单级齿轮减速器设计说明书解读

1、课程设计题 目带式运输机传动装置设计教学 院 机电工程学院专业班级姓名指导教师2012年6月14日目录一、课程设计要求 2二、确定传动方案 5三、选择电动机 6 （ 1）选择电动机 （ 2） 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 （ 3） 计算传动装置的运动参数和动力参数 四、传动零件的设计计算 8 （ 1）普通 V 带传动 （2）圆柱齿轮设计 五 、低速轴的结构设计 14 （1）轴的结构设计 （2）确定各轴段的尺寸 （3）确定联轴器的型号 （ 4）按扭转强度和弯曲组合进行强度校核 六、高速轴 （ 主动轴）的结构设计 21七、键的选择及强度校核 22八、选择轴承及计算轴承寿命 23九、选择轴

2、承润滑与密封方式 26 十、箱体及附件的设计 26 十一、 设计小结 27 十二、 参考文献 2920112012 学年第 2 学期机械部件设计课程设计任务书设计名称带式运输机 传动装置设计班级地点待定一、课程设计目的 课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节。 课程设计的基本目的 是：1综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问 题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。2通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意见， 熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。3通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资 料，进行全面

3、的机械设计基本技能的训练。二、课程设计内容 课程设计的内容主要包括： 分析传动装置的总体方案； 选择电动机； 传动系统计算；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设 计；编写设计计算说明书。课程设计中要求完成以下工作：1减速器装配图 1 张（A1 图纸） ；2减速器零件图 2 张（A3 图纸） ； 3设计计算说明书 1 份。附：（一）设计原始数据组号运输带拉力 F（N）运输带速度 V（m/s）滚筒直径 D（ mm）223002.2330（二）工作条件 该传动装备单向传送，载荷有轻微冲击，空载起动，两班制工作，使用期 限 10 年（每年按 300 天计算），运输带容许速度误

4、差为 5%。三）运动简图（四）设计计算说明书内容0、封面（题目、班级、姓名、学号、指导老师、时间）1、目录（标题、页次）2、设计任务书（装订原发的设计任务书）3、前言（题目分析、传动方案的拟订等）4、电动机的选择，传动系统计算（计算电动机所需的功率、选择电动机、 分配各级传动比，计算各轴转速、功率和扭矩）5、传动零件的设计计算（带传动设计计算，齿轮传动设计计算）6、轴的设计计算及校核7、轴承的选择和计算8、键联接的选择和校核9、联轴器的选择10、箱体的设计（主要结构和设计计算及必要的说明）11、润滑和密封的选择、润滑剂的型号及容量、减速器的附件及说明12、设计小结（设计体会、本次设计的优缺点及

5、改进意见等）13、参考资料（资料的编号 ，作者，书名，出版单位和出版年、月）、进度安排第一周周一原动机选择，机械传动系统运动、动力参数计算周二带传动的设计计算、齿轮传动的设计计算周三周五 减速器装配草图设计：轴的设计与校核、轴承的选择与校核、普通平键的选择及校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、润滑材料、润滑方式和密封型式的选择等第二周周一 周二 画减速器装配图周三画零件图周四编写课程设计说明书；课程设计总结周五答辩四、基本要求课程设计教学的基本要求是：1能从机器功能要求出发，分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构 和零件。2能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材 料，

6、正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。3能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题， 对零件进行结构设计。4. 绘图表达设计结果，图样符合国家制图标准，尺寸及公差标注完整、正 确，技术要求合理、全面。5. 在客观条件允许的情况下，初步掌握使用计算机进行设计计算和使用计 算机绘制装配图、零件图的方法。机电基础教学部2012.05.05设计项目一、确定传动计算结果计算机说明机械传动装置一般由原动机、 传动装置、 工作机和机 架四部分组成。单级圆柱减速器由带传动和齿轮传动组 成，根据各种传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传 动安排在低速级。传动装置的布置如图 A-1 所示

7、图 A-11）选择电动机类型和结构形式 根据工作要求和条件， 选用一般用途的 Y 系列三相异步电 动机，结构形式为卧式封闭结构2）确定电动机功率Pw =Fwv1000hw式中，Fw =2100N，vw =2.5m/s，带式输送机的效率 hw=0.95，代入上式得Pw2300 2.21000 0.955.33 kw工作机所需的功率 Pw （kW）按下式计算电动机所选功率 P0 （kW）按下式计算设计项 目计算面及说明主要结果 主要结果P0=Pw/ h式中， h 为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根据 传动特点，由表查得 :V 带传动 h带 =0.96 ，一对齿轮传动 h齿轮 =0.97 ，

