带式输送机的圆柱直齿轮二级减速器设计05.docx

目录

《机械设计》课程设计
说 明 书

题 目 名 称：
带式输送机二级直齿圆柱齿轮减速器
学 院：
机电工程学院
专 业：
机械设计制造及其自动化
学 生 姓 名：

班 级：
2011级
学号
指 导 教 师：
杜希元
评 定 成 绩：

目录

第1章 设计任务书 3
第2章 传动装置的总体设计 5
2.1 拟定传动方案 5
2.2选择原动机——电动机 7
2.2.1选择电动机类型和结构型式 7
2.2.2确定电动机的功率 7
2.2.3确定电动机的转速 8
2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 10
2.3.1计算总传动比 10
2.3.2合理分配各级传动比 10
2.4算传动装置的运动和动力参数 11
2.4.1 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩 11
2.4.2 Ⅰ轴（高速轴）输入功率、转速、转矩 11
2.4.3 Ⅱ轴（中间轴）输入功率、转速、转矩 12
2.4.4 Ⅲ轴（低速轴）输入功率、转速、转矩 12
2.4.5 Ⅳ轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩 12
第3章 传动零件的设计计算 14
3.1 减速箱外传动零件——带传动设计 14
3.1.1带传动设计要求： 14
3.1.2 V带传动设计计算 14
3.2 减速器内传动零件——高速级齿轮设计 17
3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 17
3.2.2 按齿面接触强度设计 18
3.2.3 按齿根弯曲强度计算 20
3.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算 22
3.3 减速器内传动零件——低速级齿轮设计 22
3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 22
3.3.2按齿面接触强度设计 23
3.3.3按齿根弯曲强度计算 25
3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算 26
3.4 轴的设计——输入轴的设计 27
3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径 27
3.4.2初步设计输入轴的结构 28
3.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度 29
3.5轴的设计——输出轴的设计 33
3.5.1初步确定轴的最小直径 33
3.5.2初步设计输出轴的结构 33
3.6轴的设计——中速轴的设计 38
第4章 部件的选择与设计 39
4.1轴承的选择 39
4.1.1输入轴轴承 39
4.1.2输出轴轴承 39
4.1.3中间轴轴承 40
4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算 40
4.3轴承端盖的设计与选择 42
4.3.1类型 42
4.4 滚动轴承的润滑和密封 43
4.5联轴器的选择 44
4.5.1、联轴器类型的选择 44
4.5.2、联轴器的型号选择 44
4.6箱体 47
第5章 结 论 49
参考文献 50

第1章 设计任务书

（论文）任务书
年级专业
2008机制本科
学生姓名

学 号

题目名称
带式输送机的圆柱直齿轮二级减速器
设计时间
12周—14周
课程名称
机械设计课程设计
课程编号

设计地点

一、 课程设计（论文）目的
（1）培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生综合应用所学的基础知识进行分析和解决工程实际问题的能力；
（2）使学生掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的设计思想，培养独立、全面、科学的设计能力；
（3）培养学生查阅和使用标准、规范、手册、，图册、及相关技术资料的能力及计算、绘图、数据处理等方面的能力。
二、 已知技术参数和条件
2.1技术参数：
输送带工作拉力：F=2.2 KN
输送带工作速度：V=0.9 m/s
滚筒直径: D=300 mm

图2-2
1—V带传动；2—电动机；3—圆柱传动减速器；4—联轴器；5—输送带；
6—滚筒
2.2 工作条件：
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微震动，空载起动，使用期限9年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差±5%
三、 任务和要求
每一位同学完成的工作量：
1．减速器装配图1张(A0)；
2．零件工作图2张；
3．设计说明书1份；
4．图纸装订、说明书装订并装袋；
注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；
2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。
四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）
1．学生具备机械基础知识；
2．《机械设计课程设计》指导书；
3．《机械设计》各种版本的教材；
4．《机械设计手册》
5．减速器实物；
6．减速器图册。
五、进度安排
第12周：完成齿轮设计计算、轴的校核、轴承、键、联轴器等标准件的选用；
第13周：完成装配图的绘制；
第14周：完成零件图绘制、设计说明书撰写、将所有的资料按要求装订装袋，准备答辩。
六、教研室审批意见

