二级展开式圆柱直齿轮减速器课程设计说明书

53-长江大学工程技术学院机械设计课程设计（2015-2016学年第一学期）学院机械工程学院专业班级机械61301班目录一、设计任务二、减速器结构选择及电动机性能参数计算三、计算、分配传动比四、运动参数计算五、带传动的设计六、各级传动齿轮的设计计算七、轴的设计和键的选择八、轴承的选择九、箱体及减速器附件说明十、润滑油的选择与计算十一、参考文献

机械设计课程设计任务书一、

设计题目：带式输送机传动装置传动方案二、原始数据班级序号滚筒圆周力（N）运输带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）三、

技术条件1、单向运转，输送带速度允许误差5%。2、每日两班，每班工作8小时，一年按300工作日计算。3、传动装置使用年限10年。4、载荷平稳，传动装置无特殊要求。5、输送机的滚筒转动效率为0.96。四、设计工作任务1、减速器装配图1张，零件工作图1张。2、三维装配图1套。3、设计说明书1份。原始数据班级序号12345678910滚筒圆周力（N）2000210022002300240025002600270028002900运输带速度V（m/s）1.21.11滚筒直径D（mm）500480460450420400410440490470班级序号11121314151617181920滚筒圆周力（N）3000310032003300340035003600370038003900运输带速度V（m/s）1.21.11滚筒直径D（mm）500480460450420400410440470490班级序号21222324252627282930滚筒圆周力（N）2000210022002300240025002600270028002900运输带速度V（m/s）0.8滚筒直径D（mm）450480500500450480480500450380班级序号31323334353637383940滚筒圆周力（N）3000310032003300340035003600370038003900运输带速度V（m/s）0.8滚筒直径D（mm）450480500500450480480500450380

第二章减速器结构选择及相关性能参数计算2.1减速器结构二级展开式圆柱直齿轮减速器的传动方案如图2-1所示。图2-1二级展开式圆柱直齿轮减速器传动装置简图1—输送带2—联轴器3—减速器4—带传动5—电动机2.2电动机的选择电动机的选择见表2-1表2-1电动机的选择计算项目计算及说明1.电动机类型和结构型式的选择根据减速装置的工作条件：连续单向运转，工作有轻微振动，而选用效率高、性能好、噪音低的Y系列电动机。三相交流异步电动机的结构简单，价格低廉，维护方便，可直接接于三相交流电网中。因此选用Y系列三相异步电动机。2.电动机功率的选择①工作机所需功率Pw：Pw===4.18Kw

计算项目计算及说明2.电动机功率的选择Pw为输送带阻力，为输送带的速带1.1。②电动机至工作机的总效率η：查《机械设计课程设计》表3-1，取V带传送的效率=0.96；圆柱齿轮传动的效率=0.97；联轴器传动的效率=0.99；滚子轴承传动效率=0.98。η==×0.96××0.99×=0.79③电动机所需的功率：===5.29Kw④电动机额定功率。电动机容量主要由电动机运动时的发热条件决定，而发热又与其工作情况有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小，常温工作的机械，选择电机时只要使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。也就是可按电动机的额定功率等于或略大于所需电动机的功率，即≥。3.电动机转速的确定根据一般最常用的，市场上供应最多的是同步转速为1500和1000的电动机，又≥。查《机械设计课程设计》表17-7，选用磁极较少的Y132S-4并且采用B3的安装型式。Y160M-4-B3技术数据和安装及外形尺寸如表2-2，图2-2,表2-3。表2-2Y132S-4-B3技术数据同步转速1500，4极电动机型号额定功率Kw满载转速（）质量/KgY132S-45.514402.22.381图2-2Y132S-4-B3电动机的安装表2-3Y132S-4-V3电动机的外形尺寸(mm)ABCDEFGHKABACADHDBBL2161788980103313212280270210315238515第三章计算、分配传动比3.1传动比分配传动比的分配及计算见表3-1表3-1传动比的计算及分配计算项目计算及说明1.总传动比由=，得输送带滚筒的转速为===44.72电动机的满转速和工作电机的转速即可确定传动系统的总传动比i，即i===32.22.分配传动比取平带传动的传动比i=3。为了使减速器的两个大齿轮具有相近的波油深度，应使两级的大齿轮具有相近的直径（低速级大齿轮）计算项目计算及说明2.分配传动比的直径应略大一些，使得高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙）。设高速轴的传动比为，低速轴转动比为，减速器的传动比为。故===10.7又===2.8~3.806取=3.75，则=2.85四、运动参数的计算4.1动力运动参数计算传动装置的运动、动力参数的计算见表4-1表4-1传动装置的运动、动力参数的计算计算项目计算及说明1.各轴转速高速轴Ⅰ转速：===480中间轴Ⅱ转速：===128低速轴Ⅲ转速：滚筒轴Ⅳ转速：==452.各轴的输入功率高速轴Ⅰ输入功率：=5.29×0.96=5.08Kw计算项目计算及说明2.各轴的输入功率中间轴Ⅱ输入功率：=5.08×0.97×0.98=4.83Kw低速轴Ⅲ输入功率：=4.83×0.97×0.98=4.59Kw滚筒轴Ⅳ输入功率：=4.59×0.98×0.99=4.45Kw其中：为电动机的额定功率，为传送带的效率，为高速级齿轮传动的效率和低速级齿轮传动的效率，为联轴器的传动效率,为一对滚动轴承的传动效率。3.各轴的输入转矩高速轴Ⅰ输入转矩：101.03N•m中间轴Ⅱ输入转矩：N•m低速轴Ⅲ输入转矩：975.72N•m滚筒轴Ⅳ输入转矩：N•m五、带传动的设计5.1V带的参数计算对带式输送机传动系统，已知电动机的额定功率=5.5Kw，转速传动比3，每天工作16h（即两班制）。带传动的设计计算见表5-1。