8、一对滚动 轴承 h轴承 =0.99 ，弹性联轴器 h联轴器 =0.99 ，因此总效率h=h带 h齿轮 h 轴承 h联轴器 =0.96 0.97 0.99 0.99=0.904P0=Pw/ h =5.33/0.904 kw=5.896 kw 确定电动机额定功率 Pm（kW），使Pm =（11.3 ）P0 =（11.3 ） 5.896 5.8967.665kW，查表取 Pm =7.5kW 3）确定电动机转速工作机卷筒轴的转速 nw 为60 1000Vwnww =127.32 r/min3.14 D根据表 2-3 推荐的各类传动比的取值范围， 取 V 带传动的 传动比 i带 =24，一级齿轮减速器

9、i齿轮 =35，传动装置的总 传动比 i总 =620，故电动机的转速可取范围为nm=i总 nw （ 620） 127.32r/min=763.92 2546.4 r/min 符合此转速要求的同步转速有 1000 r/min 、1500 r/min ， 选择同步转速 1000 r/min 的 Y 系列电动机 Y160M-6，其 满载转速为 nm =970 r/min电动机的参数见表 A-1表 A-1P0 =5.896 kWPm =7.5 kWnw =127.32r/min型号额定功率 /kW满载转速 /r min -1额定转矩最大转 矩Y160M-67.59702.02.0设计项计算及说明主要结

10、果 主要结果6目1）传动装置的总传动比为i总 =nm / nw =970/127.32=7.6192）分配各级传动比 为了符合各种传动形式的工作特点和结构紧凑， 必须使 各级传动比都在各自的合理范围内， 且使各自传动件尺寸 协调合理匀称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮 浸油深度合理本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因 i总=i带 i齿轮 ，为了使减速器部分设计方便，取齿轮传动比 i齿轮 =3.5 ，则带传动的传动比为i带 =i总 / i齿轮 =7.619/3.5=2.181）各轴转速轴 n=nM / i带=970/2.18=444.95 r/min轴 n = n/ i齿轮 =444.95

11、/3.5=127.13 r/min滚筒轴 n滚筒 = n =127.13r/min2）各轴功率轴 P=P0 h0=P0 h带 =5.896 kW 0.96=5.66 kW轴 P = P h =Ph齿轮 h轴承 =5.66kW 0.97 0.99=5.435 kW滚筒轴P滚筒=Ph滚=Ph轴承 h联轴器=5.435kW 0.99 0.99=5.327 kW3）各轴转矩电 动 机 轴 T0 = 9.55106 P0 = 9.55106 nm5.89658048 N mm970 轴 T1 = T0 i0 h0 = T0 i带 h带 =58048 2.18 0.96N mm=121483 Nmm轴 T

12、=T1 ih=T1 i齿轮 h齿轮 h轴承=1214833.50.970.99 N mm=400186 Nmmi总 =7.619总i齿轮 =3.5i带 =2.18n I 444 .95 r/min nII 127 .13 r/min nII 127 .13 r/minP=5.66kWP =5.435 kWP滚筒 5.327kwT0 =58048N .mmTI =121483N.mm7设计项 目计算及说明主要结果三、传动 零件的 设计计 算（1）普 通 V 带传 动1） 计 算功率2）选择 V 带类型滚筒轴 T滚筒 =T i滚筒 h滚筒 =Th轴承 h联轴器 =408312 0.99 0.99

13、N mm=400186 N mm 根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数 据表，见表 A-2表 A-2T =408312TIIN mmT滚筒=400186NmmPc =7.075kwA、B 型带参数轴号电动机 轴轴轴滚筒轴转速 n/ (r min -1 )970444.95127.13127.13功率 P/kW5.8965.665.4355.327转矩 T/Nmm58048121483408312400186传动比 i2.183.51效率h0.960.960.98本项目高速级采用普通 V 带传动，应根据已知的减速器参 数确定带的型号、根数和长度，确定带传动的中心距，初 拉力及张紧装置