教研室主任（签字）： 年 月 日
七|、主管教学主任意见

主管主任（签字）： 年 月 日
八、备注

指导教师（签字）： 学生（签字）：
第2章 传动装置的总体设计
传动装置的总体设计，主要包括拟定传动方案、选择原动机、确定总传动比和分配各级传动比以及计算传动装置的运动和动力参数。
2.1 拟定传动方案
机器通常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。传动装置将原动机的动力和运动传递给工作机，合理拟定传动方案是保证传动装置设计质量的基础。课程设计中，学生应根据设计任务书，拟定传动方案，分析传动方案的优缺点。现考虑有以下几种传动方案如下图所示：
a) b)
I
c) d)

图2-1 带式运输机传动方案比较
传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。
设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为图1中a、b、c、d几种方案的比较。
a方案 宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用；
b方案 结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济；
c方案 宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难；
d方案 与b方案相比较,宽度尺寸较大，输入轴线与工作机位置是水平位置。宜在恶劣环境下长期工作。
根据传动要求，故选择方案d，同时加上V型带传动。即采用V带传动和二级圆柱齿轮减速器传动。

2.2选择原动机——电动机
电动机为标准化、系列化产品，设计中应根据工作机的工作情况和运动、动力参数，根据选择的传动方案，合理选择电动机的类型、结构型式、容量和转速，提出具体的电动机型号。
2.2.1选择电动机类型和结构型式
电动机有交、直流之分，一般工厂都采用三相交流电，因而选用交流电动机。交流电动机分异步、同步电动机，异步电动机又分为笼型和绕线型两种，其中以普通笼型异步电动机应用最多，目前应用较300广的Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机， 电压为380V，其结构简单、起动性能好，工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合，如运输机、机床、农机、风机、轻工机械等。
2.2.2确定电动机的功率
电动机功率选择直接影响到电动机工作性能和经济性能的好坏：若所选电动机的功率小于工作要求，则不能保证工作机正常工作；若功率过大，则电动机不能满载运行，功率因素和效率较低，从而增加电能消耗，造成浪费。
1. 带式输送机所需的功率
由[1]中公式（2-3）得：
设计题目给定：输送带拉力F（N）=2200N
输送带速度V(m/s)=0.9 m/s
2. 计算电动机的输出功率
根据文献[1]（《机械零件设计指导》关阳等编 辽宁科学技术出版）表2—2确定个部分效率如下：
弹性联轴器：（1个）
滚动轴承（每对）：（共四对，三对减速器轴承，一对滚筒轴承）
圆柱齿轮传动：（精度8级）
传动滚筒效率：
V带传动效率：
得电动机至工作机间的总效率:

卷筒的效率:
电动机的输出功率：
2.2.3确定电动机的转速
同一类型、相同额定功率的电动机低速的级数多，外部尺寸及重量较大，价格较高，但可使传动装置的总传动比及尺寸减少；高速电动机则与其相反，设计时应综合考虑各方面因素，选取适当的电动机转速。
三相异步电动机常用的同步转速有，，，，常选用或的电动机。
1. 计算滚筒的转速
由公式计算滚筒转速：
工作机的转速：
设计题目给定：滚筒直径D=300mm
输送带速度V(m/s)=0.9m/s
2. 确定电动机的转速
由参考文献[2]（机械设计）中表18—1可知两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为，由参考文献[1] V带传动比范围为，所以总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围是：

符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min、3000r/min
由参考文献[1]中表h1—1查得：

方案

电动机型号

额定功率
（KW）
电动机转速n/(r/min)
参考重量（kg）
同步转速
满载转速
1
Y100L-2
3
3000
2870
33
2
Y100L2-4
3
1500
1430
38
3
Y132S-6
3
1000
960
63
表h1—1中，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及总传动比，即选定2号方案，电动机型号为Y100L2-4
其主要参数如下：

表2-1电动机相关参数
型号
额定功率
满载转速
计算输出功率
轴伸长
中心高
轴颈
键槽宽
Y100L2-4
3kw
1430 r/min
2.4kw
380mm
100mm
60mm
8mm

表2-2带式输送机相关参数
皮带速度
皮带拉力
滚筒直径
工作条件
每天时间
设计寿命
转速
功率
0. 9m/s
2200N
300mm
平稳连续
8小时
9年
57.3r/min
1.98kw

2.3传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。
2.3.1计算总传动比
由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速 可得：
总传动比