表5-1带传动的设计计算计算项目计算及说明1.确定计算功率由《机械设计》表8-8查得工作情况系数2.选择V带的带型根据、由《机械设计》图8-11选用A型带3.确定带轮的基准直径并验算带速v①初选小带轮的基准直径。由《机械设计》表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径=90mm。②验算带速v。V=因为5，故带速合适。③根据《机械设计》表8-9，取标准直径为取=280mm4.确定v带的中心距a和基准长度①由式0.7（+）≤≤2（+）得259mm≤≤740mm，初定中心矩为=400mm。②计算带所需的基准长度：≈2+（+）+=[2×400+×（90+280）+]mm≈1403mm，由《机械设计》表8-2选带的基准长度。③计算实际中心距

计算项目计算及说明4.确定v带的中心距a和基准长度由和算出中心距的变化范围为392mmmm5.验算小带轮上的包角=6.确定V带根数①计算单根V带的额定功率。由=90mm和，查《机械设计》表8-4得=1.064Kw。根据，i=2和A型带，查《机械设计》表8-5得Δ，查表8-6得，表8-2的，于是=（）1.1Kw。②计算V带根数ZZ=取6根7.计算单根V带的初拉力由《机械设计》表8-3得B型带的单位长度质量q=0.105，所以=[500]N=126N

计算项目计算及说明8.计算压轴力9.主要设计结论选用A型普通V带6根，带基准长度为1430mm。带轮基准直径中心距控制在之间。单根带初拉力=126N5.2V带轮的设计根据带轮的基准直径和带轮转速等已知条件，确定带轮的材料，结构形式，轮槽、轮辐和轮毂的几何尺寸，公差和表面粗糙度及相关的技术要求。见表5-2表5-2带轮的设计计算项目计算及说明1.带轮材料的确定带轮材料选用HT150，因为带速v=6.78较高，故采用铸钢焊接而成2.小带轮结构形式的确定由电动机Y-4-B3的转动轴D=mm，故选小带轮的轮毂d=36mm。基准直径，因而带轮的结构形式可采用腹板式。带轮槽的截面尺寸见表5-3。小带轮的结构形式见表5-4表5-3A型带轮的轮槽对应的ψ11.02.758.7159

表5-4小带轮的结构形式，d为轴的直径36mm取；B=3e+2f=3×15+2×9=63mm；=,取=12mm；L=，取L=76mm。表5-5大带轮的结构形式计算项目计算及说明1.大带轮结构形式的确定①先按式初步估算轴的最小直径，选取轴的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理，根据机械设计表15-3，取，==20.9mm②取d=22mm，取长，。③B=3e+2f=3×15+2×9=63mm④=，取=12mm；；L=，取L=80mm，取长2.大带轮的具体尺寸

