机械课程设计圆柱齿轮减速器

1、 机械设计课程设计 设计题目： 齿轮减速器的设计 机电工程学院学院 院（系） 机械电子工程 专业 班级：14机电（1）班 学号：1420142407 学生姓名：李丰灏 指导教师：黄跃飞 完成日期： 2017 年 1 月 7日 目录1. 题目 ,技术数据条件，传动示意图···························

2、3;······32. 电动机的选择及传动比分配······································343. 齿轮传动设计·&

3、#183;·················································6

4、144. 带传动设计················································&#

5、183;····14165. 轴系机构设计···········································&

6、#183;·······16216. 轴及轴承的校核········································

7、;·········21247. 减速器箱体设计······································

8、83;··········24268. 减速器附件的选择及位置尺寸···································26279.

9、参考文献·················································&#

10、183;·········2710. 小结及体会······································

11、83;··················28题目： V带单级圆柱减速器给定条件和数据:（1）工作条件：使用年限12年，工作为一班工作制，载荷较大冲击，环境灰尘较少，生产批量为单件。（2）技术数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.2m/s；滚筒直径D=500mm。计算项目 计算过程 结果2.电动机的选择及传动比分配3.齿轮传动设计一、传动方案拟定（参照P12机械设计指导）为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择

12、适合的传动机构和拟订传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw=60×1000v/（D）=60×1000×2.2/（×500）84.07（r/min）一般常选用同步转速为960r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11.419。根据总传动比数值，可初步拟订出以二级传动为主的多种传动方案。根据课程设计要求我们选择图1-5所示的方案(机械设计指导)二、电动机选择1、电动机类型和结构形式。按工作要求和工作条件和工作条件，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)卷筒轴的输出功率Pw：Pw=Fv/1000

13、=2.2kW(2)电机输出功率Pd 传动装置的总效率：=12234式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各级传动机构和轴承的效率。由表1-2查得: V带传动效率1=0.95、滚动轴承传动效率（一对）2=0.99、圆柱齿轮开式传动效率3=0.95、弹性联轴器效率4=0.99、则=0.96×0.992×0.96×0.99=0.875故 Pd=Pw/=2.2/0.8752.51kW)(3)电动机额定功率由机械设计指导第14章表14-1应略大于Pd，选取电动机额定功率=3kW。 3、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表1-4(机械设

14、计指导)查得V带传动常用传动比范围i1=24，单级圆柱齿轮传动比范围i2=36，则电机转速可选范围为nd=nw·i1·i2=504.461681.53r/min可见，同步转速为710r/min、960r/min和1420r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为710r/min和960r/min的两种电动机进行比较，如表所示。方案电动机型号额定功率/kW电动机转速/（r/min）传动装置的传动比同步满载总传动比/1Y132m-837106818.102Y132S-63100096011.41由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此

15、，可采用方案2，选定电动机的型号为Y132s-6。4、电动机的技术数据和外形、安装尺寸。由表14-3、14-4 (机械设计指导)查出型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用.三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、传动装置总传动比：i=nm/nw=960/84.0711.4192、分配各级传动比取V带的传动比i1=3，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=i/i1=11.412/3.23.806由于i2/i1=3.806/31.3 故正确所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。四、计算传动装置运动和动力参数计算1、各轴转速（r/min）电动机为0轴，

16、减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，各轴转速为n0=nm=960r/minn1= n0/i1=960/3=320（r/min）n2=n1/i2=320/3.806=84.07（r/min）2、各轴输入功率（kW）按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，则P0=Ped=3KWP1= P0×01=3×0.95=2.85KWP2= P1×2×3=2.88×0.99×0.95=2.68KW3、各轴转矩（N·m）T0=9550×P0/ n0=9550×3/960=29.84（N·m）T1=9550×

17、;P1/ n1=9550×2.85/320=85.05（N·m）T2=9550×P2/ n2=9550×2.68/84.07=304.43（N·m）将计算结果汇总列表备用。1、齿轮传动的设计计算(1) 选择精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240HBS。2) 齿轮精度参考机械设计表10-6，机器类型是通用减速器，故精度等级选用7级精度。3)初选齿数选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=i2z1=3.806×24=90