14、，确定大小带轮的直径、材料、结构尺寸 等内容带传动的计算参数见表 A-3表 A-3项目P0 /kWnm /-1 r mini0参数5.8969702.18根据工作条件，查教材表 8-9，取 KA =1.2Pc= K A P=1.25.896KW =7.075KW根据 Pc =7.075KW 、 nm =970r/min ，查机械设计基础 图 8-10 可知处在 A、B的中间区域，可同时选择 A、B 两 种带型来计算，最后根据结果来分析选择。 由机械设计基础表 8-11 可取A型带d =140mm取, 滑动率 ?=0.02设计项 目计算及说明主要结果 主要结果3) 验 算 带速4)确 定 带的基

15、 准长度 Ld 和 实 际中心 距dd2=i0d (1- ?)=2.18 140( 1-0.02 )mm=299.096m 取 d d 2=315mmB型带d =180mm取, 滑动率 ?=0.02dd2 i0I.dd1(1-?)=2.18180(1-0.02 )mm=384.552m 取 d d 2=400mmA型带 dd1n1V= d1 1 =7.11m/s60 1000 带速在 5 25m/s 范围内，合适 B型带V= dd1n1 =9.14m/s60 1000 带速在 5 25m/s 范围内，合适 A型带因没有给定中心距的尺寸范围，按公式0.7( dd1+dd2) a0 2( dd1+

16、dd2 ) 计算中心 距 318.5mma0 120 合适B型带1=180 - d2 d1 57.3 =163120 合适 aA型带1=164A 型带6)确定 V查教材表 8-5 ，用插值法求单根 V带的基本额定功率 P0 =B型带带根数1.31+(970-730)x ( 1.66-1.31)/(980-730) =1.646kw1=163查教材表 8-6 ，用插值法求得增量功率 ， P0=0.109KW查教材表 8-7 ，用插值法求得包角系数 K =0.958查教材表 8-8 ，带长修正系数 K L =1.031011由教材 8-17 式得Z Pc/( Po + P0 ) K KL=7.07

17、5/(1.646+0.109)0.958 1.03 =4.09取 Z=5B 型带查教材表 8-5 ，用插值法求单根 V带的基本额定功率 P0 =3.272 kw查教材表 8-6 ，用插值法求得增量功率 ， P0=0.297查教材表 8-7 ，用插值法求得包角系数 K =0.9586查教材表 8-8 ，带长修正系数 K L =1.03由教材 8-17 式得Z Pc/( Po + P0 ) K KL=2.01, 取 Z=3由于 5 3，故取 Z=3且小于 5 根，合理。7)计 算 初拉力F0=214.8N由教材公式有500Pc 2.5 2F0=c 1 mv2 = 214.8 N0 zv K8)计算

18、 对轴的 压力FQ = 2zF0 sin带型d d 1 /mmdd2/mmV/ m/sLd /mmA /mm1Z/根B1804009.1425007861633=2 3 214.8sin 163 =1234.8N22FQ=1234.8N(2)圆 柱 齿轮设 计已知齿轮传动的参数，见表 A-4 齿轮相对于轴承为对称布置， 单向运输、 输送机的工作状 况应为轻微冲击12A-41)选择齿材料确定用应轮及许项目PI /KWnI/r min 1iI II参数5.66444.953.5小齿轮 42SiMn 调质 217286HBS由于该减速器无特殊要求，为制造方便，选用价格便宜、 货源充足的优质碳素钢，采

19、用软齿面1) 选择齿轮材料 查教材图 10-22 b 得小齿轮 42SiMn 调质 217 286HBS 大齿轮 45 钢 正火 169217HBS 按齿面接触疲劳强度条件计算小齿轮直径 d1 首先确定教材 10-24 式中各参数： 查教材表 10-8 取 K=1.2查教材表 10-10 取 d=1u=i=3.5T1=9.55 106 P n1 =121483N.mm大齿轮45 钢 正火 169217HBS查教材表 10-9 取 Z E =189.8查教材图 10-21 得 H lim 1=700MPaH lim 2 =540MPa查教材表 10-11 SH min =1由 教 材 10-25

