设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计报告

2012届机械设计课程设计目 录一、《机械设计》课程设计任务书 2二、前言 4三、电动机的选择及传动系统的运动和动力参数计算 5(一)、电动机的选择 5（二） 、传动比的确定和分配 6（三） 、传动系统运动及动力参数计算 7四、减速器传动零件的设计计算 8(一)、高速级普通 V带传动的设计计算 8（二） 、V带轮的设计 11（三）、圆柱齿轮传动 11五、 轴的设计计算及校核 22（一）、初步计算轴的最小直径 22（二）、低速轴其他数据确定 23（三）、中间轴的尺寸设计 27（四）、高速轴的尺寸设计 28六、 滚动轴承的选择和计算及其寿命验算 28（一）、低速轴 28七、 键联接的选择和计算及联轴器的选择 31（一）中间轴——从动轮段 31（二）、中间轴——主动轮段 31（三）、低速轴——主动轮段 32（四）、低速轴——联轴器段 32（五）、高速轴——齿轮段 33（六）、高速轴——带轮段 33八、 润滑方式、润滑剂及密封种类的选择 34（一）齿轮的润滑 34（二）轴承的润滑方法及浸油密封 34（三）轴外伸处的密封设计 34（四）箱体 35（五） 通气器 35（六）放油孔螺塞与油面指示器 35九、 箱体及附件设计 35（一）结构设计及其工艺性 35（二）附件结构的设计 36十、 设计小结 39十一、 参考文献 402012届机械设计课程设计一、《机械设计》课程设计任务书一、设计题目设计用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器二、原始数据(e5)运输机工作轴转矩T=800Nm运输带工作速度v=1.40m/s卷筒直径D=400mm三、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为 5%。四、应完成的任务1、减速器装配图 A2一张2、零件工作图 A3 两张（齿轮、轴和箱体等） ；五、设计时间2012年12月29日至2013年1月18日六、要求1、图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）22012届机械设计课程设计2）设计任务书（设计题目）3）传动系统的方案设计4）电动机选择5）传动比的分配6）传动系统的运动和动力参数计算7）减速器传动零件的设计计算8）减速器轴的设计计算9）减速器滚动轴承的选择及其寿命验算10）键联接的选择11）联轴器的选择12）减速器箱体及附件设计13）减速器润滑方式及密封种类的选择14）设计小结（简要说明课程设计的体会，分析自己的设计所具有的特点，找出设计中存在的问题）15）参考文献编写要求：1、对所引用的重要公式和数据，应注明来源（参考文献的编号）；对所选用的主要参数、尺寸、规格及计算结果等，可写在每页的结果栏内，或采用表格形式列出，也可采用集中书写的方式写在相应的计算之中。2、 为了清楚说明计算内容， 应附必要的插图和简图 （如传动系统方案简图， 轴的受力图，结构图，弯矩图，转矩图及轴承组合形式简图等），在简图中，对主要零件应该统一编号，以便在计算中称呼或作脚注之用。3、全部计算中所使用的参量符号和脚注，必须前后一致，不能混乱，各参量的数值应标注统一写法的单位。32012届机械设计课程设计二、前言(一)设计目的：通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用， 培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析机器一般是由原动机、 传动装置和工作装置组成。 传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要， 是机器的重要组成部分。 传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、 重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外， 还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机， 工作机为皮带输送机。 传动方案采用了两级传动， 第一级传动为带传动，第二级传动为二级斜齿齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低， 在传递相同转矩时， 结构尺寸较其他形式大， 但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高， 适用的功率和速度范围广， 使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是二级斜齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200灰铸铁铸造而成。42012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果三、电动机的选择及传动系统的运动和动力参数计算(一)、电动机的选择1、选择电动机的类型和结构形式根据工作要求采用 Y系列（IP44）封闭式笼型三相异步电动机，电压 380V。2、选择电动机容量按式（2-1）电动机所需工作功率为Pd pWkWη按式（2-3），工作机所需功率为Tnw80049.68PW4.16kWPw95504.16kW9550传动装置的总效率为4212345按表2-3确定各部分效率：V带传动效率10.96，滚动轴承传动效率（一对）20.99，闭式齿轮传动效率筒效率

