《带式运输机机械传动装置设计课程设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机机械传动装置设计课程设计（55页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、 机械设计 课程设计设计题目 带式运输机机械传动装置设计 学院名称 核技术与自动化工程学院 专业名称 机械工程及自动化 学生姓名 XX 学生学号 XXXXXXX 任课教师 XXX 设计成绩 教务处 制2015年 1 月 19 日填写说明1、 专业名称填写为专业全称，有专业方向的用小括号标明；2、 格式要求：格式要求： 用A4纸双面打印（封面双面打印）或在A4大小纸上用蓝黑色水笔书写。 打印排版：正文用宋体小四号，1.5倍行距，页边距采取默认形式（上下2.54cm，左右2.54cm，页眉1.5cm，页脚1.75cm）。字符间距为默认值（缩放100%，间距：标准）；页码用小五号字底端居中。 具体要
2、求：题目（二号黑体居中）；摘要(“摘要”二字用小二号黑体居中，隔行书写摘要的文字部分，小4号宋体)；关键词（隔行顶格书写“关键词”三字，提炼3-5个关键词，用分号隔开，小4号黑体)； 正文部分采用三级标题；第1章 (小二号黑体居中，段前0.5行)1.1 小三号黑体（段前、段后0.5行）1.1.1小四号黑体（段前、段后0.5行）参考文献（黑体小二号居中，段前0.5行），参考文献用五号宋体，参照参考文献著录规则（GB/T 77142005）。 一：设计题目设计带式运输机的机械传动装置。简图如下：二、设计内容电动机选型；V带传动设计；减速器设计；联轴器选型三、设计工作量绘制齿轮减速器装配图一张（A0
3、图幅）绘制高速轴上齿轮的传动件工作图（A3或A4幅面）绘制从动轴的零件工作图（A3或A4幅面）写出设计计算说明书一份四、设计要求（1）减速器中的齿轮传动设计成：高速级为斜齿轮，低速级为直齿轮（2）减速器中齿轮设计成：标准或变位齿轮，变位与否由设计者自定计算及说明计算结果第一章 传动方案的确定1.1 传动装置简图1.2 工作原理带式运输机的动力源为电动机，电动机通过带传动将动力传入二级圆柱齿轮减速器，输出轴通过联轴器将动力源输出给运输带的卷筒。1.3 原始数据运输带卷筒转速为42r/min，减速器输出轴功率P=3.75马力1.4 工作条件运输机连续工作，双班制工作日，单向运转，工作时有轻度振动，
4、空载启动，小批量生产，轴承寿命3年，每年按300个工作日计算，减速器年限为10年，运输带允许误差5%1.5、方案论证查阅课程设计手册P198，根据工作条件知：传动系统工作时有轻度振动，用于运输。故电机与减速箱之间用V带传动是合适的。带传动具有传动平稳和缓冲西吸振的优点，并能在过载时保护电机，常布置在高速级。减速箱采用的是二级圆柱齿轮传动，其平稳性比直齿轮传动更为优异，性价比高，采用展开式布局。第二章 电动机的选择2.1 电动机类型的选择查阅课程设计手册P194，根据设计题目，电动机用于驱动卷筒，连续工作，故无经常起动、制动和正反转。工业上常用380V的交流电，所以选用Y系列三相异步电动机。不采
5、用直流电动机，因其需要直流电源，结构复杂，价格较高。2.2 电动机容量的确定 根据工作条件，P减速器输出马力=马力值0.735kw=3.750.735=2.756kw。查课程设计手册P4表1-5得，V带传动效率1=0.96，一对轴承稀油润滑的效率2=0.99,8级精度的一般齿轮传动（油润滑）效率3=0.97，因此，总传动效率为=12332=0.960.9930.972=0.88，由手册P195式（14-1）得 Pd=P减速器输出马力=2.7560.88=3.13kw 因为PedPd，查课程设计手册P173，故选电机额定功率Ped=4kw2.3 电动机转速范围的确定根据课程设计手册P196，V带
6、传动比iv=24，二级圆柱齿轮传动比i齿=840.则电动机转速可选范围为nd=nwi总=nw24840=nw16160=4216160=6726720r/min.根据课程设计手册知，无特殊情况，不选用低于750r/min的电动机，因其价格昂贵，结构复杂，重量大。也不选用同步转速3000r/min的电机，因其计算出的总传动比很大。据以上分析，查课程设计手册P173,选出符合要求的两款电动机，参数如下:方案电机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min质量/kg参考价比1Y132M1-641000960733.482Y112M-4415001440432.22i总1=96042=22.
7、86，i总2=144042=34.28，两者计算出的总传动比相差不大，方案2电机重量较轻，价格更低，总传动比不超过50，故选择方案2较为合理。即选用Y112M-4型电动机。第三章 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比3.1 计算总传动比 i总=nmnw=144042=34.29 3.2 分配各级传动比 i总=ivi1i2 为防止带轮过大给安装带来不便，iv在24范围内取值，取iv=3则i1i2=11.43根据课程设计手册p203推荐，展开式二级圆柱齿轮减速器i1（1.31.5）i2，目的在于使高低速级两级大齿轮直径相接近，有利于浸油润滑，取i1=1.4i2算得i1=4i2=2.86 3.3
8、计算滚筒轴实际转速及验算其相对误差滚筒轴实际转速nw=nmi总=1440342.86=41.96r/min，滚筒轴转速误差n=nw-nwnw100%=41.96-420420100%=0.095%第四章 计算各轴的功率、转速和转矩4.1 各轴转速根据课程设计手册p203，减速箱内共有三根轴，转速分别为：n1=nmiv=14403=480r/min n2=n1i1=4804=120r/min n3=n2i2=1202.86=42r/min 4.2 各轴功率p1=pd1=3.130.96=3kw p2=p123=30.990.97=2.88kw p3=p223=2.880.990.97=2.77k
9、w 4.3 各轴转矩由课程设计手册p204得电动机输出轴转矩Td=9550pdnm=95503.131440=20.76 Nm,三根轴的输入转矩分别为：T1=Td1iv=20.760.963=59.79 Nm T2=T123i1=59.790.990.974=229.67 Nm T3=T223i2=229.670.990.972.86=630.78 Nm 第五章 普通V带传动设计5.1确定计算功率 根据设计要求，采用双班制工作，有轻微振动，查机械设计p156表8-8得工作情况系数KA=1.2pca=KApd=1.23.13=3.756kw 5.2选择V带的带型根据pca、nm由机械设计p157
10、图8-11选用A型带。5.3确定带轮的基准直径 ，并验算带速 初选小带轮的基准直径dd1.由机械设计p155表8-7和p157表8-9，取小带轮的基准直径dd1=106mm验算带速 v，按机械设计p150式（8-13）验算带的速度v=dd1nm601000=1061440601000=7.99m/s 因为5m/sv120 5.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=106mm和nm=1440rmin查书p151表8-4得p0=1.457kw,根据nm=1440rmin，iv=3和A型带，查书p153表8-5得p0=0.169kw,查书p155表8-6得包角修正系数ka=0.
