根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴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，取，轴的计算应力已选定轴的材料

25、为45Cr，调质处理。由表查得。因此，故安全。2. 中间轴的设计(1) 中间轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）153.66.86426.57(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据公式得：已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据公式得：(3) 初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取,于是得 (4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承与轴段-和-的设计。 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。暂取轴承为30208，经过

26、验算，轴承30208的寿命不满足减速器的预期寿命要求，改变直径系列，选30210进行设计计算，由表得轴承尺寸为d×D×T=50mm×90mm×21.75mm，B=20mm，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d1=d5=50mm 齿轮轴段-和-的设计。 轴段-上安装齿轮2，轴段-上安装齿轮3.为便于齿轮的安装，d2和d4应分别略大于d1和d5，可初定d2=d4=55mm。查表知该处键的界面尺寸为16mm×10mm，轮毂键槽深度t1=4.3mm，齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离e=df3/2-d4/2-t1=（82.25/2-55/2-4.3）m

27、m=9.325>2.5mn=2.5×3mm=7.5mm，故取d4=55mm，L4应略短于b3=95mm，故L4=93mm。齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，其轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=6682.5mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段-的长度应比相应齿轮的轮毂略短，因b2=90mm，故取L2=88mm。轴段-的设计。 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为（0.070.1）d2=3.855.5mm，取其高度为h=4mm。故d3=63mm。齿轮3右端面距离箱体内壁距离取为1，齿轮2的左端面距离箱体内壁的距离为 2=1+（b1-b2）

28、2=10mm+95-902mm=12.5mm高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承共用一个轴承座，其宽度为l5=53.5mm，则箱体内壁宽度为 BX=BX1+BX2+l5=105+111.5+53.5mm=270mm则轴段-的长度为 L3=BX-b2-b3-1-2=270-90-95-10-12.5mm=62.5mm轴段-和-长度。 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离取为，则 轴段-的长度为 l1=B+2+2mm=20+12+12.5+2mm=46.5mm 轴段-的长度为 l5=B+1=20+12+10mm=42mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮

29、与轴的周向定位都选用A型普通平键连接，查表选其型号为16x70GB/T 1096-1990，尺寸为16mm×10mm×70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 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取轴端倒角，各圆角半径见图总结：轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-46.550与滚动轴承30210配合，套筒定位-8855与大齿轮键联接配合-62.563定位轴环-9355与小齿轮键联接配合-4250与滚动轴承30210配合总长度332mm（5） 求轴上的载荷轴上力作用

30、点间距。 轴承反力的作用点与轴承外圈大断面距离a3=20mm，则可得轴的支点及受力点间的距离为： l1=b22+2+T-a3=902+12.5+12+21.75-20mm=71.25mm l2=L3+b2+b32=62.5+90+952mm=155mm l3=b32+1+T-a3=952+10+12+21.75-20mm=71.25mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图：从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据公式及上表中的数据，以及轴单

31、向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）40.966.571532.24(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据公式得(3) 初步确定轴的最小直径先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取，于是得 轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，所以轴端最细处直径为： d1>60.85+60.85×0.030.05mm=62.6863.89mm(4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方

32、案 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 联轴器及轴段-的设计。 为补偿联轴器所连接两周的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取KA=1.5，则计算转矩为Tc=KAT3=1.5x1532240N·mm=2298360N·mm。查表得GB/T 5014-2003中的LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500N·mm，许用转速为3870r/min，轴孔范围为4075mm。考虑d>（62.6863.89）mm，取联轴器毂孔直径为63mm，轴孔长度107mm，J型轴孔，A型键。相应轴段-的直径d1=63mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1=105mm

33、 密封圈与轴段-的设计。 联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）x63mm=4.416.3mm。轴段-的轴径d2=d1+2xh=（71.8275.6）mm，最终由密封圈确定。查表选取毡圈70JB/2Q4606-1997，则取d2=70mm 轴承与轴段-和-的设计。 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。现暂取轴承为30215，由表得其尺寸为d×D×T=75mm×130mm×27.25mm，B=25mm，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d3=d6=75mm。该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故

