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10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53第八节参考资料54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:_,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）带式输送机由电动机驱动。电动

2、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=s （允许误差± 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封面、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，并将主要计算结果整理成表

3、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（二级圆柱齿轮减速器）计算说明

4、书第一节概述、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（结构设计和强度验算）、轴承、

5、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Pecd> Pdo Ped为所选电

6、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 y a由电动机至运输带的总效率确定Pw运输带所需功率：PW篇制3.6KW确定aV带传动效率D 0.96；一对滚动轴承效率 z 0.99；卷筒效率J 0.96一对齿轮传动效率C 0.98弹性联轴器效率L0."综上：电动机所需的工作功率PdPW4.28KW因Ped Pd ,选取电动机的额定功率匕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i齿840,则总的传动比I ,_. .' ' '' _ _ _ _ _ _ _ _ .范围为 ndian i1i2

7、n r / min643.65 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 Y132M16选得电动机机型参数如下表：型额定同步满载中心轴伸装键号功率转速转速高H尺寸部位KWr/mir/mimmDX E尺寸nnmmFXGDmmY1321500144013238 X 10X二、计算传动装置的运动和动力参数1、确定总传动比ianm 2440 30.87电动机满载转速，1440r/minnw 46.652.各级传动比分配(1)带传动比i1根据推荐值23,选取i尸(2)各级齿轮传动比ik i22i2 i 21

8、i 22i2 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i21(1.3 1.5)i 22,选取 i211.4i 22,同时因 i1i2 30 .87故i2产，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、n轴和田轴。I .计算各轴转速满载转速nm 1440r /minI 轴转速 n1 nm 1440 576r/min i12.5II 轴转速：n2 n1 -576- 138.46r/min i214.16III 轴转速：n3 世 138.46 46.62r/min i222.97卷筒转速：nw n3 46.6

9、2r /min2.计算各轴输入功率I 轴功率：P Pd 01 5.5 0.96 5.28KWII 轴功率：P2P 12 5.28 0.97 5.12KWIII 轴功率：P3 P2 23 5.12 0.97 4.97KW 32 23卷筒轴功率：Pw P3 34 4.97 0.97 4.82KW3 .计算各轴输入转矩Ph5 5电动机轴输出转矩：Td9550 9550 36.48 Nmnm14404 .整理动力参数(P=1/30000*Tn)电动机I轴n轴田轴卷筒转速r/min960384功率Kw4转矩n*m第三节传动件设计计算、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

10、在机械设 计课程中介绍。注意事项:根据带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 , Pea 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

11、至1403 .确定带轮基准直径dd1、dd2查询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/s5”2 25m/s,符合要求。5 .确定中心距和V带长度 根据 0.7(dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)可得 330.5mm a0 868.76mm初步选择a0 500mmV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1

12、52页表8-4a, 8-4b得巳1.37KW ；P。0.11;由表8-5,8-2 分别查K 0.93; KL 0.99 ,则：故选取z=4o8 .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：小带轮直径dd1 (mm)大带轮直径dd2小带轮带速v带长Ld0(mm)A型带3001600中心矩a小带轮包角V带根数z初拉力(F0)min(N)压轴力(Fp)mi n4594、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：

13、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 P191表10-1得齿面硬度：小齿轮： HBW1 217 255HBW大齿轮： HBW2 162 217HBW平均硬度：HBW1 236HBW,HBW2 190HBW。HBW1 HBW2 46HBW ,在 30-50HBW间。选用8级精度(C8) o2 .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 1.11.8，暂定Kt 1.4(3)选

14、定齿宽系数由205页表10-7 ,取齿宽系数d 1(4)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Z1 23则大齿轮齿数 Z2 i21Z1 23 3.65 83.95，取 Z2 84(6)确定重合度由215页图10-26查得端面重合度：10.765 ,20.792,120.765 0.792 1.56(7)确定许用接触应力可用下式计算：h Zn Hlim由210页图10-21,a查得接触疲劳极限应力为： SHH lim 1580M

15、Pa, Hlim 2450MPa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Zni 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d#,得：3.确定传动尺寸 (1)计算载荷系数使用系数Ka 1.0因：v d1tn157.27 38460 100060 10001.15m/s查194页图10-8得动载系数K1.1,查197页表10-4得齿向载荷分布系数Kh1.455,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d1t进行修正因K与Kt有较大的

16、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:(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Y 查 p217 10-28 得丫 =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YFai 2.62, YFa2 2.2根据线性插入法得YFai 2.616,YFa2 2.196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则：YF

17、aYsa(4)计算大、小齿轮的 F并加以比较取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数选取mn为35 .设计计算66.98 cos14o21.66 ,选取 z1=23 3(1)齿数计算d1 cos Z1 mnZ2 3.65 23 83.95 , 选取 z2=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 b2 71,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压力角齿顶身系数顶隙系数传动比分度圆直径齿顶身ha3 mmha3 mm齿根身hf3.75 mmhf

