二级齿轮减速器课程设计

1、机械设计课程设计题目题号:级直齿圆柱齿轮减速器学 院: 专业班级: 学生姓名: 指导教师: 成 绩:设计任务书题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速 器）方案图如下：P电动机2 联轴3 二am柱齿轮减«5运输带原始数据编号_）技术与条件说明：1） 传动装置的使用寿命预定为 8年每年按350天计算，每天8小 时计算；2）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220伏；3）运动要求：输送带运动速度误差不超过 5% ；4.）连续单向运转，工作时有稍微震动，空载启动小批量生产5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求1）减速器装配图1张；2 ）零件图2张3

2、）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4 ）原始参数：运输带工作拉力 F=1800N运输带工作速度1.35m/s卷筒直径D=260mm发题日期2012年11月24日 完成日期2012年12月18日2、为 0.4)机械设计课程设计成绩评阅表题目评分项目分值评价标准评价 等级得分A级（系数1.0）C级（系数为0.6）选题合理性题目新颖性10课题符合本专业的培 养要求，新颖、有创新基本符合，新颖性一般内容和方案技术先进性10设计内容符合本学科理论与实践发展趋势， 科学性强。方案确定合 理，技术方法正确有一定的科学性。方案及技术一般文字与图纸质量20设计说明书结构完整， 层次清楚，语言流畅。 设计

3、图纸质量高，错误 较少。设计说明书结构一般，层 次较清楚，无重大语法错 误。图纸质量一般，有较多错 误独立工作及创造性20完全独立工作，有一定创造性独立工作及创造性一般工作态度20遵守纪律，工作认真， 勤奋好学。工作态度一般。答辩情况20介绍、发言准确、清晰，回答问题正确，介绍、发言情况一般，回答问题有较多错误。评价总分总体评价注：1、评价等级分为 A、B、C、D四级，低于A高于C为B,低于C为D。每项得分=分值X等级系数（等级系数：A为1.0, B为0.8, C为0.6, D总体评价栏填写“优”、“良”、“中”、“及格”、“不及格”之一。摘要机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课

4、。课程设 计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数 专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培 养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和 解决机械设计问题的能力。（2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算 零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺， 使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械 传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图

5、，查阅 设计资料和手册，运用标准和规范等。III5第一章1.21.3 第二章.2.1错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 !

6、 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 . 错误 !未定义书签。错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 . 错误 !未定义书签。错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。 错误 ! 未定义书签。电机选择 电动机类型的选择 选择电动机的容量 确定电动机的转速 装置运动动力参数计算 传动装置总传动比和分配各级传动比 2.1.1 传动装置总传动比 2.1.2 分配到各级传动比 2.2 传动装置的运动和动力参数计算 第三章. 齿轮设计 3.1 高速级齿轮设计 3.1.1. 选定齿轮类型，精度等级

7、，材料及模数3.1.2. 按齿面接触疲劳强度设计 3.1.3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 3.1.4. 几何尺寸计算 3.1.5. 大小齿轮各参数见下表 3.2 低速级齿轮设计 3.2.1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数3.2.2. 按齿面接触疲劳强度设计 3.2.4. 几何尺寸计算 3.2.5. 大小齿轮各参数见下表 第四章. 轴类零件设计 4.1 I 轴的设计计算 4.1.1. 求轴上的功率，转速和转矩 4.1.2. 求作用在齿轮上的力 4.1.3. 初步确定轴的最小直径 4.1.4 轴的结构设计 4.1.5. 求轴上的载荷 4.1.6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 4.2 II 轴的

8、设计计算 4.2.1. 求轴上的功率，转速和转矩 4.2.2. 求作用在齿轮上的力 4.2.3. 初步确定轴的最小直径 4.2.4. 轴的结构设计 4.2.5. 求轴上的载荷 4.2.6. 按弯扭合成应力校核轴的强度4.3 III 轴的设计计算 4.3.1. 求轴上的功率，转速和转矩4.3.2. 求作用在齿轮上的力 4.3.3. 初步确定轴的最小直径 4.3.4 轴的结构设计 4.3.5. 求轴上的载荷 4.3.6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 第五章. 轴承的寿命计算 5.1 I 轴上的轴承 6208寿命计算 5.2 II 轴上轴承 6210 的寿命计算 5.3 m轴上轴承6214的寿命计算