11、93,查书p145表8-2得带长修正系数KL=0.99 Pr=p0+p0kaKL=1.457+0.1690.930.99=1.50kw（2）计算V带的根数zz=pcapr=3.7561.50=2.5 故取三根带5.7 计算单根V带初拉力F0由书p149表8-3知，A型带单位长度质量q=0.105kg/m，所以由书p158式（8-27）计算F0=5002.5-kapcakazv+qv2 =5002.5-0.933.7560.9337.99+0.1057.992=138.97N 5.8 计算压轴力由书P159式8-31计算Fp=2zF0sina12=23138.97sin1552=814.06N5
12、.9 大带轮结构设计查书p161表8-11知bd=11mm,取e=15mm,ha=2.8mm,hf=8.8mm,f=10mm,=38大带轮宽度B=2f+2e=210+215=50mm第6章 减速器中齿轮传动设计6.1 高速级齿轮设计因高速级转速相对较高，振动偏大，故使用斜齿轮，使传动更平稳。6.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料1）根据设计要求，高速级选用斜齿圆柱齿轮传动，采用闭式软齿面，压力取20。2）高速级齿轮为重要的齿轮传动，根据书p205表10-6，选用7级精度。3）材料选择。查书p191表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质后表面淬火），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（
13、调质后表面淬火），齿面硬度240HBS。4）根据书p205推荐，取z1=20，大齿轮齿数z2=z1i1=204=80。5)初选螺旋角=14。6.1.2 按齿面接触疲劳强度计算(1)由书p219式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2 1)确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3，由书p206表10-7选齿宽系数d=1，T1=59.79Nm 由书p203图10-20查取区域系数ZH=2.43，查表10-5得ZE=189.8Mpa12由书p219式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=tan-1tanncos=tan-1(ta
14、n20cos14)=20.562 at1=cos-1z1costz1+2han*cos =cos-120cos20.562/(20+21cos14) =31.408 at2=cos-1z2costz2+2han*cos =cos-180cos20.562/(80+2cos14) =23.919a=z1(tanat1-tant)+z2tana2-tant/2 =20(tan31.408-tan20.562)+80tan23.919- tan20.562/2 =1.621=dz1tan=120tan14=1.587 z=4-a31-+a=4-1.62131-1.587+1.5871.621 =0.
15、717 由书p219式（10-23）可得螺旋角系数Z。 Z=cos=cos14=0.985 计算接触疲劳许用应力H。由书p211图10-25（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限 =550Mpa。由书p209式10-15计算应力循环次数：=6048012830010=1.382109 N2=N1i1=1.3821098020=3.455108 由书p208图10-23查得接触疲劳寿命系数 =0.92，=0.98取失效率为1%，安全系数为S=1，由书p207式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.926001=552Mpa H2=KHN2H
16、lim2S=0.985501=539Mpa 取、中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H2=539Mpa2）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2 =321.35979014+142.43189.80.7170.9855392=41.407mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v。 v=d1tn1601000=41.402480601000ms=1.04ms 齿宽b。=141.402mm=41.402mm 2）计算实际载荷系数KH由书p192表10-2查得使用系数 =1.25。根据v=1.04m/s、7级精度，由书p194
17、图10-8查得动载系数kv=1.05。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=25979041.402=2.888103N, kAFt1b=1.252.88810341.402=87.19N/mm100N/mmmm,查书p195表10-3得齿间载荷分配系数kF=1.2。由书p196表10-4用插值法查得kH=1.415，结合bh=9.162查书p197图10-13得kF=1.35。则载荷系数kF=kAkvkFkF=1.251.031.21.35=2.086由书p204式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3kFkFt=1.49332.0861.3=1.748mm 对比计算结果，由
18、齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从机械原理p130标准模数（GB 1357-2008）就近取为2mm；为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径dd1=52.190mm来计算小齿轮的齿数。即：z1=d1cosmn=52.190cos142=25 取z1=26故z2=i1z1=264=104 取z2=105，两者互质。6.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距考虑到模数从1.748mm增加到2mm，则中心距减少圆整为135mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误
19、差，为保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽510mm，取b2=54mm,b1=60mm。6.1.5.圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p219计算式10-22中的各个参数。为了节省篇幅，这里仅给出简要过程及计算结果：查p192表10-2得KA=1.25，查p194表10-8得KV=1.08,查p195得KH=1.4,KH=1.420,则KH=KAKVKHKH=2.68, T1=59790Nmm，d=1，d1=53.588mm，u=4，查图10-20得ZH=2.43，ZE=189.8MPa12，Z=0.642，Z=0.985，将它们代入式10-22，得到
