减速器课程设计报告

1、机械设计基础课程设计说明书课程名称 机械设计基础 题目名称 三级减速器传动装置 学生学院 机电工程学院 专业班级 机制微电一班 学 号 学生姓名 指导教师 2015年 01 月 10 日广东工业大学课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院机电工程学院专业班级2012微电1班姓 名 学 号 一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉

2、力：F = 3.10 kN； 2运输带工作速度：v = 1.40 m/s； 3卷筒直径： D =3000 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张（轴、齿轮各1张）；3设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1-408第18周一二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-208第1

3、8周周一至周二三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计教1-208第18周三至第19周一四完成减速器装配图教1-208第19周二至第20周一五零件工作图设计教1-208第20周周二六整理和编写设计计算说明书教1-208第20周周三至周四七课程设计答辩第20周五五、应收集的资料及主要参考文献1西北工业大学机械原理及机械零件教研室编著，濮良贵、纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版2林怡青、谢宋良、王文涛编著.机械设计基础课程设计指导书M. 北京：清华大学出版社，2008年11月第1版3机械

4、制图、机械设计手册等。发出任务书日期：2014年 9月10 日 指导教师签名： 计划完成日期： 2015年 1 月23日 基层教学单位责任人签章： 主管院长签章： 目录1、 传动方案拟定32、 电动机的选择43、 计算总传动比及分配各级的传动比44、 运动参数及动力参数计算5 五、传动零件的设计计算51、V带传动的设计 62、高速级齿轮传动的设计及校核 93、低速级齿轮传动的设计及校核15六、轴的设计计算 21 1、高速轴，轴承、键的设计212、低速轴，轴承、键的设计233、中间轴，轴承、键的设计与校核25七、联轴器的设计31八、其他零、部件的设计计算321、箱体结构的设计322、轴承端盖和透

5、盖的设计343、减速器附件选择36九、减速器润滑方式、密封形式37十、维护与注意事项38十一、总结38 参考资料3943三级减速器传动装置设计1、传动装置的总体设计1.1、原始数据序号卷筒直径D(mm）输送带速度v（m/s）输送带拉力F（kN）413402.13.01.2、工作条件1） 工作情况：两班制工作（每班按8h计算），连续单项运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度容许误差5%；滚筒效率=0.96；2） 工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30左右;3） 使用期限：8年，4年一次大修;4） 制造条件及批量：普通中.小制造厂，小批量。1.3、传动方案的确定 三级展开式圆柱齿轮减速器的传动装

6、置方案如下：1.4、电动机的选择1) 电动机类型的选择：根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2） 电动机的选择：工作机所需要的有效功率为由机械设计基础课程设计指导书表2-2查得=0.90 =0.99 齿=0.98 联=0.99 则传动装置的总效率为=电机所需功率为P=由第十六章表16-1选取电动机的额定功率Ped=11KW，型号为Y160M1-2，转速为2930r/min1.5、确定传动比：传输带带轮的工作转速为：i总=由于展开式i带=24，i高=(1.11.5)i低取i带=2.5 i高=1.2i低得i齿低=2.87 i齿高=3.451.6、传动装置的运动和动力参数计算1）各轴的转速

7、计算：nn=nw=n3=2）各轴的输入功率计算P电机=Ped=11KWP1=P0带=110.90=9.801KWP2= P1滚齿=9.8010.990.98=9.5KWP3= P2滚齿=9.50.990.98=9.2KWPw=P3滚联=9.20.990.99=9.02KW3）各轴的输入转矩计算T电机=9550P0/n0=9550112930=35.85NmT1=9550P1/n1=95509.8011172=79.8NmT2=9550P2/n2=95509.5339.7=267.1NmT3=9550P3/n3=95509.2118.3=742.7NmTw=9550Pw/nw=95509.021

8、18.3=728.2Nm各轴的运动及动力参数项目电动机轴高速轴中间轴低速轴功率 kw119.8019.58.93转速 r/min29301172339.7118.3转矩 N .m35.8579.9267.1742.7传动比 i2.53.452.872、传动零件的设计计算2.1带传动的设计计算1、选V带 确定计算功率ca=KAPO 由表8-7查得工作情况系数,故 ca=KAPO=2、选择V带的带型 根据ca、n0由图8-11得，选用普通V带轮的A带型3、确定带轮的基准直径d并验算带速v带1 )初选小带轮的基准值径dd1 由表8-6和表8-8得：小带轮的基准直径：dd1=100mm大带轮的基准直径

