二级圆柱齿轮减速器装配图和设计说明书

机械课程设计说明书 1 1. 设计任务书 1) 设计任务 设计带式输送机的传动系统，要求传动系统中含有 V带和两级圆柱 齿轮减速器。 2) 原始数据 输送带有效拉力 F=46000N 输送带工作速度 v=0.55 m/s （允许误差 5%） ; 输送机滚筒直径 d=475 mm; 减速器设计寿命 5 年 3) 工作条件 两班制工作，常温下连续运转；空载起动，工作载荷有轻微振动；电 压为 380/220 V的三相交流电源。 2. 传动系统方案的拟定 带式输送机传动系统方案如下图所示。 带式输送机由电动机驱动。电动机 1通过 V 带传动 2将动力传入两级 圆柱齿轮减速器 3，再 经过联轴器 4，将动力传至输送机滚筒 5，带动输 送机 6工作。传动系统中经 V带轮减速之后，再通过两级齿轮减速器，其 结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高 速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动。 3. 电动机的选择 1) 电动机容量的选择 由已知条件可以算出工作机所需有效功率 机械课程设计说明书 2 Pw= 1000Fv = 2.53kW 2）传动系统总效率 5w 输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率； c 联轴器效率， c =0.99； g 闭式圆柱齿轮传动效 率， g=0.97 b 对滚动轴承效率， b =0.99； b V带效率， v =0.94； cy 输送机滚筒效率， cy =0.96； 估算传动系统总效率 = 23 34 45 56 7w 式中 23= v =0.94； 34= b g=0.99 0.97=0.9603; 45= b g=0.99 0.97=0.9603; 56= b c=0.99 0.99=0.9801; 7w= b cy=0.99 0.95=0.9504; 系统总效率 = 23 34 45 56 7w =0.94 0.9603 0.9603 0.9801 0.9504=0.8074; 工作机所需要电动机功率 Pr=wP =3.14kW; 由文献 1表 3-2所列 Y系列三相异步电动机技术数据中 可以确定，满足 Pm Pr条件的电动机额定功率 Pm应该取 为 4.0 kW。 2) 电动机转速的选择 根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速 d vn 60000 22.132 r/min; 由文献 1 表 3-2 初选同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min的电动机，对应于额定功率 Pm为 4.0kw 的电动机 型号应分别取为 Y112M-4型和 Y132M1-6型。把 Y112M-4 型和 Y132M1-6型电动机有关技术数据及相应算得的总传 动比列于下表： 方案的比较 方案 电动机型号 额定功率 （ kW） 同步转速 （ r/min） 满载转速 （ r/min） 总传 动比 I Y112M-4 4.0 1500 1440 65.07 II Y132M-6 4.0 1000 960 43.38 3) 电动机型号的选择 Pw=2.53 kW Pr=3.14 kW Pm=4.0 kW Y112M-4 Pm=4.0 kW n=1440 r/min 机械课程设计说明书 3 对两级圆柱齿轮传动来说，方案 I选用的电动机转速高、质量轻、 价格低，总传动比为 65.07，这对两级减速传动来说不算大，故方案 I较合理。 选用 Y系列三相异步电动机，型号为 Y112M-4，其主要性能数据如下： 电动机额定功率 Pm=4.0 kW 电动机满载转速 nm=1440 r/min 电动机中心高 H=112 mm 电动机轴伸直径 D=28 mm 电动机轴伸长度 E=60 mm 4. 传动比的分配 带式输送机传动系统的总传动比 i=wmnn=132.221440=65.07； 由传动系统方案知 i12=1； 按表 3-1查取 V带传动的传动比 iv=i23=2-4 则 V带传动比取为 i23=3.5； 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i =i34i45=错误 !未找到引用源。 =18.591； 为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的 配对材料 相同，齿面硬度 HBS 350，齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接 近相等的条件，取高速级传动比： i34=i3.1=4.916 低速级传动比 i23= 12ii =18.5914.916 =3.782 传动系统各级传动比分别为： i12=1； i23=3.5； i34=4.916； i45=3.782； 5. 