1、西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 0 -机 械 设 计课 程 设 计 (论 文 )题 目: 带式运输机传动装置的设计 学生姓名 专 业 学 号_ 班 级_ 指导教师 成 绩_ 工程技术学院2013 年 1 月 10 日西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 1 -目 录1 前言2 传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案2.2选择电动机2.3 计算总传动比和分配各级传动比2.4 计算传动装置运动和动力参数3 传动零件的设计计算3.1 第一级齿轮传动设计计算3.2 第二级齿轮传动设计计算4 画装配草图4.1 初估轴径及初选联轴器4.2 初选联轴器4.3 箱体尺寸计算4.4 箱体内壁尺寸确
2、定4.5 轴尺寸的确定5 轴的校核计算5.1 高速轴受力分析5.2 中速轴校核计算5.3 低速轴校核计算6 轴承验算6.1 高速轴轴承验算6.2 中速轴轴承验算6.3 低速轴轴承验算7 键联接的选择和计算7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算7.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算7.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算7.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 2 -8 齿轮和轴承润滑方法的确定8.1 齿轮润滑方法的确定8.2 轴承润滑方法的确定9 密封装置的选择10 结论参考文献致谢西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 3 -带式运输机传动装置设计1
3、引言机械设计课程在机械工程学科中占有重要地位，它是理论应用于实际的重要实践环节。本课程设计培养了我们机械设计中的总体设计能力，将机械设计系列课程中所学的有关机构原理方案设计、运动和动力学分析、机械零部件设计理论、方法、 结构及工艺设计等内容有机地结合，使课程设计与机械设计实际的联系更为紧密。本课程设计的设计任务是展开式二级圆柱齿轮减速器的设计。高速级采用斜齿轮传动，低速级采用直齿轮传动。圆柱齿轮传动减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速的比较典型的机械装置，可以广泛地应用于矿山、制药、造船、机械、环保及食品轻工等领域。本次设计综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已
4、学知识得以巩固、加深和扩展；学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养工程设计能力和分析问题，解决问题的能力；提高我们在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 4 -设计内容 计算及说明 结果2传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案2.1.1传动方案的特点2.1.2画传动系统结构简图根据已知条件计算出减速器的数据二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用维护方便，但结构尺寸较大。因为根据结构、性能和经济性不同，要根据工作条件要求确定较好的传动方案。特点：
5、结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 5 -2.2选择电动机2.2.1 计算总效率2.4 计算传动装置运动和动力参数计算总传动比和分配各级传动比总效率 ：由机械设计课程设计手册查得： 1（联轴器 1）=0.99， 2（轴承 1）=0.99， （齿轮 1）3=0.96， 4（轴承 2）=0.99， 5（齿轮 2）=0.96； （
6、轴承 3）=0.99， （联轴器 2）=0.9967= =0.990.990.960.990.967543210.990.99=0.876卷筒的效率 0.96w工作机所需功率 kW： =4.08kW 电动机功率：额定功率=工作要求的功率=2.87/0.876=4.66kWwdP对 Y系列电动机，多选用同步转速为 1500r/min或1000r/min。根据表 12-1选取电机型号为 Y132S-4：额定功率5.5kW，满载转速 1440r/min，最大额定转矩 2.3，同步转速 15001440r/min，4 级转速：电动机可选转速范围： wni).(321为工作机鼓轮转速，r/min， =6
7、01000v/ Dwn 18.84总传动比: -电动机满载转速wmni/m多级传动比: i.21分配各级传动比：=0.876电机型号：Y132S-4w10/Fv西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 6 -3 传动零件的设计计算3.1 第一级齿轮传动设计计算材料选择和热处理方法1）各级传动比应尽量在推荐范围内选取；2）应使传动装置结构紧凑、重量轻；3）各传动件尺寸协调，避免干涉。展开式二级圆柱齿轮减速器： 215.3ii= =18.84 取 =1.4 i211i2（1）各轴转速mn112/inim23/i（2）各轴功率1dP321542P（3）各轴转矩11/950nT 32122/950iTn
8、T43133 iP由表选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度喂 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质后表面淬火）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。选小齿轮齿数 =21，大齿轮齿数 =107.94，取 =108.1z2z2z1. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即3211 )(2.HEdt zuKTd（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 =1.3。t2） 计算小齿轮传递的扭矩。 =30573.310 Nmm1T43） 选取齿宽系数 =1d=1440r/min1n=28.16r/min2=76.34r/min3=4.61kW1P=4.