18、.856故取z2=91。实际传动比i = z2/ z1=91/24=传动比误差：（3.806-3.791）/3.806=0.3%<2.5%  可用4)初选螺旋角 =14°5)压力角 n=20°(2)按齿面接触疲劳强度设计 1)由机械设计式10-24试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2 试选载荷系数 KHt=1.3 计算小齿轮传递的转矩T1=9550×PI/ nI=9550×2.85/320=8.5×104（N·mm） 由机械设计表10-7选取齿宽系数 d=1 齿数比 u=i&

19、#160;=3.806 由机械设计图10-20查得n=20°时的节点区域系数 ZH=2.433 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa1/2由机械设计式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctan(tann/cos)= arctan(tan20°/cos14°)=20.562°at1=arccosz1 cost /(z1+2han* cos)=arccos24×cos 20.562°/(24+2×1×cos14°)=29°5828at2=arccosz2

20、cost /(z2+2han* cos)=arccos107×cos 20.562°/(107+2×1×cos14°)=23°3244= z1(tanat1 tant)+ z2(tanat2 tant)/2= 24×(tan29°5828 tan20.562°)+ 91×(tan23°3244 tan20.562°)/2=1.648=dz1tan/=1×24×tan14°/=1.905Z=4-31-+=4-1.64831-1.905+1.9051

21、.648=0.668由机械设计式10-23可得螺旋角系数Z=cos=cos14°=0.985计算接触疲劳许用应力由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 Mpa Hlim2=550 Mpa 由机械设计式10-15计算应力循环次数N1=60n1jLh=60×320×1×(1×8×300×12)=5.530×108N2= N1/u=5.530×108/(91/24)=1.453×108由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.

22、93取失效概率为1%、安全系数S=1,由机械设计式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.91×6001=546 MpaH2=KHN2Hlim2S=0.93×5501=511.5 Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H =H2=511.5 Mpa所以，试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=32×1.3×8.5×1041×（91/24）+1(91/24)×2.433×189.8×0.668×0.985511.52=46.187mm2)调整

23、小齿轮分度圆直径圆周速度v=d1tn160× 1000= ×54.944 ×32060× 1000 m/s =0.92 m/s齿宽 b=dd1t =1×54.944=54.944 mm计算实际载荷系数KHl 由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.75l 根据v=0.809 m/s、7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.04l 计算齿间载荷分配系数KH齿轮的圆周力Ft1=2T1/ d1t=2×8.5×104/54.944=3.096×103N，KA Ft1/

24、b=1.75×3.096×103/54.944=98.705 N/mm<100 N/mm，查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4l 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时，KH=1.313则载荷系数为 KH=KAKvKHKH=1.75×1.04×1.4×1.313=3.346由机械设计式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1= d1t3KHKHt= 46.187×33.3461.3mm=61.196 mm及相应的齿轮模数 mn= d1 cos/z1=61.196×co

25、s14°/24 mm=2.47 mm(3)按齿根弯曲疲劳强度设计1) 由机械设计式10-20试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYCOS2dz12(YFaYsaF)试选载荷系数KFt=1.3由机械设计式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan(tan cost) =arctan(tan14° cos20.562°) =13°824v=/cos2b=1.659/ cos213°824=1.749Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.749=0.778由机械设计式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY

26、=1-120°=1-1.905×14°120°=0.778计算YFaYsaFl 由当量齿数zv1=z1/cos3=24/ cos314°=26.27zv2=z2/cos3=91/ cos314°=99.62查机械设计图10-17，得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.20l 由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.60 Ysa2=1.78l 计算许用应力F由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500 Mpa Flim2=380 Mpa由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K

27、FN1=0.86 KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.86×5001.4=307.14 MpaF2=KFN2Flim2S=0.89×3801.4=241.57 Mpa所以，YFa1Ysa1F1=2.62×1.6307.143=0.0136YFa2Ysa2F2=2.2×1.78241.571=0.0162因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0162所以，试算齿轮模数mnt32KFtT1YYCOS2dz12(YFaYsaF)=32×