20、H=22kHT1dd13u+1uzHzEzz =22.6859790153.58824+142.43189.80.6420.985 =470.6MpaH满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p218计算式10-17中的各个参数。为了节省篇幅，这里也仅给出计算结果：KA=1.25，KV=1.08，KF=1.2,KF=1.37,KF=KAKVKFKF=2.22,T1=59790Nmm,查图10-17得YFa1=2.59,YFa2=2.15查图10-18得YSa1=1.62, ,YSa2=1.81,Y=0.678,Y=0.760,=13.982,d=1,mn=2m
21、m,Z1=26。将它们代入式10-17，得到F1=2kFT1YFaYsaYYcos2dmn3z12=22.222.591.620.6780.760cos13.982259790123262 =199.9MpaF1F2=2kFT1YFaYsaYYcos2dmn3z12=22.22597902.151.810.6780.760cos13.9822123262 =185.4MpaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.1.6主要设计结论齿数Z1=26,Z2=105,模数m=2mm,压力角=20，螺旋角=13.982，变位系数x1=x2=0，中心距a=135mm，齿
22、宽，mm。小齿轮选用40Cr（调质后表面淬火），大齿轮用45钢（调质后表面淬火），齿轮按7级精度设计。6.2 低速级齿轮传动设计6.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据设计要求，选用直齿圆柱齿轮，压力角取202）低速级齿轮速度相对较低，工作相对平稳，对齿轮要求低些，故参照书p205表10-6选用8级精度。3）材料选择。查书p191表10-1，大小齿轮均选用 45钢（调质后表面淬火），齿面硬度240HBS。4）参照书p205，初选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=2.8624=68.64取z2=696.2.2 按齿面接触疲劳强度计算(1)由书p203式（10-11）试算
23、小齿轮分度圆直径，即 d1t=32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 1)确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的转矩T2=229670Nmm 由书p206表10-7选取齿宽系数d=1.1由书p203图10-20查得区域系数ZH=2.5由书p202表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12由书p202式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 a1=cos-1z1cosz1+2ha* =cos-124cos20/（24+21）=29.841 a2=cos-1z2cosz2+2ha* =cos-169cos20/(69+21） =24.045a=z1(t
24、ana1-tan)+z2tan2-tan/2 =24(tan29.841-tan20)+69tan24.045- tan20/2 =1.704z=4-3=4-1.7043 =0.875计算接触疲劳许用应力H。由书p211图10-25（d）查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限均为=550Mpa。由书p209式10-15计算应力循环次数：=6012012830010=3.456108 N2=N1i1=3.4561086924=1.202108 由书p208图10-23查得接触疲劳寿命系数 =0.94，=0.97取失效率为1%，安全系数为S=1，由书p207式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.9
25、45501=517Mpa H2=KHN2Hlim2S=0.975501=533.5Mpa 取、中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H1=517Mpa2）试算小齿轮分度圆直径 d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZ)2 =321.32296701.1（69/24）+169/242.5189.80.8755172=77.853mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v。 v=d1tn1601000=77.853120601000ms=0.489ms 齿宽b。=1.177.853mm=85.638mm 2）计算实际载荷系数KH由书p192表10-2查得使用系
26、数 =1.25。根据v=0.489m/s、8级精度，由书p194图10-8查得动载系数kv=1.02。齿轮的圆周力，由p198式10-13得Ft1=2T1d1t=222967077.853=5.9103N, kAFt1b=1.255.910385.638=86.118N/mm100N/mmmm,查书p195表10-3得齿间载荷分配系数kF=1.1。由书p196表10-4用插值法查得kH=1.481，结合bh=11.734查书p197图10-13得kF=1.42。则载荷系数kF=kAkvkFkF=1.251.011.11.42=1.973)由书p204式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模
27、数m=mt3kFkFt=2.24131.971.3=2.57mm 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疲劳强度，从机械原理p130标准模数（GB 1357-2008）就近取为2.5mm；为同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=93.887mm来计算小齿轮的齿数。即：z1=d1m=93.8872.5=37.55,取z1=37故z2=i2z1=2.8637=105.82 取z2=107，两者互质。6.2.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=372.5=92.5mm d2=z2m=1072.
28、5=267.5mm (2)计算中心距a=(d1+d2)2=92.5+267.52=180mm （3）计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误差，为保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮加宽510mm，取b2=102mm,b1=107mm6.2.5圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p203计算式10-10中的各个参数。为了节省篇幅，这里仅给出简要过程及计算结果：查p192表10-2得KA=1.25，查p194图10-8得KV=1.04,查书p195表10-3得KH=1.2,KH=1.501,则KH=KAKVKHKH=2.34, T1=229670Nmm，d=1.1，