9、 第六章 . 键连接的校核 6.1 I 轴上键的强度校核 6.2 II 轴上键的校核 6.3 III 轴上键的校核 第七章 . 润滑及密封类型选择 7.1 润滑方式 7.2 密封类型的选择 7.2.1. 轴伸出端的密封 7.2.2. 箱体结合面的密封 7.2.3. 轴承箱体内，外侧的密封 .第八章 . 减速器附件设计 8.18.28.38.48.58.68.7观察孔及观察孔盖的选择与设计 油面指示装置设计 通气器的选择 放油孔及螺塞的设计 起吊环的设计 起盖螺钉的选择 定位销选择 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误

10、 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 错误 !未定义书签。 36 37 37 37 37 37 38 38 38 39第九章 . 主要尺寸及数据第一章电机选择1.1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用丫系列三相异步电动机。其结构为全封 闭自扇冷式结构，电压为380V。1.2选择电动机的

11、容量工作机有效功率Pw=匕，根据任务书所给数据F=2.465KN V=1.9m/s。 1000贝y有：Pw = 2465 1.9=4.68KW1000 1000从电动机到工作机输送带之间的总效率为式中1传动效率,联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知1=0.96，2，3，4，5分别为V带传动效率，滚动轴承效率，齿轮492=0.99，3 =0.97，4 =0.99，5=0.99，则有:42=0.960.990.970.990.99=0.85所以电动机所需的工作功率为:Pw2 43P d=-P=2.43 =3.18KW0.90.9 0.85取 Pd =4KW1.3确定电动机的转速按推荐的两级展开式

12、同轴式圆柱齿轮减速器传动比I齿=840的带的传动比I带=24，贝U系统的传动比范围应为：I =1 齿 i 带=(35)(24) =620工作机卷筒的转速为w = 60 1000v=60 1000 1.35=9.9r/min3.14 260所以电动机转速的可选范围为n d=Inw= (16200) 9.9 r / min=(1581980) r/min符合这一范围的同步转速有 750r/min,1000r/min 和1500r/min三种， 由于本次课程设计要求的电机同步转速是1000r/min。查询机械设计手册【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【丫系列】确定电机的型

13、号为丫160M-6.其满载转速为960r/min,额定功 率为7.5KW章.装置运动动力参数计算2.1传动装置总传动比和分配各级传动比2.1.1传动装置总传动比I=也Nw960 979.92.1.2分配到各级传动比因为I a=i带i齿已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比心=3则1齿=A 32分配减速器传动比，参考机械设计指导书图12分配齿轮传动比得高速级传动比il2 4.70，低速级传动比为i23=4.84.72.2传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n0=96Or/min 输入功率：P0=P d =7.5KW106 巴=9.55 106n0104N mm输出转矩：To=9.

14、557.5960=7.46I轴（高速轴） 转速：n 1 =-N0 =960=320i带 3输入功率：P1=7.5 0.96=7.2kw输入转矩106 空=2.1320105 N/mm6 p1T1 =9.55 10 9.55n1n轴（中间轴）转速：n 2 = -n1 = 320=68i124.7输入功率：P2=7.20.990.97=6.9KW输入转矩:T2=9.55 106P29.55 106n2m轴（低速轴）转速：n3 = n2 = -68 =14r/min i234.8输入功率：P3 6.90.99 0.976 95=9.7 105N/mm68=6.6KW输入转矩:T3=9.55x106P

15、3=9.55x106n36.6=4.5 106 N/mm14卷筒轴:转速：n卷n 3 =14r/min输入功率:P卷 = p4 =P334 P324 =6.60.99 0.99=6.4KW输入转矩:T 卷 9.55106 P=9.55x 106 64 =4.3 106N mm n414各轴运动和动力参数表4.1轴号功率 （KW转矩（N mm ）转速（沧）电机轴7.57.46 1049601轴7.22.1 1053202轴6.99.7 105983轴6.64.5 10614卷筒轴6.44.3 10614图4-1第二章.齿轮设计3.1高速级齿轮设计3.1.1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1

16、. 按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB10095 88）3. 材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬 度为240HBS大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS两者硬度 差为40HBS4.选小齿轮齿数为Z1 =24,大齿轮齿数Z2可由Z2 = i12乙得320Z2 =24 320 =78.36，取 78;983.1.2.按齿面接触疲劳强度设计按公式:d!' 2.32 汽 U 11. 确定公式中各数值试选 Kt=1.3 。由2表10-7选取齿宽系数d=1o 计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知:1 =2