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0.97，联轴器效率40.99，传动滚0.96，代入得0.960.9940.9720.990.960.8250.825所需电动机功率为PdPW4.165.04kW0.825Pd5.04kW因载荷平稳，电动机额定功率Ped为5.5kW。3、确定电动机转速因为滚筒轴工作转速为 49.68r/min.52012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果通常，V带传动的传动比常用范围为 i' 2~4，二级圆柱齿轮减速器为i'8~40，则总传动比的范围为i'16~160，故电动机转速的可选范围为nd'i'nw(16~160)49.68794~7949r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min,1500r/min以及1000r/min三种方案比较。由表17-1查得的电动机数据及计算出的总传动比例于表1中方电动机型号额定电机转速n电动总传案功率（r/min）机质动比iPed/kw同步满载量转速转速m/kg1Y132S1-25.5300029006458.372Y132S-45.5150014406828.993Y132M2-65.510009608419.32表1在表1中，方案1中电动机重量轻，价格便宜，但中传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。方案 2与方案3相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸， 重量以及总传动比，可以看出，如为使传动装置结构紧凑，选用方案 3较好；如考虑电动机重量，则应选用方案 2现选用方案 2，即选定电动机型号为 Y132S-4。（二）、传动装置总传动比的确定和分配1、总传动比

nd'749~7949Y132S-4ianm144028.99ia28.99nw49.682、分配传动装置各级传动比由表2-1取V带传动的传动比i03，则减速器的传动比i为i1ia28.999.66i19.66i0362012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i11.4i1.49.663.677则低速级的传动比i9.662.625i23.68i1（三）、传动装置运动及动力参数计算1、0轴（电机轴）P0 Pd 5.04kWn0nm1440r/minT0P095505.04m955033.43Nn014402、1轴（高速轴）p1p001p015.040.964.84kWh01440h13480r/mini01T19550P195504.8496.30Nmn14803、2轴（中间轴）P2P112P1234.840.990.974.65kWn2n1480130.54r/mini123.677T29550P295504.65340.18Nmn2130.544、3轴（低速轴）P3P2234.650.990.974.47kWn3n2130.54i2349.73r/min2.625

i1 3.677i2 2.625P0 5.04kWn0 1440r/minT0 33.43NmP1 4.84kWh1 480r/minT1 96.30NmP2 4.65kWn2 130.54r/minT2 340.18Nm72012届机械设计课程设计设计计算依据和过程T39550P395504.47858.41Nmn349.735、4轴（滚筒轴）P4P334P344.470.990.994.38kW3n4n349.37i34149.73r/minT39550P395504.38841.12Nmn349.736、说明1-3轴的输入功率或输出转矩，分别为个输出轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率 0.99，将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表 2表2各轴运动和动力参数轴功率转矩T/转速传效率名P/kW（N·m）n(r/mi动n)比i输输输入输出入出电5.033.41440机43轴30.9614.84.796.3095.3480轴49373.670.9624.64.6340.1336.130.5轴50878434.44.4858.4849.49.732.620.96轴73183544.34.3841.1832.49.730.98轴842711

计算结果T3 858.41NmP4 4.38kWn4 49.73r/minT3 858.41Nm四、减速器传动零件的设计计算(一)、高速级普通 V带传动的设计计算1、确定设计功率82012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果由表8-7查得kA=1.1，已知P=Pd=5.04kW则皮带的设计功率为PCKAP1.15.045.54kWPC5.54kW2、选定带型根据图8-11确定为A型V带3、小带轮和大带轮基准直径取小带轮基准直径dd100mm，则大带轮直径dd100mm11dd23100300mm，取dd2315mmdd2315mm4、验算带速根据式（8-13），带速v为dd1n07.536m/s60 1000带速太高则离心力大，使带与带轮间的正压力减小，传动能力下降；带速太低，在传递相同功率时，则要求有效拉力Fe过大，所需带的根数较多，载荷分布不均匀，则一般带速在5-25m/s范围内，符合要求。5、初定轴心距中心距过大，则结构尺寸大，易引起带的颤动；中心距过小，在单位时间内带的绕转次数会增加，导致带的疲劳寿命或传动能力降低。中心距a直接关系到传动尺寸和带在单位时间内的绕转次数。根据式（8-20）中心距 a0为0.（7dd1 dd2) a0 2(dd1 dd2)290.5 a0 830取a0=550mm。6、初算带基准长度根据式（8-22），带的基准长度 Ld0为

