机械工程课程设计-带式运输机传动系统设计.doc

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1、湖南工业大学课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 20 09 2010 学年 第 1 学期 课程名称 机械设计 指导教师 * 职称 教授 学生姓名 * 专业班级 材料072 学号 07405300202 题 目 带式运输机传动系统设计（5） 成 绩 起止日期 2009年 12 月21 日 2010年 1月 1日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸张4装配图15零件图26附件二 湖南工业大学课程设计任务书2009 2010 学年第 1 学期 机械工程 学院（系、部） 材料成型及控制工程 专业 材料 072 班级课程名称：

2、机 械 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（5） 完成期限：自 2009 年 12 月 21 日至 2010 年 1 月 1 日共 2 周内容及任务一、设计的主要技术参数：带的圆周力：F=700N；带的带速：v=2.5m/s；滚筒直径D=300mm。二、设计任务进行带式运输机的传动装置的设计设计几种传动方案并进行分析、比较和选择； 对选定传动方案进行运动分析与综合，并选择出最佳的传动方案三、设计工作量编写说明书一份。四、画图五、总结 进度安排起止日期工作内容2009.12.212009.12.23传动系统的总体设计2009.12.242009.12.26齿轮的设计2

3、009.12.272009.12.28轴的设计2009.12.292010.1.1零件图、装配图、总结主要参考资料1.机械原理 朱理 主编 高等教育出版社2.机械设计 许菊若 主编 化学工业出版社3.机械设计 濮良贵 主编 高等教育出版社4.机械设计课程设计 金清肃 主编 华中科技大学出版社5.工程图学 赵大兴 主编 高等教育出版社指导教师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（5）起止日期： 2009 年 12 月 21 日 至 2010 年 1 月 1 日学生姓名张祖荣班级材料072学号0740530

4、0202成绩指导教师(签字)机械工程学院（部）年 月 日目 录1 设计任务32 传动方案分析33 原动件的选择与传动比的分配43.1原动件的选择 53.2传动比的分配 64.各轴动力与运动参数的计算 64.1各轴的转速 64.2各轴的的输入功率64.3各轴的转矩 65.传动零件的计算75.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计 85.1.1选定精度等级、材料及齿数95.1.2按齿面接触强度设计 95.1.3按齿根弯曲强度设计105.1.4几何尺寸计算105.2低速级直齿圆柱齿轮的设计 115.2.1选定精度等级、材料及齿数125.2.2按齿面接触强度设计 135.2.3按齿根弯曲强度设计 145.2.4几

5、何尺寸计算146.轴的设计156.1低速轴的设计156.1.1总结以上数据 156.1.2求作用轴齿轮上的力156.1.3初步确定轴的最小直径166.1.4轴的结构设计 176.1.5求轴上的载荷 176.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度 186.1.7精确校核轴的疲劳强度196.2中速轴的设计206.2.1总结以上数据 206.2.2求作用轴齿轮上的力206.2.3初步确定轴的最小直径 216.2.4轴的结构设计226.3高速轴是设计 236.3.1总结以上数据236.3.2求作用轴齿轮上的力 236.3.3初步确定轴的最小直径 246.3.4联轴器的型号的选取 256.3.5轴的结构设计2

6、67. 滚动轴承的计算 278.连接的选择和计算288.1对连接齿轮4与轴3的键的计算288.2对连接联轴器4与轴3的键的计算299. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 2910. 箱体及其附件的结构设计2910.1减速器箱体的结构设计2910.2减速器附近的结构设计3011.设计总结3012.参考资料311设计任务设计带式运输机的传动装置。三班制。制连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的5%。已知数据：带的圆周力F/N: 700；带速V/(m/s): 2.5滚筒直径D/mm: 300；使用期限/年：102.传动方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，

7、其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台两级直斜齿圆柱齿轮减速器，具体传动功率大，制造简单，维修方便，使用寿命长等许多优点。 图2-1 展开式两级圆柱齿轮减速器3原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择（1）选择电动机类型按工作要求选用Y型笼型三相异步电动机，电压为380V。（2

8、）选择电动机容量电动机所需工作功率：根据带式运输机工作机的类型，可取工作效率=0.96传动装置的总效率=各部分效率为：联轴器效率=0.99，滚动轴承传动效率（一对）=0.99，闭式齿轮传动效率=0.97，卷筒效率=0.96，代人得=所需电动机功率为因载荷平稳，电动机额定功率略大于PD即可，根据文献【2】由表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为2.2（3）确定电动机转速卷筒轴工作转速为两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840，则总传动比合理范围为=840, 故电动机转速的可选范围为（840）6368符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000。由于3000无特