2.3.2合理分配各级传动比
由参考文献[1]中表2—3，取带传动比，，
则 两级减速器传动比

由于减速箱是展开布置，所以，取高速级传动比，
由得
低速级传动比为
，
从而高速级传动比为

表2-3传动比分配
总传动比
电机满载转速
电机-高速轴
高速轴-中间轴
中间轴-低速轴
滚筒转速

1430r/min
=2
=4.104
=3.04
57.3 r/min

2.4算传动装置的运动和动力参数
为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。
2.4.1 0轴（电机轴）输入功率、转速、转矩

2.4.2 Ⅰ轴（高速轴）输入功率、转速、转矩

2.4.3 Ⅱ轴（中间轴）输入功率、转速、转矩

2.4.4 Ⅲ轴（低速轴）输入功率、转速、转矩

2.4.5 Ⅳ轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩

各项指标误差均介于+0.5%～-0.5%之间。各轴运动和动力参数见表4：

表2-4各轴运动和动力参数
轴名
功率P (/kw)
转矩T（N/ m）
转速n (r/min)
传动比i
效率
电机轴
3
20.03
1430

2
0.96
Ⅰ轴
2.88
38.47
715

4.104
0.97
Ⅱ轴
2.77
151.62
174.2

3.04
0.97
Ⅲ轴
2.66
442.64
57.3

1
0.99
滚筒轴
2.60
433.84
57.3

第3章 传动零件的设计计算
3.1 减速箱外传动零件——带传动设计
3.1.1带传动设计要求：
1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸等。
2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。
3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。
3.1.2 V带传动设计计算
1、确定计算功率
由[2]中表8-7查得工作情况系数
由[2]中公式8-21：

2、选择V带的带型
根据及,由[2]中图8-11选用A型
3、确定带轮的基准直径并验算带速
①初选小带轮的基准直径
由[2]中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径
②验算带速
按[2]中公式8-13验算带的速度

因为,故带速合适。
③计算大带轮的基准直径。
根据[2]中公式8-15a计算大带轮的基准直径

由[2]中表8-8取
4、确定V带的中心距和基准长度
①根据[2]中公式8-20，,
初定中心距
②由[2]中公式8-22计算所需的基准长度

由[2]中表8-2选带的基准长度
③计算实际中心距
由[2]中公式8-23计算

5、验算小带轮上的包角
根据[2]中公式8-25计算：

6、计算带的根数z
①计算单根V带的额定功率
由和,查[2]中表8-4a得
根据 和B型带查[2]中表8-4b得
查[2]中表8-5得，查[2]中表8-2得,
于是由[2]中公式8-26：

②计算V带的根数z

取3根
7、计算单根V带的初拉力的最小值
根据[2]中公式8-27：

其中q由[2]中表8-3得A型带
应使带的实际初拉力。
8、计算压轴力
压轴力的最小值由[1]中公式8-28得：

9、带轮结构设计
查[2]中表8-10得大、小带轮总宽度：
V型带传动相关数据见表3-0V。
表3-0 V型带传动相关数据
计算功率（kw）
传动比
i
带速
V (m/s)
带型
根数
单根初拉力（N）
压轴力
（N）
3.3
2
6.74
A
3
131
782.4
小带轮直径
(mm)
大带轮直径(mm)
中心距
(mm)
基准长度
（mm）
带轮宽度(mm)
小带轮包角
90
180
486
1400
60
169.3
3.2 减速器内传动零件——高速级齿轮设计
3.2.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：
1. 齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动
2. 齿轮精度等级 带式输送机为一般机器速度不高，按照[2]中表10-8，选择8级精度（GB10095-88）
3. 材料 由[2]中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS
小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS
大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS
4. 试选择小齿轮齿数
大齿轮齿数
　 取 齿数比
3.2.2 按齿面接触强度设计
1. 确定公式内各计算数值
①试选载荷系数
②小齿轮转矩
③由文献[2]中表10-6查得材料弹性影响系数
④齿宽系数：由文献[2]中表10—7知齿宽系数
⑤由文献[2]中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限：