29、d1=92.5mm，u=2.89，查书p203图10-20得ZH=2.5，ZE=189.8MPa12，Z=0.842，将它们代入式10-10，得到H=22kHT1dd13u+1uzHzEz =22.342296701.192.522.89+12.892.5189.80.842 =515MpaH满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先按书p218计算式10-17中的各个参数。为了节省篇幅，这里也仅给出计算结果：KA=1.25，KV=1.04，KF=1.1,KF=1.43,KF=KAKVKFKF=2.04，T1=,229670Nmm,查图10-17得YFa1=2.45
30、,YFa2=2.18查图10-18得YSa1=1.66, ,YSa2=1.81,0.672, d=1.1,mn=2.5mm,Z1=37。将它们代入式10-6，得到F1=2kFT1YFa1Ysa1Ydm3z12=22.042296702.451.660.6721.12.53372 =107MpaF1 F2=2kFT1YFa2Ysa2Ydm3z12=22.042296702.181.810.6721.12.53372 =106MpaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求6.2.6主要设计结论齿数Z1=37,Z2=107,模数m=2.5mm,压力角=20,变位系数x1=x2=0，中心距a=180mm，齿宽，m
31、m。两个齿轮均选用45钢（调质后表面淬火），齿轮按8级精度设计。第7章 减速箱装配草图设计7.1 齿轮在箱体中的工作位置设计齿轮在减速箱中的工作位置如下图:7.2 输入轴结构设计7.2.1求输入轴上的功率p1，转速n1和转矩T1由前面步骤知，p1=3kw,n1=nmiv=1440315106=484.57r/min,T1=9550000p1n1=95500003484.57=59125Nmm 7.2.2 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为d1=53.588mm，由书p217式10-16 Ft=2T1d1=25912553.588=2206.7N Fr=Fttanncos=220
32、6.7tan20cos13.982=827.7N F=Fttan=2206.7tan13.982=549.5N 7.2.3 初步确定轴的最小直径先按书p366式15-2初步估算轴的最小直径。据书p358表15-1初选轴的材料为45钢，调质处理。根据书p366表15-3，取A0=112，于是得dmin=A03p1n1=11233484.57=20.567mm 根据书p366，因轴截面开有键槽，应增大轴径来考虑键槽对轴的强度的减弱。因直径d100mm，轴径增大5%7%,取6%，然后将轴径圆整为标准直径，根据课程设计手册p11表1-14，按优先数系得dmin=25mm，输入轴最小直径为带轮毂孔直径。
33、7.2.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件装配方案，装配方案草图如下：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）如上图，轴1-2段用于安装带轮，故d1-2=dmin=25mm,为满足定位要求，轴1-2右端制出一轴肩，并考虑到密封件标准直径，故取2-3段的直径d2-3=35mm，带轮左端用轴端挡圈固定，根据课程设计手册p63取挡圈直径D=32mm。大带轮与轴配合的毂孔长度B=50mm，考虑到轴端挡圈应压在带轮上，故1-2段长度比B略短，取l1-2=48mm。2）初步选择滚动轴承。由书p328表13-10知，轴承选用脂润滑。因轴承同时受径向力和轴向力作用，故初选角接触球轴承，参照工作要求并根
34、据d2-3=35mm，由课程设计手册p77选取轴承型号为7007c，dDB=35mm62mm14mm，故d3-4=d7-8=35mm，参照课程设计手册p216，考虑到挡油环的尺寸，取其总长为挡油环=11mm，则l3-4=l7-8=B+挡油环=14+11=25mm,滚动轴承一端用轴肩定位，一端用轴承端盖定位。查询课程设计手册p77安装尺寸得7007c型轴承定位轴肩高度h=3mm，故取d4-5=d6-7=41mm。3）考虑到齿根圆到键顶部的距离e2mt（书p230），为保证齿轮轮体的强度，故高速轴应做成齿轮轴。l5-6=b1=60mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而
35、定），根据轴承端盖的装拆以及箱体外零件不可离轴承端盖过近的原则，参考课程设计手册p217，取端盖外端面与带轮右端面的距离L=20mm，故l2-3=20+20=40mm。5)低速级齿轮传动中的小齿轮左端面与箱体内壁的距离2=10mm，小齿轮齿宽b1=107mm，两级齿轮端面间距C=8mm（课程设计手册p212），考虑到挡油环伸出箱体内壁部分取2mm，则l4-5=2+b1+C-b1-b22-2=10+107+8-60-542-2=120mm,l6-7=2-2=10-2=8mm.至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件周向固定带轮与轴周向定位采用平键连接，参照手册p56选择平键bh=8m
36、m7mm，键槽用键槽铣刀加工，取长度L=32mm。为保证带轮与轴的配合有良好的对中性，取带轮轮毂与轴的配合为H7K6。滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，查手册p85，轴承孔与轴的配合为H7K5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参照书p360表15-2，取1和8处倒角C1，2处倒圆角R1.2，4和7处倒圆角R1.6，5和6处倒圆角R2。7.3 中间轴结构设计7.3.1求输入轴上的功率P2，转速n2和转矩T2由前面步骤知，p2=2.88kw,n2=nmivi1=144031510610526=119r/min，T2=9550000p2n2=95500002.88119.99=229219 Nmm。
37、7.3.2 求作用在齿轮上的力（1）斜齿轮斜齿轮的直径d2=216.412mmFt=2206.7N Fr=827.7N Fa=549.5N(2)直齿轮 直齿轮的直径d1=92.5mm，圆周力Ft1=2T2d1=222921992.5=4956N，径向力Fr1=Ft1tan=4956tan20=1804N。7.3.3 初步确定轴的最小直径先按书p366式15-2初步估算轴的最小直径。据书p358表15-1初选轴的材料为40Cr，调质处理。根据书p366表15-3，取A0=110，于是得dmin=A03p2n2=11032.88119.99=31.73mm 根据书p366，因轴截面开有键槽，应增大