34、左端轴承采用脂润滑，需要挡油环。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面与箱体内壁距离取=12mm。因为是同轴式减速器，该轴上右端轴承的轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取L6=B=25mm。该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承相邻端面间距离取为6.5mm，满足安防拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，即l5=(19.75+27.75+6.5)mm=53.5mm 齿轮与轴段-的设计。 为便于齿轮的安装，d4应略大于d3，可初定d4=77mm。齿轮4轮毂的宽度

35、范围为l41.21.5d4=(91.2114)mm，取其轮毂宽度为l4=91.5mm，其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一平面内，采用轴肩定位，有段采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段-的长度应比齿轮4的轮毂宽度略短，故取L4=88mm 轴段-的设计。 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩高度为h=（0.070.1）d4=（0.070.1）x76mm=（5.327.6）mm，取h=5.5mm，则轴肩直径d5=87mm，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取为1=10mm，则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离BX2=21+l4=2×10mm+91.5mm=111.5mm，取L5=1

36、=10mm，该轴段也可提供轴承的轴向定位。 轴段-与-的长度。 轴段-的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下可以装拆轴承端盖带连接螺栓，取联轴器毂端面与轴承端盖表面距离K=35mm，则有 L2=L+Bd+K+t-B=50+10+35+2-12-25mm=60mm L3=+B+1+l4-L4=12+25+10+91.5-88mm=50.5mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用A型普通平键连接，查表选其型号为18x100GB/T 1096-1990,尺寸为18mm×11mm×

37、100mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用A型普通平键连接，查表选其型号为22x80GB/T 1096-1990，尺寸20x80GB/T1096-1990，尺寸为22mm×14mm×80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角，各圆角半径见图总结：轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-10563与联轴器键联接配合-6070与端盖配合，做滚动轴承的轴向定位-50.575与滚动轴承30215配合-8877与大齿轮以键联接配合，套筒定位-1087轴环-2575与滚动轴承30215

38、配合总长度338.5mm（5） 求轴上的载荷轴上力作用点间距。 轴承反力的作用点与轴承外圈大断面距离a3=27.4mm，则可得轴的支点及受力点间的距离为： l1=b42+L5+T-a3=902+10+27.25-27.4mm=54.85mm l2=T+1+l4-b42-a3=27.25+12+10+91.5-902-27.4mm=68.35mm l3=107mm2+L2+a3-T+B=53.5+60+27.4-27.25+25mm=138.65mm 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图： 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表载

39、荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩 （6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。八 滚动轴承的选择和寿命计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承1) 计算轴承的轴向力。 查表得30208轴承的Cr=63000N，C0r=74000N，e=0.37，Y=1.6。查表得其内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：S1=R12Y=2312.22×1.6=722.6NS2=R22Y=2354.32×1.6=735.7N 外部轴向

40、力A=734.6N，各轴向力方向如轴力图所示。S2+A=735.7N+734.6N=1470.3N>S1 则两轴承的轴向力分别为Fa1=S2+A=1470.3NFa2=S2=735.7N2) 计算当量动载荷。 因为Fa1/R1=1407.3/2312.6=0.64>e，轴承1的当量动载荷为 P1=0.4R1+1.6Fa1=0.4×2312.6N+1.6×1470.3N=3277.5N 因为Fa2/R2=735.7/2354.3=0.31<e，轴承2的当量动载荷为P2=R2=2354.3N。3) 校核轴承寿命。 因P1>P2，故只需交合轴承1，P=P1

41、。轴承在100一下工作，查表得fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fP=1.5。轴承1的寿命为：Lh=10660n1（fTCfPP)10/3=10660×576（1×63001.5×3277.5)10/3h=142488h>Lh故轴承寿命足够。2. 中间轴的轴承1) 计算轴承的轴向力。 查表得30210轴承的Cr=73200N，C0r=92000N，e=0.42，Y=1.4。查表得其内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：S1=R12Y=1855.42×1.4=662.6NS2=R22Y=8239.12×1.4=2942.5N