传动系统的运动和动力参数计算 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： 1轴（电动 机轴） n1= nm =1440 r/min； P1=Pr=3.134 kw； T1=955011pn =9550 3.1341440 =20.785N m； i=65.07 i12=1 i23=3.5 i34=4.916 i45=3.782 n1=1440 r/min P1=3.134 Kw T1=20.785 N m 机械课程设计说明书 4 3轴（减速器高速轴） n3=123ni =14403.5 =411.429 r/min； P3=P1 13 =3.134 0.94=2.946 kw； T3=955033pn=68.382 N m； 4轴（减速器中间轴） n4=334ni=411.4294.916=83.692 r/min； P4=P3 34 =2.946 0.9603=2.829 kw； T4=955044pn =322.814 N m； 5轴（减速箱低速轴） n5=445ni =83.6923.782 =22.132 r/min； P5=P4 45 =2.829 0.9603=2.717 kw； T5= 955055pn=1172.39 N m； 6轴（输送机滚筒轴） n6=556ni=22.132 r/min； P6=P5 56 =0.9801X2.717=2.663 kw； T6=955066pn=1149.090 N m； 将上述计算结果和传动比效率汇总如表： 轴 号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机 1轴 3 轴 4轴 5轴 6轴 转速 n(r/min) 1440 411.429 83.692 22.132 22.132 n3=411.429 r/min P3=2.946 kw T3=68.382 N m n4=83.692 r/min P4=2.829 kw T4=322.814 N m n5=22.132 r/min P5=2.717 kw T5=1172.39 N m n6=22.132 r/min P6=2.663 kw T6=1149.090 N m 机械课程设计说明书 5 1) 低速级圆柱齿轮设计 （此处的下标 1表示为小齿轮， 2为大齿轮） 选择齿轮材料及热处理方式 小齿轮选用 45号钢，调质处理， 2862291 HBS ； 大齿轮选用 45号钢，正火处理， 2302002 HBS ； 确定许用接触应力 1HP 和 2HP LWNHHHP ZZZm inlim MPa 取疲劳极限应力 MPaH 6201lim MPaH 5102lim 根据接触应力变化次数 782278111051018.1)530028(69.81160t601051033.4)530028(63.300160t60naNnaNHH按文献 3取接触强度计算寿命系数1NZ=1，2NZ=1； 因 1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数WZ=1； 一般计算中取 润滑系数 LZ =1; 按文献 3，当失效概率低于 1/100时，取接触强度最 小安全系数 1min HS 。 将以上数值代入许用接触应力计算公式 功率 P(kW) 3.134 2.946 2.829 2.717 2.663 转矩 T(N m) 20.785 68.382 322.814 1172.89 1149.090 联接件传动件 V带 齿轮 齿轮 联轴器 传动比 i 3.5 4.916 3.782 1 传动效率 0.94 0.9603 0.9603 0.9801 小齿轮： 45钢调质 大齿轮： 45钢正火 MPaHP 620 1 MPaHP 470 2 机械课程设计说明书 6 LWNHHHP ZZZm inlim 得 MPaHP 620 1 MPaHP 510 2 按齿面接触强度条件计算中心距 a 3222)4.22()1( KTu ZZZZuaHPHE 大齿轮转矩 96.3962 T N m 理论传动比 68.32 i 齿宽系数 35.0a初取载荷系数 70.1 K 弹性系数 8.189EZ MPa 初取节点区域系数 5.2HZ 初取重合度系数 88.0 Z将以上数据带入公式 mmKTuZZZuaHPHE95.16935.096.3967.1)51068.388.05.28.1894.22()168.3()4.22()1(3 23222按表取 mma 1702 确定主要参数和计算主要尺寸 模数nm： mmmmmmmmamnnn 5.225.1 42170)02.001.0()02.001.0( 齿数 21,zz ： mma 1181 mma 1702 mmmn 5.2 机械课程设计说明书 7 94.10668.306.2906.29)168.3(5.2 1702)1( 2121 uzzumazn经元整后取 107,29 21 zz 理论传动比 68.3 ui 实际传动比 ： 68.31212 zzui传动比误差： %068.3 68.368.3 i ii（在允许误差范围内） 分度圆直径2,1dd： mmzmdmmzmdnn 5.2671075.2 