1、名 稱：機械設計基礎課程設計 題 目：設計二級斜圓柱齒輪減速器 院 系：機械工程學院 班 級：機自Y124班 學 號： 2日 期：2014年06月04日2014年06月21 日機械設計基礎課程設計題目題目名稱：設計兩級圓柱齒輪減速器說 明： 此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設備兩班制工作，工作期限十年，戶內使用。傳送簡圖如下：技術參數已 知 條 件數 據 號12345678鼓輪直徑（mm）300330350350380300360320傳送帶運行速度（m/s）傳送帶從動軸所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900機械設計課程設計任務書一、本任務書發給機自Y

2、124班班學生熊忠卯二、請按計劃書指定數據組號6的第6 個數據進行設計(見附頁)。三、本任務規定的設計計算包括下列各項：1、 傳動裝置總體設計計算；2、 各傳動零件的設計計算；3、 三根軸設計計算；4、 三對軸承的設計計算；5、 各標準零件的選擇；四、本任務書要求在答辯前完成1、 主要部件的總裝配圖一張（A1）；2、 典型零件圖2張（A3）；3、 20頁左右的設計設計說明一份； 五、答辯時間 年 月 日到 月 日目錄第一部分 設計任務書-3第二部分 傳動裝置的總體設計-4第三部分 二傳動v帶設計-9第四部分 齒輪的設計與計算-11第五部分 軸的設計計算-25第六部分 軸承壽命的驗算-38第七部

3、分 鍵的校核-41第八部分 箱體的設計-43第九部分 潤滑油及潤滑方式的選擇-45參考文獻-45第二部分 傳動裝置的總體設計一電動機的選擇 驅動傳送帶主動軸鼓輪的轉速： r/minr/min 根據直流電動機需直流電源，結構復雜，成本高且一般車間都接 有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優點均能滿足工作條件和使用條件。根據本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。（1）工作機

4、所需功率Pw 工作機所需功率及所需的轉速 kw <由材料力學P72式（3-1）> kw式中： V -傳送速度; D -鼓輪直徑; T-鼓輪軸所需的功率 (2) 由電動機至工作機的總效率h<由2 P66表4-4> 帶傳動V帶的效率 一對滾動軸承的效率 一對齒輪傳動的效率 聯軸器的效率 滾動軸承的效率 (3)電動機所需的輸出功率 KW (4)確定電動機的額定功率Ped <由課計2 P207表8-53> 有d= 4kw< 由 P8式（2-6）> 式中: -電動機轉速; iv-V帶的傳動比（機械設計P154)-齒輪的傳動比-工作機的轉速 <由P41

5、1表18-1>兩級圓柱齒輪減速器推薦傳動比 機械設計P154推薦V帶傳動比 =r/min 一般同步轉速取1000r/min或1500 r/min的電動機。方案電動機 型號額定功率（KW）電動機的轉速（r/min）同步滿載1Y132S-41500 14402Y132M2-61000960 (三) 總傳動比的確定及各級傳動比的分配 (1)V帶傳動的理論傳動比初取2.5 (2)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發

6、生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 ， 因為方案2計算得出的，不符合圓柱齒輪的傳動比的范圍，所以不選。 （四）各軸轉速，轉矩與輸入功率 設定：電動機軸為0軸，高速軸為1軸， 中間軸為2軸，低速軸為3軸，按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即各軸轉矩匯總：項目電動機軸0高速軸軸1中速軸2低速軸3轉速(r/min)1440576功率(kw)轉矩(N*m)二傳動v帶設計原始數據電動機功率電動機轉速 r/minV帶理論傳動比2. 設計計算 （1）確定計算功率Pc根據雙班制工作，即每天工作10小時，工作機為帶式運輸機。<由P156表8-7>