17、.1 1 N mm o1(4)(5)由2表10-6查的材料的弹性影响系数ZE =189.8MP2由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =58OMP大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=560MP(6)由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95 ;HN2=1.05。(7)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 00，安全系数S=1,有r KHN1 H lim 1 c CLH 1 = =0.95SKhN 1 H lim 1H 2= =1.05S580=551MP560=588MP2.计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值(1)计算小齿轮的分度圆直径d

18、1t，由计算公式可得:dit 2.323j1.3 2.1 105(竺)2 =78.9mm4.7551(2)计算圆周速度。d1tn1v= v 60 10003.14 78.9 320=1.32m/s60 1000(3)计算齿宽bb=d d1t=1 78.9=78.9mm(4) 计算模数与齿高模数mt虫空e乙 243.28mm3.287.39mm齿高 h 2.25mt 2.25(5) 计算齿宽与齿高之比-hb 789 10.68h 7.39(6)计算载荷系数K已知使用系数KA=1,据v=1.32m/s ,8级精度。由2表10-8得Kv=1.07,KH =1.46。由2表 10-13 查得 KF =

19、1.40，由2图 10-3 查得 KH =KH =1故载荷系数：K=K v KA KH KH=11.07 1 1.46=1.56(7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:d1 d1tJ 78.9 J15683.8mmVKtV 1.3(8)计算模数mn3.1.3.n=mn Z833.49mm24按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:mn2KT1 cYFaYsaV dZ12 ? f1. 确定计算参数(1) 计算载荷系数。K=K AKV KF KF =1 1.07 1 1.40=2.35(2) 查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1=2.65，YFa2=2.17(3) 查取应力校正系数 由2表 1

20、0-5 查得 YSa1=1.58，YSa2=1.80(4)由2表10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极fei=330MP大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2=310M P(5) 由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.90 , KFN2=0.95(6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：F 1K fN 1 FE 1S0.90 330 =2i2Mp1.4F 2K FN 2 FE 2S09U£=21omp1.4YFaYsa计算大、小齿轮的f，并加以比较YFalYSalfi空4=0.01975212Yfo迤=2Jd=0.0186f2210经比较大齿轮的数值大。2

21、. 设计计算J51 242m y 匚498 I3 100.01975=2.35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法面模数，取 m =2.5mm,已可满足弯曲疲劳强度。于 是有：Z1 斜?f=31-56取 Z1=31,则 Z2 i12 Z12.5 31=77.5取z2=77,新的传动比i 1277312.53.14 几何尺寸计算1.计算分度圆直径d1mz12.53177.5 mmd2 mz22.577192.5mm(2)计算中心距(Z1 Z2)m(3177)2.52=135mm(3)计算齿轮宽度b=d d177.577.5mmB 1=82.5mm B2=77

22、.5mm3.1.5.大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位mm表5-1名称符号计算公式及说明模数m2.5压力角20o齿顶高hahaham 2.5齿根高hfhf =( ha +c )m=3.75全齿高hh =( 2 ha +c )m=5.62分度圆直径d1d1=m Z1=77.5d2d2 mz2192.5齿顶圆直径da1da1 =(z1 2ha) m=82.5da2da2=( Z2 2ha)m=197.5齿根圆直径df 1(Z1 2ha 2c ) m=71.25df 2(Z2 2ha 2c ) m=186.25基圆直径db1=d1 cos72.8db2=d2cos180.8中心距a(d1

23、d2)1352表5-13.2低速级齿轮设计3.2.1. 选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1. 按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2. 运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB100988）3. 材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45 （调质）硬度为 240HBS大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS两者硬度差为 40HBS4.选小齿轮齿数为Z1=24,大齿轮齿数Z2可由Z223乙得 Z2=115.2，取 115；3.2.2.按齿面接触疲劳强度设计按公式:d 1t2-32 忙u 11.确定公式中各数值(1)试选 Kt =1.3。(2=1。(3）由2表1O-7选取

24、齿宽系数d）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知:T2=9.7 1O5N mm1(4(5）由2表10-6查的材料的弹性影响系数 Ze=189.8M0）由2图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 =58OMP大齿轮的接触疲劳强度极限H lim2=560MP(6）由2图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.07 ;K HN2=1.13。（7 ）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 00，安全系数S=1，有H1V07 58O=62O.6MPKhn2 Hlim2=i.i3 56O=632.8MP S2.计算确定小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值（1）计算小齿轮的分度圆