18、 3.75 mm齿全高h 6.75 mmh 6.75 mm齿顶圆直径da177.36 mda2266.64 mm齿根圆直径df163.86mmd f 2253.14 mm齿距p9.42 mmP9.42 mm齿厚、槽宽se 4.71mmse 4.71mm顶隙c0.75mmc0.75mm中心距a166mm螺旋角b176mmb271 mm7 .结构设计大齿轮 轴n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： HBW1

19、217 255HBW大齿轮： HBW2 162 217HBW平均硬度：HBW1 236HBW,HBW2 190HBW。HBW1 HBW2 46HBW ,在 30-50HBW间。选用8级精度（C8） o2 .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：.3 2KT2 u 1 ZeZhd 3t 3 |° d d uH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 1.11.8，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 189.8jMPa初选螺旋角14

20、 ,由图10-30查得节点区域系数Zh 2.43齿数比u i22 2.61小齿轮齿数初选Z3 23则大齿轮齿数 Z4 i22Z3 23 2.61 60.03,取 Z4 60由215页图10-26查得端面重合度：10.77,20.84,12 0.77 0.84 1.61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：圆直h H3 H4 562.6 441 501.8MPa 初算小齿轮的

21、分度 22径得:3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数使用系数KA 1.0d3/260 100088,24 105.2160 10000.49m/s查194页图10-8得动载系数Kv 1.1,1.35查197页表10-4得：齿向载荷分布系数Kh 1.466, Kf 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d 3t进行修正因K与&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Y =04.按齿根

22、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YFa3 2.69, YFa4 2.28根据线性插入法得YFa32.662,YFa42.273(3)计算弯曲疲劳许用应力f T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 则:(4)计算大、小齿轮的YaYa并加以比较取大，大齿轮的数值大。(5)计算最终模数5.设计计算(1)齿数计算d3 cosz3mn103.51 cos14o33.48 ,选取 z3

23、=34z22.61 3488.74 ,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 b4 105mm,b3 b4 5 110mm6.计算结果整理如下名称公式小齿轮大齿轮模数33齿数Z压力角齿顶身系数顶隙系数传动比分度圆直径d3 105.04 mmd4274.96mm齿顶身ha 3 mmha3 mm齿根身hf 3.75 mmhf 3.75 m m齿全高h 6.75 mmh 6.75 mm齿顶圆直径da3 111.04 mda4 280.96mm齿根圆直径df3 97.54 mmd

24、f4 267.46 m mi齿距p 9.42 mmp 9.42 mm齿厚、槽宽s e 4.71mms e 4.71 mm顶隙c 0.75mmc 0.75 mm中心距a 190mm螺旋角b3 110 mmb4 105 mm总传动比校核:i, ibJ 2.472 3.652 2.618 23.63 a 12 1 22庆左ia,iala23.86 23.63 0.96% 5%23.86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），则

25、:P ; n1 384r/min ; T1 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1 14.79°, d1 71.36mm 贝U:圆周力:2000Tldi2000 95.5071.362676.57NFt1tan n 2676.57 tan20o径向力：Fr1 -t1 0 1007.57Ncos 1cos14.79°轴向力：Fa1Ft1tan 1 2676.57 tan14.790 706.68N压轴力：Fp 2zFg sin -1 2 4 15

26、1.79 sin 157.03 1190.01 1190 N224 .初算最小轴颈 查 p370 15-3 选取 C=112,则：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 ; d1min D38 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“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；b1 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 4 812 mm。取 4

27、 9.5mmb.机体内壁至轴承座端面距离l2式中：机座壁厚，P158表11-1; 8mmci、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 l1 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l1略短一些,现取 11 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，

28、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，取端盖的外端面与轴承右端面 间的距离l2 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。 3,3 .确定轴段的各段直径和长度经计算取 d4 56mm l4 108.5mm .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

29、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，齿根圆到键槽底部的距离e<2mt, 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(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l 409mm，已知深沟球轴承宽度 B 20mm ,取及壁厚8mm，则，1631.5mm，d3 50mm。至此，已初步确定了轴I的各段直径和长度。(4)轴I上零件

30、的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键连接。按，di 40mm查表得截面b h 12mm 8mm，键槽用键槽铳刀加工，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mZ(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2000T12000 95.50圆周力：Ft1 12676.57 2700Nd171.36径向力：Fr1 Ft1tan n 2676.57 1a?201007.57 1000Ncos 1cos14.7

31、9轴向力： Fa1 Ft1tan 1 2676.57 tan14.79o 706.68 700N压轴力：FD 1990.01 1200NB.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 1 60MPa o因此，ca 1 ,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