9、38kW2=4.17kW3=30.58Nm1T=149.35Nm2=520.9Nm3选用 7 级精度西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 7 -4） 由表查得材料的弹性影响系数 =189.8MPa ，区域系数EZ21=2.5HZoha90.3*/0cosr2/cosar*11 62182tntn Z75./ta69.809.32oo73/)5.4(/)(Z5） 由图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1limH=550MPa。2li6） 由式 10-13计算应力循环次数。=6014401（283658）hjLnN10=4.037109=4.03710
10、 /5.14=0.785102 97） 由图取接触疲劳寿命系数 =0.90； =0.95.1HNK2HN8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12得= =0.9600MPa=540MPa1HSN1lim= =1.30550MPa=715MPa2K2li2计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值。1tdH3211 )(Edt zuT= =38.229mm32540873.19.081 572 2）计算圆周速度 v。v= = m/s=2.88m/s601ndt63.3）计算齿宽 b。b= =138.299mm=38.299mmtd1=0.901HNK
11、=0.952=38.229mmtd1v=2.85m/sb=38.229mm=9.331hb=1.10vK西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 8 -4）计算载荷系数。根据 v=2.88m/s，7 级精度，由图查得动载系数 =1.10；vK直齿轮， = =1.2；HKF由表查得使用系数 =1；A由表 10-4用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， =1.417。H由 =9.337， =1.417。查图得 1.33；hbKFK故动载系数 = =11.101.21.417=1.87AvH6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得= =38.229 =43.154mm1d3ttK3
12、.167）计算模数 m。m= / = mm=2.055mm1z278.403. 按齿根弯曲强度设计由式的弯曲强度的设计公式为m 321)(FSadYzKT(1) 确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa；大齿1FE轮的弯曲强度极限 =380MPa；2FE2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0.85, =0.92;1FNK2FN3）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= = MPa=303.57MPa1FSKFEN14.508= = MPa=249.71MPa2234）计算载荷系数 K。=1 1.06 1.2 1.3
13、1=1.654FvA5）查取齿形系数。= =1.2HKF=1.87K=43.154mm1dm=2.055mm=303.57MPa1F=238.86MPa2=1.654K西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 9 -3.2 第二级齿轮传动设计计算=2.65 =2.181FaY2Fa6）查取应力校正系数。=1.58 =1.821Sa2Sa7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FY= =0.01381FSaY57.3062= =0.0159 2FSa8.4大齿轮的数值大（2）设计计算=1.253mm324016.15.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
14、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 1.358 并就近圆整为标准值 m=1.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 =43.154mm，算出小齿轮齿数1d= = 291zmd5.7840大齿轮齿数 =5.14 29=149.06，取 =149。22z4.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径=29 1.5=43.5mmzd1=149 1.5=223.5mmm2（2） 计算中心距 =133.5mm25.41.021da（3） 计算齿轮宽度=1 43.5mm=43.5mm1bd取 =4