9、：dd2i带dd12.5 100=250mm2 )验算带速v带 v带=因为5 m/sv30 m/s,故带速合适。4、确定V带的中心距和基准长度Ld 1初定中心距 故 245mm08、计算压轴力Fp 压轴力的最小值为: 9、小带轮结构： 带轮材料采用HT150，结构采用腹板式，由表8-14查电动机轴径D0=42mm，由表8-15查得，、 轮毂宽： 轮缘宽：2.2高速级齿轮传动的设计及校核 知输入功率P1=7.587KW，小齿轮的转速n1=1465r/min，齿数比u1=3.96 。由电动机驱动，寿命为8年（设每年工作300天），2班制，则：1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数。 a.按传动方案

10、，选用斜齿圆柱齿轮传动，小齿轮右旋， 大齿轮左旋（根据轴向力指向伸出端）。 b.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精 度。 c.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调 质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度 为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 d.初选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1i高 ， 故Z2=243.45=82.8，去Z2=83 e.初选螺旋角=14。2、按齿面接触强度设计 i）确定公式内的各计算数值 a.试选载荷系数Kt=1.6 b.区域系数Z：查机械设计课本图10-30 选取区 域系数 Z=2.433 c.端面重合度：由机械

11、设计课本图10-26 则 d.计算小齿轮传递的转矩 e.齿宽系数：由机械设计课本P205表10-7得: d=1 f.材料的弹性影响系数：查机械设计课本由P201表10-6 得： g.由机械设计课本P209页图1021，按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度，大齿轮的接触 疲劳强度 h.应力循环次数：由机械设计课本P206公式10-13计算 应力循环次数 =6011721（283008） =2.7109 N2= N1/3.96=2.7109/3.96=7.82108i.接触疲劳寿命系数：查机械设计课本P207图 10-19得: KHN1=0.91 KHN2=0.96j.齿轮的接触疲劳许用应力：取失

12、效概率为1%,安全系数S=1,应用机械设计课本P205公式10-12得: =546 =528 ii）计算：a. 小齿轮的分度圆直径d b.计算圆周速度v c.计算齿宽b和模数mnt d.计算齿宽和齿高之比 h=2.25 m =2.251.816=4.086mm=e.计算纵向重合度 f.计算载荷系数K查机械设计课本P193表102使用系数KA=1.0，根据，7级精度, 查课本由P194图10-8得动载系数KV=1.12，查机械设计课本P197表10-4得KH=1.42，查机械设计课本由P198图10-13得: KF=1.35，查机械设计课本由P195表10-3 得: KH=KF=1.4 。故载荷

13、系数: g.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 h计算模数mn 3、按齿根弯曲强度设计 i）确定各公示内的计算数值a.载荷系数K b.查机械设计课本P217图1028，得螺旋角影响系数 Y0.88c.计算当量齿数 Zv1Z1/cos324/ cos1426.27 Zv2Z2/cos383/ cos1490.86d.初选齿宽系数：按对称布置，由表查得1e.查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa查机械设计课本P200表10-5得:齿形系数YFa12.592 YFa22.199应力校正系数YSa11.596 YSa21.789f.计算大小齿轮的 查课本P208由表10-20得弯曲疲劳强度极限:小齿

14、轮 大齿轮查课本由P206表10-18得弯曲疲劳寿命系数:KFN1=0.85 KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则 大齿轮的数值大，选用g.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。取mn=2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=51.096来计算应有的齿数。于是由: ,故取Z1=31，则Z2=107这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并得到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算a.计算中心距 将中心距圆整为142b.按圆整后的中心

15、距修正螺旋角 c.计算大.小齿轮的分度圆直径 d.计算齿轮宽度 圆整后取 3.1.5小结实际传动比为：i1=107/31=3.452误差为： (3.452-3.45)/3.452=0.058%由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮263.97031大齿轮2220.6651073.1.6计算齿轮传动其他集合尺寸 齿顶圆直径=63.9+22=67.9mm = =220.6+22=224.6mm 齿根圆直径=63.9-22.5=58.9mm =220.6-22.5=215.6mm3.1.7结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大