7、; 查得工作系數KA=1.2 （2）選取普通V帶帶型 根據，確定選用 普通V帶B型。 （由機械設計P157圖8-9） （3）確定帶輪基準直徑，并驗證帶速v , a.初選小帶輪基準直徑=140mm(機械設計P157和P155表8-7和表8-9） b.驗算帶速 5m/s< V <20m/s m/s 5m/s<V<25m/s帶的速度合適。 c. 計算 mm<根據1P157表8-9> 圓整=355 mm （4）確定普V帶的基準長度和傳動中心距根據346.5mm< <990mm初步確定中心距 mm ，由課本P157公式（8-22）有： =<根據P14

8、5表8-2> 取= 1950mm計算實際中心距a 由課本P158公式（8-23）有：考慮到安裝調整和補償初拉力需要，中心距調整余量為【課本P158公式8-24】則中心距的取值范圍為mm， （5）驗算主輪上的包角= 主動輪上的包角合適 （6）計算V帶的根數Z 基本額定功率 <由P152表8-4> 得=1.07kw = 取Z=3根 （7）計算預緊力 由表8= 應使帶的實際出拉力 （8）計算作用在軸上的壓軸力三、齒輪的設計與計算 高速級傳動斜齒圓柱齒輪的設計計算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-6知，

9、選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數為，大齒輪齒數取5） 初選螺旋角6） 壓力角取2、按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式（10-24）進行試算，即（1)確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數 2)計算小齒輪傳遞的轉矩N·mm3)由表10-7選取齒寬系數 4)由表10-5查得材料的彈性影響系數 5)計算解除疲勞許用應力由圖10-25d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；由式

10、10-15計算應力循環次數由圖10-23查得接觸疲勞壽命系數 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，由公式10-14得:取與中較小者作為該齒輪的接觸疲勞強度，即6)由圖10-20選取區域系數7)由公式10-21計算接觸疲勞強度重合度同理8) 由公式10-23有螺旋角系數 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數值： =(2）調整小齒輪分度圓直徑 1)求v,b計算圓周速度v 計算齒寬b B= 2)計算實際載荷系數由表10-2查得使用系數由M/S,7級精度齒輪，查機械設計圖10-8（P,查機械設計表10-3（P195）查得查機械設計表10-4（P197）查得=1.419（插值法）則載荷系

11、數：KH= KA KV3)由公式（10-12）有安實際載荷系數算得的分度圓直徑：計算模數,=（1）由機械設計式（10-20）有：1）求各參數選載荷系數 計算彎曲疲勞的重合度系數由公式（10-19），有：計算計算當量齒數查機械設計圖（10-17）得 查機械設計圖10-18得查機械設計圖10-24C查得，查機械設計圖10-18（P206）, 查機械設計（P206）,取彎曲疲勞安全系數，由公式（10-14）有：計算大小齒輪的并加以比較，= 0.0136，= 0.0164，因為大齒輪的較大，所以取=2）所以有：（2）調整齒輪模數1）求實際的載荷系數個必要參數圓周速度v 齒輪寬：b=求齒高h及b/h2)

12、計算載荷系數 根據，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動載系數由查表10-3得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 查圖10-13得,故載荷系數：3）由公式（10-13），可得按實際載荷系數算得的齒輪模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=53.896mm來計算小齒輪的齒數，于是由小齒輪齒數: ，取Z1=27，大齒輪齒數: Z2=uZ1=83.67,取Z2=84 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了

13、齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為120mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos(O，由于變化不大，故參數不必修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度取b2=60mm , b1=65mm（1）齒面接觸疲勞強度校核公式（10-22）中各個參數變為：滿足齒面接觸疲勞強度（2）齒根彎曲疲勞強度校核公式（10-22）中各個參數變為：齒根彎曲疲勞強度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度的能力大于大齒輪。Z1=27，Z2=84，模數m=2mm，低速級減速齒輪設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)選用斜齒圓柱齒輪傳動