六、各级传动齿轮的设计计算6.1高速级圆柱直齿轮的设计计算高速级圆柱直齿轮的设计计算。已知高速轴Ⅰ的输入功率，转速，齿数比，使用期为10年（每年300个工作日），两班制。详见表6-1。表6-1高速级圆柱直齿轮的设计计算计算项目计算及说明1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①按图2-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取；②带式输送机为一般的工作机器，参考《机械设计》表10-6，选用7级精度。③材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮材料选45钢（调质），齿面硬度240HBS。④选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2.初步计算传动的主要尺寸1.按齿面接触疲劳强度设计⑴计算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的个参数值①试选。②计算小齿轮传递的转矩。9.908×10N·M③由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。

计算项目计算及说明2.初步计算传动的主要尺寸④由《机械设计》图10-20查得区域系数⑤由《机械设计》表10-5查得材料的弹性影响系数。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数。===[24×(tan29.841－tan20)+90×(tan25.237－tan20)]/2π=2.151⑦计算接触疲劳需用应力[]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，。计算应力循环次数：=60×480×1×（2×8×300×10）=1.382×10由《机械设计》图10-23查取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1，得

计算项目计算及说明2.初步计算传动的主要尺寸[]=[]=取[]和[]中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即[]=[]=523MPa2）计算小齿轮分度圆直径==54.901mm⑵调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度②齿宽b3.确定传动尺寸⑴计算载荷系数①由《机械设计》表10-2得使用系数②根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数③齿轮的圆周力=

计算项目计算及说明3.确定传动尺寸=1×3.609×10/54.901=65.7＜100查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数④由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载荷分布系数，由此，得到实际载荷系数⑵按实际载荷系数算得的分度圆直径相应的齿轮模数：4.按齿根弯曲疲劳强度设计⑴试算模数1）确定公式中的个参数数值①试选弯曲疲劳强度用重合度系数③计算由《机械设计》图10-17查得齿形系数，；由《机械设计》图10-18查得应力修正数，；由《机械设计》图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为

计算项目计算及说明4.按齿根弯曲疲劳强度设计，；由《机械设计》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数，。取弯曲疲劳安全系数S=1.4[]=[]=因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=2﹚试算模数=⑵调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的准备①圆周速度

计算项目计算及说明4.按齿根弯曲疲劳强度设计②齿宽③宽高比=39.336/3.688=10.672﹚计算实际载荷系数①根据，7级精度，由《机械设计》查图10-8得动载荷系数②由/39.336N=5.038×10=128＞100查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数③由《机械设计》表10-4用插值法查得，结合=10.67查《机械设计》图10-13，得则载荷系数为3﹚按实际载荷系数算得的齿轮模数5.对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.708mm，并圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径：

计算项目计算及说明5.对比计算结果，算出小齿轮齿数=60.94/2=30.42，取；则大齿轮齿数，取。互为质数，这样设计处的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。6.几何尺寸计算⑴计算分度圆直径⑵计算中心距⑶计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（）mm,即取而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即7调整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比改变齿数或者变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至=150mm。在圆整时，以变位系数和不超出《机械设计》图10-21a中所推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如，，m，，b保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变位系数

计算项目计算及说明7调整中心距后的强度校核①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高系数。==22.215=（inv22.215-inv20）×133/（2tan20）=0.513从《机械设计》图10-21b中可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降②分配变位系数和由《机械设计》图10-21b可知，坐标点（，）=（66.5,0.2435）位于L12线和L13线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是=0.356，=0.1579.齿根弯曲疲劳强度校核