25、直径d1t，由计算公式可得:d 1t 2.32 彳1.3 9.7 1054.27计算圆周速度。dit ni(3(4(66010003.141 08.5998 =0.57m/s60 1000)计算齿宽b=d1t =1)计算模数与齿高模数mtd1t108.59=108.59mm迺邑4.52mm24齿高 h=2.25 叫=2.25 4.529.9mm计算齿宽与齿高之比b108=10.97h 9.9)计算载荷系数Ko已知使用系数KA=1，据v=0.57m/s , 8 级精度。由2表 10-8 得Kv=1.03，KH =1.47。由2表 10-13 查得 KF =1.38，由2表 10-3 查得 kh

26、=Kh =1故载荷系数:K=K v KAKHKH=11.031 1.47=1.51(189)2=124.36mm3.27620.6(7) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:I K(1 51d 7 転 h108.59 3匕=95.8mm(8 )计算模数叶95.8=3.99mm243.23按齿根弯曲疲劳强度设计按公式:刖YFaYT1.确定计算参数(1)计算载荷系数。K=KA Kv KF Kf =1 1.03 1 1.38=1.42(2)查取齿形系数由2表 10-5 查得 YFa1=2.65，YFa2 =2.224(3)查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Ysa1=1.58 , Ysa2=

27、1.766(4)由2图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极fe1=330MP大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2=310M P(5) 由2图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.95，KFN2=0.97(6) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则有：F 1K fN 1 FE 1S0.95 330 =223.9Mp1.4F 2K fN 2 FE 2S0.9g=214.8MP1.4(7)计算大、小齿轮的YFaYsa，并加以比较F YFa1Ysa1f1驾3泸 0-0187Yfb 2Ysa2f22224丄766。恥？214.8经比较大齿轮的数值大。2.设计计算m21 9；7 105

28、 0.01879.46 mm1 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 疲劳强度计算的法面模数，取 是有：m =4mmm大于由齿根弯曲已可满足弯曲疲劳强度。于Z1=d1958 23.95m 4取Z1 =24,则乙i23乙 4.824=115.2 取 z2=115新的传动比i 23115244.793.2.4.几何尺寸计算1.计算分度圆直径d1 mz14 2496 mmd2 mz24 115460 mm2. 计算中心距(Zi Z2)m(24 115)24 278mm3. 计算齿轮宽度ddi 1 96=96mmB1=113mm B2 =108mm3.2.5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮

29、相关参数表5-2（单位mm）名称符号计算公式及说明模数m4压力角20o齿顶高ha0 =ham 4齿根高hfhf =(ha +c )m=5全齿高hh=(2 ha +c )m=9分度圆直径d1d1 =m Z1=96d2d2 =mz2460齿顶圆直径da1da1 = ( z1 2ha) m=104da2da2=( Z2 2ha)m=468齿根圆直径df1= (Z12ha2c )m=82d f 2=(S 2ha 2c )m=450基圆直径db1d1 cos91db2d2cos432.3表5-2第四章.轴类零件设计4.1 I轴的设计计算4.1.1. 求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P1=7.2KW

30、n1=320r/min，T 1=2.1 105Nmm 4.1.2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d1=70mm2Td1g000=5419N77.5Fr=Fttan5419 tan2。=1972N压轴力F=1696N4.1.3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A0=110，于是得：min=A03j= 1103"72 59mmV n1V 320因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故 d=60.9mm又此段轴与电动机装配，综合考虑两者要求取dmin=61mm查4P 620表14-16此段轴长取76mm

31、4.1.4轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案2.据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1) I-II 段是与电动机联轴器连接的其 d' " =32mm I ' " =76mm(2) II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm(由减速器及轴的结构设计而定)。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm故取I "川=58mm因其右端面需制出一轴肩故取d11111 =35mm(3)初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并 d "川=35mm,由轴承目录里初选6208号

32、其尺寸为D B =40mm 80mm 18mm故d 111 IV =40mm又右边采用轴肩定位取V =52mn所以 I w V =139mm dv 在=58mm 1V 在=12mm(4)取安装齿轮段轴径为d在v =46mm齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为 75m m为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段 应略短于齿轮宽度故取I灯 =71mm齿轮右边 -毗段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d v =40mm取I v =46mm3. 轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d1 11由P 53表4-1查得平键截面b h 10 8,键槽用键槽铣刀加工长为70m

