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机械设计基础课程设计(详细计算,带图纸)

200830110226

学号：

题目铸造车间型砂输送

设备的传动装备设计

教学院机电工程学院

专业机械制造及自动化

班级08机电专2

姓名邓子云

指导教师*** *** ***

2010 年 6 月10 日

一．前言 (6)

二．电动机的选择 (6)

三．总传动比和分配传动比 (7)

四．运动与动力参数的计算 (8)

五．带传动的设计 (8)

六．齿轮传动的设计计算 (10)

七．减速器箱体基本尺寸设计 (12)

八．轴的设计 (14)

九．联轴器的选择 (19)

十．对轴承的校核 (19)

十一．普通平键的选择及校核 (20)

十二．润滑方式与密封形式的选择 (22)

十三．设计小结 (22)

十四．参考文献 (23)

十五．附图 (24)

2009～2010学年第2学期

《机械部件设计》课程设计任务书

一、课程设计目的

课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节。课程设计的基本目的是：

1．综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。

2．通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意见，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。

3．通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的训练。

二、课程设计内容

课程设计的内容主要包括：分析传动装置的总体方案；选择电动机；传动系统计算；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。

课程设计中要求完成以下工作：

1．减速器装配图1张(A1图纸)；

2．减速器零件图2张(A3图纸)；

3．设计计算说明书1份。

附：

（二）工作条件

该传动装备单向传送，载荷有轻微冲击，空载起动，两班制工作，使用期

限10年（每年按300天计算），运输带容许速度误差为5%。

（三）运动简图

（四）设计计算说明书内容

0、封面（题目、班级、姓名、学号、指导老师、时间）

1、目录（标题、页次）

2、设计任务书（装订原发的设计任务书）

3、前言（题目分析、传动方案的拟订等）

4、电动机的选择，传动系统计算（计算电动机所需的功率、选择电动机、分配各级传动比，计算各轴转速、功率和扭矩）

5、传动零件的设计计算（带传动设计计算，齿轮传动设计计算）

6、轴的设计计算及校核

7、轴承的选择和计算

8、键联接的选择和校核

9、联轴器的选择

10、箱体的设计（主要结构和设计计算及必要的说明）

11、润滑和密封的选择、润滑剂的型号及容量、减速器的附件及说明

12、设计小结（设计体会、本次设计的优缺点及改进意见等）

13、参考资料（资料的编号[ ]，作者，书名，出版单位和出版年、月）

三、进度安排

第14周周一电动机选择和机械传动系统计算、带传动的设计计算

周二齿轮传动的设计计算、低速轴的设计

周三低速轴的校核、高速轴的设计、轴承的选择、联轴器的选择

周四轴承的校核、普通平键的选择及校核、箱体的结构设计、润

滑方式和密封型式的选择等

周五减速器装配图的草图设计

第15周周一～周二画减速器装配图

周三画零件图

周四编写课程设计说明书；课程设计总结

周五答辩

四、基本要求

课程设计教学的基本要求是：

1．能从机器功能要求出发，分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构和零件。

2．能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。

3．能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题，对零件进行结构设计。

4.绘图表达设计结果，图样符合国家制图标准，尺寸及公差标注完整、正确，技术要求合理、全面。

5.在客观条件允许的情况下，初步掌握使用计算机进行设计计算和使用计算机绘制装配图、零件图的方法。

机电基础教研室

2010.5.15

一．前言

1. 题目分析

运动简图

根据任务书的要求，我们得知本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。

2. 原始数据：

运输带的有效拉力：F=3100N 运输带的有效速度：v=2.1m/s 滚筒直径：D=300mm

二．电动机的选择

1. 选择电动机类型：

根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y 型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。

2. 选择电动机的功率：工作机功率：P 6.511000

kW ω=

工作机所需电动机输出功率：P P ω

αη

=（η为传动总机械效率）

由任务书中的运动简图分析可知：

1η——V 带传动效率； 2η——齿轮传动的轴承效率； 3η——齿轮传动的效率；

4η——联轴器的效率； 5η——滚筒轴承的效率； 6η——滚筒效率。

查【2】表1-7得：

1234560.960.990.970.970.980.96ηηηηηη======、、、

、、。

（初选齿轮为八级精度）

则有：

21234560.960.990.970.970.980.960.83ηηηηηηη=?????=?????≈（减速器内部有2

对轴承，其机械效率相同，均为2η）

P 6.51

P 7.84kW 0.83

αη

≈ 3. 确定电动机转速：滚筒转速为：601000n 133.69/min v

r D

ωπ?=

≈

取V 带传动的传动比范围为：'