42、 外部轴向力A=1840.9N，各轴向力方向如轴力图所示。 S2+A=2942.5N+1840.9N=4783.4N>S1 则两轴承的轴向力分别为Fa1=S2+A=1470.3NFa2=S2=2942.5N2) 计算当量动载荷。 因为Fa1/R1=4783.4/1855.4=2.58>e，轴承1的当量动载荷为 P1=0.4R1+1.6Fa1=0.4×1855.4N+1.6×4783.4N=7438.9N 因为Fa2/R2=2942.5/8239.1=0.36<e，轴承2的当量动载荷为P2=R2=8239.1N。3) 校核轴承寿命。 因P2> P1，故

43、只需交合轴承2，P=P2。轴承在100一下工作，查表得fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fP=1.5。轴承1的寿命为：Lh=10660n2（fTCfPP)10/3=10660×153.6（1×732001.5×8239.1)10/3h=40793.5h略小于Lh但在允许范围内，故轴承寿命足够。3. 低速轴的轴承1) 计算轴承的轴向力。 查表得30215轴承的Cr=138000N，C0r=185000N，e=0.44，Y=1.4。查表得其内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为：S1=R12Y=6095.62×1.4=2177.0NS2=R22

44、Y=6508.72×1.4=2324.5N 外部轴向力A=2575.5N，各轴向力方向如轴力图所示。S1+A=2177.0N+2575.5N=4752.5N>S2 则两轴承的轴向力分别为Fa2=S1+A=4752.5NFa1=S1=2177.0N2) 计算当量动载荷。 因R1>R2， Fa2>Fa1，故只需校核轴承2，因为Fa2/R2=4752.5/6508.7=0.73>e，轴承2的当量动载荷为 P2=0.4R2+1.6Fa2=0.4×6508.7N+1.4×4752.5N=9257.0N3) 校核轴承寿命。 轴承在100一下工作，查表得

45、fT=1。对于减速器，查表得载荷系数fP=1.5。轴承1的寿命为：Lh=10660n3（fTCfPP)10/3=10660×40.96（1×1380001.5×9257.0)10/3h=813495h>Lh故轴承寿命足够。九 键的选择和校核【取键、轴、带轮、齿轮及联轴器的材料都为钢，查表得P=125150MPa】1. 高速轴1) 带轮处。 选择A型普通平键连接，型号8x45GB/T 1096-1990，尺寸为8mm×7mm×45mm。该处挤压应力为 p1=4T1d1hl=4×10926030×7×(45-8)

46、=56.0MPa<P2) 齿轮处。 选择A型普通平键连接，型号12x80GB/T 1096-1990，尺寸为12mm×8mm×80mm。该处挤压应力为p2=4T1d4hl=4×10926042×8×(80-12)=19.1MPa<P2. 中间轴两齿轮处均选择A型普通平键连接，型号16x70GB/T 1096-1990，尺寸为16mm×10mm×70mm。该处挤压应力为p=4T1d2hl=4×38307055×10×(70-16)=51.6MPa<P3. 低速轴1) 联轴器处。

47、选择A型普通平键连接，型号18x100GB/T 1096-1990，尺寸为18mm×11mm×100mm。该处挤压应力为 p1=4T1d5hl=4×134283060×11×(100-18)=99.2MPa<P2) 齿轮处。 选择A型普通平键连接，型号22x80GB/T 1096-1990，尺寸为22mm×12mm×80mm。该处挤压应力为p2=4T1d1hl=4×134283076×14×(80-22)=87.0MPa<P 故各处键强度均足够。十 联轴器的选择为补偿联轴器所连接两周

48、的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表取KA=1.5，则计算转矩为Tc=KAT3=1.51532240N·mm=2298360N·mm。查表得GB/T 5014-2003中的LX4型联轴器 符合要求： 公称转矩为2500N·mm，许用转速为3870r/min，轴孔范围为4075mm。考虑d>（62.6863.89）mm，取联轴器毂孔直径为63mm，轴孔长度107mm，J型轴孔，A型键。十一 箱体的结构及其附件的设计1. 附件的设计与选择1) 窥视孔和视孔盖 孔尺寸120mm210mm，位置在传动件啮合区的上方；盖尺寸为150mm240mm。2) 通气器选用手提式通气器。3) 油面指示器选用油标尺M16。4) 放油孔和螺塞设置一个放油孔。螺塞选用六角螺塞M161.5JB/T 1700-2