20、 式 计 算 得 H1 =700MPa H 2 =540MPa2) 按 齿 面接触 强度设 计计算H 取较小的 H 2 =540MPa 按教材公式 10-24 计算小齿轮直径d12.32KT1ZE 2 *d H u1u3 d1 2.321.2 121483133) 齿 轮 的主要 参数和 计算几 何尺寸4)校核 齿轮弯 曲疲劳 强度确定齿轮的齿数：取 Z1=20，则大齿轮Z2 = Z1 i =203.5=70d1确定齿轮模数： m 1 =66.15/20=3.3075 查教材表 Z110-1 取 m 3.5计算齿轮传动中心距： a = Z1 Z2 m/2=3.5 90/2=157.5mm。取

21、a =160mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径 d1=mZ1=3.5 20=70mmd2 =mZ2=3.5 70=245 mm齿宽 b= d d1=1 70=70mm取 b1 75mmb2 70mm（ 齿宽 尺寸的尾 数应 为 0 或 5；为便于 安装， b1 b2 5mm）齿顶圆直径 da1 m Z1 2 77mm da2 m Z2 2 252mm齿根圆直径 df1=m Z1 2.5 =61.25mm df 2 m Z2 2.5 =243.25mm查教材表 10-12 ，取YF1 =2.80 YS1=1.55YF2 =2.24 YS2 =1.75查教材图 10-22 得 F lim 1=55

22、0MPa Flim 2=410MPa 查教材表 10-11 取 SF min=1Z1=20Z2=70m 3.5d1 =70mmd2 245mmda1 77mmda2 252 mm145）验算 齿轮的 圆周速 度四、低 速轴的 结构设 计（1）轴 的结构 设计由 教 材 10-26 式 计 算 得 F1 =530MPa F 2 =360MPa由教材 10-26 式验算齿根疲劳强度2KT12 1.2 121483F1= 1 YF1YS1 =2.80 1.55F1 bd1m F1 S1 70 70 3.5=73.78MPaF12KT1F2=1 YF 2YS2bd1m2 1.2 121483= 2.2

23、4 1.7570 70 3.5=66.64MPa F2经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格d1n170 444.95v = =1.63m/s60 1000 60 1000根据圆周速度 v =1.63m/s ，查教材齿轮的圆周速度表 10-7 可取齿轮传动为 8 级精度 .低速轴的参数见下表F1 F1F2 F2v 1.63m /s项目p II /KWnII /r min 1参数5.435127.131） 轴上的零件布置对于单级减速器， 低速轴上安装一个齿轮、 一个联轴 器，齿轮安装在箱体的中间位置； 两个轴承安装在箱体的 轴承座内， 相对于齿轮对称布置； 联轴器安装在箱体的外 面一侧。 为保

24、证齿轮的轴向位置， 还应在齿轮和轴承之间 加一个套筒2）零件的拆装顺序 轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧拆 装，也可以从右侧拆装。从方便加工角度选从右端拆装， 齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器依次从轴的右端装入，15左端的轴承从左端装入3) 轴的结构设计为便于轴上零件的安装， 把轴设计为阶梯轴， 后段轴 的直径大于前段轴的直径，低速轴的具体设计如下轴段安装联轴器，用键周向固定轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器 轴段高于轴段，方便安装轴承 轴段高于轴段， 方便安装齿轮； 齿轮在轴段上 用键周向固定轴段高于轴段形成轴环，用来定位齿轮 轴段直径应和轴段直径相同， 以便使左右两端轴 承型号

25、一致轴段高于轴段形成轴肩， 用来定位轴承； 轴段 高于轴段的部分取决于轴承标准轴段与轴段的高低没有影响， 只是一般的轴身连 接低速轴的结构如图 2 所示(2) 确 定 轴的尺 寸d1 =42mm图21 )各轴段的直径 因本减速器为一般常规用减速器， 轴的材料无特殊要 求故选用 45 钢 查教材 13-10 45 钢的 A=118107 代入设计公式3Pd A = ( 118107 ) n3 5.43541.2637.41mm127.13 考虑该轴段上有一个键槽，故应将轴径增大 5%即d (37.4141.26)( 1+0.05)=39.2843.32mm轴段的直径确定为 d1=42mm16轴段