124i =:

取单级齿轮传动的传动比范围为：'

235i =:（工程经验）则可得合理总传动比的范围为：'''

12620i i i =?=:

故电动机转速可选的范围为：''

802.142673.8/min d n i n r ω=?=:

查【2】表12-1，得满足要求的可选用电动机转速为：970 r/min 、1460 r/min 。为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用1460 r/min 的转速。其初定总传动比为：146010.92133.69

d n i n ω=

=≈ 综上，可选定电动机型号为：Y160M-4。其相应参数列于表1：

表1.所选用电动机的相关参数。

三．总传动比和分配传动比

1. 总传动比：由上一步算得知10.92i ≈

2. 分配传动比：由工程经验知顶分配传动比除了满足'124i =:、'

235i =:外，还应满足

12i i ≤。故取：V 带传动比为1 2.79i =，齿轮传动比为21

3.914i

i i =

=。

四．运动与动力参数的计算

1．各轴转速： Ⅰ轴：11460

523.3/min 2.79d n n r i =

==Ⅰ；Ⅱ轴：2523.3133.7/min 3.914

n n r i ===ⅠⅡ。 2．各轴功率：

Ⅰ轴：1P =P =7.840.96=7.5264kW αη??Ⅰ；

Ⅱ轴：23P =P =7.5260.990.97=7.228kW ηη????ⅡⅠ。 3．各轴转矩： Ⅰ轴：P 7.5264T 9550137.35N m 523.3n =

=?=?Ⅰ

ⅠⅠ

； Ⅱ轴：P 7.228T 9550516.29N m 133.7

n ==?=?ⅡⅡⅡ。

五．带传动的设计

a. 带型号、长度、根数；

b. 中心距、带轮直径、宽度；

c. 安装初拉力、对轴作用力。 1．求计算功率

带轮Ⅰ（小）输入功率：7.84kW P α=，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电动

机，工作于16小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机））查【1】表13-8，得工况系数： 1.2A

K =。故有9.408P P K kW α?=C A =。

2．选V 带型号：

由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通V 带。根据9.408P kW C =、

1460/min n r α=查【1】图13-15，可得该交点位于A 、B 型交界处，且稍偏向B 型，故选

用B 型V 带。

3．挑小径（求大小带轮基准直径）：

查【1】表13-9可知1125d mm ≥（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命）。查【2】表12-4得1320d mm ≤（小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干涉，设计不合理）。查【1】表13-9下方1d 推荐值，稍比其最小值大即可，故取1132d mm =。由【1】式13-9得12121460

(1)132(10.02)360.9523.3

n d d mm n ε=

-=??-≈，其中0.010.02ε=:为滑动率（见【1】的211页，此取0.02）

。查【1】表13-9下方带轮直径推荐值，寻其最近值得2355d mm =。虽2d 实际取之交原定只小，但实际传动比''

211355

2.744(1)123(10.02)

d i d ε=

=≈-?-，其误差

111

100% 1.65%5%i i w i -=

?≈≤，故满足误差范围。

4．验算带速：

3.141591321460

10.09/601000

601000

d n v m s π??=

≈??，在525/v m s =:内，适合。

（功率恒定时，速度越大则受力越小；但根据公式2

c qv A

δ=知，速度越大会使带的安装初拉力及其

对轴压力增大，故应适中；根据工程实践，得此范围5到25间） 5．估中定周长及反求实中（求V 带基长与中心距a ）:

