二级减速器课程设计

1、 课程设计报告课程设计题目： 带式运输机的展开式 二级圆柱齿轮减速器 学生姓名：XXX 专 业：机械工程及自动化班 级：xxxxxxxx 指导教师 ：xxx、xxx2013年1月18日前 言本次课程设计于12年12月中旬开始，通过这三个星期的设计，我们有了较大的收获，并从本质上对自己所学的专业和主要学科有了较深刻的理解。由于时间仓促，设计任务较重，设计过程中可能会或多或少的存在一些错误，希望审阅老师提出宝贵意见，加深理解。机械课程设计教学基本要求规定：每个学生必须完成一个课程设计。因为它是机械设计课程的最后一个重要教学环节，也是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练。本次课程设计

2、的内容为设计二级圆柱齿轮减速器，具体包括以下内容：根据传动装置的总体设计方案，选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。在整个设计的过程中我们首先要自己独立思考，在有不懂的地方，同学间相互帮助，最后请教老师。这一过程中，体现了我们的团结合作能力，发挥了我们的集体精神。本次课程设计我班的指导老师是张达响老师、余宏涛老师，老师不仅指引我们如何设计，提醒我们哪些是易错点，在审阅的过程中帮我们指出错误的地方，提出宝贵意见，特此表示衷心感谢。关键词：减速

3、器 电动机 高速级齿轮 低速机齿轮 轴 箱体目 录前 言2第1章 设计任务书41.1 设计题目41.2 工作条件及生产条件41.3 第十八组设计原始数据4第2章 电机的选择52.1 电动机的选择52.2 传动比的确定及分配62.3 传动装置的运动和动力参数计算6第3章 斜齿圆柱齿轮减速器的设计83.1 高速轴上的大小齿轮传动设计83.2 低速轴上的大小齿轮传动设计133.3 两对齿轮的主要参数18第4章减速器轴及轴承装置、键的设计204.1 概述204.2 轴的选择及结构设计204.3 1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计204.4 2轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计254.5 3轴（输出轴

4、）及其轴承装置、键的设计30第5章 箱体及附件的结构尺寸设计37设计小结38参考文献39第1章 设计任务书1.1 设计题目带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器1.2 工作条件及生产条件运输机载荷稳定，连续单向转动，空载启动，工作有轻微振动，使用年限为10年，每年工作300工作日，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%，卷筒效率为0.96。应完成任务： 1、编写课程设计说明书一份（含封面、目录、正文及参考文献等，其中正文 内容50008000字左右或页数不少于20页，规格统一用A4或B5纸） 2、减速器装配图1张（A0图纸） 3、减速器零件图2张（传动零件及轴等，A2或A3图纸） 4、

5、在规定时间按老师要求完成所有设计任务。机构运动简图：1.3 第十八组设计原始数据 卷筒直径 D/mm 280 运输带速度 v(m/s) 1.1 运输带所需拉力 F(N) 3700第2章 电机的选择2.1 电动机的选择为了确定传动方案，可根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：=(1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件,选用一般用途的Y系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。(2) 电动机容量：1、工作机所需要的有效功率为=4.24kW2、根据查表2.4确定电动机的总效率所需功率为滚动轴承传动 传动效率为0.99(3对)为圆柱齿轮传动（7级精度）效率为0.97(2对)为弹性联轴器效

6、率为0.99(2个)则传动装置的总效率为：=电动机所需的功率为= /=4.24/0.895=4.74kw3、电动机额定功率由表20-1选取电动机额定功率=5.5kw(3) 电动机的转速： 为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。根据已知的传动方案，由表2-2查得两级展开式圆柱齿轮减速器的，则电动机的转速范围=（840）75.03=600.24r/min3001.2r/min选择常用的同步转速为1500 r/min和1000r/min，根据电动机所需功率和同步转速，比较后选用=1000r/min综合考虑、，查表20-1.选用型号为Y132M2-6的电动机，满载转速=960r/min

7、2.2 传动比的确定及分配总传动比:= / =960/75.03=12.79一般双级圆柱齿轮减速器传动比的分配为=（1.11.5）=高速级的传动比：=4.078低速级的传动比为：=/=12.79/4.078=3.1362.3 传动装置的运动和动力参数计算(1) 各轴的转速计算：=960r/min= =960r/min= /=960/4.078=235.41r/min=/=235.41/3.136=235.41r/min=75.07r/min(2) 各轴的输入功率计算：=4.74kw=4.740.99=4.69kw=4.690.970.99=4.50kW=4.500.970.99=4.32kw