14、2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-6知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。二者材料硬度差為40HBS。4)選小齒輪齒數為，大齒輪齒數取7） 初選螺旋角8） 壓力角取2、按齒面接觸疲勞強度設計 由設計計算公式（10-24）進行試算，即（1)確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數 2)計算小齒輪傳遞的轉矩N·mm3)由表10-7選取齒寬系數 4)由表10-5查得材料的彈性影響系數 5)計算解除疲勞許用應力由圖10-25d按齒面硬度查

15、得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；由式10-15計算應力循環次數由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，由公式10-14得:取與中較小者作為該齒輪的接觸疲勞強度，即6)由圖10-20選取區域系數7)由公式10-21計算接觸疲勞強度重合度同理9) 由公式10-23有螺旋角系數 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數值： =(2）調整小齒輪分度圓直徑 1)求v,b計算圓周速度v 計算齒寬b B= 2)計算實際載荷系數由表10-2查得使用系數由M/S,7級精度齒輪，查機械設計圖10-8（P,查機械設計表10-3（P195）查得查機械

16、設計表10-4（P197）查得=1.424（插值法）則載荷系數：KH= KA KV3)由公式（10-12）有安實際載荷系數算得的分度圓直徑：計算模數,=（1）由機械設計式（10-20）有：1）求各參數選載荷系數 計算彎曲疲勞的重合度系數由公式（10-19），有：計算計算當量齒數查機械設計圖（10-17）得 查機械設計圖10-18得查機械設計圖10-24C查得，查機械設計圖10-18（P206）, 查機械設計（P206）,取彎曲疲勞安全系數，由公式（10-14）有：計算大小齒輪的并加以比較，= 0.0136，= 0.0164，因為大齒輪的較大，所以取=2）所以有：（2）調整齒輪模數1）求實際的載

17、荷系數個必要參數圓周速度v 齒輪寬：b=求齒高h及b/h2)計算載荷系數 根據，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動載系數由查表10-3得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 查圖10-13得,故載荷系數：3）由公式（10-13），可得按實際載荷系數算得的齒輪模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=3.0mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=83.795mm來計算小齒輪的齒數，于是由小齒輪齒數: ，取Z1=28，大齒輪齒數: Z4=uZ3=86.73,取Z4=8

18、7 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、 幾何尺寸計算（1）計算中心距將中心距圓整為177mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos(O，由于變化不大，故參數不必修正。 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度取b2=80mm , b1=85mm（1）齒面接觸疲勞強度校核公式（10-22）中各個參數變為：滿足齒面接觸疲勞強度（2）齒根彎曲疲勞強度校核公式（10-22）中各個參數變為：齒根彎曲疲勞強度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度的能力大于大齒輪。Z1=28，Z2=87，模數m=3mm，第四部分 軸的設計計

19、算及其軸承裝置、鍵的設計一 軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計： 1.已知軸1的功率 , 轉速 , 轉矩 , , 2求作用在齒輪上的力 因已知高速級小齒輪的分度圓直徑為由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調質處理. 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調質鋼，查機設書表15-3，由表取A=103126，于是得 考慮到鍵槽對軸強度的影響，取d=24mm圖3 高速軸結構圖高速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯軸器的孔徑相適應，需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉距 ，查參考文獻2

20、表14-1，考慮到轉距變化很小，故取，則按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉距條件，查參考文獻標準GB/T4323-2002(課程設計P195），選用TL5型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉距為125000N.mm。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度L=62mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度4、軸的結構設計3軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖4。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=31mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，

21、故-段長度應比略短一些，現取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30207(課程設計P181)，其尺寸為的,故。3）由于齒根圓到鍵槽底部的距離（為端面模數），所以把齒輪做在軸上，形成齒輪軸。參照工作要求并根據，左端滾動軸承與軸之間采用套筒定位，故選。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由手冊上查到30208型軸承的定位軸肩高h=4，因此，取。軸肩高度h=,查表15-2，得R=2mm軸環寬度b 4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據