初步估算中心距：0121.5() 1.5(132355)730.5a d d mm =+=?+=，为圆整计算，取

0750a mm =（满足120120.7()2()d d a d d +≤≤+，工程经验）。

由【1】式13-2得带长：21200120

()2()2344.0324d d L a d d mm a π

-=+++=，

查【1】表13-2，对于B 型带选用带长2500d L mm =。

再由【1】式13-16反求实际中心距：0

08282

d L L a a mm -≈+=。 6．验算小轮包角：

由【1】式13-1得：21

118057.3164.57120d d a

α-=?-??=?≥?，合适。 7．求V 带根数z ：由【1】式13-15得：0()c

P z P P K K α=

+?。此处111460/min,132n r d mm ==查【1】表

13-3得0 2.82P kW =；根据''

2.744i =，查【1】表13-5得0.46P kW ?=；由164.57α=?查【1】表

13-7

得0.95K α=，查【1】表

13-2

得 1.03L K =。故

9.408

2.93(2.820.46)0.95 1.03

z =

=+??，取整3z =根。

8．求作用在带轮轴上的压力Q F :

查【1】表13-1得0.17/q kg m =。由【1】式13-17得20500 2.5

(1)270.86c P F qv N zv K α

=-+=为其安装初拉力。

作用在轴上的压力为：1

02sin 1610.452

Q F zF N α==。

9． V 带轮宽度的确定：

查【1】表13-10得B 型带轮min 190.4,11.5e f =±=，故有带轮宽度

min 2()610.8B e f =+=±，故取62B =。

表3.所设计带传动中基本参数

六．齿轮传动的设计计算

1. 选择材料及确定许用应力：

小齿轮：初选45钢，调制处理。查【1】表11-1得知其力学性能如下：

硬度197286HBS :，接触疲劳极限Hlim 550620MPa σ=:（取585计算，试其为线性变

化取均值），弯曲疲劳极限FE 410480MPa σ=:（取445计算）。

大齿轮：初选45钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS ）。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度156217HBS :，接触疲劳极限Hlim 350400MPa σ=:（取375计算），弯曲疲劳极限FE 280340MPa σ=:（取310计算）。

由表【1】11-5得：lim min 1.13, 1.3H F S S ==（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。由此得：

1Hlim

lim

[]518H H MPa S σσ==，2

2Hlim

lim

[]332H H MPa S σσ==；

1FE

min []342F F MPa S σσ=

=，2

2FE

min

[]238F F MPa S σσ=

=。

2. 按齿面接触强度设计：根据前计算''110.92, 2.744i

i ==可得齿轮传动所需传动比为''

2 3.98i =，Ⅰ轴实际转

速为'

532.07/min n r =Ⅰ。

设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得 1.2 1.6K =:(电动机，中等冲击)，此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为0.8 1.4d φ=:（软齿面，对称分布），此取1计算。则小齿轮上转矩为：6

651'7.5269.5510

9.5510 1.35110532.07P T N mm n =?=?=??Ⅰ

Ⅰ

。查【1】表11-4

取189.8E Z =（锻钢），令取 2.5H Z =，故有

：

min 96.46mm

d =

==上公式中所代2[]H σ是为了安全计算，使得两齿轮均适用。

齿数取131z =（软齿面12440z =:，硬齿面11720z =:），则有

21231 3.98123.38z z i =?=?=，取整得2123z =（满足传动比的前提下，尽可能使两

齿数互质）。

故实际传动比'''

221123

3.96831

z i z =

==；其误差为'''''22

2''

100%0.3%5%i i w i -=?≈≤；故满足误差范围。初估模数为'

min

3.11d m mm z =

=，查【1】表4-1得标准模数为3m mm =，故实际分度圆直径为：112231393,1233369d z m mm d z m mm ==?===?=。中心距为：

2312

d d a mm +=

=。初估齿宽为：min 96.46d b d mm φ==，圆整取21100,105b b ==（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）。 3. 验算齿轮弯曲强度：

