二级减速器(机械课程设计)(含总结)65268.docx

机械设计课程设计姓名：班级：学号：指导老师：日期：2011年6月1 .设计目的22 .设计方案33 .电机选择54 .装置运动动力参数计算75 .带传动设骨96 .齿轮设计187 .轴类零件设计288 .轴承的寿命计算319 .键连接的校核3210 .润滑及密封类型选择3311 .减速器附件设计3312 .心得体会3413 .参考文献351 .设计目的机械设计课程是培育学生具有机械设计实力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计实力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增加创新意识，培育综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际学问去分析和解决机械设计问题的实力。（2）学习机械设计的一般方法，驾驭机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作实力，确定尺寸和驾驭机械零件，以较全面的考虑制造工艺，运用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和驾驭机械零件，机械传动装苴或简洁机械的设计过程和方法。学习进行机械设计基础技能的训练,例如：计算,绘图,查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2 .设计方案及要求据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级绽开式圆柱宜齿轮减速器）方案图如下：1>¾<2-电动机I传动4-<<技术与条件说明：1）传动装置的运用寿命预定为8年每年按35（）天计算，每天16小时计算：2）工作状况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过35度：3）电动机的电源为三相沟通电，电压为380/220伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过5%：滚筒传动效率0.96：5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求1）减速器装配图1张：2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）：3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：F=8KN,V=O.6w5,D=400mm：.3 .电机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为38OV。3.2 选择电动机的容量工作机有效功率P”=4.依据任务书所给数据F=8KN,100OV=0.6O则有：P=8000x06=4.8KW100OI(XM)从电动机到工作机输送带之间的总效率为1=71X理×114XZ式中小，%，,Z,%分别为V带传动效率，滚动轴承效率,齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知%=0.96,=0.99,7=0.97,%=0.99,%=099,则有:%=0.96x099'X097'X0.99.99=0.85所以电动机所需的工作功率为:nP,4.8P=-=0.9E0.96x0.85=5.88KW取Prf=6.0KW3.3 确定电动机的转速按举荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比W=8-40和带的传动比N=24,则系统的传动比范围应为:I£=Irtx/,e=(840)×(2-4)=16-200工作机卷筒的转速为=28.7rninn6000(h601.00.6M3.14x400所以电动机转速的可选范围为n=I×=(16200)×28.7rmin=(4595740)rZmin符合这一范围的同步转速有750r7nin,100OiVmin和15(X)rnin三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是100OrZmino查询机械设计手册(软件版)【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【丫系列(IP44)三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y160M-6.其满载转速为970rmin.额定功率为7.5KW。4 .装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和安排各级传动比1)传动装置总传动比黑=33,8Nh28.72)安排到各级传动比因为1.=讪,5已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比加=2.2则%=占=15.5安排减速器传动比，参考机械设计指导Ioi书图12安排齿轮传动比得高速级传动比i"=470,低速级传动比为必=坐=3.274.704.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n.>=970rZmin输入功率：P"=P,=6.0KW输出转矩：To=9.55×>e×-=9.55×1.06×-no970=5.9x'4Nzw,I轴（高速轴）1,出加9704s,.技理：n=rmn=440/7min沁2.2输入功率：PI=P（IXa=P"X小=6.0x0.96=5.76KW输入转矩T>=9,55×-=9.55x1.0,'X=IJxIO5Nwwin440II轴（中间轴）转速：n：=%=史=93.6"min/124.7输入功率：P-=P×72=PIX=5.76x0.99x0.97=5.5KW输入转矩：T：=9.55×1.