28、1.3×8.5×104×0.679×0.778×cos214°1×242×0.0162mm=1.4573mm2)调整齿轮模数圆周速度vd1= mntz1/cos=1.4573×24/cos14°mm =36.046 mmv=d1n160× 1000= ×34.530×358.260× 1000 m/s=0.604 m/s齿宽b b=dd1 =1×36.046 mm=36.046 mm齿高h及宽高比b/hh=(2han

29、*+cn*) mnt=(2×1+0.25) ×1.4573 mm=3.279 mmb/h=36.046/3.279=10.993计算实际载荷系数KFl 根据v=0.647 m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.01l 由Ft1=2T1/d1=2×8.5×104/36.046=4.719×103 N,KA Ft1/b=1×4.719×103/36.046=132.225N/mm 100N/mm,查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2l 由机械设计表10-4用插值法查得KH=1.309，结合b

30、/h=10.99查图10-13，得KF=1.39则载荷系数为 KF= KAKvKFKF=1.75×1.01×1.2×1.39=2.948由机械设计式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.4573×32.9481.3mm=1.915 mm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。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn =2 mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=56.117 mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/ mn=40.477

31、取z1=41，则z2=uz1=3.806×41=105.046，取z2=106。(4)几何尺寸计算1)计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=41+156×22×cos14° mm=147.938mm取中心距a=150 mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a= arccos(28+105)×22×140=16°52163)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=41×1.4573cos16°52'16" mm=62.437 mmd2=z2mnco

32、s=156×1.4573cos16°52'16" mm=237.563 mm4)计算齿轮宽度b=dd1=1×62.437 mm=62.437 mm取b2=65 mm、b1=70 mm(5)圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1)齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计式10-22中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KH=2.548、T1=8.5×104 N·mm、d=1、d1=62.437 mm、u=3.806、ZH=

33、2.42、ZE=189.8Mpa1/2、Z=0.454、Z=0.978。将它们代入式10-22，得到H=2KHT1dd13·u+1u ZH ZE ZZ=2×2.548×8.5×1041×62.4373·3.806+13.806×2.42×189.8×0.454×0.978 Mpa=498.311 MPa<H 满足齿面接触疲劳强度条件。2)齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计式10-17中的各参数。同样，为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KF=3.414、T1=8.5×

34、;104 N·mm、YFa1=2.46、YSa1=1.66、YFa2=2.22、YSa2=1.78、Y=0.484、Y=0.4723、=16°5216”、d=1、mn=2 mm、z1=41。将它们代入式10-17，得到F1=2KFT1YFa1Ysa1YYcos2dmn3z12=2×3.414×8.5×104×2.46×1.66×0.484×0.4723×cos216°52'16"1×23×412=74.495MPa<F1F1=2KFT1YFa

35、2Ysa2YYcos2dmn3z12=2×3.414×8.5×104×2.22×1.78×0.484×0.4723×cos216°52'16"1×23×412=72.087MPa<F2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。(6)主要设计结论齿数z1=41、z2=156，模数m=2 mm，压力角=20°，螺旋角=16°5216，变位系数x1=x2=0，中心距a=150 mm，齿宽b1=70 mm、b2=65 mm

36、。小齿轮选用40Cr（调制），大齿轮选用45钢（调制）。齿轮按7级精度设计。(7)结构设计以大齿轮为例。因齿轮顶圆直径大于160 mm，而又小于500 mm，故以选用腹板式结构为宜。如下1.卷筒的转速 nw84.07（r/min）;2.卷筒轴的输出功率Pw=2.2kW;3.总效率：=0.875；4.电动机额定功率=3kW5.电动机的型号Y132s-66.分配各级传动比：V带的传动比i1= 3单级圆柱齿轮的传动比为i2=3.8067.各轴转速n0=960r/minn1= =320r/minn2=84.07（r/min）8.各轴输入功率（kW）P0=3KWP1=2.85KWP2=2.68KW9.