9、殊要求，不常用，故选择同步转速为1500。根据文献【2】所以选定电动机，型号为Y100L1-4,额定功率Pcd=2.2KW，满载转速n0=1430，额定转矩为2.2，最大转矩为2.3。常见机械效率参见附表1附表1常用机械传动效率机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动0.960.98（7-9级精度）开式传动0.940.96圆锥齿轮传动闭式传动0.940.97（7-8级精度）开式传动0.920.95带传动平型带传动0.950.98V型带传动0.940.97滚动轴承（一对）0.980.995联轴器0.99-0.9953.2传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：高速级的传动

10、比：=3.42低速级的传动比：2.634.各轴动力与运动参数的计算将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴、轴。4.1各轴的转速4.2各轴的的输入功率4.3各轴的转矩5传动零件的计算5.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计5.1.1选定精度等级、材料及齿数已知齿数比u=3.42，小齿轮转速，输入功率1）材料及热处理。由表10-1选得大、小齿轮的材料均为40Cr，并经调质及表面淬火，齿面硬度为4855 HRC。齿面为硬齿面。2）表面淬火，轮齿变形不大，故选精度等级为7级3）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮数Z2=82.08,取Z2=834）选取螺旋角。初选螺旋角=14。5.1.2按齿面接触强度设计（1）确定公

11、式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.6。2） 计算小齿轮传递的转矩。3） 因大、小齿轮均为硬齿轮，故宜选取稍小的齿宽系数，现取。4） 根据文献【1】由式10-13计算应力循环次数。5） 根据文献【1】由图10-30选取区域系数6） 根据文献【1】由图10-26查得=0.756；=0.89，则 =1.6467） 根据文献【1】由图10-21e查得8） 计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1） （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d，根据文献【1】由计算公式得2）计算圆周速度。3)计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度。5）计算载荷系数K。根据文献【1】由表10-2查得使用系数=1；根据

12、v=1.585m/s，七级精度，根据文献【1】由表10-8查得动载荷系数；根据文献【1】由表10-3查得齿间分配系数；根据文献【1】从表10-4中的硬齿面栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、齿向分布系数。考虑齿轮为7级精度，取,故载荷系数根据文献【1】由图10-13查得齿向分配系数。6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径7)计算模数。5.1.3.按齿根弯曲强度设计(1)确定计算参数1） 计算载荷系数。2）根据纵向重合度=1.522，根据文献【1】从图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4) 根据文献【1】由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；5) 根据文献【1】由10-

13、18取弯曲疲劳寿命系数6)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由（10-12）得7）查取齿形系数。根据文献【1】由表10-5查得齿形系数；8）查取应力校正系数。根据文献【1】由表10-5查得校正系数；9）计算大、小齿轮的并加以比较。小齿轮的数值比较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不是很大，取标准值=2，取分度圆直径。取，则，取5.1.4.几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为51.(2)按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度圆整后取；。

14、(5)结构设计因大、小齿轮的齿顶圆直径都小于160，所以都选择实心结构的齿轮。5.2低速级直齿圆柱齿轮的设计5.2.1.选定齿轮类型的精度等级、材料及齿数已知齿数比u=2.63，小齿轮转速=418r/min，输入功率=2.18KW1）按图2-1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）3）材料选择。根据文献【1】由表（10-1）选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=，取Z2=645.2.2.按齿面

15、接触强度设计根据文献【1】由设计计算公式（10-9a）进行试算，即(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.3。2） 计算小齿轮传递的转矩3） 根据文献【1】由表10-7选取合齿宽系数。4） 根据文献【1】由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.85） 根据文献【1】由图10-26d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa。6） 根据文献【1】由式（10-13）计算应力循环次数7) 根据文献【1】由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90, =0.958)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，根据文献【1】由式（

16、10-12）得：=0.90600 =540=0.95550 =522.5（1） 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2）计算圆周速度v3）计算齿宽b152.81=52.814）计算齿宽与齿高之比.模数 =2.20齿高 =2.252.20=4.955）计算载荷系数根据V=0.1.155m/s，7级精度，根据文献【1】由图10-8查得动载系数=1.05；根据文献【1】由表10-3得齿间载荷分配系数；根据文献【1】由表10-2查得使用系数=1；根据文献【1】由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，齿向载荷分布系数=1.425由b/h=9.43，= 1.425；根据文献【