15、3.5mm, =51mm。 2Bm=1.253mm=291z=1492=43.5mm2B=51mm1西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 10 -圆整中心距后的强度校核圆整 a=135mm计算变位系数和(1)a=arccos(acos/a)=arcos(133.5cos20)/135=21.682Z=Z1+Z2=29+149=179X=X1+X2=(inv-inv)Z/(2tan)=(inv21.682-inv20)179/(2tan20)=1.047选小齿轮齿数 =29，大齿轮齿数 =149.06，取 =149。1z2z2z1. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即3
16、221 )(.HEdt zuKTd（4） 确定公式内的各计算数值9） 试选载荷系数 =1.3。t10） 计算小齿轮传递的扭矩。 =1.223410 Nmm2T511） 选取齿宽系数 =1d12） 由表查得材料的弹性影响系数 =189.8MPaEZ2113） 由图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1limH=550MPa。2li14） 由式 10-13计算应力循环次数。=60241.211（283658）hjLnN2160=6.762108=6.76210 /4.59=1.473102 815） 由图取接触疲劳寿命系数 =0.96； =1.0。1HNK
17、2HN16） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式 10-12得= =0.96600MPa=576MPa1HSKN1lim= =1.0550MPa=550MPa22li2计算=0.961HNK=1.02=576MPa1H=550MPa2=66.041mmtd1西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 11 -1）试算小齿轮分度圆直径 ，带入 中较小的值。1tdH3221 )(.Edt zuKTd=2.32 mm=66.041mm32508.19.41 0. 2）计算圆周速度 v。v= = m/s=0.834m/s0621ndt06.2.3）计算齿宽 b。b= =166
18、.041mm=66.041mmtd14）计算齿宽与吃高之比 。h模数 = =66.041/24mm=2.752mmtm1zt齿高 h=2.25 =2.252.752mm=6.192 t5）计算载荷系数。根据 v=0.802m/s，7 级精度，由图查得动载系数 =1.05；vK直齿轮， = =1；HKF由表查得使用系数 =1；A由表 10-4用插值法查得 7级精度、小齿轮相对支撑非对称布置时， =1.423。H由 =10.67， =1.423。查图得 1.35；hbKFK故动载系数 = =11.0511.423=1.494AvH6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得= =66.041 =
19、69.175mm1d3ttK3.1497）计算模数 m。m= / = mm=2.88mm1z24.63. 按齿根弯曲强度设计由式的弯曲强度的设计公式为v=0.834m/sb=66.041mm=10.67h=1.05vK= =1HF=1.423H1.35F=1.494=69.175mm3dm=2.88mm西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 12 -m 321)(FSadYzKT(1) 确定公式内的各计算数值1）由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =500MPa；大齿1FE轮的弯曲强度极限 =380MPa；2FE2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 =0.90, =0.94;1FNK2FN3
20、）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= = MPa=321.43MPa1FSKFEN14.509= = MPa=255.14MPa22384）计算载荷系数 K。=1 1.05 1 1.35=1.4175FvA5）查取齿形系数。=2.65 =2.181FaY2Fa6）查取应力校正系数。=1.58 =1.791Sa2Sa7）计算大、小齿轮的 并加以比较。FY= =0.013031FSaY43.2586= =0.01501 2FSa.79大齿轮的数值大（2）设计计算=2.08mmmm32501.413.75.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于