7.536m/sa0=550mmLd02a0(dd1dd2)(dddd)2124a02=1772.561mm由表8-2选取标准长度Ld01800Ld0 180092012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果7、实际中心距由式（8-23），实际中心距a为LdLd055018001772.561a565mmaa0563.72mm22考虑到安装，调整和补偿张紧的需要，实际中心距允许有一定变动。取 a=565mm。8、验算小带轮包角由式（8-25），小带轮包角 α为11180-dd2dd157.3a31510057.3158.2090565故小带轮包角 α>90°符合要求。19、确定带的根数 zZPdP0KKLP0P=1.32KW,P=0.17KW,K=0.93,K=1.0100αL所以z3.95，取z=4根z=410、确定带的初拉力F0初拉力Fo过小，传动能力小，易出现打滑；初拉力Fo过大，则带的寿命低，对轴及轴承的压力大，一般认为，既能发挥带的传动能力，又能保证带寿命的单根V带的初拉力由式（8-27），单根V带的张紧力F0为：F05002.5KPCqv2F0241.214NKZv由表8-3查得q0.10kg/m，对于新安装V带，初拉力应为1.5（F0）min,故F0241.214N11、计算带传动的压轴力FP由[1]式（8-25），带作用在 V带上的压力 FP为：102012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果Fp2zF0sin24241.214sin158.2021894.898 1895N

FP 1895N（二）、V带轮的设计1、选定带轮的结构形式由于大带轮的基准直径为315mm，所以选用轮辐式带轮。因为d=30mm，查图8-14得d1 11.8~27d 60mmh1p4.8439.47mm29032903nza4804h20.8h131.57mmb10.4h10.439.4715.79mmb20.8b10.815.7912.63mmB2f(n1)e29(41)1563L(1.5~2)d1.53045mm（三）、圆柱齿轮传动1、高速轴（1）、选择材料，精度等级，齿数①选择材料由表10-9得，小齿轮用 40cr调质，硬度为 280HBS；大齿轮用 45钢调质，硬度为 240HBS。②确定齿数通常z1=20-40,取z1=22,z3=22

d1 60mmh1 39.47mmh2 31.57mmb1 17.59mmb2 12.63mmB 63L 45mmz1=22z3=2112012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果122012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果、计算接触疲劳许用应力失效概率为 1%，安全系数 S=1，由试（10-12）得[H]1kNH1lim10.95600MPa570MPas[H]2kNH1lim20.975550536.25MPas[[H]1[H]2570536.25553.125MPaH]22[H]553.125MPa②计算a、试算小齿轮分度圆直径 d1t由计算公式得d1t321.69.6961044.672.433189.8211.593.67()d1t55.728mm553.12555.728mmb、计算圆周速度d1tn155.7284801.40m/s1.40m/s60100601000c、计算齿宽b及模数mntbdd1t155.72855.725mmb55.728mmmntd1tcos55.728cos142.46mmmnt2.46mmz122h2.25mnt2.252.415.54mmh5.54mmb/h55.72810.265.43d、计算纵向重合度0.318dz1tan0.318122tan141.7441.744e、计算载荷系数 k已知使用系数kA1.25，根据1.40m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数kv1.05；由表10-4查得kH的值，kH1.42;由图10-13查得kF1.35；132012届机械设计课程设计由表10-3查得kHkF1.4，故载荷系数KkAkvkHkH1.251.051.41.422.61K2.61设计计算依据和过程 计算结果142012届机械设计课程设计、计算分度圆直径按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1d1t3k55.72832.6165.60mmd165.60mmkt1.6g、计算模数mnmnd1cos65.60cos143.07mn3.07z122⑶按齿根弯曲强度设计由式（10-17）2kT1Ycos2YFaYSamn3[F]dz12①确定计算参数a、计算载荷系数KkAkvkFkF1.251.051.41.35K 2.482.48b、确定螺旋角影响系数根据纵向重合度 1.744，从图10-28查得螺旋角影响系数Y 0.82、计算当量系数