8、=4.320.990.99=4.23kw(3) 各轴的输入转矩计算： =9550/=95504.74/960=47.15N·m =9550/=95504.69/960=46.66N·m =9550/=95504.50/235.41=182.55N·m =9550 / =95504.32/75.07=549.57N·m =9550/=95504.23/75.07=538.12 N·m各轴运动的动力参数轴号转速n功率P转矩T传动比电动机9604.7447.15 4.0781轴9604.6946.663.1362轴235.414.50182.5513

9、轴235.414.32549.57卷筒机235.414.23538.12第3章 圆柱齿轮减速器的设计3.1 高速轴上的大小齿轮传动设计1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型：根据课程设计书中表2-2，常用减速器的类型及特点，结合二级展开式齿轮减速器，一般采用斜齿轮，故两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，软齿轮面闭式传动。2）材料选择：查教材P190齿轮材料的选择原则，根据六条先用原则，结合运输机工作时有轻微振动的情况，选用小齿轮材料为40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，符合两齿轮配对齿面的硬度差应保持为30-50HBS的

10、范围内。3）齿轮精度等级的选择：运输机为一般工作机器，查教材P210表10-8，结合速度不高，故选用7级精度。4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数21·14.078×24=97.872,取Z2=97，齿数比，U=97/24=4.042。5）选取螺旋角。按经验,10°<<15°，初选螺旋角。2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图10-30，选取区域系数（）由图1026查得 （）计算小齿轮传递的转矩 （）由表107选取齿宽系数装置状况两支承相对小齿轮作不对称布置0.7-1.15（1.1-1.65）所以取（

11、）由表106查得材料的弹性影响系数（）由图1021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1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X960x1x2x8x300x102.76X109 =2.76X109/4.042=0.683X109（）由图1019查得接触疲劳强度寿命系数、（）计算接触疲劳强度许用应力 取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度m/s（）计算齿宽及模数 = h=2.25 mt=2.25x1.66=3.735 = =10.996（）计算纵向重合度 =0.318=1.903（）计算载

12、荷系数K 查教材表10-2，选用使用系数 根据，级精度，由图108查得动载荷系数K=1.08 查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布 置查得K=1.417，查图10-13得K=1.32 假定，由表103查得 K=1.2 故载荷系数K=KAKVKHaKH=1X1.08X1.2X1.417=1.836（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010得 （）计算模数 =3按齿根弯曲强度设计由式10-17） 确定计算参数（）计算载荷系数 K=KAKVKFKF1x1.082=1.71（）根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数（） 计算当量齿数 取=27，=106

13、（）查取齿形系数 由表105查得（）查取应力校正系数由表105查得（）由图1020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（）由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式1012得（）计算大小齿轮的 大齿轮的数据大） 设计计算=1.314 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取1.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直=46.079mm 来计算应有的齿数。于是有 取=30 取=1214几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为117mm）按圆整后

14、的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4)计算齿轮宽度圆整后取 5.验算<100N/mm故合格3.2 低速轴上的大小齿轮传动设计1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型：根据课程设计书中表2-2，常用减速器的类型及特点，结合二级展开式齿轮减速器，一般采用斜齿轮，故两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，软齿轮面闭式传动。2）材料选择：查教材P190齿轮材料的选择原则，根据六条先用原则，结合运输机工作时有轻微振动的情况，选用小齿轮材料为40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，符合两齿

15、轮配对齿面的硬度差应保持为30-50HBS的范围内。3）齿轮精度等级的选择：运输机为一般工作机器，查教材P210表10-8，结合速度不高，故选用7级精度。4）选小齿轮齿数1，大齿轮齿数22·13.136×24=75.264,取Z2=75，齿数比，U=75/24=3.125。5）选取螺旋角。按经验,10°<<15°，初选螺旋角。2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图10-30，选取区域系数（）由图1026查得 （）计算小齿轮传递的转矩 （）由表107选取齿宽系数装置状况两支承相对小齿轮作不对称布置

16、0.7-1.15（1.1-1.65）所以取（）由表106查得材料的弹性影响系数（）由图1021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1013计算应力循环次数N1=60n1jLh=60X960x1x2x8x300x102.76X109 =2.76X109/4.042=0.683X109（）由图1019查得接触疲劳强度寿命系数、（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度m/s（）计算齿宽及模数= h=2.25 mt=2.25x2.67= = =10.9（）计算纵向重合度 =0.31