37、各轴转矩（N·m）T0=29.84（N·m）T1=85.05（N·m）T2=304.43（N·m） 齿轮主要结论 ： 齿 数 z1=41z2= 156，模数m=2 mm，压力角=20°，螺旋角= 16°5216”，变位系数x1=x2=0， 中心距a=150 mm，齿宽b1=70 mm、b2=65 mm4. 带传动设计5. 轴系机构设计6.轴及轴承的校核7.减速器箱体设计8.减速器附件的选择及位置尺寸2、皮带轮传动的设计计算（1）确定计算功率Pca由机械设计表8-8查得工作情况系数KA=1.3,故Pca=KAP=1.3×3 k

38、W=3.9 kW（2）选择V带的带型根据Pca、n0由机械设计图8-11选用A型。（3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速v1)初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2)验算带速v。按机械设计式8-13验算带的速度    v=dd1 n0/（60×1000）=×100×960/（60×1000）=5.03 m/s因为5m/s<v<30m/s，故带速合适。3)计算大带轮的基准直径。根据机械设计式8-15a计算大带轮的基准直径dd2=i1dd1=3×

39、100mm=300mm根据机械设计表8-9，取标准值为dd2=315mm。（4）确定V带的中心矩和基准长度Ld1）根据机械设计式8-20，初定中心距a0=500mm。2）由式机械设计式8-22计算所需的基准长度Ld02a0+/2×（dd1+dd2）+（dd2- dd1）2/（4a0）=2×500+/2×（100+315）+（315-100）2/（4×500）1675mm由机械设计表8-2选带的基准长度Ld=1750mm。3）按机械设计式8-23计算实际中心距a。aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1750-1675)/2 538mm 按机械设计式8-

40、24，amin=a-0.015Ldamax=a+0.03Ld中心距的变化范围为411.75590.5mm。（5）验算小带轮上的包角11180°-（dd2- dd1）57.3°/a  =180°-（355- 132）×57.3°/480139.05°>120°（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=100mm和n0=960r/min，查机械设计表8-4得P0=0.95kW。根据n0=960r/min，i=3和A带型，查机械设计表8-5得P0=0.11 kW。查机械设计表8-6得K=0.95

41、，表机械设计8-2得KL=1.00，于是Pr=（P0+P0）·K·KL=（0.95+0.11）×0.95×1.00 kW=1.007 kW2）计算V带的根数z。z=Pca/Pr=3.9/1.007=3.87取4根（7）计算单根V带的初拉力F0。由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500（2.5- K）Pca/ (Kzv)+qv2 =500×(2.5- 0.95)×3.9/(0.95×4×5.03)+0.105×5.032   =137 N(8)计算

42、压轴力FpFp=2zF0sin（1/2）=2×4×137×sin（158.699°/2）=1077.12 N(9)带轮结构设计（略）(10)主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度Ld=1750mm。带轮直径dd1=100mm,采用腹板式， dd2=300mm，采用轮辐式，中心距控制在411.75590.50mm。单根带初拉力F0=137N。轴的设计计算  1、输入轴（减速器高速轴）的设计计算（1）输入轴上的功率P1、转速n1、转矩T1P1=2.85 KWn1=320 r/minT1=8.5×104 N·mm（

43、2）求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为d1=62.347 mm所以，圆周力Ft=2T1/d1=2×8.5×104/62.347=2722.74 N径向力Fr= Ft tann/cos=2722.74×tan20°/cos16°5216”=1035.56 N轴向力Fa= Ft tan=2722.74×tan16°5216”=825.73 N （3）初步确定轴的最小直径先按机械设计式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr(调质)。根据机械设计表15-3，取A0=110，于是得dmin=25.03 mm取d1

44、=28 mm（4）确定各节轴的直径d第二节轴d2处的轴肩是定位轴肩，轴肩处的直径可取（1.141.2）d1 mm=31.9233.6mm。再由机械设计指导表11-6毡圈的选择，来确定d2，所以，d2=32 mm因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。所以，第三节轴的直径应按轴承的安装尺寸确定。查机械设计指导表10-3选用轴承代号为30307的轴承，所以d3=35 mm第四节轴处是一个定位轴肩，轴肩处的直径差可取14 mm。d4=35+(14)=3638 mm 根据优先数序取d4=37.5mm第五节轴d5处的轴肩是定位轴肩，轴肩处的直径可取（1.141.2）d4 mm=41.75