⑥计算应力循环次数

⑦由文献[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数

⑧计算接触疲劳许应力
取失效概率为1% 安全系数S=1
由文献[2]中式10-12

⒉计算 由式
①试算小齿轮分度圆直径

②计算圆周速度
③计算齿宽b
④计算齿宽与齿高比
模数 齿高

⑤ 计算载荷系数
据 8级精度。由图10-8查动载荷系数
直齿轮
由文献[2]中表10-2查得使用系数
由文献[2]中表10-4
用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时
由 在文献[2]中查图10-13 得
故载荷系数
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由文献[2]中式10-10a得

⑦ 计算模数m
3.2.3 按齿根弯曲强度计算
由文献【1】中式10-5弯曲强度设计公式

1. 确定公式内各计算数值
① 由文献[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
大齿轮的弯曲疲劳强度极限
② 由文献[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数
③ 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数 由[2]中式10-12

④ 计算载荷系数K

⑤ 查取齿形系数
由[2]中表10-5查得
⑥ 查取应力校正系数
由[2]中表10-5查得
计算大小齿轮的

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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.71并根据GB1357-87就近圆整为标准值，按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径，
算出小齿轮的齿数

大齿轮的齿数 取
实际传动比：
传动比误差： 允许
3.2.4、高速级齿轮几何尺寸计算
①分度圆直径
② 中心距
③ 齿轮宽度 取

表3-1 高速级齿轮设计几何尺寸及参数
齿轮
压力
角
模数
中心
距
齿数
比
齿数
分度圆
直径
齿根圆
直径
齿顶圆
直径
齿宽
小齿轮
20°
2
130
4.2
25
50
45
55
55
大齿轮
105
210
205
214
50

3.3 减速器内传动零件——低速级齿轮设计
3.3.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数
⑴ 选用直齿圆柱齿轮传动
⑵ 传动速度不高，选择8级精度（GB10095-88）
⑶ 材料选择
小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS
大齿轮 45 调质 硬度240HBS
⑷ 选择小齿轮齿数 大齿轮齿数
3.3.2按齿面接触强度设计

1.确定公式内各计算数值
试选载荷系数
小齿轮传递的扭矩
由[2]中表10-6查得材料弹性影响系数
由[2]中表10-7选取齿宽系数
由[2]中图10-21d 按齿面硬度查得
小齿轮接触疲劳强度极限
大齿轮的接触疲劳强度极限
⑥ 由[2]中式10-13计算应力循环次数

⑦ 由[2]中图10-19取接触疲劳寿命系数
⑧ 计算接触疲劳许应力
取失效概率为1% 安全系数S=1
由[2]中式10-12

2.计算
① 计算小齿轮分度圆直径，代入

② 计算圆周速度
③ 计算宽度b
④ 计算齿宽与齿高比
模数m
齿高

⑤ 计算载荷系数
据 8级精度。由[2]中图10-8查动载荷系数；
直齿轮。由[2]中表10-2查得使用系数。
由[2]中表10-4用插入法查得8级精度、小齿轮相对非对称布置时

由 查[2]中图10-13得
故载荷系数
⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]中式10-10a得

⑦ 计算模数m
3.3.3按齿根弯曲强度计算
由[2]中式10-5弯曲强度设计公式
1. 确定公式内各计算数值
① 由[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限
② 由[2]中图10-18取弯曲疲劳寿命系数
③ 计算弯曲疲劳许应力
取弯曲疲劳安全系数 由[2]中式10-12

④ 计算载荷系数K
⑤ 查取齿形系数
由[2]中表10-5查得
⑥ 查取应力校正系数
由[2]中表10-5查得
计算大小齿轮的

大齿轮的数值大
2.设计计算

根据[2]中表10—1就近圆整为标准值
计算小齿轮齿数
计算大齿轮齿数
实际传动比：
传动比误差： 允许
3.3.4、低速级齿轮几何尺寸计算
① 分度圆直径
② 中心距
③ 齿轮宽度

表3-2低速级齿轮设计几何尺寸及参数
齿轮
压力角
模数
中心距
齿数比
齿数
分度圆直径
齿根圆
直径
齿顶圆直径
齿宽
小齿轮
20°
2.5
170
3.0
34
85
78.75
90
90
大齿轮
102
255
248.75
260
85

3.4 轴的设计——输入轴的设计
3.4.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径
1、确定轴的材料
输入轴材料选定为40Cr，锻件，调质。
2、求作用在齿轮上的力
根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：
输入轴的功率
输入轴的转速
输入轴的转矩
圆周力：
径向力：
3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为40Cr，调制处理，根据[2]中表15—3，取