17、1】查图10-13得=1.36；故载荷系数=11.0511.425=1.4966）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，根据文献【1】由式（10-10a）得计算模数m5.2.3.按齿根弯曲强度设计根据文献【1】由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内的各计算数值1） 根据文献【1】由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限=380MPa；2） 根据文献【1】由表10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85；=0.88；3） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，根据文献【1】由式（10-12）得4） 计算载荷系数KK=11.0511

18、.36=1.4285） 查取齿形系数根据文献【1】由表10-5查得齿形系数=2.65, =2.2316） 查取应力校正系数根据文献【1】由表10-5查得校正系数=1.58, =1.7527） 计算大、小齿轮的并加以比较=(2.651.58)/303.57=0.01379=(2.2311.752)/238.86=0.01636通过比较知，大齿轮的数值大(2)设计计算对比计算结果，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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数

19、1.595并就近圆整为标准值=2，按接触强度算得的分度圆直径=55.34，算出小齿轮齿数=大齿轮齿数=282.63=73.64，取=74。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=282=56=742=148（2）计算中心距=（3）计算齿轮宽度=156=56取=56,=715.2.5.结构设计及绘制齿轮零件图因大、小齿轮的齿顶圆直径都小于160，所以都选择实心结构的齿轮。6.轴的设计6.1低速轴的设计6.1.1总结以上数据功率转矩转速分度圆直径压力角2.16127934159148206.

20、1.2求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=742=148圆周力径向力法向载荷6.1.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取112,于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器是计算转矩,根据文献【1】查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取,则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】表14-3，选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250000半联轴器的孔径=30，故取=30，半联轴器长度=8

21、2，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60.6.1.4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端档圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。半联轴器与轴配合的毂孔长度=60，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，故段的长度应比略短一些，现取=58。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求根据，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。根据文献【2】表13-2轴承代号6008，其尺寸为，故-=-=40；而-=1

22、5。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度，因此取-=52。3）取安装齿轮处的轴段-的直径-=45；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为56，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取-=50。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径-=60。轴环宽度，取-=10。4）轴承端盖的总宽度为20.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加轮滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=30，故取-=50。5）取齿轮距箱体内壁之距离16，圆柱体齿轮之间的距离18。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，

23、大齿轮轮毂=56-=-=-=（56+8+18+16-10）=82至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上的零件的周向定位齿轮 、半联轴器与轴周向定位均采用平键连接。按-=45根据文献【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸根据文献【2】表15-2查得，当直径时，取轴端倒角为；当直径时，取轴端倒角为6.1.5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的

24、计算简图。在确定轴承的支点位置时，应先查出的值。根据文献【2】对于30308型圆锥滚子轴承，查得=20.因此，作为简支梁的轴的支承跨距60+124=184。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭转图。如图6-1.FFFFFMMMMMHV1V212NH1NH2FNV1NV2ABCDNH2FFNH1FNV2FNV1FFtr（图6-1 计算简图、弯矩图和扭矩图）从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力=1171,=558=1201，=-572弯矩=70260=72060，=70928总弯矩扭矩6.1.6按弯扭合成应力校核轴的

25、强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献【1】表15-1查得。因此，故安全。6.1.7.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩转强度较为宽裕确定的，所以截面A，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大，截面的应力集中的影

26、响和截面的相近，单截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和显然更不必校核。由文献【1】第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为 截面的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力为轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-1查得=640,=275,=155截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【1】附表3-2查取。因，经插值后可得 ，又由文献【1】附图3

27、-1可得轴的材料敏性系数为= 0.81 =0.83故有效应力集中系数按式(文献【1】附表3-4)为由文献【1】附图3-2的尺寸系数=0.76；由文献【1】附图3-3的扭转尺寸系数=0.84。轴按磨销加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按文献【1】式（3-12）及（3-12a）得综合系数为 又由文献【1】3-1即3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是计算安全系数值，按文献【1】式（15-6）（15-8）则得=故可知其安全（3）截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面的扭矩为截面上的弯曲应力 截

28、面上的扭转切应力为过盈配合处的，由文献【1】附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=3.16 =0.83.16=2.53轴按磨销加工，由文献【1】附图3-4得表面质量系数为=0.92轴未经表面强化处理，即=1，则按文献【1】式（3-12）及（3-12a）得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为=故该轴在截面右侧的强度也是足够的。至此，轴的设计计算到此结束。6.2中速轴的设计6.2.1总结以上数据功率转矩转速分度圆直径压力角螺旋角2.184980641856202.184980641879.172016.16.2.2求作用在齿轮上的力1)直齿轮上的力圆周力径向力法向载荷2）斜齿轮上的力圆