16、齿轮零件图。2.3低速级齿轮传动的设计及校核 知输入功率P2=9.5KW，小齿轮的转速n2=339.7r/min，齿数比u2=2.87 。由电动机驱动，寿命为8年（设每年工作300天），2班制，则：1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a.按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，小齿轮左旋，大齿轮右旋（根据轴向力指向伸出端）。b.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度c.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。d.初选小齿轮齿数=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i低 。 Z2=2.8726

17、=74.62，取Z2=75e.初选螺旋角=14=202、按齿面接触强度设计i）确定公式内的各计算数值a.试选载荷系数Kt=1.3b.区域系数Z：查机械设计课本图10-30 选取区域系数 Z=2.433 c.端面重合度：由机械设计课本图10-26 则 d.计算小齿轮传递的转矩 T2=264400Nmm.e.齿宽系数：由机械设计课本P205表10-7得: f.材料的弹性影响系数：查机械设计课本由P201表10-6得： =189.8g.由机械设计课本P209页图1021，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度，大齿轮的接触疲劳强度h.应力循环次数：由机械设计课本P206公式10-13计算应力循环次数 =

18、60339.71（283008） =7.827108 N2= N1/3.2=7.827108/3.2=2.446108i.接触疲劳寿命系数：查机械设计课本P207图 10-19得: KHN1=0.92 KHN2=0.96j.齿轮的接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用机械设计课本P205公式10-12得: = ii）计算：b. 小齿轮的分度圆直径d b.计算圆周速度v c.计算齿宽b和模数mnt d.计算齿宽和齿高之比 h=2.25 m =2.252.75=6.19mm=e.计算纵向重合度 f.计算载荷系数K 查机械设计课本P193表102使用系数KA=1.0，根据 ，7级精

19、度, 查课本由P194图10-8得动载系 数KV=1.05，查机械设计课本P197表10-4得KH=1.424， 查机械设计课本由P198图10-13得: KF=1.36，查机械 设计课本由P195表10-3 得: KH=KF=1.4 。 故载荷系数: g.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 h计算模数mn 3、按齿根弯曲强度设计 i）确定各公示内的计算数值a.载荷系数K b.查机械设计课本P217图1028，得螺旋角影响系数 Y0.88c.计算当量齿数 Zv1Z1/cos326/ cos1428.46 Zv2Z2/cos375/ cos1482.10d.初选齿宽系数：按对称布置，由表查得e

20、.查取齿形系数YFa和应力校正系数YSa查机械设计课本P200表10-5得:齿形系数YFa12.6 YFa22.23应力校正系数YSa11.595 YSa21.76f.计算大小齿轮的 查课本P208由表10-20得弯曲疲劳强度极限:小齿轮 大齿轮查课本由P206表10-18得弯曲疲劳寿命系数:KFN1=0.88 KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则 大齿轮的数值大，选用g.设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。取mn=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=73.

21、866来计算应有的齿数。于是由: ,故 取Z1=34，则Z2=i低Z1=2.8734=97.6=98这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并得到结构紧凑，避免浪费。 4、几何尺寸计算a.计算中心距 将中心距圆整为170mmb.按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、K、ZH等不须修正。c.计算大.小齿轮的分度圆直径 d.计算齿轮宽度 圆整后取 5、小结实际传动比为：i2=98/34=2.88 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.587.69034大齿轮2.5252.095986、计算齿轮传动其他集合尺寸齿顶圆直径=87.6+22.5=92.

22、6 = =252+22.5=257 齿根圆直径=87.6-23.125=81.35 =252-23.125=245.753、轴的设计计算3.1高速轴、轴承、键的设计1、已知高速轴的输入功率P1，转速n1，转矩T1 P19.801kW，n1=1172r/min，T1=79900Nmm2、求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径与螺旋角为 而 3、初步确定轴的最小直径 先按课本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,根据课本取 考虑到键槽的削弱，轴径增大37，且最小端与带轮轴孔配合， 将dmin圆整为24mm。4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，并根据轴向定位的要求确定

23、轴的各段直径和长度，如图:根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，具体尺寸如下：1段：为最小直径段，起于皮带轮直接配合初定d1=25mm结合带轮结构,取带轮轮毂宽度,轴段1的长度略小于毂孔长度，取L1=110mm。2段：带轮用轴肩定位，轴肩高度，考虑毂孔倒角为1.6mm故取h=2所以，其最终由密封圈确定。选用密封圈JB/ZQ 4606-1997,取d2=30mm。2段长度为 3段和7段：考虑到齿轮有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。现取轴承为332/32，则d=32mm,D=65mm,T=26mm,da=38mm,Da=55mm,db=38mm,故取d3=32mm。L3=T+3+2=26+12+