17、8=1.903（）计算载荷系数K查教材表10-2，选用使用系数根据，级精度，由图108查得动载荷系数K=1.02 查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布 置查得K=1.423,查图10-13得K=1.31 假定，由表103查得 K=1.2 故载荷系数K=KAKVKHaKH=1X1.0223=1.742（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010得（）计算模数 =3按齿根弯曲强度设计由式10-17） 确定计算参数（）计算载荷系数 K=KAKVKFKF1x1.021=1.60（）根据纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数（） 计算当量齿数 取=27，=82

18、（）查取齿形系数 由表105查得（）查取应力校正系数由表105查得（）由图1020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（）由图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式1012得（）计算大小齿轮的 大齿轮的数据大） 设计计算=2.033 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直=72.72mm 来计算应有的齿数。于是有 取=28 取=874几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为149mm）按圆整后的中

19、心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径4)计算齿轮宽度圆整后取 5.验算<100N/mm故合格3.3 两对齿轮的主要参数齿轮的主要参数参数高速级低速级齿数301212887中心距117149法面模数1.52.5端面模数1.552.59螺旋角法面压力角端面压力角齿宽b55508075分度圆直径46.49187.5272.55225.44齿顶高 1.52.5齿根高1.8753.125齿全高3.3755.625齿顶圆直径49.49190.5277.55230.44齿根圆直径42.74183.7766.30219.19旋向左旋右旋右旋左旋材料45钢45钢4

20、5钢45钢热处理状态调质调质调质调质齿面硬度280240280240第4章 减速器轴及轴承装置、键的设计4.1 概述轴是组成机器的主要零件之一，一切作回转运动的传动零件（如齿轮），都必须安装在轴上才能进行运动及动力传动。因此，轴的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。4.2 轴的选择及结构设计 选轴的材料，因传递的转矩不大，故选用45钢，调质处理。又根据表153，取4.31轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率=4.69kw，转速=960r/min 转矩 求作用在齿轮上的力 轴的结构设计） 初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径输

21、入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径 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=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，。查机械设计手册，选用LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为T=63N·。半联轴器的孔径=20mm，故取=20mm，半联轴器长度L52，半联轴器与轴配合的毂孔长度=50mm。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（） 轴段6的设计： 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段7左端需制处一轴肩，轴肩高度=1.82,故取6段的直径=+2=20+4mm=24mm。（） 轴段5的设计： 初步选择

22、滚动轴承 参照工作要求并根据=24mm，因为是斜齿轮，既要承受径向力又得承受轴向力，故初选用圆锥滚子轴承，综合考虑选型号30206轴承，其尺寸为xDxB=30x62x16，T=17.25mm，基本额定动载荷，=13.8mm，故=30mm，轴段5的长度应由轴承宽度、封油盘宽度综合考虑，根据封油盘的结构，留l=2mm，封油盘的宽度取=12mm,则=T+-=17.25+12-2mm=27.25mm。（） 轴段1的设计： 轴承双向安装，便于平衡力，在轴段1上安装轴承，由轴段5知，=30mm，=27.25mm。（） 轴段2的设计： 轴段2用轴肩定位，轴肩高度=2.13mm，则=+2h=30+6mm=36

23、mm。（） 轴段3的设计： 轴段3上安装齿轮,根据轴段2的直径，以及轴肩高度的关系，初选=42mm，又因齿轮1分度圆的直径为46.49mm，齿根圆的直径为42.74mm，齿轮结构设计中，若齿根圆到键槽底部的距离e=<2则做成齿轮轴, 故在这里选做成齿轮轴。综上得=46.49mm，因为，故=50mm。（） 轴段4的设计： 轴段4也用轴肩定位轴段5的轴承，故取=36mm。（） 轴段2、4、6长度的设计： 齿轮离内壁线间的距离课程设计书中的表4-6知，一般距离大于或等于10mm，故取a=16mm,中间轴的两大小齿轮的距离C=15mm，箱体内壁到轴承的距离为5mm，故=a+C-(-)/2=108

24、.5mm。=a=16mm，因为联轴器到端盖的距离用大于等于40mm，故取=60mm。（） 箱体内壁的跨距B=+=179.5mm； 两轴承的跨距L=B+2S+2T-2=196.4mm； 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得： 齿轮中心到轴段1的跨距：=/2+-=56.95mm; 齿轮中心到轴段5与轴承的跨距：=-+/2=149.45mm; 轴段7的中心到轴段5与轴承的跨距：=/2+-=98.45mm（） 键的选择：对轴段7，因=20mm，查教材表6-1，bxhxL=6x6x40（） 倒角的选择：查教材表15-2，选轴段1、7处的倒角=1x45°，其它倒角都为1.6x45°各轴段的