32、承效率在内）则：P2; n2 min ; T2 338.11 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45钢，调质处理。3 .求作用在齿轮上的力因已知轴n的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为2 14.79° ,3 13.82°, d2244.7mm , d3 114.5mm 则齿轮二圆周力：% 誓2 2002603671 颂4.46 2600N径向力：Fr2Xtan ncos 22594.46 tan20 °cos14.79°976.67 980N轴向力:Fa. FJan , 2594.46 ta

33、n14.79° 685.00N a 2 t2 2齿轮三圆周力：1 2000r2 2T。5曹11 643774 6440N径向力：Fr3 F3tan n 6437.74 tan202413.00 2410Ncos 3cos13.82°轴向力：Fa3 Ft3tan 3 6252.05 tan13.82o 1537.961540N4 .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 l2 q c2 (81? 8 18 16 10 5

34、2mm(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，I轴段左端需制出一轴肩，故取II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(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1i34mm L, 533mm。 .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，I2

35、 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13 10mm, d3 60mm。 .确定轴段的各段直径和长度此处轴端为了与齿轮进行配合，选取I4 110mm, d4 50mm。(4)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,键槽用键槽铳刀加工，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

36、,键槽用键槽铳刀加工，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位是由过渡配合来保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m70(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

37、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 1, 故安全。111 .低速轴的设计与计算112 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：;n3 min ; T2 855.99N m。3 13.82°且与联轴器孔径相符(已55 mm联轴器与轴配合的113 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。114 作用在齿轮上的力因已知轴n的上大小齿轮的螺旋角及度圆直径为，d3 274.96mm 则：圆周力：Ft4 Ft3 6440N径向力：Fr4 Fr3 2410N

38、轴向力：Fa4 Fa3 1540N115 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， 选定弹性套柱销联轴器)，故该轴段的最小直径为di 毂孔长度11112mm。 .确定轴段的直径和长度为了满足联轴器的轴向定位要求，I轴段左端需制出一轴肩，故取n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12 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

39、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,®.d3 d7 55mm, 13 B 65mm 0 .确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， 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 0后经计算的 1473.5mm。 .确定轴段的直径和长度轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据

40、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17 47.5mm,前面已确定d3 d7 65mm 0(4)轴I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。按d1 55mm,查表得截面b h 16mm 10mm，键槽用键槽铳刀加工，长为l 70mm，选用平键为H816mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为为 布。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m% b h 20mm 12mm,键槽用键槽铳刀加工，长为 l 80mm，选用平键为大齿轮：与轴的周向定位采用平键连接。按 d173mm ,查表得截面H820

41、mm 12mm 80mm,半联轴器与轴的配合为为 布。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m%(5)确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 4小。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 1 60MPa。因此， .c

42、a 1.故安全。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由n o为了使所选的轴直径山口与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。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,T3 855.99N则Tca KAT31.3 855.99 1112.787N M按照计算转矩 心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5 口 55mm，半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂 孔长

43、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=12mim高度h=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）、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l L b 45 12 33mm,键与轮毂键槽的接触 高度 k 0.5h 0.5 8mm 4mm。 32Tl 102 95.50 103 D可得p _J 36.17MPa p,可以。kld 4 40 3

44、3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）、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l 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红3 2 由1 1072.32

45、MPa p,可以。kld 5 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）、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l L b 80 14 66mm,键与轮毂键槽的接触 高度 k 0.5h 0.5 9mm 4.5mm。 32T2 1

46、02 338.11 103 D可得 p 45.537MPa p,可以。p kld 4.5 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=20mrm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）、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l L b 80 20 60mm,键与轮毂

47、键槽的接触高度 k 0.5h 0.5 12mm 6mm。3_ _3可得p 2LJL 2 855.99 1065.14MPa p,可以。kld 6 60 73故取 20 12 80GB/T 1096。半联轴器选择键连接的类型和尺寸半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。根据d1 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）、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键的工彳长度l L b 80 16 64mm,键与轮毂键槽的接 触高度

48、 k 0.5h 0.5 10mm 5mm。32T3 102 855.99 103 D可得 p - 97.27MPa p,可以。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（mrm内径d宽度B轴I62105020轴n62084020轴田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, f 1012，取 f p .Jf p 1 .2按照表13-5, X=1, Y=0按照6210轴承样本或设计手册选择 =23200N Co

49、c.验算6210轴承的寿命2.轴I I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，.01.2,取 2。p p按照表 13-5 , X=1, Y=0按照6208轴承样本或设计手册选择 ° =23200N C0c.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 , f i.oi.2，取 f 1.2。 p p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、润滑方式和密封装置的设计、确定箱体的基本参数：机座壁厚0.025a 3 8机盖壁厚110.02a 3 8机座凸缘厚度 bb 1.5机盖凸缘厚度b1b11.5 1机座底凸缘厚度b2b22.5地脚螺栓直径dfd