26、的直径 d2应在 d1的基础上加上两倍的非定位轴肩高度。这里取定位轴肩高度 h12 =（0.070.1）d1 取 h12=4d2 = d1+2 h12 =42+2 4=50mm考虑该段轴安装密封圈， 故其直径 d2 还要符合密封圈 的标准取 d2 =50mm轴段的直径 d3应在 d2的基础上加上两倍的非定位 轴肩高度， 但因该轴段要安装滚动轴承， 故其直径要与滚 动轴承内径相符合。 这里取 d3=55mm 同一根轴上的两个 轴承，在一般情况下应取同一型号， 故安装滚动轴承处的 直径应相同，即d7 = d3 =55mm轴段上安装齿轮，为安装方便取d4 =55+2 1.5=58 mm轴段5 的直径

27、 d5 d 4 2h45 =70mm轴段 6的直径 d6应根据所用的轴承类型及型号查轴承标准 取得，预选该轴段用 6211 轴承（深沟球轴承，轴承数据 见附录 B），查得 d6=64mm。d2 =50mmd3 =55mmd7 =55mmd4 =58 mm d 5 =70mm d6=64mmL4 =68mm2）各轴段的长度轴段 L4 与齿轮宽度有关 L4略小于齿轮轮廓的宽度 L 齿轮-L4=23mm。 取 L 4 =68mm ,轴的各段长度如下所示：17轴段 3 的长度包括三部分，再加上 L4小于齿轮轮廓 的 数 值 ( L 齿 轮 -L 4 ) =(75-73)mm=2mm)， 即 L3 B

28、2 3 2。B 为滚动轴承的宽度，查附录 B可 知 6211 轴承的 B=21mm；2为齿轮端面至箱体内壁的距离， 查表 5-2，通常取2=1015mm；3 为滚动轴承内端面至 减速器内壁的距离，轴承的润滑方式不同 3 的取值不同， 这里选择润滑方式为油润滑，查表 5-2 ，可取 3=3 5mm ， 在 此 取 2=15mm ， 3=5mm ， L3 B 2 3 2 (21 15 5 2)mm 43mm 轴段 2的长度包括三部分： L2 l1 e m，其中 l1部分为 联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查表 5-2 ，通常取 l1 =1520mm。e为轴承端盖的厚度， 查表 5-7(6211轴承

29、 D=100m，m d3=8mm)， e 1.2d3 1.2 8 9.6mm；m部分为 轴承盖的止口端面至轴承座孔边缘距离， 此距离应按轴承 盖的结构形式、 密封形式及轴承座孔的尺寸来确定， 要先 确定轴承座孔的宽度， 轴承座孔的宽度减去轴承宽度和轴 承距箱体内壁的距离就是这一部分的尺寸。则 L2 l1 e m (15 9.6 15) 40mm 轴段1安装联轴器，其长度L1与联轴器的长度有关， 因 此先选择联轴器的型号和类型， 才能确定 L1的长度。 为了 补偿和安装等的误差及两轴线的偏差， 优先考虑弹性套柱 销联轴器， 根据安装联轴器轴段的直径， 查附录 F选联轴 器的型号为 TL7 弹性套

30、柱销联轴器，联轴器安装长度 L=84mm，考虑到联轴器的链接和固定的需要，因此取 L1=82mm。轴段5的长度 L5及轴环的宽度 b(一般b=1.4h 45)，h45=5mm 取 L5=8mm轴段 6长度 L6由2、3 的尺寸减去 L5 的 尺寸来确定， L62 3 L5 (15 5 8)mm 12mmL1=82mmL2 40mmL3 43mmL5 =8mmL6 12mmL7=23mmL总长度 276 mm18（3）确 定联轴 器型号（4）按 钮转和 弯曲组 合进行 强度校 核轴段 7 的长度 L7 应等于或略大于滚动轴承的宽度B,B=21mm ，取 L7=23mm 轴的总长度L总长度 L1

31、L2 L3 L4 L5 L6 L782 40 43 68 8 12 23 276mm 低速轴轴承的支点之间的距离为B 21l b2 （ 2 3） 2 2 70 （15 5） 2 2 131mm22为了补偿由于制造、安装等的误差及两轴线的偏移， 优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴的的直 径，查附录 F 选联轴型号为 TL7，联轴器安装长度 L=84mm（1）绘制轴的计算简图 为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮， 其受力可分解为圆周力 Ft 、径向力 Fr。两端轴承可简化 为一端活动铰链。一端为固定铰链，如图 A-3b 所示。为 计算方便，选择两个危险截面 -、 -，- 危险