计算项目计算及说明9.齿根弯曲疲劳强度校核=MPa=111.6MPa＜[]==112.2MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。10.结构图设计小齿轮和大齿轮的结构设计如图6-1和图6-211.要设计结论齿数，；模数m=2mm；压力角；中心距a=148mm；齿宽，；小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢(调质)；齿轮按7级精度设计。6.2低速级圆柱直齿轮的设计计算低速级圆柱直齿轮的设计计算。已知低速轴Ⅲ的输入功率，转速，齿数比，使用期为10年（每年300个工作日），两班制。详见表6-2表6-2速级圆柱直齿轮的设计计算计算项目计算及说明1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①按图2-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取；②带式输送机为一般的工作机器，参考《机械设计》表10-6，选用7级精度。③材料选择。由《机械设计》表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS。大齿轮材料选45钢（调质），齿面硬度240HBS。④选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取2.初步计算传动的主要尺寸1.按齿面接触疲劳强度设计⑴计算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的个参数值①试选。②计算小齿轮传递的转矩。3.529×10N·mm③由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。④由《机械设计》图10-20查得区域系数计算项目计算及说明2.初步计算传动的主要尺寸⑤由《机械设计》表10-5查得材料的弹性影响系数。⑥计算接触疲劳强度用重合度系数。===[24tan29.841－tan20)+69(tan24.035－tan20)]/2π=1.626⑦计算接触疲劳需用应力[]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，。计算应力循环次数：=60×128×1×（2×8×300×10）=3.686×10由《机械设计》图10-23查取接触疲劳寿命系数，。取失效概率为1%，安全系数S=1，得[]=计算项目计算及说明2.初步计算传动的主要尺寸[]=取[]和[]中的较小者作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即[]=[]=539MPa2）计算小齿轮分度圆直径==91.228mm⑵调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度②齿宽b3.确定传动尺寸⑴计算载荷系数①由《机械设计》表10-2得使用系数②根据，7级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数③齿轮的圆周力==1×7.737×10/91.228=84.8<100查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数计算项目计算及说明3.确定传动尺寸④由《机械设计》表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮的相对支撑为非对称布置时，得齿向载荷分布系数，由此，得到实际载荷系数⑵按实际载荷系数算得的分度圆直径相应的齿轮模数：4.按齿根弯曲疲劳强度设计⑴试算模数1）确定公式中的个参数数值①试选②计算弯曲疲劳强度用重合度系数③计算由《机械设计》图10-17查得齿形系数，；由《机械设计》图10-18查得应力修正数，；由《机械设计》图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿跟弯曲疲劳极限分别为，；由《机械设计》图10-22查得弯曲疲劳寿命系数计算项目计算及说明4.按齿根弯曲疲劳强度设计。取弯曲疲劳安全系数S=1.2[]=[]=因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=2﹚试算模数=⑵调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的准备①圆周速度②齿宽③宽高比计算项目计算及说明4.按齿根弯曲疲劳强度设计=2﹚计算实际载荷系数①根据，7级精度，由《机械设计》查图10-8得动载荷系数②由/56.136N=1.257×10N=223＞100查《机械设计》表10-3得齿间载荷分配系数③由《机械设计》表10-4用插值法查得，结合=10.67《机械设计》图10-13，得则载荷系数为3﹚按实际载荷系数算得的齿轮模数5.对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.408整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径：，算出小齿轮齿数=101.681/3=33.89，取；则大齿轮齿数计算项目计算及说明5.对比计算结果，取。互为质数，这样设计处的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。6.几何尺寸计算⑴计算分度圆直径⑵计算中心距⑶计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（）mm,即取而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即7调整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造。为此，可以通过调整传动比改变齿数或者变位法进行圆整。采用变位法将中心距就近圆整至=200mm。在圆整时，以变位系数和不超出《机械设计》图10-21a中所推荐的合理工作范围为宜。其他几何参数，如，，m，，b保持不变。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。⑴计算变位系数①计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高系数。计算项目计算及说明7调整中心距后的强度校核==22.69=（inv22.69-inv20）×131/（2tan20）=0.249从《机械设计》图10-21b中可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降②分配变位系数和由《机械设计》图10-21b可知，坐标点（，）=（54,0.1245）位于L11线和L17线之间，按这两条线作射线，再从横坐标的处作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是=0.27，=0.2519.齿根弯曲疲劳强度校核=MPa计算项目计算及说明9.齿根弯曲疲劳强度校核=109.58MPa＜[]==115.71MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且大齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。10.结构图设计小齿轮和大齿轮的结构设计如图6-3图6-411.要设计结论齿数，；模数m=3mm；压力角；中心距a=196.5mm；齿宽，；小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢(调质)；齿轮按7级精度设计。表6-3齿轮传动参数表名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm148196.5传动比i3.752.85模数mmm23压力角2020齿数z311173497分度圆直径dmm62234102291齿宽bmm6862110102材料40Cr45#40Cr45#热处理调质调质调质调质齿面硬度HRC第七章联轴器的选择7.1联轴器的选择联轴器的选择见表7-1表7-1联轴器的选择计算项目计算及说明1.联轴器的选择联轴器的选择由工作条件决定输出轴与联轴器相连，为了隔离轻微的振动，应采用弹性柱销联轴器，制造容易，装拆方便，成本交低。联轴器的计算转矩。查《机械设计》表14-1.考虑到转矩变化很小，故取=1.3956.21N·m=1243.073N·m按照计算转矩应小于等于联轴器许用转矩[T]的条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，其许用转矩[T]=2500N·m。半联轴器的孔径d=40mm，长度L=84mm，与轴的配合的毂孔长度第八章轴的设计和键、轴承的选择8.1轴的设计和键、轴承的选择8.1.1高速轴的结构设计见表8-1表8-1高速轴的结构设计计算项目计算及说明1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取，于是得，2.轴的结构设计⑴拟定轴上零件的装配方案，见图8-1。二级减速器中将高速轴的齿轮安排在箱体右侧，相对与两轴承做不对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和套筒实现周向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向定位。⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）因为高速轴Ⅰ-Ⅱ段轴径装配大带轮，，取，大带轮的轮毂孔长度L=80mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应略短些，现取。2﹚初步选用轴承。因轴承需同时受到径向力和轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承。参照工作要求并根据，取。初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球滚动轴承6007，其尺寸为d×D×B=35mm×62mm×9mm，计算项目计算及说明2.轴的结构设计故；左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由《机械设计课程设计》的表15-2得6007定位轴肩高度h=3m，因此，取。3﹚取安装齿轮处的轴段Ⅵ-Ⅶ的直径；齿轮右侧与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为68，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，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，由轴径d=38mm查《机械设计》表15-2，得R=2mm，故取h=5mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4﹚轴承端盖的总宽度为12mm（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，取端盖的外端面与大带轮右端面见的距离l=30mm，故取。5﹚取齿轮距箱体内壁之间的，中间轴的两齿轮之间的距离C=18m，考虑箱体的铸造误差，在不确定滚动轴承位置是，应距离箱体内壁一段距离S，取S=18m已知滚动轴承宽度B=14mm，低速级齿轮的轮毂长度为L=68mm，则=14+18+16+3=51mm=68+18+16+18-12=108mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。⑶轴上零件的周向定位。齿轮、大带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按，由《机械设计》表6-1查得平键的截