5.72295.22211 齿宽 21,bb ： mmabb a 5.5935.01702 取 mmb 602 mmbb 5550)105(21 取 mmb 651 确定载荷系数 K 使用系数 AK ,按表 6-5， AK =1.0； 动载系数VK，齿轮圆周速度 smndv /18.1100060 63.300044.4114.3100060 11 齿轮精度，参考表 6-6取为 8级精度， 按图 6-20，动载荷系数 12.1VK，齿向载荷分布系数 20.1K ， 761621 zz 95.12 mmdmmd95.194044.4121 mmb 501 mmb 452 机械课程设计说明书 8 端面重合度 =1.88-3.2（11z +21z ） =1.88-3.2（291+1071） =1.74 当总重合度 74.1 时，则齿间载荷分配系数 K=1.24，最后求得在和系数 43.122.112.105.11 KKKKK vA 验算齿面接触疲劳强度 按文献 3,算得重合度系数 Z= 8 6 8.0374.1434 3 1 6.188.07.10 7 7.18 6 8.043.12222ZKKZ 由于 22 ZKKZ ，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 21 FPFP ， STXNTFFFP YYYS m inlim MPa 按文献 3，取弯曲疲劳极限应力MPMPFF 210 ,2402lim1lim 根据弯曲应力变化总次数 682268111031018.1)530028(69.81160t601031033.4)530028(63.300160t60naNnaNHH取弯曲强度计算系数 1,121 NTNT YY当 5nm时，尺寸系数 1XY , 按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数 2STY。 按文献 3，当失效概率低于 1/100时，取弯曲强度最小 安全系数 1min FS 。 K=1.667 机械课程设计说明书 9 代入公式STXNTFFFP YYYS m inlim 得 M P aM P a FPFP 420,480 21 验算齿轮弯曲强度 YYYYmdbKTSaFanF 1121 212 0 0 0 YYYYmdbKTSaFanF 2222 222 0 0 0根据齿数： 107,29 21 ZZ 。 按文献 3，取齿形系数FaY和应力修正系数SaY分别为 80.1,63.1,17.2,52.22121 SaSaFaFa YYYY按文献 3算的重合度系数 68.074.1 75.025.075.025.0 aY 将以上数值代入应力计算公式 MPaYYYYmdb KT SaFanF23.282 0 0 0 112121 MPaYYYYmdb KT SaFanF40.332 0 0 0 222222 因为 2211 , FFFF ， 故齿轮弯曲强度满足要求， 设计偏于安全。 主要设计计算结果 中心距 a=170mm 法面模数 mn=2.5mm 齿数 1z =29 2z =107 分度圆直径 1d 72.5mm 2d =267.5mm 齿顶圆直径 1ad=77.54mm 2ad=272.5mm 齿根圆直径 1fd=66.25mm 2fd=261.25mm 机械课程设计说明书 10 齿宽 1b =65mm 2b =60mm 齿轮精度等级 8级 材料及热处理 小齿轮选用 45号钢，调质， HBS1=229 286，油润滑； 大齿轮选用 45号钢，正火， HRS2=200 230 ， 油润滑； 6.减速器传动零件的设计计算 （数据图表来源自文献 2） 2) 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 选择齿轮材料及热处理方式 小齿轮 1选用 45号钢，调质处理， HBS1=229 286； 大齿轮 2选用 45号钢，正火处理， HRS2=169 217 ； 确定许用接触应力 1HP 和 2HP LWNHHHP ZZZm inlim MPa 取疲劳极限应力 MPaH 6201lim MPaH 4702lim 根据接触应力变化次数 782279111051033.4)530028(63.300160t601051007.2)530028(1440160t60naNnaNHH按文献 3取接触强度计算寿命系数1NZ=1，2NZ=1； 因 1对齿轮均为软尺面，故取工作硬化系数WZ=1； 一般计算中取润滑系 数 LZ =1; 按文献 3，当失效概率低于 1/100时，取接触强度最 小安全系数 1min HS 。 