45、45mm 所以取d5=42.5mm第六节轴的直径和第三节轴的直径相等，即d6=d3=35 mm（5）确定各节轴的长度L由于大带轮采用轮辐式，选用A型普通V带3根，L1=（1.52）d=（1.52）*24=3648,以保证固定可靠，所以取第一节轴的长度L1=44 mm。通过轴的安装确定轴的各段长度l 查机械设计指导表2-2得箱座壁厚=0.025a+=0.025×150+1=4.75<8,因为8，故取=8mml 查机械设计指导表2-6得齿轮端面至箱体内壁的距离210mm故取2=10mml 查机械设计指导表2-6得轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用脂润滑）3=11mml 查机械设计指导

46、表2-2得地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×150+12=17.4mm，取地脚螺钉M20轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=0.75×17.4=13.05 mm，故取螺栓标准直径M16。所以C1=24mm、C2=20mm各节轴的长度L结论L1=44 mm、L2=50 mm、L3=45mm、L4=68mm、L5=10 mm、L6=33mm。2、输出轴（减速器低速轴）的设计计算（1）输出轴上的功率P2、转速n2、转矩T2P2=2.68 KWn2=84.07 r/minT2=3.0443×105 N·mm（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分

47、度圆直径为d2=237.563 mm所以，圆周力Ft=2T2/d2=2×3.0443×105/237.563=2562.94 N径向力Fr= Ft tann/cos=2562.94×tan20°/cos16°5216”=974.79 N轴向力Fa= Ft tan=2562.94×tan16°5216”=777.27 N （3）选择联轴器1）类型选择为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销联轴器。2）载荷计算公称转矩T2=3.0443×105 N·mm由机械设计表14-1查得工作情况系数KA=1.9，故由机械设计式

48、14-1得计算转矩为Tca=KA T2=2.3×3.0443×105=7.0×105 N·mm3）型号选择查机械设计指导表12-4，选择型号为HL4型弹性柱销联轴器，其许用转矩为1250N·m，许用最大转速为4000r/min，轴径可以为40mm、42mm、45mm、48mm、50mm。（4）初步确定轴的最小直径先按机械设计式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢(调质)。根据机械设计表15-3，取A0=120，于是得dmin=40.57 mm由于安装联轴需要一个键槽，所以轴径需增大5%7%，故取输出轴的最小直径为d1=40.57&

49、#215;（1+5%）=42.6mm再结合联轴器，取输出轴的最小直径为d1=45 mm（5）确定各节轴的直径d第二节轴d2处的轴肩是定位轴肩，当配合处轴的直径<80 mm时，轴肩处的直径差可取（0.070.1）d1 mm。再由机械设计指导表11-6毡圈的选择，来确定d2，所以，d2=（0.070.1）d1 =55mm因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。所以，第三节轴的直径应按轴承的安装尺寸确定。查机械设计指导表10-3选用轴承代号为30211的轴承，所以d3=d2+（13）=56 mm d3与d4结合处是非定位轴肩，所以此处轴肩可取14 mm，所以，d4= d3+4=

50、56+4=60 mm，即d4=60 mm第五节轴与第四节轴之间是定位轴肩，直径差可取（0.070.1）d4mm，所以d5= d4+11=60+11=71 mm第六节轴的直径和第三节轴的直径相等，即 d6=d3=56 mm（6）确定各节轴的长度L由于此段轴需与联轴器配合，查机械设计指导表12-4，得HL4，J型轴孔长度L=84 mm，所以取第一节轴的长度L1=84 mm。通过轴的安装确定轴的各段长度结合输入轴的安装尺寸，并画出两轴在箱体中的安装位置，得到输出轴的第三节轴L2=67 mm，第六节轴的长度L3=40 mm,L4=63 mm,L5=10mm, L6=35.5 mm。 各节轴的长度L结论

51、L1=84 mm、L2=67 mm、L3=40mm、L4=63mm、L5=10mm、L6=35.5 mm。 按弯扭合成应力校核轴的强度从动齿轮分度圆直径d2=237.563 mm，此段轴的直径d4=60 mm1） 求输出轴的支撑跨距 查机械设计指导表10-3轴承代号为30211的轴承的B=21 mm。所以作为简支梁的轴的支撑跨距为：L=L3+L4+L5+L6-B=47+58+12+39-20=127.5mm2）绘制轴的受力简图（如图a）大齿轮所受的转矩T2=3.00443×105 N·mm圆周力Ft=2T2/d2=2×3.0443×105/237.563