1.744Y 0.82z122zv124.08z1cos324.08cos314z280z2cos387.57zv287.57cos314d、查取齿形系数YFa12.652.65，YFa2由表10-5查得YFa12.21e、查取应力校正系数YFa22.21由表10-5查得YSa11.58，YSa21.775YSa11.58f、弯曲疲劳强度极限YSa21.775152012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE1500MPaFE2380MPaFE2380MPag、弯曲疲劳寿命系数由 图 10-18 取 弯 曲 疲 劳 寿 命 系 数kFN10.85,kFN20.89kFN10.85h、计算弯曲疲劳许用应力kFN20.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得，[F]1kFN10.85500[F]1FE1303.57MPas303.57MPa1.4[F]2kFN2FE20.89380[F]S236.14MPa21.4236.14MPaYFaYSa的大小并加以比较i、计算大小齿轮的[F]YFa1YSa12.651.58[F]10.01379303.57YFa2YSa22.211.775[F]20.01661236.14大齿轮的数值大②设计计算大齿轮数值大m322.489.6961040.82cos2142.61mm12221.59对比计算结果，由齿轮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=2.75mm，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径 mn=2.75mmd1=65.60mm来计算应有的齿数。于是由d1coscos14z123.14z123mn2.75取z1=23,则z2iz13.672384z284162012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果⑷几何尺寸计算①计算中心距(z1z2)mn(2384)2.75a152mma2151.63mm2coscos14将中心距圆整为152mm②按圆整后的中心距修正螺旋角arccos(z1z2)mnarccos(8423)2.7514330.942a215214330.94由于β值改变不大，故参数，k，zH等不必修正③计算大、小齿轮的分度圆直径z1mn232.75d165.3mmcoscos14330.94z2mn842.75d165.3mmd1238.65mmcoscos14330.94d1238.65mm④计算齿轮宽度bdd1165.365.3mm圆整后取B265mm；B170mm。B265mm2、低速轴B170mm⑴、选择材料，精度等级，齿数①选择材料由表10-9得小齿轮用 40cr调质，硬度为 280HBS；大齿轮用 45钢调质，硬度为 240HBS。②确定齿数选取z3=22,则大齿轮为 z4=50③选取螺旋角初选螺旋角β=14°④精度等级精度等级选取 7级精度⑵、按齿面接触强度设计按式（10-21）计算，即172012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果d1t32KtT1u1(zHzE)2du[H]①确定公式内的各计算数值a、初选载荷系数kt'1.6kt'1.6'z'H2.433b、由图10-30选取区域系数zH2.433c、由图10-26查得'0.790，'0.875，则12''''1.59121.59d、计算小齿轮传递的转矩T295.5105P295.51054.844T29.696104Nmmn14809.69610Nmme、由表10-6查得材料的弹性影响系z'E1z'E1189.8MPa2189.8MPa2f、由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极Hlim1限Hlim2550MPaHlim2g、由式10-13计算应力循环次数

600MPa550MPa'60n1jLh60130.541(836510)N'12.287108N12.287108N'22.2871087.145108N'27.14583.210h、由图10-19取接触疲劳寿命系数kHN10.98,kNH20.99kHN10.98i、计算接触疲劳许用应力kNH20.99失效概率为1%，安全系数S=1，由试（10-12）得[kNH1lim1H]1s[kNH1lim2H]2s