22、軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離,故取。5）已知高速級齒輪輪轂長b1=65mm,做成齒輪軸， 則。6）取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離是s,取s=8mm。已知滾動軸承寬度T=17.25mm，齒輪輪轂長L=70mm，套筒長。 則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。半聯軸器與軸連接，按由參數表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為30mm；同時為了保證半聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯軸

23、器與軸配合為。按由參數表6-1查得平鍵截面,長為56mm滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。5、 確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機設書P360表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見軸的零件圖，選軸的直徑尺寸公差m6。4求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖3）做出軸的計算簡圖（圖4），在確定軸承的支點位置時，應從課程設計P180中查取a值。對于30206型圓錐滾子軸承，查得a=13.8mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖4）水平面支反力（見圖(b)）： 、載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩5按彎扭合成應力

24、校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據機械設計式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表15-1得。因此，故安全。一 軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計： 1.已知軸1的功率 , 轉速 , 轉矩 , , 2求作用在齒輪上的力 因已知中速級小齒輪的分度圓直徑為由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調質處理. 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調質鋼，查機設書表15

25、-3，由表取A=103126，于是得 考慮到鍵槽對軸強度的影響，取d=38mm圖3 中速軸結構圖5軸的結構設計初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30208(課程設計P181)，其尺寸為的,故故。2)取安裝小齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為86mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，則軸直徑。3) 取安裝大齒輪處的軸段-的直徑，齒輪的右端與右軸承之間

26、采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為60mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，齒輪左端采用軸肩定位，取h=3mm，與小齒輪右端定位高度一樣。4）根據所選軸承知,考慮到軸承內端面至箱體內壁距離為,可得，考慮軸承內端至箱體內壁距離,可取得: 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按由機械設計表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸配合為。同理，由表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與

27、軸配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖5。4求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖5）做出軸的計算簡圖（圖6），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于30208型圓錐滾子軸承，由參考文獻1中查得a=16.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖6）。圖6 中速軸彎距圖從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面B和C是軸的危險截面。現將計算出的截面B和C處的的值列于下表（參看圖6）。表6載荷水平面H垂直面V支反力F

28、N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據參考文獻2式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全一 軸的設計及其軸承裝置、鍵且聯奏器的選擇：已知參數：，1求作用在齒輪上的力受力分析和力的對稱性可知，圓周力，徑向力的方向如圖7所示圖7 低速軸結構圖2初步確定軸的最小直徑 先按參考文獻2式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。查機設書表15-3，由表取A=103126

29、，于是得: 考慮到鍵槽對軸強度的影響，取d=55mm可見低速軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑（圖4）。為了使所選的軸與聯軸器的孔徑相適應，需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉距 ，查表14-1，考慮到轉距變化很小，故取，則按照計算轉距應小于聯軸器公稱轉距條件，查P194標準GB/T5843-1986，選用TL10型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉距為2000000N.mm。半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。3軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖7。（2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，VII-VII

30、I軸段右端需制出一軸肩，故取VI-VII段的直徑，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=71mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只取壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故VII-VIII段長度應比略短一些，現2）初步選擇滾動軸承。因軸承主要受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6214(P189課程設計），其尺寸為的,故；右端滾動軸承采用套筒進行軸向定位，故取3）取安裝齒輪處的軸段是直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂寬度為90mm，為了套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度

31、，故取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d,故取h=7mm, 則軸環處的直徑，軸環寬度b>1.4h，取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離,故取。5）取齒輪距箱體內壁之距離,圓柱齒輪與圓柱齒輪之間的距離為c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離是s,取s=8mm.已知滾動軸承寬度B=25mm，高速級小齒輪輪轂長L=60mm，右端套筒長。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。（3）軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸

32、的周向定位均采用平鍵連接。按由參數文獻2表6-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm；同時為了保證半聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為。同樣，半聯軸器與軸連接，選用平鍵截面，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑見圖7。4求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（圖7）做出軸的計算簡圖（圖8），在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取B值。對于30215型深溝球軸承，由參考文獻1中查得a=27.25mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡

33、圖做出軸的彎距圖和扭距圖（圖8）。圖8 低速軸的彎距圖從軸的結構圖以及彎距圖和扭距圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現將計算出的截面c處的的值列于下表（參看圖8）。表7載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據參考文獻2式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由參考文獻2表15-1得。因此，故安全。第五部分.軸承壽命的驗算 減速器軸承選取（軸那章已選）高速軸選用 30206（圓錐滾子軸承）中間

34、軸選用 30208（圓錐滾子軸承）低速軸選用 6214（深溝球軸承）減速器各軸所用軸承代號及尺寸型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）額定動荷KN額定動荷內徑d外徑D寬度BD1minD2maxramax高速軸3020735721765671中間軸30208408018736716374低速軸62147012524791161(一)高速軸上軸承的壽命校核已知參數，。查參考文獻1P181可知圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷C=54200N。由圖4及表5可知，對于圓錐滾子軸承，按機械設計中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考課程設計可知Y=1.6，因此可算

35、得按參考文獻2中式（13-11）得查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數和軸向載荷系數為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。(二)中速軸上軸承的壽命校核已知參數，查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30208的基本額定動載荷C=63000N。由圖4及表5可知，對于圓錐滾子軸承，按參考文獻2中表13-7，軸承派生軸向力，其中Y是對應參考文獻2表13-5中的Y值。查參考文獻1可知Y=1.6，因此可算得按參考文獻2中

36、式（13-11）得查參考文獻1可知e=0.37，比較按參考文獻2中表13-5，得軸承徑向載荷系數和軸向載荷系數為。按參考文獻2中式（13-8a），當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則由參考文獻2式（13-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承2的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。(三)低速軸上軸承的壽命校核已知參數，。查參考文獻1可知深溝球滾子軸承6309的基本額定動載荷C=46800N。由圖4及表5可知，2. 求軸承當量載荷由于軸承只承受純徑向動載荷的作用，按參考文獻2式（13-9a）得，當量動載荷。由于軸承有輕微沖擊，查參考文獻2表13-6，取，則由參考文獻2式（13

37、-4）知滾子軸承。因為，所以按軸承1的受力大小校核故所選軸承滿足壽命要求。(四)軸承的密封方式內密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內部，增加軸承的阻力，需在軸承內側設置擋油盤。外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進入箱體，所有選用唇型密封圈。同時各軸承的端部均采用端蓋密封第六部分-鍵的校核（一）高速軸上鍵的校核高速軸外伸端處鍵的校核已知軸與聯軸器采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=8mm,高度h=7mm，鍵長L=30mm。聯軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100150Mpa

38、,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=25mm-8mm=17mm,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.57mm=3.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得Mpa故擠壓強度足夠。（二）中速軸上鍵的校核 1）中速軸上小齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=12mm,高度h=8mm,鍵長L=72mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=72mm-12mm=60mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由參考文獻2式

39、（6-1）可得故擠壓強度足夠。 2）中速軸上大齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=14mm,高度h=9mm,鍵長L=46mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=46mm-14 mm=32mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上外伸端處鍵的校核已知軸與聯軸器采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=20mm,高度h=12mm，鍵長L=70mm

40、。聯軸器、軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=75mm-20mm=55mm,鍵與聯軸器鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由參考文獻2式（6-1）可得Mpa故擠壓強度足夠。 2) 低速軸上齒輪處鍵的校核已知軸和齒輪采用鍵聯接，傳遞的轉矩為，軸徑為，寬度b=18mm,高度h=11mm,鍵長L=80mm。齒輪，軸和鍵的材料皆為45鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應力=100150Mpa,取其平均值，=125Mpa。鍵的工作長度l=L-b=80mm-22 mm=58mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得第六部分