24、2=40mm。故d7=35mm，L7=T+3+2=26+12+9=47mm。4段和该轴段直径可按安装轴承定位轴肩的直径来确定，则d4=38mm，。6段：该段轴为安装齿轮处，d3与d4段设计一非定位轴肩，d6=35mm，则该处键的截面尺寸，5段：为轴环直径，定位轴肩h=（0.07-0.1）d 故d5=41mm，L5=（1.5-2）h，故L5=6mm。5、轴的强度校核计算a.轴上力作用点的间距 b.轴的受力分析其受力图、弯矩图、扭矩图与各力、各弯矩如图所示： 水平面上支反力：垂直面上支反力：水平面上弯矩： 垂直面上弯矩： 弯矩合成： 扭矩： T=79800N.mm载荷水平面垂直面支反力/NF1H=

25、437.9F2H=2777F1V=2057F2V=-1841弯矩/(N*mm)MH=67890M1V=220896M2V=60781合成弯矩/(N*mm)M1=220896 M2=91111 扭矩/(N*mm)T=767000按弯曲扭转合成应力校核轴的强度:取=0.6,轴的计算应力 =前已选定轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计课本362页表15-1得=60MPa，因此 ，此轴合理安全。 轴承的较核计算本设计选用圆锥滚子轴承，型号为332/32查得C=68800N，C0=32500N。Y=1.7，e=0.35,fp=1.5a.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2轴承1的总承支反力为：轴承2的

26、总支承反力为： b求两轴承的计算轴向力和 Fa =620N由派生轴向力和齿轮所受的轴向力可以判断轴承1为压紧端，所以有： 由轴向力和径向力可判断轴承1较危险，需进一步校核轴承。c求轴承当量动载荷P 由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X1=0.40 Y2=1.7故： 由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X2=1 Y1=0故： P=maxP1,P2=9969Nd验算轴承寿命该轴承的寿命满足该设计要求。 键的选择和强度计算a.2段上键的选择根据轴段直径，选择键的截面尺寸b*h=10*8mm，根据该轴的长度，选择公称直径为L=45mm的普通平键。查得许用挤压应力。 其中k=0

27、.5h=4mm,l=45-10=35mm,d2=35mm可见，挤压强度足够。同理，6段上联轴器段轴段的键b*h=8*7,L=45 可见，挤压强度同样足够。3.2中间轴、轴承、键的设计1、已知条件：P2=9.2KW，n=339.7r/min，d2=220.6mm， d3=87.6mm，b2=65mm，b3=95mm。2、初步确定轴的最小直径先按课本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,根据课本取 考虑到键槽的削弱，轴径增大37，且最小端与带轮轴孔配合，将dmin圆整为35mm。3、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，并根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图：根据轴

28、向定位的要求确定轴的各段直径和长度，具体尺寸如下：1段和5段：考虑到齿轮有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承。选用轴承为33207，d=35mm，D=72mm，T=28mm，db=42mm，da=42mm，故取d1=d5=35mm。，。2段和4段：此处安装齿轮，应设计非定位轴肩，d2、d4略大于d1、d5，取d2=d4=40mm。b2=80mm，故L2=78mm。B4=55mm，故L4=53mm3段：该段为中间轴上的轴环为定位轴肩，其轴肩高度范围为，取其高度h=4mm，故d3=44mm。5、轴的强度校核计算a.轴上力作用点的间距 b.轴的受力分析其受力图、弯矩图、扭矩图与各力、各弯矩如图所示： 水平

29、面上支反力：垂直面上支反力：水平面上弯矩： 垂直面上弯矩： 弯矩合成： 扭矩： T=79800N.mm载荷水平面垂直面支反力/NF1H=3730F2H=4569F1V=1470F2V=1743弯矩/(N*mm)MH=365520M1V=45182M2V=1715合成弯矩/(N*mm)Mmax=368301 扭矩/(N*mm)T=230000按弯曲扭转合成应力校核轴的强度:取=0.6,轴的计算应力 =前已选定轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计课本362页表15-1得=60MPa，因此 ，此轴合理安全。 轴承的较核计算本设计选用圆锥滚子轴承，型号为33207查得C=82.5kN，C0=102k