21、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=321.43MPa1F=255.14MPa2=1.4175Km=2.5mm=273z=1254西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 13 -4 画装配草图4.1 初估轴径及初选联轴器4.1.1高速轴初估轴径及初选联轴器4.1.2中间轴初估弯曲强度算得的模数 2.08 并就近圆整为标准值 m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 =69.175，算出小齿轮齿数1d= = =27.673zmd15.2769取小齿轮齿数 =
22、27大齿轮齿数 =4.59 27=123.93，取 =125。4z4z4.几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径=27 2.5=67.5mmmzd3=125 2.5=312.5mm4（5） 计算中心距 =190mm25.31.67432da（6） 计算齿轮宽度=1 67.5mm=67.5mm3bd取 =67.5mm, =72.5mm。 4B根据公式 初估轴颈30nPAd已知该轴输入功率 =3.25kW，转速 =1440r/min，选取11n轴的材料为 40 ，调质处理。参考文献【2】表 15Cr3 取 ，于是得：05AmnPd73.14025.3310min1 该轴的最小直径显然是安装联轴器处的直
23、径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，参考文献【2】表 141TKAca选取 则5.1AKmNTca 3.5.1按计算转矩 小于联轴器公称转矩的条件， ，参考文献=67.5mm4B=72.5mm320dm联轴器 52YC04LX西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 14 -轴径4.1.3低速轴初估轴径及初选联轴器4.2 初选轴承4.2.1高速轴轴承选则【1】,查标准 选用联轴器203514/TGB；主动端轴孔直径为 24 ，轴孔长 522YC04LXm， 型轴孔， 型键槽；从动端轴孔直径为m20 ，轴孔长 52 ， 型轴孔， 型键槽。mYC综上：高速
24、轴的初估直径为 d20min1已知该轴输入功率 =3.09kW，转速 =241.21r/min，2P选取轴的材料为 40 ，调质处理。参考文献【2】表Cr153 取 ，于是得：105Amnd83.241.093320min2 由于该轴上存在两个键槽故将轴径放大 15%，同时为了配合轴承的使用故取 。d3min2已知该轴输入功率 =2.93kW，转速 =52.52r/min，选P3n取轴的材料为 45 钢，调质处理。参考文献【2】表153 取 ，于是得：10Amnd80.425.93130min3 由于轴上存在两个键槽故将轴径放大 10%后取。该轴的最小直径显然是安装联轴器处8.47min3的直
25、径，为了使所选的轴径与联轴器孔径适应，故同时选用联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，参考TKAca文献【2】表 141 选取 则5.AKmNTKAca 1798.325.3按计算转矩 小于联轴器公称转矩的条件， ，参考文献ca【1】,选取联轴器 ；主动端轴孔直径为12YC50WH，轴孔长 ， 型轴孔， 型键槽；从动端m5012302dm=503dm联轴器 12YC50WH7西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 15 -4.2.2中间轴轴承选择4.2.3低速轴轴承选择4.3 箱体尺寸计算轴孔直径为 ，轴孔长 ， 型轴孔， 型键m50m12YC槽。综上：低速轴的初估直径为 d50in3选用深沟球轴承
26、轴承内径的确定。高速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位， 。dh1.07.第二次放大是为了轴承装拆方便， 。m2第一次放大： 取 ；.0.2min1in1dd 31第二次放大 ，为了配合轴承内径从而取 ，轴承内径为 25 。251确定轴承尺寸代号。这里选 02 系列轴承。故轴承代号 6205，其外径宽 。mD52B15轴承内径的确定。其内径即中间轴的最小轴径，为。30确定轴承尺寸代号。这里选 02 系列轴承。故轴承代号为 ，其外径620宽 。mD62B16轴承内径的确定。低速轴上安装的轴承内径比最小轴径放大两次。第一次放大是为了轴上零件的轴向定位， 。第d