33、m同时为了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为 也，同样齿轮与轴的连接用平键14 9 63，齿轮与轴之间的配合为n6也轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺n6寸公差为m64. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2 45 .其他轴肩处圆觉角见图。4.1. 5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-2FnH1=1402N FnH2=1613NF nV1=2761N FnV2=864NHi=86924Nmmh2 =103457N mmV =171182Nmm1=Jo.872 1.72 1O5=2.O105n mmM2

34、=MH2=103457NmmT 1 =2.1105N mm4.1.6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩 图和扭矩图中可以看出截面 A是轴的危险截面。则根据2式15-5及上 面的数据，取 =0.6轴的计算应力：Jm12 ( T3)2ca屜。2 (O.6響2 105 =24mp0.1 463前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得1=60 Mp, ca 1，故安全。4.2 II轴的设计计算4.2.1.求轴上的功率,转速和转矩由前面的计算得 P1 =7.2KW n 1=320%in，t 1=2.1 105N mm4.2.2.求作用在齿

35、轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d 2 =327.5mm d 3=108mm而 F*1 d12 2.1 10 =1282N327.5Fr1=Ft1 tan1282 tan 20 =466N同理可解得:F t2 玉=2 7.2 1013333N Fr2=Ft1tan1730Nd4108423.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A0=11O，于是得:min=A03|區 110 J-7 44.0mm卄2V92.1因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故 dmin =45.2mm又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承

36、受径向力，故选用 深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d D B=50 90 20故 d1 11 =50mn右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取 24mn所以I丨"=48mm4.2.4.轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-42. 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取I HI'1 =64mm d HI'1 =56mm(2) III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计 算得 I '&

37、#39;' 'V =15mm d''' 'V=68mm(3) 'V-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取 l 'V V=109mm d'V V =56mm(4) V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210,左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则l八'=48mm dV VI =50mm3. 轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d"皿由P 53表4-1查得平b h L 16 10 63,按d'v V得平键截面b h L=16 10 110其与轴的配合均为也。

38、轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的, n6此处选轴的直径尺寸公差为m64. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆觉角见图。4.2.5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的MH，MV和M的值如下:nh1=719N FNH2=2822N F nv1=4107N FNV2=7158NH1=49611NmmH1 =253980N mmV1=-283383N mmV2 =-644220N mm1 =和0.52 105 =284OOON mmM2=Q6.42 (2.5)2 1°；690000Nmm图7-4

39、426.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩 图和扭矩图中可以看出截面 B和W的右侧是轴的危险截面，对该轴进行详细校核，对于截面B则根据2式15-5及上面的数据，取 =0.6，轴 的计算应力Jm； ( T3)2ca她2 (O.6 536)2 105 =50.6mp0.1 563前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得1=60Mp,ca 1 对于w的右侧333d30.1 56317561mm30.2335635123mmMWTWt查得Bk由2表3-8查得由2表 15-16900001756156000035123640M Pa2.64

40、 k39.3 MPa16.1M Pa1 275M Pa1 155M Pa2.11由2附图3-4查得0.92由2中3 1和3 2得碳钢的特性系数，取0.1，0.05故综合系数为丄 1 2.64 盍 12.73r 丄 1 2.11 蛊 12.20故w右侧的安全系数为2752.562.73 39.3 0.1 01552.2 161 0.05 回2 2SeaSSVS2S2兰二 2.46>S=1.5V2.562 8.562故该轴在截面W的右侧的强度也是足够的。 综上所述该轴安全。4.3 III 轴的设计计算431.求轴上的功率，转速和转矩.6由前面算得 P3=6.6KW n3=14r/min ,

41、T3=4.5 10 N mm4.32 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d 4 =352mm而 Ft d42T32 4.5 10625568N352F r=Fttan25568 tan 20 9305N4.3.3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A0=11O，于是得:min =A0 J Bl 110Vn3悬 62.8mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3查2表14-1取KA =1.3.贝U: Tea KaT31.43 1.76 1062478000 N mm按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5P

42、 99表8-7可选用LX4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器孔径 d=63mm故取dI II =63mn半联轴器长度 L=142mm半联轴器与轴配合的毂孔长度I 1=132mm434轴的结构设计1.拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-52. 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1)为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d"川=65mm左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm半联轴器与轴配合的毂孔长为 132mm为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故I-II段长度应比L1略短一些，现取I 1 11