将以上数值代入许用接触应力计算公式 LWNHHHP ZZZm inlim 得 MPaHP 620 1 机械课程设计说明书 11 MPaHP 470 2 按齿面接触强度条件计算中心距 a 3222)4.22()1( KTu ZZZZuaHPHE 初取螺旋角 =10， 大齿轮转矩 33.1122 T N m 理论传动比 76.32 i 齿宽系数 35.0a初取载荷系数 75.1 K 弹性系数 8.189EZ MPa 初取节点区域系数 475.2 HZ 初取重合度系数 80.0 Z初取螺旋角系数 992.0 Z 将以上数据带入公式 mmKTuZZZZuaHPHE47.11435.033.11275.1)47079.4992.08.0475.28.1894.22()179.4()4.22()1(3 23222按表取 mma 1181 确定主要参数和计算主要尺寸 中心距 mma 1181 ，按表 4 2， 低速级 mma 1702 模数nm： mmmmmmmmamnnn 5.225.1 42200)02.001.0()02.001.0( 机械课程设计说明书 12 齿数 21,zz ： 初设 10 理论传动比 76.3 ui 91.7606.16)179.4(5.2 10c o s1182)1(c o s2121 uzzumazn 经元整后取 76,16 21 zz 实际传动比 ： 75.41212 zzui传动比误差： %8.079.4 75.479.4 i ii（在允许误差范围内） 螺旋角： 95.129746.01182 )7616(5.22 )(c o s 21 a zzm n 在 208 范围内，取小齿轮右旋，大齿轮左旋 分度圆直径2,1dd： mmzmdmmzmdnn95.1949746.0765.2c o s044.419746.0165.2c o s2211 齿宽 21,bb ： mmabb a 3.4135.01182 取 mmb 452 mmbb 5550)105(21 取 mmb 501 确定载荷系数 K 机械课程设计说明书 13 使用系数 AK ,按表 6-5， AK =1.0； 动载系数VK，齿轮圆周速度 smndv /09.3100060 1440044.4114.3100060 11 齿轮精度，参考表 6-6取为 7级精度， 按图 6-20， 12.1VK，齿向载荷分布系数 20.1K， 端面重合度 =1.88-3.2（11z +21z ） cos =1.88-3.2（161+761） cos12.95 =1.596 纵向重合度 = nmb sin =1.284 总重合度 =+=2.88， 则齿间载荷分配系数K=1.24 最 后求得在和系数 6 6 7.124.120.112.11 KKKKK vA 验算齿面接触疲劳强度 节点区域系数，按图 6-30， HZ =2.47 重合度系数 Z= 1=0.791 螺旋角系数 Z= cos =0.987 75.6)992.08.0475.2(75.1)(120.6)987.0791.047.2(667.1)(2222ZZZKZZZKHH 由于 22 )()( ZZZKZZZK HH ，故设计偏于安全。 确定许用弯曲应力 STXNTFFFP YYYS m inlim MPa 机械课程设计说明书 14 按文献 3，取弯曲疲劳极限应力MPMPFF 190 ,2302lim1lim 根据弯曲应力变化总次数 682269111031033.4)530028(63.300160t601031007.2)530028(1440160t60naNnaNHH取弯曲强度计算系数 1,121 NTNT YY当 5nm时，尺寸系数 1XY , 按标准中有关规定，取试验齿轮的应力修正系数 2STY。 按文献 3，当失效概率低于 1/100时，取弯曲强度最小 安全系数 1min FS 。 代入公式STXNTFFFP YYYS m inlim 得 M P aM P a FPFP 380,460 21 验算齿轮弯曲强度 YYYYmdbKTSaFanF 1121 212000 YYYYmdbKTSaFanF 2222 222000根据当量齿数： 7863.77c os/,1734.16c os/322311ZZZZvv 按文献 3，取齿形系数FaY和应力修正系数SaY分别为 82.1,63.1,18.2,47.22121 SaSaFaFa YYYY按文献 3算的重合度系数 72.0596.1 75.025.075.025.01 aFaY 机械课程设计说明书 15 按文献 3，当纵向重合度 284.1时， 螺旋角系数 79.0Y。 将以上数值代入应力计算公式 MPaYYYYmdb KT SaFanF72.392 0 0 0 112121 M P aYYYYmdb KT SaFanF46.382 0 0 0 222222 因为 2211 , FFFF ， 故齿轮弯曲强度满足要求， 设计偏于安全。 主要设计计算结果 中心距 a=118mm 法面模数 mn=2.5mm 螺旋角 =12.95 (小齿轮左旋、大齿轮右旋 ) 齿数 1z =16 2z =76 分度圆直径 1d =41.044mm 2d =194.959mm 齿顶圆直径 1ad=46.044mm 2ad=199.959mm 齿根圆直径 1fd=35.544mm 2fd=187.459mm 齿宽 1b =50mm 2b =45mm 齿轮精度等级 7级 材料及热处理 小齿轮选用 45号钢，调质， HBS1=226 286，油润滑； 大齿轮选用 45号钢，正火， HRS2=169 217，油润滑； 6. 