3.4.2初步设计输入轴的结构
根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度
①已知轴最小直径为，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为。
②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。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6005（参考文献[3]），其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩，故：
。

③由于轴承长度为12mm，根据[4]中图5.3挡油板总宽度为13.5mm故，根据箱座壁厚，取10 且齿轮的右端面与箱内壁的距离，则取，根据[4]中图5.3，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，故。根据参考文献[1]表3-1知中间轴的两齿轮间的距离，估取，且中间轴的小齿轮端面与箱体内壁距离为，因，，
故。
④设计轴承端盖的总宽度为40mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为20mm，故。根据根据带轮宽度可确定
图3-1输入轴结构简图

３.4.3按弯曲合成应力校核轴的强度
１.根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图：
T
T
D
D
n
n
A
A
B
B
F
F
r1
r1
=2849.6N
=2849.6N
F
F
t1
t1
=7829.22N
=7829.22N
C
C
F
F
p
p
=2953.92N
=2953.92N

图3-2 输入轴的受力简图

2 .计算危险截面C处的
现将计算出的截面相关数据列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

3 .校核轴的强度
按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限
结论：强度足够。

　　　　　　　　　　　　　　图３－３　轴的载荷分析图
3.5轴的设计——输出轴的设计
3.5.1初步确定轴的最小直径

1、确定轴的材料
输出轴材料选定为45号钢，锻件，调质。
2．求作用在齿轮上的力
根据输出轴运动和动力参数、低速级齿轮设计几何尺寸及参数，计算作用在输出轴的齿轮上的力：
输出轴的功率
输出轴的转速
输出轴的转矩

３.初步确定轴的最小直径

3.5.2初步设计输出轴的结构
１．输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径，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的型号。联轴器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小故取，则：
２．初选联轴
按照计算应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-85,选用型号为LT8的Y型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径,故取半联轴器长度。
3．根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度
图3-4输出轴结构简图

４．轴的结构设计
（1）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度
①根据已确定的，由于f段轴长与半联轴器的轴毂长相同，为了使联轴器以轴肩定位，故取e段直径为。
②初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，故选用深沟球轴承（采用深沟球轴承的双支点各单向固定）。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6011（参考文献[3]），其尺寸为，根据需要在挡油板的一端制出一轴肩，故。
③由于轴承长度为18mm，挡油板总宽为16mm故，根据两齿轮中心定位，且中速轴上的小齿轮端面与箱体内壁为13.5mm，而挡油板内测与箱体内壁取3.5mm，另外为了使大齿轮更好的固定，则令轴端面在大齿轮空内，距离取5mm，综上累加得出，。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出
④设计轴承端盖的总宽度为37mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm，故。
５．按弯曲合成应力校核轴的强度
(1).根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图：
(2) .计算危险截面C处的
现将计算出的截面相关数据列于下表。

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

3 .校核轴的强度
按弯矩合成强度条件，校核危险点即C截面圆周表面处应力。扭转切应力为静应力，取，由[2]中表15-1查得，轴弯曲疲劳极限
结论：强度足够。

图３－３　轴的载荷分析图
3.6轴的设计——中速轴的设计
1、中速轴的功率
中速轴的转速
中速轴的转矩
2、初步确定轴的最小径

因为中间轴最小径与滚动轴承配合，故同时选取滚动轴承，根据轴的最小径初步选取型号为6206的深沟球轴承，其尺寸为。根据前两个轴的尺寸，不难得出中速轴的尺寸，故其各部分计算省略。
；

第4章 部件的选择与设计
4.1轴承的选择
轴系部件包括传动件、轴和轴承组合。
4.1.1输入轴轴承
1. 轴承类型的选择
由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷；轴承转速；轴承的预期寿命
2.轴承型号的选择
求轴承应有的基本额定动载荷值

按照[3] 表22-1选择的6005轴承
验算6005轴承；

因此轴承6005合格。
4.1.2输出轴轴承
1.轴承类型的选择
由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。
轴承承受的径向载荷 ；
轴承承受的转速 　
轴承的预期寿命
2.轴承型号的选择
求轴承应有的基本额定动载荷值