29、周力径向力轴向力法向载荷6.2.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-3，取112,于是得故取=206.2.4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1)由低速轴的设计知 ，轴的总长度为2)选轴承。初步选择滚动轴承。因轴承主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低固选用单列圆锥滚子轴承，在本次设计中尽可能统一型号,所以选择30204号轴承由于轴承选定所以轴的最小直径

30、为，所以左端 直径为，左端轴承采用轴肩定位查得6004号轴承的轴肩高度为，所以同理右端轴承的直径为，定位轴肩为，在右端大齿轮在里减速箱内壁为，因为大齿轮的宽度为,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为，为滚动轴承距箱体内壁一段距离。又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多,所以取同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为由于低速轴的设计时距离也为所以在该去取距离为取大齿轮的轮毂直径为，所以齿轮的定位轴肩长度高度为，至此二轴的外形尺寸全部确定。（3）轴上的零件的周向定位齿轮 、半联轴器与轴周向定位均采用平键连接。按-=40根据文献【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为16，同时为了保

31、证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸根据文献【2】表15-2查得，当直径时，取轴端倒角为；当直径时，取轴端倒角为6.3高速轴的设计6.3.1总结以上的数据功率转矩转速分度圆直径法向压力角螺旋角2.214692143022.92206.3.2求作用在齿轮上的力圆周力径向力轴向力法向载荷6.3.3初步确定轴的最小直径根据文献【1】按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据文献【1】表15-

32、3，取112,于是得6.3.4联轴器的型号的选取联轴器的计算转矩,根据文献【1】查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取,则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，根据文献【2】表14-3，选用LT型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为31500半联轴器的孔径=16，故取=16，半联轴器长度=42，半联轴器与轴配合的毂孔长度=30.6.3.5.轴的结构设计因齿轮小，所以采用齿轮轴.（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端档圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=26。半联轴器与轴配合的毂孔长度

33、=42，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，故段的长度应比略短一些，现取=40。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承。根据文献【2】表13-1轴承代号30305，其尺寸为，故-=-=25；而-=18。3）取安装齿轮处的轴段-的直径-=30；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19，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取-=15。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径-=42。轴环宽度，取-=5。4

34、）轴承端盖的总宽度为20.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加轮滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离=30，故取-=50。5）取齿轮距箱体内壁之距离16，圆柱体齿轮之间的距离18。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂=24-=-=-=（24+8+18+20-5）=65至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上的零件的周向定位齿轮 、半联轴器与轴周向定位均采用平键连接。按-=30根据文献【1】表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为12，同时为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为；同样，半

35、联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸根据文献【1】表15-2查得，取轴端倒角为 .7滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核 ，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为6008，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为：轴承1：，轴承2：，由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。1）求比值轴承所受径向力 所受的轴向力 它们的比值为 根据文献

36、【2】表13-2，深沟球轴承的最小e值为0.19，故此时。2）计算当量动载荷P，根据文献【1】式（13-8a）根据文献【2】表13-2，X=1，Y=0, 根据文献【2】表13-6，取。则3）验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为 根据文献【1】式（13-5）（对于球轴承取3） 所以所选的轴承6008满足要求。8连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。8.1对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8级以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据=45mm，根据文献【1】表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度14，高

37、度9。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长40。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，根据文献【1】表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度根据文献【1】式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键14940 GB/T 1069-2003。8.2对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据=30mm，根据文献【1】表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度8，高度7。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长50。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表6-2查得许

38、用挤压应力，取其平均值，。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。根据文献【1】式（6-1）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键8750 GB/T 1069-2003。9润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，根据文献【2】表17-1，选用工业闭式齿轮油（GB/T5903-1995），代号为L-CKC100。由于滚动轴承的速度较低，所以可用油润滑。根据文献【2】表17-1，选用全损耗系统用油（GB/T 433-1989），代号为L-AN32。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油盘。输入轴

39、与输出轴处用毡圈密封。10箱体及其附件的结构设计10.1减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：（1）.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式：（为低速轴转矩，）可取。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。（2）合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。（3）合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。铸铁减速器箱体结构尺寸名称符号数值箱座壁厚10箱盖壁厚10箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度、15、15、25地脚螺栓直径16地脚螺栓数目4轴承旁接螺栓直径12箱盖与箱座连接螺栓直径9连接螺栓的间距150轴承盖螺钉直径7视孔盖螺钉直径6定位销直径6至外箱壁距离18至凸缘边缘距离16轴承旁凸台半径16凸台高度30外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与箱体内壁距离12齿轮端面与箱体内壁距离10箱盖、箱座肋厚、9、9轴承端盖外径、85、