查【1】图11-8，可得齿形系数122.56, 2.12Fa Fa Y Y ==；齿根修正系数121.62, 1.82Sa Sa Y Y ==。由【1】式

1-5

知：

112

254.12[]342Fa Sa F F KTY Y MPa MPa bm z σσ=

=≤=，

222

211

50.35[]238Fa Sa F F

F Fa Sa Y Y MPa MPa Y Y σσσ==≤=。安全。

4. 齿轮的圆周速度：

1 2.56m/s 601000

d n v π=

=?Ⅰ

，对照【1】表11-2知6m/s v ≤即可，故选取8级便可达到要求。

表4.齿轮传动设计的基本参数

七．减速器箱体基本尺寸设计

根据【2】表中11-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据： 1. 箱体壁厚：

箱座：0.02510.0251541 4.858a mm mm δ=+=?+=≤（取8mm ）；箱盖：10.0210.021541 4.088a mm mm δ=+=?+=≤（取8mm ）。

2. 凸缘：

箱盖凸缘厚度111.512b mm δ==，箱座凸缘厚度 1.512b mm δ==，箱座底凸缘厚度

2 2.520b mm δ==。

3. 螺钉及螺栓：

地脚螺钉直径0.0361220.31620f d a mm M =+=≈；地脚螺钉数目：4(250)n a =≤；轴承旁连接螺栓直径10.7515.23716f d d mm M ==≈；盖与座连接螺栓直径

2(0.50.6)10.15810f d d mm M ==≈:；连接螺栓2d 的间距120(150200)l mm l =≤≤；

轴承端盖螺钉直径3(0.40.5)8.1268f d d mm M ==≈:；视孔盖螺钉直径

4(0.30.4) 6.0956f d d mm M ==≈:；定位销直径2(0.70.8)7.111d d mm ==:（取整

得8φ）。

4. 螺钉螺栓到箱体外避距离：

查【2】表11-2得：

1f d 2、d 、d 至箱体外壁距离为：1,1,11,226,22,16f C mm C mm C mm ===；12f d d d 、、到凸缘边缘距离：2,2,12,224,20,14f C mm C mm C mm ===；轴承旁凸台半径：1,2,1,22,224,14f f R C mm R C mm ====；箱体外壁至轴承端面距离：11,12,1(510)2220850l C C mm =++=++=:。

5. 箱体内部尺寸：

大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离1110( 1.2)mm δ?=?≥；齿轮端面到箱体内壁的距离

2210()

mm δ?=?≥（增加散热）；箱盖、箱座肋厚

110.85 6.8,0.85 6.8m mm m mm δδ≈=≈=。

6. 视孔盖

由于单级减速器中心距为231mm ，故查【2】表11-2得：视孔盖长1120l mm =，横向螺栓分布距离2105l mm =，视孔盖宽190b mm =，纵向螺栓分布距离275b mm =，螺栓孔直径

7d φ=，孔数4个。

7. 其中吊耳和吊钩

吊耳环的结构设计：根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为

1(1.8 2.5) 2.5820b mm δ≈=?=:，吊耳环孔径为20d b φ==，倒角为

(1 1.2) 1.22024R d R ≈=?=:，吊耳环空心到箱体外壁距离为(0.81)20e d mm ≈=:。

吊钩的结构设计：吊钩长12161430K C C mm =+=+=，吊钩高0.824H K mm ≈=，吊钩内深0.512h H mm ≈=，吊钩内圆半径0.257.5r K mm ≈=，吊钩厚度

(1.8 2.5) 2.5820b mm δ≈=?=:。

八．轴的设计

A. 高速轴:

1. 选择轴的材料、热处理方式：

由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：

硬度：217255HBS :；强度极限：650B MPa σ=；屈服极限：360s MPa σ=；弯曲疲劳极限：1300MPa σ-=。

查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）1[]60b MPa σ-=。 2. 初步估算轴最小直径：由【1】式14-2

得：min

d C ==1】表14-2得107118C =:（取118计算）。

故min 11828.54d mm ==，由于开了一个键槽，故

'min min (15%)29.96430d d mm mm =+=≈（圆整）。

3. 轴的结构设计：

根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以1234567d d d d d d d 、、、、、、表示各段的直径，以1234567x x x x x x x 、、、、、、表示各段的长度。（1d 处安装大带轮，2d 处安装轴承端盖，3d 处安装一号轴承与套筒，4d 处安装小齿轮，7d 处安装二号轴承） 1) 径向尺寸：