32、截面选择安装齿轮的轴段中心位置，位于两个支点的中 间，距 B支座距离为 131/2=65.5mm；- 危险截面选择 在轴段和轴段的截面处，距 B 支座的距离 21/2+20+2mm=32.5mm（2）计算轴上的作用力 从动轮的转矩 T=408312N.mm 齿轮分度圆直径 d2=245mm2T 2 408312齿轮的圆周力 Ft = =2 408312 N =3333Nt d2245齿轮的径向力 Fr =Ft tan =3333tan 20 N=1083N选联轴器 的型号为 TL7弹性 套柱销联 轴器1920FAV=FBV=Fr /2=1063/2=541.5Nb. 求垂直平面的弯矩- 截面：

33、 M V =541.5 65.5mm=35468.25N.mm- 截面： M V =541.5 32.5mm=17598.75N.mm2 计算水平平面内的支反力及弯矩a. 求支反力：对称布置，只受一个力，故FAH=FBH = Ft /2=3333/2=1666.5Nb. 求水平平面的弯矩- 截面： M H =1666.5 65.5mm=109155.75N.mm- 截面： M H =1666.5 32.5mm=54161.25N.mm3 求各截面的合成弯矩 - 截面：M= M I2V+ MI2H = 35468.252 109155.752 =114773.58N.mm- 截面：21M = M

34、 I2IV+ MI2IH = 17958.752 54161.252 =56948.72NmIII-III 截面处仅受转矩，但其直径较小，则该剖面也为危 险剖面。 M III ( T)2 =244987.2N.m 4计算转矩T=408312N.mm 5 确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取 =0.6. 按两个危险截面校核其强度- 截面的应力：M12 +(aT)2MI0.1dI30.1d13114773.580.1 583=13.86MPa- 截面的应力：MII +(aT) M II3 = 30.1dI3I0.1dII 356948.720.1 553=15.12

35、MPaIII-III 截面的应力IIIeM IIIe0.1d III244987.20.1 423=33.07Mpa速轴的 结构设 计22查教材表 13-3 得 1 = 54MPa. Ie 、 IIe 、 IIIe 均小于 1 ，故轴的强度满足要求 高速轴的设计主要是设计各轴段的直径， 为设计俯视图做 准备。有些轴段的长度可以根据轴上的零件来确定； 有些 轴段的长度在确定低速轴处的箱体后， 取箱体内壁为一直 线就可确定经设计高速轴可以做成单独的轴面而不是齿轮轴。 为使 零件定位和固定， 高速轴也和低速轴一样设计为七段， 如 下图。各轴段直径尺寸为d1 =28mmd 2 =35mmd3=40mm

36、 （ 取轴承型号为 6208）d 4 =42mmd 5 =50mmd 7 =40mmd1 =28mmd2 =35mmd3 =40mmd4 =42mmd5 =50mmd6 =47mmd7 =40mmd 6 =47mm六、键 的选择 及强度 校核1）选择键的尺寸低速轴上在段轴和段轴两处各安装一个键， 按一 般使用情况选择采用 A型普通平键连接， 查教材表选取键 的参数，见表段轴d1 =42mmbh=12mm8mmL1 =78mm段轴d2 =58mmbh =16mm 10mmL2 =64mm标记为：键 1：GB/T 1096 键 12 878 键 2：GB/T 1096 键 16 1064232）校

37、核键的强度轴段上安装联轴器， 联轴器的材料为铸铁， 载荷性质 为轻微冲击，查表得 p =5060MPa轴段上安装齿轮， 齿轮的材料为钢， 载荷性质为轻微 冲击， p =100120MPa静联接校核挤压强度 :轴段： p1= 4T = 4 408312 63.32MPa 略大于许用p1 dhl 42 8 78 应力，因相差不多可以用已经确定的尺寸，合理 轴段： p2= 4T = 4 408312 44.00 MPa 小于许用应力，p2 dhl 58 10 64 合理所以键连接强度满足要求。1）轴承型号的选择高速轴选轴七、选择轴承及高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为 6208低速轴选轴承类型为深