38、轴径来考虑键槽对轴的强度的减弱。因直径d100mm，有两个键槽，轴径增大10%15%,取13%，然后将轴径圆整为标准直径，根据课程设计手册p11表1-14，按优先数系得dmin=35.5mm.7.3.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件装配方案，装配方案草图如下：(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初选滚动轴承。因轴承同时承受径向和轴向载荷，故初选角接触球轴承，采用脂润滑。根据dmin=35.5mm.查课程设计手册p77表6-6，选择轴承型号为7007C，dDB=35mm62mm14mm，故取d1-2=d5-6=35mm，因此d1-2=d5-6=35mm。1-2段上轴承的左端用轴承端
39、盖固定，右端由挡油环定位。挡油环尺寸为挡油环=11mm。2）直齿轮与挡油环间使用套筒。为保证套筒端面压紧齿轮，直齿轮左端面超出截面2约2mm。因齿轮端面与箱体内壁距离2=10mm。取挡油环超出箱体内壁2mm，则套筒长度为l套筒1=2-2=10-2=8mm，故l1-2=B+挡油环+l套筒1+2=14+11+8+2=35mm，2处轴肩为非定位轴肩，参照书p360取h=1mm，故d2-3=37mm。因直齿轮宽度为b1=107mm，故l2-3=107-2=105mm。直齿轮右端用轴环固定，参照书p360表15-2,3处倒圆角为R1.6，故取轴环高度h=23R=3mm,轴环宽度等于两级齿轮端面间距C=8
40、mm，即l3-4=8mm，d3-4=43mm。3）因斜齿轮齿宽b2=54mm，故l4-5=54-2=2mm，斜齿轮与挡油环之间使用套筒， l套筒2=b1-b22+2-2=60-542+10-2=11mm，l5-6=2+ l套筒2+挡油环+B=2+11+11+14=38mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位两个齿轮与轴均采用平键连接，参照手册p56，直齿轮所用平键选择bh=10mm8mm,键长L=63mm。同理，斜齿轮所用平键选择bh=10mm8mm,L=40mm。为保证齿轮与轴有良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合为H7n6，滚动轴承与轴的周向定位由过渡配合保证，
41、轴直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参照书p360表15-2，取1和6处倒角为C1.2，2和5处倒圆角R0.6,3和4处倒圆角R0.8。7.4输出轴结构设计7.4.1求输出轴上的功率P3、转速 n3和转矩T3P3=2.77kw n3=nmivi1i2=14403151061052610737=41.49r/min T3=9550000p3n3=95500002.7741.49=637587.37Nmm 7.4.2求作用在齿轮上的力低速级大齿轮分度圆直径为d2=267.5mmFt2=Ft1=4956N Fr2=Fr1=1804N7.4.3初步确定轴的最小直径先按书p366式15-2初
42、步估算轴的最小直径。据书p358表15-1初选轴的材料为45钢，调质处理。根据书p366表15-3，取A0=110，于是得dmin=A03p3n3=11032.7741.49=44.62mm 输出轴最小直径用于安装半联轴器，故先选联轴器。联轴器计算转矩Tca=KAT3，查书p347表14-1，考虑到工作机为运输机且转矩变化较小，取KA=1.5，则Tca=KAT3=1.5637587.37=956381Nmm，考虑到系统有轻度振动，计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩等条件，查课程设计手册p103表8-7，选用LX3型弹性柱销联轴器。半联轴器孔径d=45mm,故dmin=45mm，半联轴器长度l=
43、112mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。7.4.4轴的结构设计（1）拟定轴上零件装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）上图中7-8轴段用于安装半联轴器，为保证定位要求，7-8段左端制出一轴肩。d7-8=dmin=45mm，查手册p94毡圈标准，取轴肩高度h=2.5mm，故d6-7=50mm,为保证固定半联轴器右端的轴端挡圈不压在轴端面上，7-8段长度应略短于L1，即l7-8=82mm，参照手册p63，根据d7-8=45mm，取挡圈直径D=55mm。2）初选滚动轴承。因轴承承受径向和较大的轴向载荷，故选用单列圆锥滚子轴承，轴承采用脂润滑。根据d6-7=50mm，
44、查询课程设计手册p79，选择轴承型号为30210，dDT=50mm90mm21.75mm，故d5-6=d1-2=50mm，由安装尺寸da=57mm，故d2-3=d4-5=57mm，根据手册p216图17-12取挡油环长度挡油环=11mm，故l5-6=T+挡油环=21.75+11=32.75mm，考虑到齿轮端面应超出截面2约2mm，因此套筒长度l套筒=2-2+b1-b22=10-2+107-1022=10.5mm故l1-2=T+挡油环+l套筒+2=21.75+11+10.5+2=45.25mm 。3）轴2-3段用于安装齿轮，其宽度为102mm，齿轮右侧用轴环固定，左侧用套筒固定。l2-3=102
45、-2=100mm，查书p360表15-2,3处倒圆角R2.0，故轴环高度h=(23)R取h=5mm，则d3-4=67mm，轴环宽度b1.4h，取b=8mm即l3-4=8mm。l4-5=b1-b22+C-l3-4+b2+b1-b22+2-2=107-1022+8-8+54+60-542+10-2=67.5mm4)右侧滚动轴承的右端用轴承端盖固定，取其总宽度为20mm，据手册p217，轴承端盖与联轴器端面距离L=1520mm，取L=20mm，则l6-7=20+20=40mm。至此，已初步确定各轴直径和长度。（3）轴上零件周向定位齿轮与轴使用平键连接，查手册p56选择bh=16mm10mm，长度取L
46、=70mm。为保证齿轮与轴对中性，轮毂与轴配合为H7n6。同理，半联轴器与平键连接选用平键bh=14mm9mm，长度取L=70mm，半联轴器与轴的配合为H7k6。滚动轴承与轴周向定位由过渡配合保证。轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查书p360表15-2，取轴端倒角C1.6，2和5处倒圆角R2，3和4处倒圆角R1.6，7处倒圆角R1.6。7.5轴的强度校核7.5.1输入轴强度校核（1）按弯扭合成校核轴的强度1）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定轴承支点位置时，查课程设计手册p77得a=13.5mm，轴承采用反装（因传动零件悬臂安装，反装轴系刚度比正装高，轴承压力中心距