0.98 600MPa 588MPa0.99 550 544.5MPa182012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果[[H]1[H]2588544.5566.25MPaH]22[H]566.25MPa②计算a、试算小齿轮分度圆直径 d1t由计算公式得d2t321.63.4021043.6252.433189.8211.665()2.625553.12539.16mmd2t39.16mmb、计算圆周速度'd2tn239.16130.540.27m/s60100601000c、计算齿宽b及模数mntb'dd2t139.1639.16mm'0.27m/sm'ntd2tcos39.16cos141.58mmz322h'2.25m'nt2.251.583.56mmb39.16mmb/h55.72810.26mnt1.58mm5.43d、计算纵向重合度h'3.56mm0.318dz1tan0.318122tan141.744e、计算载荷系数k已知使用系数kA1.25，根据1.40m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数kv1.02；由表10-4查得kH的值，kH1.42;由图10-13查得kF1.35；1.744由表10-3查得kHkF1.4，故载荷系数KkAkvkHkH1.251.021.41.422.53K2.53、计算分度圆直径按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a）得192012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果d1 45.62mmd2d2t3k'39.1632.5345.62mmk't1.6g、计算模数 mnm'nd2cos45.62cos142.01z222

mn 2.01⑶按齿根弯曲强度设计由式（10-17）mn2kT1Ycos2YFaYSa3dz12[F]①确定计算参数a、计算载荷系数KkAkvkFkF1.251.021.41.35K 2.412.41b、确定螺旋角影响系数根据纵向重合度 1.903，从图10-28查得螺旋角1.903影响系数Y 0.88c、计算当量系数Y0.88z322zv126.27z3cos326.27cos314z450zv271.15z4cos371.15cos314d、查取齿形系数YFa32.5922.592，YFa4由表10-5查得YFa32.239YFa42.239e、查取应力校正系数YSa31.596由表10-5查得YSa31.596，YSa41.751YSa41.751202012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果f、弯曲疲劳强度极限FE1500MPa由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2380MPaFE2380MPag、弯曲疲劳寿命系数由图10-18取弯曲疲劳寿命系数kFN30.89kFN30.89,kFN40.91kFN40.91h、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得，[F]3kFN3FE30.89500[F]3317.86MPas317.86MPa1.4[F]4kFN4FE40.91380[F]4S247MPa1.4247MPai、计算大小齿轮的 YFaYSa的大小并加以比较[ F]YFa3YSa32.5921.596[F]30.01301317.86YFa4YSa42.2391.751[F]40.01587247大齿轮的数值大大齿轮数值大②设计计算m322.413.4021040.88cos2141.31mm12221.665对比计算结果，由齿轮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，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲mn=2mm劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d2=45.62mm来计算应有的齿数。于是由d3cos45.62cos14z322.13z345mn2取z3=45,则z4iz32.62545118.25z4118212012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果⑷几何尺寸计算①计算中心距a(z3z4)mn(45118)2a168mm2cos2167.99mmcos14将中心距圆整为168mm②按圆整后的中心距修正螺旋角'arccos(z3z4)mnarccos(45118)214049.1114049.112a2168由于β值改变不大，故参数，k，zH等不必修正③计算大、小齿轮的分度圆直径d3z3mn45292.76mmd392.76mmcoscos14049.11d4z4mn1182243.24mmd1243.24mmcoscos14049.11④计算齿轮宽度B395mmbdd3192.7692.76mm圆整后取B395mm；B490mm。B490mm五、轴的设计计算及校核（一）、初步计算轴的最小直径1、高速轴的设计（1）、选择轴的材料号钢调质处理2）、轴径的初步计算①确定A值45号钢A=103~106因为为减速器的高速轴，所以45号钢调质A取较大值，A=120A=120222012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果②、初步计算直径dA3p112034.8425.92mmn1480取d=30mmd=30mm2、中间轴设计（1）、选择轴的材料45号钢调质处理45号钢调质2）、轴径的初步计算①确定A值45号钢A=103~106因为为减速器的中间轴，所以A取中间值，A=105A=105②、初步计算直径dA3p210534.6534.55mmn2130.54考虑键槽（两个）对轴强度的削弱影响，应将直径加 d=50mm大7%，取d=50mm3、低速轴设计（1）、选择轴的材料45号钢调质处理 45号钢调质2）、轴径的初步计算①确定A值45号钢A=103~106因为为减速器低速轴，所以A取中间值，A=105A=105②、初步计算直径dA3p310534.4747.03mmn349.73考虑键槽（一个）对轴强度的削弱影响，应将直径加大3%，取d=60mmd=60mm（二）、低速轴其他数据确定1、求作用在齿轮上的力已知低速级的大齿轮的分度圆直径d4243.24232012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果2T12849.83103N而Ft4243.24698.8Ft4698.8Nd4Frtann698.8tan202621NFr2621NFt4coscos140'49.11"FaFt4tan6988tan140'49.11"1742NFa1742N2、联轴器（1）、选择联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易、具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性柱销联轴器。（2）、输出轴端联轴器的选择计算计算转矩TcT=849.83N mTc由[1]表13-1查取工况系数K=1.51274.745NmTc KAT 1.5 849.83 1274.745Nm（3）、选择型号由表14-5选取LX3型型号公称直寻用转轴孔直轴孔长径速r/min径度LX31953870601423、轴各段数据确定为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求， I-II轴段右端需要制出一轴肩，故取 I-II 的直径dII-III=67mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=70mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故 I-II 的长度应比 L1略短些，现取lI-II=105mm。初步选择滚动轴承，因轴承同时受到径向和轴向力的作用，故选用单列角接触轴承。参照工作要求并根据dII-III=67mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列角接触球轴承7214C型