（y×-=9.55x*h=5.6x1.'Nm93.6In轴（低速轴）转速：n3=-"：=»6_28.6minin3.27输入功率：P=P2×7-1=×z7-z7'=55×0.99×0.97=5.28KW输入转矩：T,=9.55XKT立=9.55×10f'-=1.76×IOftN'E3ni28.6卷筒轴：转速：n=n_«=28.6r/min输入功率：P,<=P,×/u=Px.2Xi=5.28×0.99×0.99=5.17KW输入转矩：Tr=9.55×IO6=9.55×1(,×-=1.73×1.O6NnUntn28.6各轴运动和动力参数表4.1轴号功率(KW)转矩(Ne)转速（%）电机轴65.9x10'970I轴5.7613XIOS4402轴5.55.6X1.oS93.63轴5.281.76×1.h28.6卷同轴5.17173x101128.6图4-15 .带传动设计5.1 确定计算功率P，“据表8-7查得工作状况系数KA=1.1.故有:Py=K1.XP=1.1.×6.0=6.63V5.2 选择V带带型据P，-和n有图8-11选用A带。5.3 确定带轮的基准直径的并验算带速(1)初选小带轮的基准直径d有表8-6和8-8,取小带轮宜径dn=125mm0(2)验算带速V,有：11×dtn×/if,3.14×125×97060×IO(K)60×1(X)()=6.35%因为6.35ms在5ms30ms之间，故带速合适。<3)计算大带轮基准直径deJrf2=3Xdtn=2.2*125=275mm取dd2=280mm新的传动比im=2.245.4 确定V带的中心距a和基准长度1.。据式8-20初定中心距ao=700mm(2)计算带所需的基准氐度1.io2a<+(dd1.+di-t)+-iif-2¼,=2*700+叁(280+的+空24×7tX)=2044mm由表8-2选带的基准长度1.rf=2OOOmm(3)计算实际中心距+生宓=700+幽.6加加中心局变动范围：,=-0015d=648"W"%.="+0.03J=7385.5 验算小带轮上的包角a=I8()'=166.9'905.6 计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率P-由dd1.=125nun和%=970rnin查2表8-4a得P.1=I.39KW据n.>=970/n,i=22和A型带,杳28-4b得P<1=0.1IKW查表8-5得K“=0.96,K<=1.03,于是:Pr=(P11+P11)×KfXKa=(1.39+0.11)×0.96×1.03=1.48KW(2)计和V带根数Z故取5根。5.7 计算单根V带的初拉力最小值(F»)*由2表8-3得A型带的单位长质量q=O1.%.所以(Fo)m.=5XC二Q1.+qv2K1.ZXZXv(2.5-0.96×6.6八，,=5(X)×-+0.1×6.3520.96×5×6.35=170.76N应使实际拉力F。大于(F。)-u)5.8 计算压轴力F，压轴力的最小值为：a(F<r)m=2×z×(F1.)->×sin2=2×5×179.96×0.99=1696.45N5.9 带轮设计(1)小带轮设计由Y160M电动机可知其轴伸直径为d=mm,故因小带轮与其装配,故小带轮的轴孔直径d°=42mm=有4Pg表14-18可知小带轮结构为实心轮。(2)大带轮设计大带轮轴孔取32mm,由4心表14-18可知其结构为辐板式。6 .齿轮设计6.1 高速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数I）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1.oo9588）3）材料的选择。由2表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS：4）选小齿轮齿数为Z>=24,大齿轮齿数Z?可由Zz=%x4得Z2=112.8,取113：2 .按齿面接触疲惫强度设计按公式：du>2.32Xd华宁（岛）2（1）确定公式中各数值I）试选K>=1.3.2）由表107选取齿宽系数机=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：r=.3x1.'N"w"°4）由表10-6查的材料的弹性影响系数Zf=1898MP二5）由图10-2Id按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限=580MP:大齿轮的接触疲惫强度极限W=560MP。6）由图10/9取接触疲惫寿命系数K=O.95；K««=1.05O取失效概率为1%,平安系数S=I,有>v=*"'鹏=0.95×580=55IMPS严"卜=细皿2=.05×560=588MPS(2)计算确定小齿轮分度圆直径d”,代入已"中较小的值1)计算小齿轮的分度圆直径d”，由计算公式可得：,J3×I,3×IO,5.7J89.8i,d>232×U-X×(-)=6o.7mmV14.75512)计算圆周速度。a1.1.n,3.I4×66.7×44O,.60XIOCX）60x1000V=V=i2-j-=1.54ms3)计算齿宽bb=rf×J1.,=1.×66.7=66.7nm4）计算模数与齿高模数W1=%=2.78IWZt24齿高力=2.25/»=2.25x2.78=6.26，5）计算齿宽与齿高之比，b66.7s/=IO.o2>h6.266）计算载荷系数K。已知运用系数Ka=1.据V=I.54%,8级精度。由图10-8得K'=1.07,K郎=1.46。由图10-13查得K印=1.40,由图10-3查得K”"=K"，=1故载荷系数：K=K，XKAXK"XK出=I×1.07×1.X1.46=1.567）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径:小=6.67X=70.9”Y1.38）计算模数ni"3=攻=3=2例.2.243 .