27、h1.07.二次放大是为了轴承装拆方便， 。m2第一次放大： 取 ；02min3in3dd 583第二次放大 ，为了配合轴承内径从1而取 ，即轴承内径为 。603 6确定轴承尺寸代号，这里选 02 系列轴承。故轴承代号高速轴轴承 m251DB1中间轴轴承 md302D6B12低速轴轴承 m653D10B23西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 16 -4.4箱体内壁尺寸确定为 6212，其外径 宽 。mD10B2齿轮减器尺寸关系/mm名称 符号箱座壁厚 8箱盖壁厚 1 8箱盖凸缘厚度 b1 12箱座凸缘厚度 b 12箱座底凸缘厚度 b2 20地脚螺钉直径 df M20地脚螺钉数目 n 4轴承
28、旁连接螺栓直径 d1 M16盖与座连接螺栓直径 d2 M12连接螺栓 d2 的间距 l 160轴承端盖螺钉直径 d3 高 M8；中 M8；低 M10视孔盖螺钉直径 d4 M8定位销直径 d 8df、d 1、d 2至外箱壁距离C1 ； ；261fd21dC2df、d 1、d 2至凸缘边缘距离C2 ； ；42fd01d62轴承旁凸台半径 R1 20凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定，以便扳手操作为准外箱壁至轴承座端距离l1 47铸造过渡尺寸 x、y ；3x15y大齿轮顶圆与内箱距离 1 12齿轮端面与内箱壁距离 2 10箱盖、箱座肋厚 m1、m ；8.6114.7轴承端盖外径 D2 96； 1
29、06；高2中2D160低西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 17 -4.5 轴尺寸的确定取箱体内壁与齿轮顶圆距离 = ，取箱体am12内壁与齿轮端面距离 ，取两级齿轮端面间距02离 ，箱体底部内壁与最大齿轮的顶圆的距离mc728 ，高速级大齿轮端面距箱体内壁距离取0b，则箱体内壁宽度和长度为；123=10+72.5+40.5+7+12=142323cB内 m第一级齿轮传动的中心距 ，第二级齿轮传动ma14的中心距 ，低速轴大齿轮直a1902312.5mm，高速级小齿轮齿顶圆直径2低d40.5mm。1高带入数据得： 531.5mm11212高低内 daL=352.5内H02bda高 m1）高
30、速轴尺寸的确定因高速轴上齿轮直径过小，所以将轴和齿轮做成整体式，轴承旁连接螺栓距离 s 尽量靠近，一般取 2Ds=142mm内B=531.5mm内L=352.5mm内H=50mm1L=45mm2=15mm3西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 18 -如下图所示图中从左至右轴的长度分别为 、 、 、 、 、1L234L5，轴径分别为 、 、 、 、 、 。6L1d234d56其中 为联轴器孔径， 比联轴器m01m01轴孔短 ，其目的是防止过定位； 对联轴器定位，22由轴肩定位高度 ，可取 ；dh.07.3为轴承内径尺寸； 由轴承的安装d534尺寸决定； =40.781 为齿轮轴，由齿轮结构确
31、定；为轴承内径。各轴的长度由结构确定，其结m26果如右。2）中间轴尺寸的确定图中从左至右轴的长度分别为 、 、 、 、 ，1L234L5轴径分别为 、 、 、 、 。1d234d5其中 为轴承内径； =69.175mm 为齿轮轴，m02尺寸由齿轮结构确定； 对齿轮定位，由轴肩定位高3度 ，可取 ； 为定位轴肩，dh1.7.m404d同时为配合齿轮故取标准轴径 ； 5为轴承内径。各轴的长度由结构确定。md305=86.5mm4L=45.5mm5=25mm6=26mm1L=72.5mm2=7mm3=38.5mm4L=30mm5=34mm1=65.5mm2=7mm3L=54mm4=22mm5=53m
32、m6L西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 19 -5 轴的校核计算5.1 高速轴受力分析5.2 中速轴校核计算3）低速轴尺寸的图中从左至右轴的长度分别为 、 、 、 、 、1L234L5、 ，轴径分别为 、6L71d、 、 、 、 、 。2d34567其中 为轴承径； 为定位轴肩，同时为m12配合齿轮故取标准轴径 ； 为定位轴肩，由d13d轴肩定位高度 ，可取 ；h.07.m80由轴承安装尺寸决定； 为轴承内d7465径； 为联轴器孔径， 比联轴器轴m50L17孔短 ，其目的是防止过定位； 为定位轴2 md06肩。各轴的长度由结构确定。轴的载荷分析如下（分析图教材图 15-24所示）其中