47、离变大，使轴承的反力、变形及轴的最大弯矩和变形均小于正装）。轴的计算简图如下：LAB=B带轮2+l2-3+B-a=25+40+0.5=65.5mm,LBC=a+挡油环+l4-5+b12=13.5+11+120+602=174.5mm,LCD=b12+l6-7+挡油环+a=30+8+11+13.5=62.5mm平分力力MA=0 FNH1LAB+FrLAC+Ma+FNH2LAD=0 MD=0 FpLAD-FNH1LBD+Ma-FrLCD=0 解得 FNH1=882.9N FNH2=-896.5N轴各段弯矩如下：MAB=-814.06x MBC=68.84x-57829 MCD=896.54x-27
48、1201.3 由水平弯矩图知：弯矩最大值出现在C截面，其值为Mc=-56031.7Nmm垂直分力Fy=0 FNV1+Ft+FNV2=0 MB=0 LBCFt+FNV2LBD=0 解得 FNV1=-581.9N FNV2=-1624.8N取B为原点，计算各段弯矩：MBC=-581.9x MCD=1624.8x-385069.15从轴的垂直弯矩图知：最大弯矩出现在C截面，其值为Mc=-101541.55 Nmm轴的扭矩图如下：从轴的弯矩图和扭矩图可以看出危险截面为C截面，现将计算结果列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=882.9N FNH2=-896.5NFNV1=-581.9N FN
49、V2=-1624.8N弯矩MMc=-56031.7NmmMc=-101541.55 Nmm总弯矩M=56031.72+101541.552=115975Nmm扭矩TT1=59125Nmm2） 按弯扭合成校核轴的强度根据书p369式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M2+(T)2w=1159752+(0.659125)20.1413=17.6Mpa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由书p358表15-1查得-1=60Mpa,故ca-1，故安全。（2）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面1、2、4、7、8的弯矩和扭矩合成后都不是最
50、大的，应力集中也不是很大，不需要校核。截面C的弯矩和扭矩达到最大，但此处轴径最大，无需校核。截面5、6都有较大应力集中，截面5弯矩和扭矩更大，故校核截面5左侧即可。2）截面5左侧由书p369表15-4得抗弯截面系数W=0.1d3=0.1413=6892.1mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2413=13784.2mm3截面5左侧弯矩 M=(68.84210-57829.95)2+(-581.9144.5)2 =101277.7Nmm截面5上的扭矩T1=59125Nmm截面上的弯曲应力b=MW=101277.76892.1=14.6Mpa截面上的扭转切应力T=T1WT=5912513784
51、.2=4.29Mpa轴的材料为45钢，调质处理。由书p358表15-1得B=640Mpa-1=275Mpa ,-1=155Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按书p40附表3-2查取。因rd=2.041=0.049,Dd=53.588-1.25241=1.25。用插值法得=2.04 =1.66 又由书p41附图3-1得轴的材料的敏性系数为q=0.82 q=0.85 故有效应力集中系数按书p42式3-4得k=1+q-1=1+0.822.04-1=1.85 k=1+q-1=1+0.851.66-1=1.56 由书p42附图3-2得尺寸系数=0.76,由书p43附图3-3得扭转尺寸系数=0
52、.87，轴按磨削加工，由书p44附图3-4得表面质量系数为=0.92。轴未经表面处理，查书p44得=1，则按书p25式3-12及式3-14b得综合系数为K=k+1-1=1.850.76+10.92-1=2.52 K=k+1-1=1.560.87+10.92-1=1.88 又由书第3章1、2节内容知碳钢的特性系数为 =0.10.2取0.1 =0.050.1取0.05 于是，计算安全系数Sca值。按书p370式15-6至15-8得S=-1Ka+m=2752.5214.6+0.10=7.47 S=-1Ka+m=1551.884.292+0.054.292=37.44 Sca=SSS2+S2=7.47
53、37.447.472+37.442=7.33S=1.5 故输入轴安全。7.5.2中间轴强度校核（1）按弯扭合成校核轴的强度1）查课程设计手册p77得a=13.5mm，传动零件位于两轴承之间，故轴承采用正装。轴的计算简图如下：LAB=l1-2+b12-2-=35+1072-2-13.5=75mm LBC=b12+b22+l3-4=1072+542+8=88.5mm LCD=l5-6+b22-2-a=35+542-2-13.5=46.5mm 水平分力如下;MA=0 Fr1LAB-FrLAC+Ma+FNH2LAD=0 MD=0 -FNH1LAD-FNH1LBD+Ma+FrLCD=0 解得 FNH1=
54、-693N FNH2=-283N各段轴的水平弯矩为：MAB=-693x MBC=1111x-135300 MCD=283.3x-59430.25 从轴的水平弯矩图可以看出，危险截面为B截面，其弯矩值为MB=51975Nmm垂直分力如下：MA=0 -Ft1LAB-FtLAC+FNV2LAD=0 MD=0 -FNV1LAD+Ft1LBD+FtLCD=0 解得 FNV1=3675N FNV2=3488N各段轴的水平弯矩为：MAB=3675x MBC=-1281x+371700 MCD=-3487.7x+732495.45 从轴的垂直弯矩图可以看出，危险截面为B截面，其弯矩值为MB=275625Nmm
55、轴的扭矩图如下：从轴的弯矩和扭矩图可以看出，截面B是危险截面，计算结果如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=-693N FNH2=-283NFNV1=3675N FNV2=3488N弯矩MMB=51975NmmMB=275625 Nmm总弯矩M=519752+2756252=280483Nmm扭矩TT2=229219Nmm2） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据书p369式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M2+(T)2w=2804832+(0.6229219)237332-105（37-5）2237=68.6Mpa 前已选定轴的
56、材料为40Cr，调质处理。由书p358表15-1查得-1=70Mpa,故caS=1.5 故知其安全。3）截面3右侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1433=7950.7mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2433=15901.4mm3截面3右侧弯矩 M=141333Nmm 截面3上的扭矩T2=229219Nmm截面上的弯曲应力b=MW=1413337950.7=17.78Mpa截面上的扭转切应力T=T1WT=22921915901.4=14.42Mpa轴的材料为40Cr，调质处理。由书p358表15-1得B=735Mpa-1=355Mpa ,-1=200Mpa于是，计算安全系数Sca值，相