减速器轴及轴上零件的设计 1) 轴的布置 轴的布置参照图 机械课程设计说明书 16 已知数据mmbmmb lh 60,456 5 m m,b 5 0 m m,b1 7 0 m m,a 1 1 8 m m,a22l1h121 考虑相邻齿轮沿轴向不发生干涉，计入尺寸 s=10 mm。 考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸 k=10 mm. 为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺 寸 c=5 mm。 初取轴承宽度分别为 n1=20 mm， n2=22 mm， n3=22 mm。 3根轴的支承跨距分别为： 1111 )(2 nbsbkcl lh =175 mm； 2112 )(2 nbsbkcl lh =177 mm； 3 1 1 32 ( ) hll c k b s b n =177 mm； 2) 轴的设计 高速轴（ 1轴）的设计 机械课程设计说明书 17 轴上小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。选择轴的材 料及热处理 45号钢，调质。 轴的受力分析轴的受力简图如图（ a）所示。 图中 1llAB =175mm； 22 11 hAC bkcnl =50mm； ACABBC lll =125mm； a) 计算齿轮的啮合力 机械课程设计说明书 18 Nd TF t 94.1189044.41 42.2420001 120001 NFF ntr 41.4 4 495.12c o s 20t a n94.1 1 8 9c o st a n11 NFF ta 63.23795.12t a n94.1 1 8 9t a n11 b) 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。 Nl lFRABBCtAX 96.8491 NRFRAXtBX 98.3 3 91 0 BXAX MM 4 2 4 9 8 ACBXACAXCX lRlRM N mm 轴在水平面内的弯矩图如图（ d）所示 c) 求垂直面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。 Nl dFlFRABaBCrAY 31.3 2 52/111 NRFR AYrY 87.941 0 BYAY MM 174761 CYM N mm 7.118582 CYM N mm 轴在 垂直面内的弯矩图如图（ e）所示。 d) 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 NR A 02.919 NR B 97.352 轴向力 NFa 63.273，故得拟用深沟球轴承，并采用两 端固定组合方式，故轴向力作用在轴承 A上。 0 BA MM 2211 4 5 9 5 0 . 9 5C c x c yM M M N mm 2222 4 4 1 2 1 . 2 5C c x c yM M M N mm 传动力矩 1T =24419.95 N mm e）轴的初步设计 由文献 2表 15-1 和 15-3查表得： MPab 637 MPa7.581 ，取折算系数 0.6 机械课程设计说明书 19 由式 mmTMd 3 22)(10 所以 d 20.18mm, f）轴的结构设计 按经验公式，减速器输入端的轴端直径 mmddme 6,334.2228)2.18.0()2.18.0( 初步确定轴的最小直径，由式（ 15-2）估算， 查表得，所选电动机轴直径 mmde 25 输入轴端选用 MPab 637弹性套柱销联轴器 Tn=125N.mm,n=4600r/min； 输入轴端直径选用 de=32mm； 安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献 1的表 5-2确定 所以高速轴的结构设计如下 : 中间轴（ 2轴）的设计 选择轴的材料及热处理 45号钢，调质 a) 轴的受力分析 轴的受力简图如图（ a）所示。 机械课程设计说明书 20 图中 2llAB =177mm； mmbkcnl hAC 5125010522222 12 ； mmlll ACABBC 1 2 6511 7 7 ； mmbkcnl lBD 5.5826510522222 12 ； 计算齿轮的啮合力 Nd TF t 34.1 1 5 29 5 9.1 9 4 33.1 1 22 0 0 02 0 0 0222 NFF ntr 37.4 3 095.12c o s 20t a n34.1 1 5 2c o st a n22 NFF ta 98.26495.12t a n34.1 1 5 2t a n22 Nd TF t 47.2 9 9 575 33.1122 0 0 02 0 0 0323 NFF ntr 26.1 0 9 095.12t a n47.2 9 9 5t a n33 轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。 