33、ml75.162l25.403由齿轮的受力分析得： 16.8N.40dTF1t67.3420tan5ant1r 计算出齿轮中心截面处的 MH、M V、及 M 列于下表从而危险截面的 参考文献【2】按弯扭合成应力校核ca为载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 FNH1=270.948N FNV1=98.617N=110mm7L高速轴满足强度要求西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 20 -5.3 低速轴校核计算F FNH2=785.917N FNV2=286.050N弯矩 M MH=31633.159Nmm Mv=11513.513Nmm总弯矩 mN29.36V21扭矩 T T=21550N.m
34、mMpaWMca 356.1301.26922 该轴有 制成，参考文献【2】表 151 知Cr40，故Pa71，因此该轴满足强度要求。ca=44.25mm =73.5mm =40.25mm2l3l4l1056.8NFtt N67.38Fr127/dT32t3 02.43tanr计算各参数列于下表：校核截面齿轮 2：按弯扭合成应力校核轴的强度载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH3=1282.940NFNH4=1542.483NFNV3=25.58NFNV4=233.455N弯矩 M MH2=181627.348N.mmMH3=145934.450N.mmMv1=48341.692N.m
35、mMv2=38603.408N.mm总弯矩 mN59.18702VH2333扭矩 T T4中速轴满足强度要求西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 21 -6 轴承验算6.1 高速轴轴承验算MpaWTMca 061.47351.026987221 由于为齿轮轴，则轴的材料为 40Cr,参考文献【2】表151 查得 。因此 ，故安全。pa1- 1-ca校核截面齿轮 3：按弯扭合成应力校核轴的强度 MpaWTMca 168.2301.469252 因此 ，故安全。1-ca其中 ml75.62 ml75.3由齿轮的受力分析得：18.NF3t4t N02.643Fr4计算出截面齿轮处的 MH、 MV、
36、及 M 列于下表按弯扭合成应力校核轴的强度 MpaWTMca 14.971.053280669522 轴的材料为 45 钢,参考文献【2】表 151 查得。因此 ，故安全。p601- 1-ca参考文献【1】查得轴承 6205 的基本额定动载荷，基本额定静载荷 。预期寿命NC4NC780载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH5=614.083N FNH6=1154.475N FNV5=223.508N FNV6=420.194N弯矩 M NmH901.6534NmMV859.237总弯矩 .65V2扭矩 T 低速轴满足强度要求西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 22 -6.2 中速轴
37、轴承验算6.3 低速轴轴承验算hLh4106.31.求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） NFNVHr 37.2861.948.2702121 r 505222.求轴承当量动载荷 、1P2由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取 。从1.pf而NFfPrp 17.3.281.1 r 95623. 寿命验算由于 故按轴承 2 校核，对于球轴承取 ，12P3故： hh LCnL 53626 1079.4.91040，查得轴承 6206 的基本额定动载荷 ，基本额NC1950定静载荷 。预期寿命NC150hLh46.31.求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） FNVHr 195.285.94
38、0.2823233 Nr 063154442.求轴承当量动载荷 、P2由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取 。从1.pf而NFfPrp 514.9.1283.31 轴承满足寿命要求轴承满足寿命要求西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 23 -7 键联接的选择和计算7.1 高速轴与联轴器键联接的选择和计算7.2 中间轴与大齿轮键联接的选择和计算7.3 低速轴与齿轮键联接的选择和计算NFfPrp 05.176.501.42 3. 寿命验算由于 故按轴承 2 校核，对于球轴承取 ，123故： hh LPCnL 53626 104.05.1792.40，查得轴承 6212 的基本额定动载荷 ，基本额