57、关参数参照前面步骤。S=-1Ka+m=3552.3617.78+0.20=6.55 S=-1Ka+m=2001.7414.420+0.114.422=15.08 Sca=SSS2+S2=6.5515.086.552+15.082=6.01S=1.5 故知其安全。7.5.3输出轴强度校核（1）按弯扭合成校核轴的强度1）查课程设计手册p79得a=20mm，轴承采用正装。轴的计算简图如下：LAB=T-a+挡油环+l套筒+b22=21.75-20+11+10.5+1022 =74.25mmLBC=b22+l3-4+l4-5+挡油环+T-a =1022+8+67.5+11+21.75-20=139.25
58、mmLCD=a+l6-7+l7-82=20+40+822=101mm 水平分力如图：MA=0 - Fr2LAB+FNH2LAC=0 MD=0 -FNH1LAC+Fr2LBC=0 解得 FNH1=1177N FNH2=627N轴各段弯矩如下：MAB=1177x MBC=-627x+133947 MCD=0 从轴的水平弯矩图可以看出，危险截面为B截面，其弯矩值为MB=87392.25Nmm垂直分力如图：MA=0 Ft2LAB+FNV2LAC=0 MC=0 -FNV1LAC-Ft2LBC=0 解得 FNV1=-1724N FNV2=-3232N各段轴的垂直弯矩为：MAB=-3232x MBC=172
59、4x-367983 MCD=0 从轴的垂直弯矩图可以看出，危险截面为B截面，其弯矩值为MB=-239976Nmm轴的扭矩图如下：从轴的弯矩和扭矩图可以看出，截面B是危险截面，计算结果如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1218N FNH2=586NFNV1=-3346N FNV2=-1610N弯矩MMB=87392.25NmmMB=-239976Nmm总弯矩M=87392.252+2399762=255394Nmm扭矩TT2=637587.37Nmm2） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据书p369式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力
60、ca=M2+(T)2w=2553942+(0.6637587.37)20.1573=28.84Mpa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由书p358表15-1查得-1=60Mpa,故caS=1.5 故知其安全。3）截面3左侧抗弯截面系数W=0.1d3=0.1573=18519.3mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2573=37038.6mm3 M=261279Nmm 截面上的弯曲应力b=MW=26127918519.3=14.11Mpa扭矩及扭转切应力T3=637587.37Nmm T=T3WT=637587.3737038.6=17.21Mpa 过盈配合处的k由附表3-8用插值法求出
61、，并取k=0.8k得k=3.18 k=0.83.18=2.54 轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数=0.92 K=k+1-1=3.18+10.92-1=3.27 K=k+1-1=2.54+10.92-1=2.62 轴在截面3左侧的安全系数为 S=-1Ka+m=2753.2714.11+0.10=5.96 S=-1Ka+m=1552.6217.212+0.0517.212=3.41 Sca=SSS2+S2=5.963.415.962+3.412=2.96S=1.5 故强度足够。7.6轴承寿命计算7.6.1高速级轴承校核 根据前面的内容知,高速级采用7007C型角接触球轴承，两轴承径向载荷分
62、别为：水平径向载荷FNH1=882.9N,FNH2=-896.5N；垂直径向载荷FNV1=-581.9N,FNV2=-1624.8N。查课程设计手册p77知该轴承的基本额定动载荷(1) 求两轴承受到的径向载荷 (2) 求两轴承计算轴向力和对于70000c型轴承，查书p318表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr,其中，e为书p317表13-5中的判断系数，其值由FaC0大小决定。因Fa未知，故先初取e=0.4，估算0.41057.41=422.96N 故Fa1=Fd1=422.96N 因此Fa2=972.46N 故Fa1C0=422.9614200=0.0298,Fa2C0=972.46142
63、00=0.0685查书p317表13-5，用插值法计算。Fa1C0介于0.0298与0.058，e值介于0.40.43之间。故e1=0.40+0.43-0.40(0.0298-0.029)0.058-0.029=0.401,e2=0.441故Fd1=e1Fr1=0.4011057.41=424.02N,Fd2=e2Fr2=0.4411855.48=818.27N Fa1=Fd1=424.02 Fa2=Fd1+Fae=424.02+549.5=973.52Fa1C0=424.0214200=0.0299 Fa2C0=973.5214200=0.0686 两次计算的FaC0值相差不大，确定e1=0
64、.401，e2=0.441，Fa1=424.02N，Fa2=973.52N(3)求当量动载荷p1和p2因Fa1Fr1=424.021057.41=0.401=e1,Fa2Fr2=973.521855.48=0.525e2由表13-5分别查表或插值得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1：X1=1 Y1=0 对轴承2:X2=0.44 Y2=1.07因运转有轻度冲击，查书p318表13-6，fd=1.01.2取fd=1.1，则P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=1.111057.41+0424.02 =1163.15NP2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.1(0.441855.48+1.07973.
65、52) =2043.89N（4）验算寿命因P1Lh=330016=14400h 故所选轴承符合要求。7.6.2中间轴轴承校核 根据前面的内容知,中间轴采用7007C型角接触球轴承，两轴承径向载荷分别为：水平径向载荷FNH1=-693N,FNH2=-283N；垂直径向载荷FNV1=3675N,FNV2=3488N。查课程设计手册p77知该轴承的基本额定动载荷（1）求两轴承受到的径向载荷 (2) 求两轴承计算轴向力和对于70000c型轴承，查书p318表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr,其中，e为书p317表13-5中的判断系数，其值由FaC0大小决定。因Fa未知，故先初取e=0.4，估算0.