按齿根弯曲疲惫强度设计按公式：悟.密vz'EI（1）确定计算参数I）计算载荷系数。K=K'K,KK,=I×1.07×,×,4°=2.352）查取齿形系数由表10表查得丫用=2.65,YM=2.173）查取应力校正系数由表10-5查得Y-=I.58,Y1.804）由2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲惫强度极b=33OMP,大齿轮的弯曲疲惫强度极限6门=3IOMP5)由图10-18取弯曲疲惫寿命系数Km=O.90,Km2=0.956)计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4,则有:0.90×330=212Mp>2=°,5W=20MPS1.47)4/计算大、小齿轮的9",并加以比较二笔经比较大齿轮的数值大。(2)设计计算陶护置笄里x°-5=Z35对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，取m=2.5mm,已可满意弯曲疲惫强度。于是有：Z=5=3=28.36m2.5取Z=28,WJZ,=12Z1.=4.7x28=131.6取Z2=,新的传动比近=W=4.684 .几何尺寸计算（1）计算分度网宜径4=E=25x28=70mmJ,-nzy=25×131=327.511<n(2)计算中心距(Z,+Z2)m(28÷131.)×2.5U=2=2=1.98.75mm(3)计算齿轮宽度b=ddx=1×70=70。B=75mm,B2=70m115 .大小齿轮各参数见卜.表高速级齿轮相关参数（单位mm）表6-1名称符号计算公式及说明模数m2.5压力角a=20"齿顶高¼儿=4xm=2.5齿根高/介,=(；+，)m=3.75全齿高h=(2×'+c")m=5.62分度圆宜径4=mZi=70did2ncy=327.5齿顶圆直径%j"=(z1+2)m=75心"心=(Z2+2;)=332.5齿根圆宜径%=(z1-2J-2e)=63.75%=(2,-2-2c)=321.25基圆直径小COSa=65.784,=d2cosa=307.75中心距a=(4+W)=198.752表6-16 .2低速级齿轮设计1 .选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动：2）运输机为般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1.oO9588）3）材料的选择。由2农10-1选择小齿轮材料为45（调质）硬度为240HBS,大齿轮的材料为45钢（正火）硬度为200HBS,两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z=24,大齿轮齿数ZeJ由Zz=1./得Z2=78.48,取78；2 .按齿面接触疲惫强度设计按公式:d"22.32x榨祟（含j）2（1）确定公式中各数值1）试选K=1.302）由表10-7选取齿宽系数机=1。3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：=5.6xI°'N，m】。4）由表10-6查的材料的弹性影响系数Z£=189.8MP5）由图10-2Id按齿面硬度查的小齿轮的接触疲惫强度极限W=580MP：大齿轮的接触疲惫强度极限M=560MP。6）由图1069取接触疲惫寿命系数K州I=1.o7：KMS=1.I3。7）计算接触疲惫许用应力。取失效概率为1%,平安系数S=I,有尸“卜=人曲吼=.07580=6206MPS"2=登迎=1.13×560=632.8MPS（2）计算确定小齿轮分度圆直径d“，代入尸”中较小的值1）计算小齿轮的分度圆直径小，由计算公式可得：d"232q阵亚区国产=KK3mmVI3.27620.62）计算圆周速度。60x10003.14x1.04.3×93.660×1000=0.5InVs3）计算齿宽bb=x=1.×104.3=104.3mm4）计算模数与齿高模数>n,=435nwnZ1.24齿高h=2.25=2.25×4.35=9.nh_5）计算齿宽与齿高之比不-=1.=o.7h9.796）计算载荷系数K。已知运用系数KA=1,据v=0.51%,8级精度。由图10-8得K=I.03,KW=1.47。由图10-13查得KW=I.38,2图10-3查得=Kh=I故载荷系数：K=K，XKAXKK如=|×1.03×1.×1.47=517）按实际的我荷系数校正所算得的分度圆自径:d=d1.fJ-=104.3,J=109.6mm<1,1（）9.61.Urmn=4.57InmZ1243 .按齿根弯曲疲惫强度设计按公式：Y%zjj（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=KAKIKK'#=1X1.°3x1×138=1.422）查取齿形系数由表10-5查得YM=2.65,YS=2.2243）查取应力校正系数由表10-5查得YM=1.58,Y=1.7664）由图10-2（k查得小齿轮的弯曲疲惫强度极%g=33OMP,大齿轮的弯曲疲惫强度极限?心=31OMP5）由2图10-18取弯曲疲惫寿命系数KM=0.95,K=0.976）计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫平安系数S=1.4,则有：="管£=223.9MPI>12=Kgb,C=竺7JJg=、48MPS1.47)计算大、小齿轮的错,并加以比较2.65x1.58223.9=0.01872.224x1.766214.8=0.0182经比较大齿轮的数值大。（2）设计计算m力也必.!想上色嬴=37mmV1x242对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数,取m=4mm,已可满意弯曲疲惫强度。于是有：ZI=或=I=27.4m4取Z'=27,则Z2=2jZ1=3.27×27=88.29¾z2=88新的传动比i”哮=3.264 .