LX3型dII-III=67mmlI-II=105mm7214C242012届机械设计课程设计设计计算依据和过程型号dB7214C12524对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为dDB7012524，故dIII-IV=dVII-VIII=70mm；lIII-IV=lVII-VIII=25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得 7214C型轴承定位轴肩高度 h 0.07d，取h=4.9mm，因此dIV-V=79.8mm.取安装齿轮处的轴段 dVI-VII=75mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取lVI-VII=86mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=5.5，则轴环处的直径dV-VI=86mm。轴环宽度b1.4h,取lII-III=12mm轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm故取lII-III=50mm取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，中间轴上两齿轮之间的距离c=20mm考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度B=24mm，大齿轮Z2轮毂长l=60mm，则lVIII-VII=B+s+a+(90-86)=24+8+16+4=52mmlVI-VII=L+c+a+s-lV-VI=60+20+16+8-12=95mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度4、轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按dIV-V由表6-1查得平键截面bxh=20x12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7；h6同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为H718mmx11mmx90mm,半联轴器与轴的配合为 .滚k6动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.5、确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为2x45°，各轴肩出的圆角半径见图1

计算结果dIII-IV=dVII-VIII=70mmlIII-IV=lVII-VIII=25mmdIV-V=79.8mmdVI-VII=75mmlVI-VII=86mmdV-VI=86mmlII-III=12mmlII-III=50mmlVIII-VII=52mmlVI-VII=95mmbxh=20x12mmL=70mm18mmx11mmx90mm2x45252012届机械设计课程设计设计计算依据和过程6、求轴上载荷首先根据轴的结构图，图 1做出轴的计算简图。在确定轴承的支撑点位置时，应从手册中查取 a值。对于7214C型，由手册中查得 a=25.3mm。一次，作为简支梁 的 轴 的 支 撑 跨 距 为L2L3148.769.7218.4mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C处的MH,Mr以及M的值列于下表3载荷水平面H垂直面V支反2230NFHV11806N力FNH1FNH24758NFNV2814N弯矩MH331632MV1268552.2NmmMV256735总弯426731矩M1Nmm336450M2扭矩T3 849830Nmm表3

计算结果a=25.3mmL2 L3218.4mm262012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果7、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面 c）的强度。根据式（ 15-5）及上表中的数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取 0.6，轴的计算应力为ca15.76MPa安全M2(T3)24267312(0.6849830)2caW0.175315.76MPa前已选定轴的材料为45号钢，调质处理，由表15-1查得[1]60MPa。因ca[1]，故安全。（三）、中间轴的尺寸设计1、键的选择bxhxl=16x10x45①键选平键连接bxhxl=16x10x45bxhxl=16x10x②键选平键连接bxhxl=16x10x70702、轴承选择7210C选用角接触球轴承，7210C272012届机械设计课程设计设计计算依据和过程（四）、高速轴的尺寸设计1、键的选择①键选平键连接 bxhxl=12x8x50②键选平键连接 bxhxl=8x7x362、轴承选择采用角接触球轴承7208C型六、滚动轴承的选择和计算及其寿命检验（一）、低速轴1、滚动轴承的选择7214C型，轴采用正装2.验算滚动轴承寿命（1）、确定 Cr由表12-4查得7214C型轴承基本额定动载荷 Cr 70.2kN（2）、计算 Fa值并确定e值C0r基本额定静载荷 C0r 60kN