25、直径及长度的汇总=30=36=46.49=36=30=24=20=27.25=16=50=108.5=27.25=60=50 输入轴的结构布置4轴的校核1）受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故总支承反力 ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图4）作受力、弯距和扭距图5）选用键校核 键连接，在联轴器：选单圆头平键（C型）bxhxL=6mmx6mmx40mm，d=30mm，h=6mm，l=L-b=34mm，由式， 查表，得 ，键校核安全6）按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩

26、和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力，由表查得，故安全7） 校核轴承和计算寿命 径向载荷 轴向载荷 由，在表取X0.40。相对轴向载荷为，在表中介于0.0100.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。 由表取则，A轴承的当量动载荷 ，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命 4.42轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率=4.50kw，转速=235.41r/min转矩 =9550/=182.55N·m 2. 求作用在齿轮上的力 轴的结构设计） 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据

27、表，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径由轴的功能分析，轴段1、轴段5上安装轴承，由及轴承要承受径向力又得承受轴向力，故初选用圆锥滚子轴承，综合考虑选型号30206轴承，其尺寸为xDxB=30x62x16，T=17.25mm，基本额定动载荷，=13.8mm，故=30mm。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段1和轴段5的设计： 初步选择滚动轴承，由轴的功能分析，轴承双向安装，便于平衡力，轴段1、轴段5上安装轴承，由以及因为是斜齿轮既要承受径向力又得承受轴向力，故初选用圆锥滚子轴承，综合考虑选型号30206轴承，其尺寸为xDxB=30x62x16，T=17.25mm，基本额定动

28、载荷，=13.8mm，故=30mm。（2）轴段2和轴段4的设计：轴段2上安装大齿轮，轴段4上安装大齿轮，为便于安装，和应大于、，故选=36mm。（3）轴段3的设计： 轴段3用于对齿轮进行轴肩定位，轴肩高度=2.523.6mm，则=+2h=36+6mm=42mm，结合高速轴假定的C=15mm，则=15mm。（4）轴段1和轴段5长度的设计： 由高速轴的设计知：a=16mm，封油盘的宽度取=12mm,这里用脂润滑，查课程设计书表4-6知，箱体内壁到轴承端面的距离为1012mm，取S=10mm，l=3mm，则=T+S+a+(-)/2+l=48.75mm；=T+S+a+l=46.25mm；（5）箱体内壁

29、的跨距B=2a+(-)/2+=179.5mm； 两轴承的跨距L=B+2S+2T-2=206.4mm； 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得： 齿轮中心到轴段1的跨距：=+-/2-=56.95mm; 两齿轮中心距：=(+)/2+=80mm; 齿轮中心到轴段5与轴承的跨距：=+-/2-=69.45mm（6)键的选择：对轴段2，因=36mm，查教材表6-1，bxhxL=10x8x36 对轴段4，因=36mm，查教材表6-1，bxhxL=10x8x63 (7)倒角的选择：查教材表15-2，选轴段1、5处的倒角=1.6x45°，其它倒角也都为1.6x45° 各轴段的直径及长度的汇总=30

30、=36=42=36=30=48.75=47=15=108.5=46.25中间轴的结构布置4、轴的校核1）受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故总支承反力 ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图4）作受力、弯距和扭距图5）选用键校核 键连接，在大齿轮2：选单圆头平键（C型）bxhxL=10x8x36 =36mm，h=8mm，l=L-b=26mm，由式， 查表，得 ，键校核安全 键连接，在小齿轮3：选单圆头平键（C型）bxhxL=10x8x63=36mmm，h=8mm，l=L-b=53mm，由式， 查表，得 ，

31、键校核安全6）按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力，由表查得，故安全7）校核轴承和计算寿命（） 校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.40。相对轴向载荷为，在表中介于0.0100.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承寿命该轴承寿命 ）校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命4.53轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率=4.32

32、kw，转速=75.07r/min 转矩 =9550/=549.57N·m2、 求作用在齿轮上的力 轴的结构设计） 初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式15-2初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径， 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=KAT1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则，查机械设计手册，选用GYs6型凸缘联轴器，其公称转矩为T=900N·。半联轴器的孔径=45mm，故取轴孔直径=45mm，半联轴器长度L112，半联轴器与轴配合的毂孔长度比半联