39、NC4780定静载荷 。预期寿命NC3280hLh416.31.求两轴承的径向载荷（相关参数参考轴校核处） FNVHr 9.508.2.614225255 Nr 61475662.求轴承当量动载荷 、1P2由于轴承承受轻微冲击参考文献【2】取 。从而.pfNFfPrp 843.79.653.51 r 2121623. 寿命验算由于 故按轴承 2 校核，对于球轴承取 ，12P3故： hh LCnL 103626 87.42.1570.0已知轴的材料为 ，装键处的轴径 ，需传r4md0递的转矩 ，载荷有轻微冲击。mNT21501. 选择键的尺寸 该处选用 C 型平键，根据参考文献【1】表 41 查
40、得键的尺寸为宽d0轴承满足寿命要求键长 mL40键 406CmL32西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 24 -7.4 低速轴与联轴器键联接的选择和计算，高 ，由该处轴的长度 并参考mb6h6m50标准 取键长 。20319/TGBL42. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表 62 查得许用挤压应力为，取其平均值为， 。MPap10MPap10键的工作长度 ，键与联轴器mbLl3740的接触高度 。参考文献【2】式 61 得hk35.PaldTp 1.1972故满足强度要求。记为 键 06/TGB40C已知轴的材料为 ，装键处的轴径 ，需传Cr40md35递的转矩 ，载
41、荷有轻微冲击。mNT1231. 选择键的尺寸，该处选用 A 型平键，根据参考文献【1】表 41 查得键的尺寸为宽d35，高 ，由该处轴的长度 并参b0h8m5.38考标准 取键长 。20396/TGBL22. 校核键连接的强度 键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表 62 查得许用挤压应力为，取其平均值为，MPap10。键的工作长度，键与轮毂的接触高度mbLl23。参考文献 【2】式 61 得hk45.0MPakldTp 04.793510故满足强度要求。记为 键 /TGB328A1. 安装齿轮处 已知轴的材料为 45 钢，装键处的轴的直径为 ，需传递的转矩 ，载md71mN570荷有轻微冲击。
42、1） 选择键的尺寸 该处选用 A 型平键，根据键 32810A安装齿轮处键长 mL56键 56120A与联轴器出键长 mL10西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 25 -8 齿轮和轴承润滑方法的确定8.1 齿轮润滑方法的确定8.2 轴承润滑方法的确定9 密封装置的选择91 轴承端盖结构10 结论参考文献【1】 表 41 查得键的尺寸为宽md7，高 ，由该处轴的长度 并参b20h2m5.6考标准 取键长 。 0396/TGBL2）表 62 查得许用挤压应力为 ，MPap120故取其平均值为， 。键的工作长度Pap1，键与轮毂的接触高度mbLl3605。参考文献 【2】式 61 得hk.MPa
43、kldTp 048.9712故满足强度要求。记为 键 0/TGB562A2. 输出端处 已知轴的材料为 45 钢，装键处的轴的直径为 ，需传递的转矩 ，载md50mN3780荷有轻微冲击。1） 该处选用 C 型平键，根据 参考文献【1】d5表 41 查得键的尺寸为宽 ，高 ，由b4h9该处轴的长度 并参考标准 取键m02036/TGB长 。L2）键、轴的材料都是刚，参考文献【2】表 62 查得许用挤压应力为 ，故取其平均值为，MPap120。键的工作长度MPap10，键与联轴器的接触高度mbLl9372。参考文献【2】式 61 得hk5.4.MPaldTp 023.50.8故满足强度要求。记为
44、 键 9/TGB94C确定齿轮润滑方式：由于两对齿轮都满足 ，sm/12v故选用浸油润滑。键 1094C西南大学工程技术学院课程设计(论文)- 26 -由于均选用深沟球轴承且高速轴轴承： min/106.42051 rdn中间轴轴承： 3低速轴轴承： i/.55r式中 为轴承内径，因此均选润滑脂润滑。d高速级透盖处：毡圈 20；低速级透盖处：毡圈 50高速轴的输入端和低速轴的输出端选用凸缘式透盖，高速轴和低速轴的另一端及中间轴的两端均选用凸缘式闷盖通过设计，该展开式二级圆柱齿轮减速器具有以下特点及优点：1. 能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比，该减速器为满足设计要求而设计了 114.661 的总传动比。2. 选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3. 轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相对轴承位置不对称，当其产生弯扭