52、=2562 N径向力Fr= Ft tann/cos=2562×tan20°/cos16°5216”=974.43 N轴向力Fa= Ft tan=2562×tan16°5216”=776.98 N 该轴两轴承对称，所以LA=LB=L/2=127.5/2=63.75 mm3）求垂直面的支撑反力FAY=FBY=Fr/2=974.43/2=487.215 N求水平面的支撑反力FAZ=FBZ=Ft/2=2562/2=1281 N4）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C垂直面上弯矩为MC1= FAYLA=487.215×63.75×

53、10-3=31.6 N·m截面水平面上弯矩为MC2= FAZLA=1281×63.5×10-3=81.34N·m5）绘制垂直面弯矩图（如图b）绘制水平面弯矩图（如图c）6）绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(31.62+81.342)1/2=87.26 N·m7）绘制扭矩图（如图e）T2=3.0443×105 N·mm=304.43 N·m8）绘制当量弯矩图（如图f）截面C处最危险，如认为轴的扭切应力脉动循环变应力，取折合系数=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=Mc2+(T2)21/2=8

54、7.262+(0.6×304.43)21/2=202.43 N·m9）校核危险截面C的强度轴的材料选用45钢，调制处理，由机械设计表15-1查得B=640MPa，-1=60 Mpa，则ca= Mec/（0.1d43）=202.43/（0.1×563×10-9）Pa=11.5 Mpa<-1=60 Mpa所以该轴强度足够。图af七、轴承的校核查机械设计指导表10-3圆锥滚子轴承30211的基本额定动载荷C=90.8 kN，基本额定静载荷C0=115 kN。已知输出轴上齿轮受切向力Ft=2562 N，径向力Fr=974.43 N，轴向力Fa=776.98

55、 N，齿轮分度圆直径d=237.563mm，齿轮转速n=84.07 r/min，轴承预期寿命Lh=8×300×12=28800 h.1、求比值Fa/Fr=776.08/974.43=0.79根据机械设计指导表10-3,圆锥滚子轴承的e为0.4，故此时Fa/Fr>e。2、初步计算当量动载荷P，根据机械设计式13-8aP=fd(XFr+YFa)按照机械设计表13-6，取fd=3.0。按照机械设计表13-5，取X=0.40。根据机械设计指导表10-3,圆锥滚子轴承Y值为1.4。所以当量动载荷P=3×（0.4×874.43+1.4×776.08）

56、= 4.3kN<C=73.2 kN故该轴承符合载荷要求。3、计算30211轴承的寿命。根据机械设计式13-5 Lh=106/60n（C/P）对于滚子轴承，=10/3，所以Lh=106/60n（C/P）=106/（60×84.07）×（90.8/4.3）10/3=51593 h>28800 h所以，该轴承符合条件。减速器附件的选择及位置尺寸（1） 齿轮的选择及结构 考虑到斜齿轮的承载能力更大，传动平稳，选用斜齿轮。大齿轮：因齿轮顶圆直径大于160 mm，而又小于500 mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮：因齿轮顶圆直径小于160 mm，故以选用实心结构为宜。（2

57、） 挡油盘的选择及结构参见«机械设计指导» 表11-10 选用内封式挡油盘（3） 通气器的选择查表C选用两次过滤的通气器可有效过滤灰尘，防尘性能较好，选用尺寸 M27×1.5（4） 油标尺的选择查表J 根据条件和箱体尺寸选用油标尺2，尺寸M12。 （5）油塞的选择查表L 选用M16×1.5的油塞（6） 窥视孔及视孔盖查表N，根据条件和箱体尺寸选用A=100mm（7） 起吊装置1） 箱盖吊耳表P，由于=8mm，取d=2*=16mm,R=d=16mm2） 箱座吊耳表P，根据B=32,具体查表P。（8）键的选择1）、输入轴与大带轮联接的键查机械设计指导表9-25，轴的直径为28 mm，长度L=40mm,键装在轴端，则取单圆头普通平键，键的尺寸是8×7，长度L=38mm。2）、输出轴与联轴器联接的键查机械设计指导表9-25，轴的直径为37.5 mm，长度L=68mm,键装在轴端，则