43、=132mm.(2)II-III段是固定轴承的轴承端盖 e=12mm据d"川=65mm和方便拆装可取l H川=95mm(3 )初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d皿w =70mm，由轴承目录里初选 6214号其尺寸为D B =70mm 125mm 24mm l川1v =24mm由于右边是轴肩定位,=82mm l w V =98mm dV 在=88mmmml V 在=12mm(4)取安装齿轮段轴径为d在 =80mm已知齿轮宽为 108mm取 =104mm齿轮右边 -毗段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处稔=70mm 取 I 皿 =48mm3. 轴上零件的周向定位齿轮，

44、半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按di II由P 53表4-1查得平键截面b h 18 11键槽用键槽铣刀加工长为125mm选择半联轴器与轴之间的配合为 也，同样齿轮与轴的连接用平键 22 14齿轮与 k6轴之间的配合为 也轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此 n6处选轴的直径尺寸公差为m64. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2 45 .个轴肩处圆觉角见图。4.3.5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的 MH，MV和M的值如下:nH1=12049N FnH2=2465N F nV1 =3309N FnV2=6

45、772NH =-211990N mmV =582384N mm1=寸2.125.82 1 05 =62 0 0 00Nmm1=1.76 106n mmFbH2FrHhr图7-6436.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面 A是轴的危险截面，则根据2式15-5及 上面的数据，取=0.6，轴的计算应力JMi2( T3)2caJ62 (0.6 17.6)2 105 E 一=24.0M P 0.1 803前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得1=60MP,ca 1，故安全。第五章.轴承的寿命计算5.1I轴上的轴承

46、6208寿命计算预期寿命：Lh 8350 1644800h已知 P 2761 N,n440r / mi n,C 29500 n 3Lh 600r（f）60 440 ' 27616.（9500）347000h >44800h故I轴上的轴承6208在有效期限内安全。5.2II 轴上轴承6210的寿命计算预期寿命：Lh 8350 1644800h已知 P 7158N,n93.6r/mi n,C 35000660（駕）3 20820h<44800h故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。5.3m轴上轴承6214的寿命计算预期寿命：Lh 8350 1644800h已知 P 67

47、72N,n28.6r/mi n,C 60800Lh 止(C)-20(0800)3 426472h>44800h60n P 60 28.6 6772故III轴上的轴承6214满足要求。第六章.键连接的校核6.1 I轴上键的强度校核查表4-5-72得许用挤压应力为p110MPaVD -毗段键与键槽接触疲劳强度丨L b 70 10 60mm2 1302T一 .一pr33.8M Pa p110M Papkid0.5 8 60 32 10 9p故此键能安全工作。n - m段与键槽接触疲劳强度丨L b 67 14 53mm2 1302T_P 34.1M Pa p110 MPakid 0.5 9 53

48、 32 10故此键能安全工作。6.2 II 轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为p110MPaII-III段键与键槽接触疲劳强度丨L b 63 16 47mm2 5602T_ _p 985.1M Pap kid 0.5 10 47 56 10 9故此键能安全工作。p110 MPaIV-V段与键槽接触疲劳强度I L b 10016 84mm2 560p110 MPa2T_ p 一 r 47.6 MPakid 0.5 10 84 56 10 9故此键能安全工作。6.3 Ill 轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为p 110MPal-ll段键与键槽接触疲劳强度I L b 125 18

49、 107mm2 17602T_ p 994.9M Pa p110 MPap kid 0.5 11 107 63 10 9p故此键能安全工作。2 1760W - 段与键槽接触疲劳强度I L b 100 22 78mmp红980.6 MPa p110 MPapkid0.5 14 78 80 10 9p第七章 . 润滑及密封类型选择7.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的 两个轴承采用油润滑。7.2 密封类型的选择7.2.1. 轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。7.2.2. 箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。7.2.3. 轴承

50、箱体内，外侧的密封1轴承箱体内侧采用挡油环密封。2轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。第八章. 减速器附件设计8.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住， 。为防止污物进入箱内及润滑油 渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。查 表6 表15-3 选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为 140 120和110 90。8.2 油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。8.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6表15-6选M36 2型 通气帽。8.4 放油孔及螺塞的设计放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成 1.5 外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞 堵住。查表 6 表 15-7 选 M20 1 . 5型外六角螺塞。8.5 起吊环的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