38、沟球轴承，型号为 6211承类型为深 沟球轴承， 型号为 6208计算轴承寿命2）轴承寿命计算低速轴选轴承类型为深高速轴各轴段的长度： 同低速轴计算方法一样 算得沟球轴承， 型号为 6211L1 50mmL1 50mmL2 43mmL2 43mmL3 40mmL3 40mmL 4 72mmL4 72mmL5 8mmL5 8mmL 6 12mmL6 12mmL 7 20mmL7 20mm轴的总长度24L总长度245 mmL总长度 L1 L2 L3 L4 L5 L6 L750 43 40 72 8 12 20 245mm高速轴轴承的支点之间的距离l b1 ( 2 3) 2 B 133mm. 因对称

39、布置，故L1 = L 2 =133mm/2=66.5m，m带轮中心到轴承 A 支点的距离L3 =50/2+43+18/2=77mm.高速轴上齿轮的受力和低速轴的 力大小相等，方向相反，即： Fr1 =1083N, Ft1 =3333N 注：高速轴上安装有带轮，带对轴的压力 FR=1234.8N 本示例具体情况不明， 故方向不确定， 采用在求出齿轮受 力引起的支反力后直接和该压力引起的支反力想加来确 定轴承最后的受力 . 因齿轮相对于轴承对称布置， A、B 支 座的支反力数值一样，故只计算一边即可 .齿轮FRAFt FrC25假设带对轴的压力和 Ft 作用在同一平面， 求轴承 A处支反 力：求轴

40、承 A 处的支反力 水平面： FAH FBH Ft1/ 2 1666 .5 N 垂直平面： FAV FBV Fr1/ 2 541.5N 求合力FAF AH F AV1666.52 541.52 1752N水平平面： MB=0FR( L3+ L2+ L1)- FAR (L1 L2)=0L1 L2 L3FAH = L1 L2 FR=1949.7N轴承受到的最大力为 FAmax 1752N 1949.7N =3701.7N=3.7017KN正常使用情况，查教材表 14-5 和 14-7 得:f t =1,f p=1.2, =3查附录B:轴承 6208的基本额定载荷 C=29.5kw, 代入公式：Lh

41、 =106(fTC)3= 106( 1 29.5 )3hh高速轴 60n fPP 60 444.95 1.2 3.7017=10971h低速轴：正常使用情况，查教材表 14-5 和 14-7 得: f t =1,f p=1.2, =3查附录 B: 轴承 6211 的基本额定载荷C=43.2kw,因齿轮相对于轴对称分布，轴承的受力一样， 可只算 A 处，当量动载荷P= FA2H+ FA2V = FAH FAV1666.5 541.5 N=1752N=1.752KN代入公式：Lh高速轴 =10971hLh低速轴 = 1.14 106h.26八、选择 轴承润 滑与密 封方式九、箱体 及附件 的设计1

42、06 fTC 31061 43.2 3Lh = （ T ） = （ ）h低速轴 60n fPP 60 127.13 1.2 1.752=1.14 106 h.计算结果看，高速轴轴承使用时间较短。按最短时间算， 如按每天两班制工作， 每年按 250天计算，约使用近两年， 这只是理论计算，实际情况比较复杂，应根据使用情况， 注意观察，发现损坏及时更换。低速轴轴承因转速太低， 使用时间太长， 实际应用中会有多种因素影响， 要注意观 察，发现损坏及时更换轴承的润滑方式取决于浸油齿轮的圆周转速度， 即大齿轮 的圆周速度，大齿轮的的圆周速度 v= da nII /60000=3.14 245127.13/

43、 60000=1.67m/s接近于 2 m/s, 可选用油润 滑高速轴的轴颈圆周速度v= d2 nI /60000=0.82m/s5m/s，故高速轴处选用接触式毡圈密封低速轴轴颈的圆周速度为 v= d2n/60000=0.33m/s 5m/s， 故低速轴处也选用接触式毡圈密封注：确定润滑方式后就可确定、段的轴长，装配 图的俯视图就基本完成，第一阶段设计基本完成，可 以进入第二阶段的设计（1）箱体的选择一般情况下， 为制造和加工方便， 采用铸造箱体， 材料为铸铁。 箱体结构采用剖分式， 剖分面选择在轴 线所在的水平面箱体的中心高度 H=da2/2+（5070） mm=252/2 +（ 5070）mm=186