按照[3] 表22-1选择的6011轴承
验算6011轴承；

因此轴承6011合格。

4.1.3中间轴轴承
1.轴承类型的选择
由于中间轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。
轴承承受的径向载荷　 ；
轴承承受的转速
轴承的预期寿命
2.轴承型号的选择
求轴承应有的基本额定动载荷值

按照[3]表22-1选择的6206轴承.
验算6206轴承；

因此轴承6206合格。

4.2输入轴输出轴键连接的选择及强度计算
1、输入轴键连接
由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键。其尺寸依据轴颈，由[2]中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度B=60mm选取键的长度系列取键长L=50mm.
② 校核键连接的强度
键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度
由[2]中式6-1得，强度足够。
键 GB/T 1096-2003
2、输出轴键连接
⑴ 输出轴与齿轮4的键连接
①选择键连接的类型与尺寸
一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据，由[2]中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。
② 校核键连接的强度
键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度
由[2]中式6-1得，强度足够。
键 GB/T 1096-2003
⑵ 输出轴端与联轴器的键连接
据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T 5014-85。选用HL8型弹性套柱销联轴器。其公称转矩为。半联轴器孔径。
① 选择键连接的类型及尺寸
据输出轴轴端直径，联轴器Y型轴孔，轴孔长度选取A型普通平键
② 校核键连接的强度
键和联轴器的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。
由[2]中式6-1得，强度足够。
键 GB/T 1096-2003
3 、中间轴的键连接
⑴ 中间轴与齿轮2的键连接
①选择键连接的类型与尺寸
一般8级以上的精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。据，由[2]中表6-1查得键的剖面尺寸为，高度。由轮毂宽度及键的长度系列取键长。
② 校核键连接的强度
键、齿轮和轮毂的材料都是钢，由[2]中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度
由[2]中式6-1得，强度足够。
键 GB/T 1096-2003
（2）、中间轴与齿轮3的键连接
依据中间轴与齿轮2的键连接方法。可确定出中间轴与齿轮3的键连接中的键
键 GB/T 1096-2003

4.3轴承端盖的设计与选择
4.3.1类型
根据箱体设计，选用凸缘式轴承端盖。
各轴上的端盖：
闷盖和透盖：参照[4]表4.8

闷盖示意图 透盖示意图

表4-1　三个轴的轴承盖

D２
D０
D４
D
　d0
螺钉孔数n
e1
m
b 1
d1
Ⅰ
77
62
37
47
7
4
8
33
8
25
Ⅱ
92
77
52
62
7
4
8
29
7

Ⅲ
130
110
80
90
9
4
10
27
10
55
4.4 滚动轴承的润滑和密封
当浸油齿轮圆周速度,轴承内径和转速乘积时，宜采用脂润滑。为防止箱体内的油浸入轴承与润滑脂混合，防止润滑脂流失，应在箱体内侧装挡油环.
根据[1]表h17-1知:轴承选用钠基润滑脂(GB492―77)
4.5联轴器的选择
4.5.1、联轴器类型的选择
为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。
弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性，可频繁的起动和正反转，可以补偿两轴的相对位移
4.5.2、联轴器的型号选择
（１）计算转矩
由[2]中表14-1查得，故由[2]中式（14-1）得计算转矩为

式中为工作情况系数，由工作情况系数表确定。
（3）选择联轴器型号
根据GB5014-85中查得LT8型弹性套柱销联轴器的许用转矩为 ,许用最大转速为，轴径为之间，故合用。则联轴器的标记：联轴器
4.6箱体
采用HT200铸造箱体，水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱内壁形状简单，润滑油流动阻力小，铸造工艺性好，但外形较复杂。

箱体主要结构尺寸如下:
名称
符号
尺寸关系
箱座壁厚

箱盖壁厚

箱座凸缘厚度

箱盖凸缘厚度

箱底座凸缘厚度

箱座箱盖肋厚
、
箱座
箱盖
地脚螺钉直径

取
地脚螺钉数目

轴承旁联接螺栓直径

取
箱盖、箱座联接螺栓直径

取
轴承盖螺钉直径和数目
、

观察孔盖螺钉直径

取
、、至箱壁外距离

分别为25mm、20mm、20mm
、、至凸缘边缘的距离

分别为25mm、20mm、20mm
轴承旁凸台高度半径

外箱壁至轴承座端面的距离

齿轮顶圆至箱体内壁的距离

≥1.2δ≈15mm
齿轮端面至箱体内