几何尺寸计算(1)计算分度圆直径d1.=mz=4×27=1(18nvnd2=Hiz2=4×88=352。(2)计算中心距=23Omm22<3)计算齿轮宽度b=4M=IX1.08=108nnBI=II3mm,B=1.()8mm5.大小齿轮各参数见下表低速级齿轮相关参数表6-2（单位mm）名称符号计算公式及说明模数m4压力角aa=20,齿顶高叫=""×ZH=4齿根高%a=(-+c,)m=5全齿高h=(2,，a+c')m=9分度圆直径44=mZ=IO8di4=m"352齿顶圆宜径乙=(z+2J)m=6心心=(22+2*)m=360齿根圆宜径%=(',t"2c)m=98%=(z?-2"-2c)n=342基圆宜径1.4CoSa=IOI.5(4COSa=330.87.轴类零件设计7.1 I轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P=5.76KW,n=440rmin,T=1.3×sN2 .求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆宜径为dI=70mm而_2121.3OO"znJF=-1.=3625N(1.1.70F，=Fjana=3625Xtan20=1319N压轴力F=1696N3 .初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,MXAu=I1.O,于是得:d"“=A"”"=1101.；E=26mm因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=2O.33mn.乂此段轴与大带轮装配,综合考虑两者要求取d-=32mm,查4网表14-16知带轮宽B=78nm故此段轴长取76mm=4 .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-1（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） I-II段是与带轮连接的其d>"=32mm,1.-"=76mm,2） II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。依据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取因其右端面需制出一轴肩故取d=35mm。3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d"->"=35mm,由轴承书目里初选6208号其尺寸为d3=4OmmX80mr1118mm故d，-"=40mm。乂右边采纲轴肩定位取dnV=52nm所以12=139nn,dv-v=58mn.IY-U=I2mm4）取安装齿轮段轴径为du-u=46mm,齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，己知齿轮宽度为75mm为是套筒端面牢靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取1."z=71mm°齿轮右边Vu-VII段为轴套定位，且接着选用6208轴承，则此处d"-z=40mm0取Iw=46mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采纳平键连接。按d，-由5P”表4-1查得平键截面bx=0x8,键槽用键槽铳刀加工长为70mm.同时为了保证带轮与轴之间协作有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的协作为丝，同样齿轮与轴的连接用平键14x9x63,齿轮与轴之间的协作为以轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的直”6径尺寸公差为m6o（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为24S.其他轴肩处圆觉角见图。5 .求轴上的载荷现将计兑出的各个截面的M，MV和M的值如下:FM=I4()2NFw2=613NF=276INF，w2=864NM"=86924N"""MH?=03457NmmMV=I71182NwM1.=J°寸+7XI0'=2.0xI(n"""M2=Mh2=03457N'mT=1.3x1.°,N/三,6 .按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危急截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危急截面。则依据式15-5及上面的数据，取=06轴的计算应力:2+97；1=23.7MP2.tf÷(0.6x1.3/X1.O50.465前面选用轴的材料为45钢,调制处理，由表15-1杳得J"=60Mp,故平安。7 .211轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得得=5.76KW,m=440%*,T.=1.3×11fN2 .求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为d=327.5mmd；=108mm而27；21.3×10,IIIJF”=1.=767N(t,327.5FH=F,1tana=767×tan200=279N同理可解得：Fc=三=2x56W=0498nf，2=Fntana=1730Ndi108,13 .