计算项目计算及说明2.轴的结构设计面b×h=10mm×8mm，由《机械设计》表6-2查得[]=100。因为，初选键长为63mm，校核＜[]，所选键为b×h×L=10mm×8mm×63mm。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；同样，大带轮与轴的连接，选用平键b×h=8mm×7mm，初选长度为70mm，校核：＜[]，所选键长为b×h×L=8mm×7mm×70mm。大带轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径工差是被基准制为m6。⑶确定轴上圆角和倒角尺寸。参考《机械设计》表15-2，取轴端倒角为C2，Ⅱ处R=1.6mm，Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ处R=2mm。3求轴上的载荷首先根据轴的机构如做出轴的设计简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于6007型深沟球滚动轴承，由《机械设计课程设计》查得=23mm。因此，作为外伸梁的轴距=112mm+249.25mm+89.5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。见图8-2。4校核轴和轴承⑴作用在齿轮上的：圆周力为=径向力为=1186N作用在高速轴大带轮上的压轴力1﹚求垂直反力：

计算项目计算及说明4校核轴和轴承①根据平面任意力系的平衡方程得：∑故②确定垂直弯矩，并绘制垂直面上的弯矩b。=78.168·m=78.079N·m2﹚求水平反力：①由∑得：②确定水平弯矩，并绘制水平面上的弯矩图c。=214.616N·m=214.617N·m3﹚求力在支点上产生的反力。①由∑得，==1960.014-1473=487.014N②确定力产生的弯矩，并绘制弯矩图d。=164.976N·mN·m

计算项目计算及项目4校核轴和轴承4﹚求合成弯矩图eB：=C：=43.588+=60.891+5﹚大带轮和齿轮的外力偶矩：故扭矩T=138.133N·m，见图f5按弯扭合成应力校核轴的强度从图中可以看出C-C处截面最危险，d=53mm，进行校核时通常指校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：抗弯扭截面系数=计算应力=19.880MPa因为已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得[]=60MPa，故所选轴安全。6承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查《机械设计》