30、N。Y=1.7，e=0.35,fp=1.5a.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2轴承1的总承支反力为：轴承2的总支承反力为： b求两轴承的计算轴向力和 Fa =620N由派生轴向力和齿轮所受的轴向力可以判断轴承1为压紧端，所以有： 由轴向力和径向力可判断轴承1较危险，需进一步校核轴承。c求轴承当量动载荷P 由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X2=1 Y1=0故： 由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X1=0.40 Y2=1.7故： P=maxP1,P2=11559.9Nd验算轴承寿命该轴承的寿命满足该设计要求。 键的选择和强度计算a.1段上键的选择根据轴段直径，选择

31、键的截面尺寸b*h=12*8mm，根据该轴的长度，选择公称直径为L=45mm的普通平键。查得许用挤压应力。 其中k=0.5h=4mm,l=45-12=33mm,d2=40mm可见，挤压强度足够。同理，5段上联轴器段轴段的键b*h=12*8,L=45 可见，挤压强度同样足够。3.3低速轴、轴承、键的设计及校核1、已知低速轴的输出功率P3，转速n3，转矩T P3=9.5kW，n3=118.3r/min， T=767000Nmm2、求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d3252mm，而 3、初步确定轴的最小直径先按课本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,根据课本，取则

32、 考虑到键槽的削弱，轴径增大37，且最小端与带轮轴孔配合，将dmin圆整为50mm。4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，并根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如图：根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，具体尺寸如下：1段：1段上安装联轴器。输出轴最小直径为安装联轴器处，联轴器的孔径有标准系列，故最小直径须与孔径相适应。假定选用弹性联轴器，查手册使用HL4型联轴器，轴孔50mm，轴孔长度L=84mm，轴段长度应略短与联轴器轴孔长度。故d1=50mm，L1=82mm 。2段：联轴器用轴肩定位，故，考虑半联轴器倒角为2mm须确保轴肩高度h2，故取h=4则确定取d2=58mm ，按外伸轴

33、段的设计方法3段和7段：与轴承配合，内径有标准系列，考虑齿轮有轴向力存在，选用圆锥滚子轴承，现取30312，d=60mm，D=95mm，T=23mm，da=69mm，db=69mm，故d3=d7=60mmL4=B+B1=22+15=37mm，4段：该段轴按安装轴承的尺寸确定，查手册，取d4=72mm L4=74.5mm5段：该轴段为齿轮提供定位和固定作用，定位轴肩的高度为同时考虑齿轮轮毂倒角C=2.5，取h=6mm，则d5=77mm 。6段：该段轴为安装齿轮，3段和4段处设计非定位轴肩，左端套筒轴段的长度略短与齿轮毂宽，故取d6=65mm，L6=90-4=86mm。5、轴的强度校核计算a.轴上

34、力作用点的间距 b.轴的受力分析其受力图、弯矩图、扭矩图与各力、各弯矩如图所示： 水平面上支反力：垂直面上支反力：水平面上弯矩： 垂直面上弯矩： 弯矩合成： 扭矩： T=574050N.mm载荷水平面垂直面支反力/NF1H=2013.6F2H=4073.4F1V=1582F2V=700.5弯矩/(N*mm)MH=155449M1V=54082.5M2V=240464合成弯矩/(N*mm)M1=173232 M2=289200 扭矩/(N*mm)T=767000按弯曲扭转合成应力校核轴的强度:取=0.6,轴的计算应力 =前已选定轴的材料为45钢，调质处理。查机械设计课本362页表15-1得=60

35、MPa，因此 ，此轴合理安全。 轴承的较核计算本设计选用圆锥滚子轴承，型号为32012X2查得C=648000N，C0=98000N。Y=1.8，e=0.38,fp=1.5a.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2轴承1的总承支反力为：轴承2的总支承反力为： b求两轴承的计算轴向力和 Fa =592N由派生轴向力和齿轮所受的轴向力可以判断轴承2为压紧端，所以有： 由轴向力和径向力可判断轴承2较危险，需进一步校核轴承。c求轴承当量动载荷P 由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X1=1 Y1=0故： 由表135分别查得径向载荷系数和轴向载荷系数为 X2=0.40 Y2=1.8故： P=m