初步确定轴的最小直径现初步估兑轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,取Ao=I10,于是得:d三i*=A<,因为轴上应开2个键槽,所以轴径应增大5%-7%故d-,-=45.2mm,又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d)B=50x%)x2故山”=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以1»11=48mm4 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7.4（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 11-IH段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为70mm,为了使套筒端面与大齿轮牢靠地压紧此轴段应略用于齿轮轮毂宽度。故取1"-t,=64mm，d=56mm。2） IIUV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得1i1.1.-tv=15mm,d,"-,v=68mm。3） IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为113mm可取1nf-,=109mrn,d，V-V=56mm4） V-V1.段为轴承同样选用深沟球轴承6210,左端用套筒与齿轮定位,取套筒长度为24mm则=48mmdv-w=50mm<3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采纳平键连接。按山川由5P”表4-1直得平bxXE=I6x10x63,按d，VT得平键截面bx/jx=16x1.Ox,10其与轴的协作均为梁O轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6°（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表15-2取轴端倒角为2x46.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图74现将”第出的各个截面的M"，MV和M的值如下:FM“=719NF'H2=2822NFa=4107NF-7158NM"i=4961IN"打?M"=253980NmmM'i=-283383N"WJMd=-644220NMI=2,82+0.52×1.O5=284000N-叽M2=J64'+(2.5)-×IO5=6900OoNET：=5.6x0'N6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时.，通常只校核危急截而的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和V1.的右侧是轴的危急截面,对该轴进行具体校核，对于截面B则依据式15-5及上面的数据，取=06轴的计算应力.=W+皿)2=J69*Q6x56)RO,=5o.6MP0.1×56,前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由表15-1爸得rr-4=60Mp,Gi1.O对于V1.的右侧IV=O.1.<,=0.563=1.756m11tIy=0.2×56'=35123tnm'690000_1756139.3MH,56000035123由2表15-1查得m=640MP,-=275R由表3-8查得出=2.64生=2.11£(TSr由附图3-4查得自=4=0.92r-=155.W由中43-1和门-2得碳钢的特性系数，取的=0.1,0=0.05故综合系数为Ka=-+-1=2.64+-1=2.73&PC0.92Kt=÷-1=2.11+-1=2.20£rr0.92故V1.右侧的'F安系数为Se=-=2.56Km+g<2.73×39.3+0.1×OSr=r7Pr7-=8.56Ke,+伊a2.2x?+0.05x?Sz=7经一=“=2.46>S=1,552+5r22.562+8.562故该轴在截面V1.的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴平安。7.3In轴的设计计算1 .求轴上的功率，转速和转矩由前面算得P*=5.28KW,n'=28.6rmin,n=1.76*1°卬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d-352mm7c,212×1.76×10Inno1.Z而Ff=-=1(X)8INJ4352Fz=F1Iana=10081×tan20°=3669N3 .初步确定轴的最小宜径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据表15-3,取AP1.O,于是得:d0i=A<,白=I1。=62.8mm同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩J=Kan查表14-1取KA=I.3.则：T111=K,;=1.,3×1.76×1.()6=228WXX)Nnun按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查5Pw，表8"nJ选用1.X4型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N”叫半联轴器孔径d=63mm,故取W-"=63mm半联轴器长度1.=142mm.半联轴器与轴协作的毂孔长度1.=132mm04 .轴的结构设计（I）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图7-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满意半联轴器的轴向定位，1.H右端需制出一轴肩故MIn段的直径d”，=65mm：左端用轴端挡圈定位取轴端挡圈直径D=65mm.