计算项目计算及说明6承寿命校核表13-4取温度系数f=1，查《机械设计》表13-6，取载荷系数。。按最不利的条件考虑，则有：==取则==2.3×10h。又=48000h，故合适图8-1轴的结构与装配图8-2弯矩图和扭矩图8.1.2中间轴的结构设计见表8-2表8-2中间轴的设计计算项目计算及说明1.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取，于是得，2.轴的结构设计⑴拟定轴上零件的装配方案，如图8-3.二级减速器中间轴的齿轮分别安排在箱体左右两侧。低速级小齿轮的左侧、高速级大齿轮右侧都用套筒进行轴向定位，低速级小齿轮的右侧，高速级大齿轮的左侧

计算项目计算及说明2.轴的结构设计用轴肩定位。靠平键和过盈配合实现周向固定。轴两端轴承实现周向定位。⑵根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）根据标准尺寸查得取=3mm。段右端制出一个轴肩，轴肩高度，由《机械设计》表15-2查得R=1.6mm,故取h=3.5mm，所以。则。因为段装配的是高速级大齿轮，取=36。段装配轴承，故取==30mm。2﹚初步选择深沟球轴承，轴承主要受到径向载荷的力，故选用圆锥滚子轴承。参照工作需要并根据==30mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球滚动轴承6006，其尺寸为d×D×T=30mm×55mm×13mm。3﹚低速级小齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为110，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。同样的高速级大齿轮轮毂长度为62mm，取。又因为故=因此4﹚轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，按由械设计》表6-1查得平键截面b×h=10mm×8mm，由

计算项目计算及说明2.轴的结构设计《机械设计》表6-2查得[]=100。因为，初选键长为80mm，校核＜[]，所选键长为b×h×L=14mm×9mm×50mm的B型键。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为；同样的，高速级大齿轮与轴的周向定位采用平键连接。故所选的键位b×h×L=14mm×9mm×50mm。圆锥滚子轴承的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选择轴的直径公差是非基准制的为m6。⑶确定轴上的圆角和倒角的尺寸参考《机械设计》表15-2，取轴端倒角为C2，Ⅱ、Ⅴ处R=1.6mm，Ⅲ、Ⅵ处R=2mm。3.求轴上的载荷先根据轴上的结构图做出轴的计算简图，作为简支梁的轴的支撑跨距=99.25mm+150mm+89.25mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。⑴作用在齿轮上的：圆周力为==径向力为=1120.375N=2570.272N1﹚求垂直反力①根据平面任意力系的平衡方程得：∑有

计算项目计算及说明3.求轴上的载荷=882.087+1120.375-2570.272=-567.81N②确定垂直弯矩，并绘制垂直面上的弯矩b。=181.520N·m=50.677N·m2﹚求水平反力：①由∑得：=7061.764-（3078.205+2423.515）=734.925N②确定水平弯矩，并绘制水平面上的弯矩图c。=371.883N·m=45.117N·m3﹚求合成弯矩图e=·mN·m4﹚计算两齿轮的外力偶矩故扭矩T=384.693N·m，见图f

计算项目计算及说明4.按弯扭合成应力校核轴的强度从图中可以看出B-B截面最危险，d=36mm，进行校核时通常指校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，根据轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：抗弯扭截面系数=计算应力=53.987MPa因为已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表15-1查得[]=60MPa，因此＜[]，故所选轴直径安全。5.轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查《机械设计》表13-4取温度系数f=1，查《机械设计》表13-6，取载荷系数。。按最不利的条件考虑，则有：==取则=

计算项目计算及说明5.轴承寿命校核=2.2×10h。又=48000h，故合适图8-3轴的结构与装配图8-4弯矩图和扭矩图

8.1.3低速轴的结构设计见表8-3表8-3低速轴的结构设计计算项目计算及说明1低速轴上的功率、转速和转矩转速（）低速轴功率（Kw）转矩T（N·m）44.724.59975.722.作用在轴上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径，则=6705.97N=2440.773N3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据《机械设计》表15-3，取，于是有4轴的结构设计⑴拟定轴上零件的装配方案。如图8-5。⑵为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅶ-Ⅷ轴段左端需制出一轴肩，故Ⅵ-Ⅶ段的直径；半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故的长度应比L略短一些，现取。⑶初步选取滚子轴承。因轴承只需要受到径向力和少量的轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承6010，其尺寸为d×D×T=50mm×80mm×16mm，左端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30312型轴承最高定位轴肩高度为3mm，因此，取=56mm。因为Ⅰ-Ⅱ轴段和Ⅴ-Ⅵ轴段都装轴承，所以，。