36、axP1,P2=9969Nd验算轴承寿命该轴承的寿命满足该设计要求。 键的选择和强度计算a.2段上键的选择根据轴段直径，选择键的截面尺寸b*h=18*11mm，根据该轴的长度，选择公称直径为L=70mm的普通平键。查得许用挤压应力。 其中k=0.5h=5.5mm,l=70-18=52mm,d2=65mm可见，挤压强度足够。同理，6段上联轴器段轴段的键b*h=14*9,L=70 可见，挤压强度同样足够。七、联轴器的设计查机械设计课本,选取 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,且为了与输出轴配合，所以查GB5014-85选用 LX3型凸缘联轴器。八、其它零、部件的设计计算1、箱体结构的设计 减速器箱体

37、结构尺寸如下：名称符号结果（mm）高速级中心距a1142低速级中心距a2170箱座壁厚12箱盖壁厚12箱盖凸缘厚度18箱座凸缘厚度18箱座底凸缘厚度30地脚螺栓直径M20地脚螺栓通孔直径22地脚螺栓沉头座直径Df48脚底凸缘尺寸L132L230地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径M16轴承旁联接螺栓通孔直径d118轴承旁联接螺栓沉头直径D132剖分面凸缘尺c122c220上下箱联接螺栓直径M10上下箱联接螺栓通孔直径d212上下箱联接螺栓沉头直径D222箱缘尺寸c118c216轴承端盖螺钉直径M8视孔盖螺钉直径M7定位销直径M4大齿轮顶圆与内壁距离20齿轮端面与内壁距离9机盖，机座肋厚m1m10.

38、210.2轴承端盖外径D295（1轴）112（2轴）135（3轴）轴承端面至箱体内壁距离312大齿轮顶圆至箱底内壁6452、轴承端盖和透盖的设计 高速轴透盖轴承外径D65mm螺钉直径d36mm螺钉数4D0=D+2.5d380mmD4=D-(1015)55mmD6=D-(24)63mmD5=D0-3d347mmD2=D0+2.5d395mme=1.2d37.2mmd0=d3+17mmd132mmm22mm闷盖轴承外径D65mm螺钉直径d36mm螺钉数4D0=D+2.5d380mmD4=D-(1015)55mmD6=D-(24)63mmD5=D0-3d347mmD2=D0+2.5d395mme=1

39、.2d37.2mmd0=d3+17mmm22mm毡圈（使用毛毡密封）轴径d30mmD45mmd129mmB7mm 中间轴闷盖轴承外径D72mm螺钉直径d38mm螺钉数4D0=D+2.5d392mmD4=D-(1015)60mmD6=D-(24)69mmD5=D0-3d368mmD2=D0+2.5d3112mme=1.2d39.6mmd0=d3+19mmm30mm 低速轴透盖轴承外径D95mm螺钉直径d38mm螺钉数4D0=D+2.5d3115mmD4=D-(1015)85mmD6=D-(24)92mmD5=D0-3d391mmD2=D0+2.5d3135mme=1.2d39.6mmd0=d3+

40、19mmd155mm61mmm25mm毡圈（使用毛毡密封）轴径d59mmD80mmd158mmB8mm闷盖轴承外径D95mm螺钉直径d38mm螺钉数 4D0=D+2.5d3115mmD4=D-(1015)85mmD6=D-(24)92mmD5=D0-3d391mmD2=D0+2.5d3135mme=1.2d39.6mmd0=d3+19mmm25mm3、减速器附件选择 为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 所以相关方面，列

41、表如下的，一般都为标准件，所以，详细参数不列出来：名称规格或参数作用窥视孔视孔盖180140为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235AF轴承盖凸缘式轴承盖低速级六角螺栓M8，其他M6固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT150定位销M450为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔

42、前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，选用有气孔的杆式油标螺塞G1/2换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235起盖螺钉M1030为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。起吊装置箱盖箱座吊耳为了便于搬运，在箱体设置起吊装置吊耳，箱盖、箱座的孔径均为16。通气塞罩M24查表14.16图（a）5，选用d1=M24的通气塞罩九、减速器润滑方式、密封形式1、润滑本设计采用脂润滑加油润滑，润滑方式润滑脂直接填入轴承室（可以采用油杯）以及飞溅润滑