66、43499.46=1399.78N 故Fa1=Fd1=1399.78N 因此Fa2=1949.28N 故Fa1C0=1399.7814200=0.0986,Fa2C0=1949.2814200=0.1373查书p317表13-5，用插值法计算：e1=0.46+0.47-0.46(0.0986-0.087)0.120-0.087=0.464 e2=0.47+0.50-0.47（0.1373-0.120）0.170-0.120=0.480，故Fd1=e1Fr1=0.4643499.46=1623.75N,Fd2=e2Fr2=0.4803739.77=1795.09N Fa1=Fd1=1623.75
67、N Fa2=Fd1+Fae=1623.75+549.5=2173.25NFa1C0=1623.7514200=0.1143 Fa2C0=2173.2514200=0.1531 两次计算的FaC0值相差不大，确定e1=0.464，e2=0.480，Fa1=1623.75N，Fa2=2173.25N(3)求当量动载荷p1和p2因Fa1Fr1=1623.753499.46=0.464=e1,Fa2Fr2=2173.253739.77=0.580e2由表13-5分别查表或插值得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1：X1=1 Y1=0 对轴承2:X2=0.44 Y2=1.00因运转有轻度冲击，查书p3
68、18表13-6，fd=1.01.2取fd=1.0，则P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=1.013499.46+01623.75 =3499.46NP2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.0(0.443739.77+1.002173.25) =3818.75N（4）验算寿命因P1Lh=330016=14400h 故所选轴承符合要求。7.6.3输出轴轴承校核 输出轴上选用30210型单列圆锥滚子轴承，查手册得其基本额定动载荷c=73.2KN，C0=92.0KN,因F=0.250.32T输出轴D0，取Fae=0.32T输出轴D0=0.32637587.3745=8501N,Fr1v=FNV2=1724
69、N，Fr2v=FNV1=3232N，Fr1H=627N,Fr2H=1177N Fr1=Fr1v2+Fr1H2=17242+6272=1834.48N Fr2=Fr2v2+Fr2H2=32322+11772=3439.64N （2）对圆锥滚子轴承而言，由书p318表13-7得，派生轴向力Fd=Fr2Y,查手册p79表6-7知e=0.42，Y=1.4Fd1=Fr12Y=1834.4821.4=655.17N Fd2=Fr22Y=3439.6421.4=1228.44N故Fa1=7273N 因此Fa2=9156.17N （3）求当量动载荷p1和p2因Fa1Fr1=72731834.48=3.96e,
70、Fa2Fr2=9156.173439.64=2.66e由表13-5分别查表或插值得径向载荷系数和轴向载荷系数为：对轴承1：X1=0.40 Y1=1.4 对轴承2:X2=0.40 Y2=1.4因运转有轻度冲击，查书p318表13-6，fd=1.01.2取fd=1.0，则P1=fdX1Fr1+Y1Fa1=1.00.401834.48+1.47273 =10916NP2=fdX2Fr2+Y2Fa2=1.0(0.403439.64+1.49156.17) =14194N（4）验算寿命因P1Lh=330016=14400h 故所选轴承符合要求。7.7普通平键连接设计及校核7.7.1输入轴上平键校核根据前
71、面内容，带轮所用平键为bh=8mm7mm，长L=32mm。键轴、带轮轮毂材料均为钢，轻度冲击。查书p106得许用挤压应力p=100120Mpa取110Mpa，键工作长度l=L-b=32-8=24mm,由书p106式6-1得 p=4000Thld=400059.12572425=56.31Mpap 故此键符合要求。7.7.2中间轴上平键校核（1）根据前面内容，直齿轮所用平键为bh=10mm8mm，长L=63mm。键轴、带轮轮毂材料均为钢，轻度冲击。查书p106得许用挤压应力p=100120Mpa取110Mpa，键工作长度l=L-b=63-10=53mm,由书p106式6-1得 p=4000Thl
72、d=4000229.21985337=58.4Mpap 故此键符合要求。（2）根据前面内容，斜齿轮所用平键为bh=10mm8mm，长L=40mm。键、轴、带轮轮毂材料均为钢，轻度冲击。查书p106得许用挤压应力p=100120Mpa取110Mpa，键工作长度l=L-b=40-10=30mm,由书p106式6-1得 p=4000Thld=4000229.21983037=103Mpap 故此键符合要求。7.7.3输出轴上平键校核（1）根据前面的内容，直齿轮选用平键bh=16mm10mm,L=70mm键、轴、带轮轮毂材料均为钢，轻度冲击。查书p106得许用挤压应力p=100120Mpa取110Mp
73、a，键工作长度l=L-b=70-16=30mm,由书p106式6-1得 p=4000Thld=4000637.587105456=84.34Mpap 故此键安全。（2）根据前面的内容，半联轴器选用平键bh=14mm9mm,L=70mm，键、轴、带轮轮毂材料均为钢，轻度冲击。查书p106得许用挤压应力p=100120Mpa取115Mpa，键工作长度l=L-b=70-14=56mm,由书p106式6-1得 p=4000Thld=4000637.58795656=112Mpa1.2取15箱盖、箱座肋厚m1 m7 8轴承端盖外径D2102轴承旁连接螺栓距离S105齿轮端面与内箱壁距离2108.2减速器
74、附件结构设计8.2.1油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处查课程设计手册p93表7-10，选择杆式油标M12。8.2.2放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处，或设在箱底。查课程设计手册p93表7-11，选用螺塞型号为M181.5。8.2.3起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。查课程设计手册p167，吊耳环相关参数为：b1.82.51=2.58=20mm d=b=20mmR11.2d=1.220=24mm e=0.81d=0.920=18mm 吊钩相关参数为：K=C1+C2=18+16=34mm H=0.8K=27.2mmh=0.
75、5H=13.6mm r0.25K=0.2534=8.5mm b1.82.5=29=18mm 8.2.4视孔盖查书p167表11-4，选择视孔盖尺寸l1=180mm，l2=165mm，b1=140mm，b2=125mm,=4mm，R=5mm。8.2.5通气塞查书p168表11-5选择通气塞尺寸M302。设计小结通过此次课程设计，我对二级圆柱齿轮减速箱的组成结构有了较为深刻的认识。此次课程设计让我初次体验了如何将所学的知识综合运用于设计过程，如何将各门学科所学内容相互关联与融合。我对机械设计的流程也有了一定的认知。感谢各位专业老师的耐心指导，特别感谢刘艳华导师在设计过程中给予的指导和帮助。参考文献
76、1濮良贵，成果定.机械设计.9版.北京：高等教育出版社，2013.2吴宗泽.机械设计课程设计手册M.4版.北京：高等教育出版社，2012.3何铭新，钱可强.机械制图.6版.北京：高等教育出版社，2010.4谢进，万朝燕.机械原理.2版.北京：高等教育出版社，2010.电机额定功率Ped=4kw 各级传动比iv=3 i1=4 i2=2.86 V带根数Z=3模数m=2Z1=26 Z2=105 =20 =13.982 mm模数m=2.5mmb1=107mm b2=102mm 2学生学习心得学生（签名）： 年 月 日诚信承诺本人郑重声明所呈交的课程报告是本人在指导教师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除了文中特别加以标注的地方外，论文中不包含其他人已经发表或撰写过的研究成果。与我一同工作的同学对本文研究所做的贡献均已在报告中作了明确的说明并表示谢意。学生（签名）：任课教师评语成绩评定：任课教师（签名）： 年 月 日