计算项目计算及说明4轴的结构设计⑷取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径；低速级大齿轮的轮毂宽度为105mm，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=103mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩的高度，由轴径d=60mm，查《机械设计》表15-2的，R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径。轴环宽度，取⑸⑹轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按=56mm由《机械设计》表6-1查得平键截面b×h=16mm×10mm，由《机械设计》表6-2=100~120MPa因为，初选键长为80mm，校核：＜，所选键为b×h×L=16mm×10mm×80mm，键槽用键槽铣刀加工，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；同样的，半联轴器与轴的连接，选用平键b×h=16mm×10mm，初选键长为70，校核：＜，所选键为b×h×L=16mm×10mm×70mm，圆锥滚子轴承的周向定为是由过渡配合来保证的，此处选择的直径公差是非基准制为m6。⑺确定轴上圆角和倒角尺寸参考《机械设计》表15-2，取轴端倒角为C2，各轴肩处的圆角半径R=2mm。⑻校核轴和轴承1﹚求垂直反力：

计算项目计算及说明4轴的结构设计①根据平面任意力系的平衡方程得：∑故②确定垂直弯矩，并绘制垂直面上的弯矩b。=159.567N·m=159.567N·m2﹚求水平反力：①由∑得：②确定水平弯矩，并绘制水平面上的弯矩图c。=438.407N·m=438.407N·m3﹚求合成弯矩图=N·mN·m4﹚计算两齿轮的外力偶矩故扭矩T=794.771N·m，见图f4.按弯扭合成应力校核轴的强度从图中可以看出B-B截面处最危险d=70mm，进行校核时，通常只是校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，根据单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取

计算项目计算及说明5.轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查《机械设计》表13-4取温度系数f=1，查《机械设计》表13-6，取载荷系数。。按最不利的条件考虑，则有：==取则==2.215×10h。又=48000h，故合适图8-5轴的结构和装配图8-6轴的弯矩图和扭矩图九、减速器附件的选择和箱体的设计9.1附件的设计减速器附件的选择见表9-1表9-1减速器附件的选择计算项目计算及说明1.视孔和视孔盖查《机械设计课程设计》图7-10，选用板结构视孔盖A=100mm，。2.通气器查《机械设计课程设计》表7-2，选用有过滤网式通气器M36×2。3.油面指示器查《机械设计课程设计》表7-3，选用油尺M164.放油孔和螺塞查《机械设计课程设计》表7-4，选用螺塞和封油垫片M16×1.55.起吊装置查《机械设计课程设计》图7-21，选用箱盖吊耳d=b=15mm，R=15mm，e=15mm；计算项目计算及说明5.起吊装置选用箱座吊钩K=42mm，H=33.6mm，r=7mm，h=16.8mm，6.定位销查《机械设计课程设计》表14-28，选用圆锥销GB/T11710×407.起盖螺钉查《机械制图》附表6，选用螺栓GB/T5782M12×359.2箱体的设计箱体的设计见表9-2表9-2箱体的设计名称符合尺寸关系结构尺寸(mm)箱座壁厚0.025a+3≥88箱盖壁厚(0.8)≥88地脚螺栓直径0.036a+1220地脚螺栓数目na≤250mm,n=4箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度1.512箱座底凸缘厚度2.520轴承旁连接螺栓直径0.7516箱盖与箱座连接螺栓直径(0.5)12连接螺柱的间距l150170轴承盖螺钉直径(0.4)6视孔盖螺钉直径(0.3)8定位销直径d(0.7)10至外箱壁距离22至凸缘边距离20

名称符号尺寸关系结构尺寸（mm）轴承旁凸台半径24凸台高度h30外箱壁至轴承座端面距离h30大齿轮顶圆与内箱壁距离≥88齿轮端面与内箱壁距离≥88箱盖肋厚6.8箱座肋厚6.8十、润滑油的选择与计算10.1润滑油的选择与计算表10-1润滑油的选择与计算计算项目计算及说明1.油的选择与计算轴承选择ZN-3钠基润滑脂润滑。齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑油润滑，润滑油深度，箱体底面尺寸为610mm×353mm则箱体内多装润滑油量为：V=75.25×650×305=14.918dm该减速器所传递的功率。对于二级减速器，每传递1Kw的功率，需油量为则该减速器所需油量为==，润滑油满足要求。

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