根据常用结构，取1min 30d d mm ==；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：

1830,13050, 1.65080,2R C mm

R C mm R C mm

φφφ======:::，故30φ孔（大带轮）倒角推荐值为1mm ，故取21(10.5)233d d mm =++?=，由于查【2】表7-12得知毡圈系列中要求的轴径均为0、5

圆整数，故此修正为235d mm =；此先选轴承为6208型号轴承（无轴向力，故选深沟球轴承，直径系列选2号轻系列；为便于安装及轴上尺寸基准，选08号内径），查【3】表16-1知所选轴承内径为40mm ，且轴承宽度18B mm =，故取340d mm =；为方便加工测量，取445d mm =（此也为小齿轮内孔直径）；[查【3】表16-1得安装直径4752.8a mm d mm ≤≤，故查【4】表11-3选取“405025/25091981GB T ??-套筒”，故50a d mm =]；对齿轮内孔倒角 1.6mm ，故取54(1.6 1.5)251.2d d mm =++?=（取52mm ）;由于对称分布故

7340d d mm ==，650a d d mm ==。

2) 轴向尺寸：

由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽1(1.52)(1.52) 1.52045s L d d mm ===?=::（取1.5计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取142x mm =；[确定轴承润滑方式：

''5335532.0718622.45/min (1.52)10/min v d n mm r mm r =?=?=?≤??:Ⅰ轴承，故选取

脂润滑方式]；为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm （由于所选套筒长度25mm ，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm ），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为810mm :（此取10mm ）,故有3101543x B mm =++=；套筒档齿轮时，为保证精度取41(23)1052103x b mm mm =-=-=:，故同时将3x 修正为

345x mm =；轴环取58mm :，故取55x mm =；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，

取65101520x x mm =+-=，718x B mm ==（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距

离'

11525x l B mm δ=+--=，前所选轴承端盖螺钉38d M =知：由【2】11-10中公式得

轴承端盖厚度31.29.6e d mm ==，查【2】表3-9可取A 级M8非全螺线40l mm =的螺栓（即/5782840GB T M ?）此时取端盖到大带轮的扳手空间为

''(35)48x l K mm mm =++=:，此时取'''29.6482583x x e x mm =++=++≈。

图1. 高速轴结构设计示意图

4. 对高速轴进行弯扭强度校核：据【1】式11-1可求得：圆周力1

22964.3t T F N d =

=Ⅰ

，径向力tan 1078.92r t F F N α==（标准安装，故压力角α为20°）；根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离

298322.511522

B L

K x mm =

++=++≈；一号轴承到齿轮中心的距离'12101586.522

b B L mm =+++=；齿轮中心到二号轴承中心的距离'

286.5L L mm ==；故有两轴承中心距为'''

12173L L L mm =+=。

1) 求垂直面的支承反力：

根据受力分析，可列方程：1212,v v r v v F F F F F +==（齿轮在两轴承中心）。故可求得：

12539.462

v v F F F N ==

=。 2) 求水平支撑反力：

121482.152

H H F F F N ==

= 3) 带轮对轴的作用力Q F 在指点产生的反力：

1,'

1610.45115

1070.53173

Q F F K F N L ?=

=；2,1,1070.531610.452680.98F F Q F F F N

=+=+=

（外力F 作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑）。 4) 绘制垂直面的弯矩图（如图b ）：

246.662

av v L M F N m ==?。

5) 绘制水平面的弯矩图（如图c ）：

1128.2052

aH H

L M F N m ==?。 6)

Q F 力产生的弯矩图（如图d ）：

21610.45115185.2F Q M F K N m ==?=?。

7) 求合成弯矩图（如图e ）：

考虑最不利情况，直接由公式得2

229.182Q a aF av aH M M M M N m =++=?（其中

292.752

Q F

aF M M N m =

=?）

。 8) 折合当量弯矩（如图f ）：

由前算出137.84T N m =?Ⅰ,查【1】中246面“由转矩性质而定的折合系数”知0.6α≈，故22()243.648ae a M M T N m α=+=?Ⅰ，22