33、轴器长度L小2mm，故取=110mm。 ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段2的设计： 为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段1右端需制处一轴肩，轴肩高度=3.154.5,故取2段的直径=+2=45+7mm=52mm。（2）轴段3的设计： 参照工作要求并根据=52mm，因为是斜齿轮，既要承受径向力又得承受轴向力，故初选用圆锥滚子轴承，综合考虑选型号30211轴承，其尺寸为xDxB=55x100x21，T=22.75mm，基本额定动载荷C=90.8KN，=21mm,故=55mm，轴段5的长度应由轴承宽度、封油盘宽度综合考虑，根据封油盘的结构，留l=2mm，封油盘的宽度取=12mm,则

34、=T+-=22.75+12-2mm=32.75mm。（3）轴段7的设计： 轴段7段上装轴承，轴承双向安装，便于平衡力，由轴段3知，=55mm。（4）轴段6的设计： 由=55mm，取=60mm，因=75mm，l=3mm，故=72mm。（5）轴段6的设计： 齿轮一端由套筒定位，一端由轴肩定位，=4.27,故=+2=70mm，因l1.4h，故取=10mm。（6）轴段4也用轴肩定位轴段5的轴承，故取=36mm。（7）轴段4的设计： 轴段4用来定位轴承，故=3.855.5,则=+2=63mm，=a+C-(-)/2+(-)/2-=76mm。（8）轴段2、7长度的设计： =l+a+(-)/2+S+T=54.

35、25mm;因为联轴器到端盖的距离应大于等于40mm，故取=60mm。（9）箱体内壁的跨距B=+a+(-)/2=179.5mm； 两轴承的跨距L=B+2S+2T-2=203mm； 取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得： 轴段1中心到轴段3处轴承的跨距：=/2+-=126.75mm; 齿轮中心到轴段3与轴承的跨距：=+-+/2=135.25mm; 齿轮中心到轴段3与轴承的跨距：=/2+-l-=67.75mm（10）键的选择：对轴段1，因=45mm，查教材表6-1，bxhxL=14x9x100 对轴段6，因=60mm，查教材表6-1，bxhxL=18x11x56（） 倒角的选择：查教材表15-2，选轴段

36、1处的倒角=1x45°，轴段7处的倒角=2x45°其它倒角都为2x45°各轴段的直径及长度的汇总=45=52=55=63=70=60=55=110=60=32.75=76=10=70=25输出轴的结构布置4、轴的校核1）受力分析、弯距的计算 （）计算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上 故 总支承反力 ）计算弯矩并作弯矩图 （）水平面弯矩图 （）垂直面弯矩图 （）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图4）作受力、弯距和扭距图5）选用键校核（1） 键连接，在联轴器：选单圆头平键（C型）bxhxL=14x9x100=45mm，h=9mm，l=L-b=86mm，由式， 查表

37、，得 ，键校核安全（2）键连接，在齿轮：选单圆头平键（C型）bxhxL=18x11x56=60mmm，h=11mm，l=L-b=38mm，由式， 查表，得 ，键校核安全6）按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力，由表查得，故安全7）校核轴承和计算寿命（1）校核轴承A和计算寿命径向载荷轴向载荷由，在表取X0.40。相对轴向载荷为，在表中介于0.0100.070之间，对应的e值为0.240.27之间，对应Y值为1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取则，A轴承的当量动载荷，校核安全该轴承

38、寿命该轴承寿命 （） 校核轴承B和计算寿命 径向载荷 当量动载荷，校核安全 该轴承寿命该轴承寿命第五章.箱体及附件的结构尺寸设计机座壁厚=0.025a+58mm机盖壁厚11=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺钉直径df =0.036a+1217mm地脚螺钉数目a<250,n=44轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df13mm机盖与机座联接螺栓直径d2d2=(0.50.6) df9mm联接螺栓d2间距L=150200160mm轴承盖螺钉直径d3=(0.40.5) df7mm窥视孔螺钉直径d4=(0.30.4) df6mm定位销直径d=(0.70.8) d27mm轴承旁凸台半径R10 mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d3(D为轴承孔直径)D11=42.5mmD12=42.5mmD13=57.5mm轴承座凸起部分端面直径D2= D1+2.5d3D21=59.5mmD22=59.5mmD23=74.5mm大齿顶圆与箱体内壁距离11&