半联轴器与轴协作的毂孔长为132mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上,故I-II段长度应比1.略短一些,现取I，"=132mm2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm0据=65mm和便利拆装可取1«w=95mm3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d川小=70mm,由轴承书目里初选6214号其尺寸为ii×）×H=70mn×125nm×24nn.1"-v=24nn由于右边是轴肩定位,dnv=82mm.1.*vv=98mm.dvv=88mmmm.Iv-V1.=I2mm。4）取安装齿轮段轴径为d"f=80mm,已知齿轮宽为108mm取Vi-Vi=104mmo齿轮右边VII-V1.II段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d''->=70mn¼取Ig1.=48mm(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采纳平键连接。按山-山5Pn表4-1查得平键截面b"=181.1.键槽用键槽铳刀加工长为125mm。选择半联轴器与轴之间的协作为坦，同样齿轮与轴的连接用平健224Kb齿轮与轴之间的协作为半轴承与轴之间的周向定位是用过渡协作实6现的，此处选轴的直径尺寸公差为(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角为2x45,.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。现将计算出各个截面处的M",MV和M的值如下：F加=12Q49NFM=2465NFM1.=3309NFW2=6772NM=-211990NMV=582384N.MI=2.1.2+5.82×IO5=62()000N'TI=I.76x10'N"6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危急截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危急截面，则依据式15-5?+(a。)2,。及上面的数据，取=o.6,轴的计算应力VV，6号+(0.6x17.6)21.'0.1x80'=24.0MP前面选用轴的材料为45钢,调制处理,由表15-1查得严M=60Mp,故平安。8 .轴承的寿命计算8.1 I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：小8x350/16=44800力己知P=2761V.n=440rni.C=295(X)N,£=3IO6,29500、360x4402761=4700Oh>4480()h故I轴上的轴承6208在有效期限内平安。8.2 I1.轴上轴承6210的寿命计算预期寿命：4=8x350x16=44800"已知P=7158N,”=93.6r/min.C=35000,10f,35(XX)360x93.67158)=20820h<4480()h故II轴上轴承6210须在四年大修时进行更换。8.3 In轴上轴承6214的寿命计算预期寿命：4=8x350x16=44800万已知P=6772,.=28.6rmin.C=608001.'=(-=1°'_(幽A=426472h>44800h60nP60x28.66772故In轴上的轴承6214满意要求。9 .键连接的校核9.1 1轴上键的强度校核查表4-5-72得许用挤压应力为I4】=""4"2x1300.5x8x60x32x10V1.1.M段键与键槽接触疲惫强度I=70-10=60皿-=33.iiMI<,=()MI故此键能平安工作。I1.-II1.段与键槽接触疲惫强度/"R=67-I4=59or2x130=-耳=34,MPa<p=OMP1Pkid0.5x9x53x32x10“故此键能平安工作。9.2 II轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为S="°M411-I11段键与键槽接触疲惫强度=1.T>=63T6=47皿->-)×560=85.1.WP<A=WOMP,'kk0.5×10×47×56×109°rU故此键能平安工作。IV-V段与键槽接触疲惫强度=Sb=100-16=84ww=竺丝5-=47.6"<(J=1.1.OMP1pkk0.5×1.0×84×56×109,pa故此键能平安工作。9.3 山轴上键的校核查表4-5-72得许用挤压应力为a，】="。'"？I-H段键与键槽接触疲惫强度/=1.M=125-18=107"”=-=2x1.760=94.9MI<(,=IKhWPHkIJ0.5×1.1×1O7×63×1O-9-“故此键能平安工作。VIM段与键槽接触疲惫强度/=1.M=100-22=7&叩=2x1.760s-=80.6<,=OWP1PkidO.5×I4×78×8O×1O*故此键能平安工作。1（）.润滑及密封类型选择10.1 润滑方式齿轮采纳飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采纳脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采纳油润滑。10.2 密封类型的选择1 .轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2 .箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3 .轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采纳挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采纳毛毡圈密封。11 .减速器附件设计11.1 视察孔及