计算结果bxhxl=12x8x50bxhxl=8x7x367208C型7214C型Cr 70.2kNC0r 60kN282012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果Fa1742NFa1742NFa17420.029Fa0.029C0r60000C0r由表12-4查得Fa0.0150.029C0re0.380.40e0.40用线性插值法确定e值e0.40，Y=1.40Y=1.40（3）、计算内部轴向 FS已知：FNH12230N；FNH24758N；FHV11806N；FNV2814N则：Fr1FNH21FNH2222302475825254NFr15254NFr2FNH22FNV221806281421981NFr15254Fr21981NFS12Y24876.4N1.40FS14876.4NFr21981FS22Y2707.5N1.40FS2707.5N、计算轴承所受的轴向载荷因为Fa Fs2 (1742 707.5) FS1此时整个轴有向左移动的趋势， 所以轴承 1被“压紧”，而轴承2被“放松”Fa1FaFS2(1742707.5)N2449.5NFa12449.5NFFS2707.5NFa2707.5Na2（5）计算当量动载荷Pr轴承1：Fa12449.5eFr10.465254X10.44查表13-5得：X10.44，Y11.00Y11.00292012届机械设计课程设计设计计算依据和过程Pr1X1Fr1Y1Fa10.4452541.002449.54761.26N轴承2：Fa2707.50.35eFr21981查表12-12得：X21，Y21Pr2X2Fr2Y2Fa2119810707.51981NPr2Pr1，轴承1危险错误！未找到引用源。（6）验算轴承寿命因为轴承1比轴承2危险,所以在此只校核轴承1,若其寿命满足工作要求,则低速轴所选轴承合适.1）选择温度系数ft错误！未找到引用源。，载荷系数fp错误！未找到引用源。，寿命指数认为轴承的工作温度t≤120°,所以ft1.0错误！未找到引用源。工作时有轻微冲击，取fp1.0错误！未找到引用源。对于球轴承，32）预期寿命Lh单班制工作，使用期限为10年，Lh29200h3）计算轴承1寿命L'h16667(ftC)16667(160000)3nfpP49.7314761.26670698Lh所以所选轴承满足寿命要求。

计算结果Pr14761.26NX2 1，Y2 1Pr21981N轴承1危险ft1.0fp1.03Lh29200hL'h Lh302012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果七、键联接的选择和计算及联轴器的选择和计算（一）中间轴——从动轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）L=45mm根据d=55mm及该轴段长度，取键长L=45mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取[p]120MPa411.7Nmkht1064mmT411.7NmlLb451629mm2T2411.7103k4mmpl29mmdkl55429129.05MPa[p]故采用双键，按180布置，按1.5个键计算pp/1.586.03[p]采用双键强度符合要求。（二）、中间轴——主动轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据d=55mm及该轴段长度，取键长L=80mmL=45mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取[p]120MPaT411.7NmT411.7Nmk4mmkht1064mml29mmlLb801664mm312012届机械设计课程设计设计计算依据和过程 计算结果2T2411.7103p55464dkl58.48MPa[p]强度符合要求。采用单键（三）、低速轴——主动轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（ A型）根据d=75mm及该轴段长度，取键长 L=70mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取[p]120MPaT912.3Nmkht1165mmlLb702050mm2T 2 912.3 103p75550dkl81.09MPa[p]强度符合要求。（四）、低速轴——联轴器段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（ A型）根据d=60mm及该轴段长度，取键长 L=90mm2、校核强度键的材料为 45Cr、轴的材料是 45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取[p]120MPaT 912.3Nmkht1165mmlLb901872mmp2T2912.3103dkl6057284.47MPa[p]强度符合要求。