2()202.83be F M M T N m α=+=?Ⅰ。

图2. 高速轴弯扭强度校核图

9)计算危险截面处轴的许用直径：

由（图1）知轴上安装小齿轮的截面为危险截面，故由【1】式14-6可得

：min

34.37245

d mm mm

===≤。由此可知，此轴安全。

B.低速轴：

1.选择轴的材料、热处理方式：

由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：

硬度：217255HBS

:；强度极限：650

MPa

σ=；屈服极限：360

MPa

σ=；弯曲疲

劳极限：

300MPa

=。

查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）

[]60

MPa

=。

2.初步估算轴最小直径：

由【1】式14-2

得：

min

d C

==查【1】表14-2得107118

C=:

（取118计算）。由前计算可知：

133.686/min

n r

Ⅰ

Ⅱ

，

故min

11844.62

d mm

==，由于开了一个键槽，故

min min

(15%)46.851

d d mm

=+=。

3.轴的结构设计：

根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以

1234567

d d d d d d d

、、、、、、表示各

段的直径，以

1234567

x x x x x x x

、、、、、、表示各段的长度。（

d处安装联轴器，

d处安装

轴承端盖，

d处安装三号轴承与套筒，

d处安装大齿轮，

d处安装四号轴承）

1)径向尺寸：

联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速查【2】表8-2可选用凸缘联轴器，型号为“

Y50112

YS6/58432003

J5084

G GB T

型凸缘联轴器”，可得其轴孔直径为50

φ，深孔长度为112

L mm

=。

根据上所选联轴器，取

d mm

=；根据密封毡圈的标准，取

d mm

=；根据此处尺寸选择6212型号轴承（查【3】表16-1知所选轴承内径为60mm，外径为110mm，且轴承宽度22

B mm

=），故取

d mm

=；为方便测量取

d mm

=；[查【3】表16-1得安装直

径6976a mm d mm ≤≤，故查【4】表11-3选取“607040/25091981GB T ??-套筒”，

故70a d mm =]；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：1830,13050, 1.65080,2R C mm

R C mm R C mm

φφφ======:::，故60φ孔

（大齿轮）倒角推荐值为2mm ，故取54(2 1.5)272d d mm =++?=；为对称分布，故取

670a d d mm ==，7360d d mm ==。

2) 轴向尺寸：确定轴承润滑方式：

5335532.0718622.45/min (

1.52)10/min v d n mm r mm r =?=?=?≤??:Ⅰ轴承故选取脂润滑方式。

根据上定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为12.5mm, 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm （为套筒尺寸此取27.5mm ），故有312.527.562x B mm =++=；套筒档齿轮时，为保证精度取

42(23)100298x b mm mm =-=-=:，故同时将3x 修正为364x mm =；轴环取58mm :，

故取55x mm =；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取6512.527.535x x mm =+-=，

722x B mm ==（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离'127.58.5x l B mm δ=+--=，由于轴承外径为110mm 故，选端盖螺钉为10M ，由【2】

11-10中公式得轴承端盖厚度31.212e d mm ==，查【2】表3-9可取A 级M8非全螺线

40l mm =的螺栓（即/57821040GB T M ?）此时取端盖到大带轮的扳手空间为

''(35)50x l K mm mm =++=:，故此取'''28.5125070x x e x mm =++=++≈，由

上选联轴器可知1112x L mm ==。

附图3. 低速轴结构设计示意图

4. 对高速轴进行弯扭强度校核（略）。

九．联轴器的选择

根据前选出的联轴器设计的低速轴校核得知，轴满足要求，故联轴器定为：

1Y50112

YS6/58432003J 5084

G GB T ?-?型凸缘联轴器

。

十．对轴承的校核

A. 对轴承6208的寿命计算：将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于

48000小时。根据【1】式16-2知其寿命计算为610()60h C L n P

，查【1】附表1可知其径向基本额定动载荷为29.5r C kN =，而球轴承取3ε=，由上轴的校核计算得知其当量动载荷为

1.578P kN =，故带入公式得：其寿命为

163

1029.5()204656.264800060532.071.578

h L h h ==≥?，满足要求。

B. 对轴承6212的寿命计算：将任务书中的使用期限换算为小时得其使用寿命必须大于

48000小时。根据【1】式16-2知其寿命计算为610()60h C L n P

，查【1】附表1可知其