L=70mmT 912.3Nmk 5mml 50mm采用单键L=70mmT 912.3Nmk 5mml 72mm采用单键322012届机械设计课程设计设计计算依据和过程（五）、高速轴——齿轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据d=43mm及该轴段长度，取键长L=56mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取[p]120MPaT156Nmkht844mmlLb561244mmp2T2156103dkl4324482MPa[p]强度符合要求。（六）、高速轴——带轮段1、选择键连接的类型及尺寸选用圆头普通平键（A型）根据d=30mm及该轴段长度，取键长L=36mm2、校核强度键的材料为45Cr、轴的材料是45号钢，且轻微振动由表6-2查得许用应力取[p]120MPaT156Nmkht743mmlLb36828mmp2T2156103dkl4332886.37MPa[p]强度符合要求。

计算结果L=56mmT 156Nmk 4mml 44mm采用单键L=36mmT 156Nmk 3mml 28mm采用单键332012届机械设计课程设计设计计算依据和过程八、润滑方式、润滑剂及密封种类的选择（一）齿轮的润滑1、润滑方式闭式齿轮传动的润滑方法取决于其圆周速度。 v＜12m/s，采用浸油润滑2、浸油深度对双级齿轮减速器，当采用浸油润滑时较小齿轮的浸油深度不超过10mm,较大齿轮的浸油深度不得超过其分度圆半径的1/3，即1/3×194.97=65.0mm3、油池深度大齿轮顶圆距油池底面距离h>30～50mm，避免齿轮旋转激起沉积在箱底的污物，造成齿面磨损。4、油量二级传动，传递每千瓦功率需油量为：L=2×（0.35~0.7）升=（0.7~1.4）升（二）轴承的润滑方法及浸油密封1、润滑方式高速级：dn 40 480 1.92查表12-3，采用脂润滑中间级：dn 50130.54 0.65查表12-3，采用脂润滑低速级：dn 60 49.73 0.30查表12-3，采用脂润滑2、密封类型：采用挡油环（三）轴外伸处的密封设计1、类型：采用毡圈油封，适用于脂润滑及转速不高的稀油润滑。2、型号：低速轴：毡圈 45JB/ZQ4606-86高速轴：毡圈 30JB/ZQ4606-86

计算结果浸油润滑d=65mmL=（0.7~1.4）升脂润滑脂润滑脂润滑挡油毡 圈45JB/ZQ4606-86毡 圈30JB/ZQ4606-86342012届机械设计课程设计设计计算依据和过程（四）箱体为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。（五）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。选择材料为Q235的M181.5通气器，这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。（六）放油孔螺塞与油面指示器为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞基封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用皮封油圈，材料为工业用革。螺塞直径约为箱体壁厚的 2-3倍，选用18mm。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并将箱体的内底面设计向成孔方向倾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。选择螺塞 M18×1.5JB/ZQ4450-86。箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常的油量，应在便于观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。选择杆式油标M12。九、箱体设计（一）结构设计及其工艺性

计算结果M18×1.5M18 ×1.5JB/ZQ4450-86。杆式油标 M12352012届机械设计课程设计设计计算依据和过程计算结果采用铸造的方法制造，应考虑到加工时应注意的问题，例如壁厚应均匀，过度平缓，外形简单，考虑到金属的流动性，避免缩孔、气孔的出现，壁厚要求8，铸造圆角要求r5mm，还要考虑到箱体沿起模方向应有1：20的起模斜度，以便方便起模。要保证箱体有足够的刚度，同时要保证质量不会过大，因为初始设计时此减速器各个零件都较大，综合考虑壁厚取 10mm，并在轴承座附近加支撑肋，选用外肋结构。另外，为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近，但不得不与轴承端盖联接螺钉的螺钉孔干涉，为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。凸台高度取 40mm。箱盖、箱座的联接凸缘及箱座底凸缘应有足够的刚度。设计箱体结构形状时还应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的调整次数，保证同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。各轴承座外端面应位于同一平面，箱体两侧应对称，便于加工检验。尽量减少加工面积，螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑，结构设计满足连接和装配要求，螺纹连接处留出足够的扳手空间等等。（二）附件结构的设计要设计启盖螺钉，