Nl lFlFRABBDtBCtAX 34.1 8 1 032 (b) (c) (a) （ a）轴的受力简图；（ b）轴在水平面内的受力分析； （ c）轴在垂直面内的受力简图； 机械课程设计说明书 21 NRFFR AXttBX 47.2 3 3 732 0 BXAX MM CXM 92327.34 N mm DXM 136741 N mm 轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。 Nl lFlFdFRABBDrBCraAY 91.3 1 9 92/ 3222 NRFFR AYrrBY 98.4 5 923 0 BYAY MM 1CYM 10195.41 N mm 2CYM = -15635.07N mm DYM 26908.83 N mm 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图 AR = 1821.34 N BR = 2382.30 N 轴向力 NFa 63.273，故得拟用深沟球轴承，并采用两 端固定组合方式，故轴向力作用在轴承 B上。 0 BA MM 1CM 92888.56 N mm 2CM 93461.82 N mm 50.139363DM N mm 2222 dFT t =112329.53 N mm b) 轴的初步设计 由文献 2表 15-1 和 15-3查表得： 45号钢调 制处理， MPab 637 MPa7.581 取折算系数 0.6 由式 mmTMdC 3122)(10mmTMdD 3122)(10 机械课程设计说明书 22 所以 Cd26.99 mm Dd 29.77 mm 在轴 C、 D段开有二个键槽， 直径增大 4%， Cd28.07 mm， Dd 30.96 mm 轴的结构设计 安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸参考文献 1的表 5-2 确定 按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径 D Cd (0.3 0.35)a=(0.3 0.35) 118=35.4 41.3 mm。 取减速器中间轴的危险截面的直径 dd =40 mm；减速 器中间轴的结构图。 低速轴（ 3轴）的设计 选择轴的材料及热处理 45号钢 ，调质 机械课程设计说明书 23 a) 轴的受力分析 b) 轴的受力简图如图（ a）所示。 图中 3llAB=177 mm； mmbkcnl lBC 5.5826510522222 13 ； mmlll BCABAC 5.1185.58177 ； c) 计算齿轮的啮合力 Nd TF t 93.2 9 6 75.2 6 7 96.3 9 62 0 0 02 0 0 0 4 34 NFF tr 24.1 0 8 095.12t a n93.2 9 6 7t a n44 求水平面内的支承反力， 轴在水平面内的受力简图如（ b）所示。 93.9804 ABCtAX llFR N 29.7 2 34 AXtBX RFRN 0 BXAX MM CXM 116240.21 N mm 求垂直面内的支承反力， 轴在垂直面内的受力简图如图（ c）所示。 95.3564 ABBCrAY llFR N 29.7234 AYrBY RFR N 0 BXAX MM CYM 42298.58 N mm 求支承反力，合成弯矩，转矩 （ a）轴的受力简图；（ b）轴在水平面内的受力分析； （ c）轴在垂直面内的受力简图； (b) (c) (a) 机械课程设计说明书 24 AR = 980.93 N BR = 2114.55 N 0 BA MM CM 123697.03 N mm 3T 396969 N mm d) 轴的初步设计 由文献 2表 15-1 和 15-3查表得： MPab 640 MPa7.581 取折算系数 0.6 由式 mmTMd 3 22)(10 所以 Cd35.76 mm 在轴 C段开有 1个键槽，直径增大 4%， Cd37.19 mm e) 轴的结构设计 按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径 Cd=(0.3 0.35)a=(0.3 0.35) 170=51 59.5 mm。 安装齿轮，联轴器处轴肩 结构尺寸参考文献 1的表 5-2 确定 取减速器中间轴的危险截面的直径d= 56 mm； 减速器低速轴的结构图 : 6206 GB T276 94 机械课程设计说明书 25 7. 减速器滚动轴承的选择 1) 高速轴（ 1轴）上滚动轴承的选择 因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式， 轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 24000hL h。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力 02.919rF N 轴向力 63.273aFN 基本额定动载荷 27rC KN， 基本额定静载荷 2.150 rCKN 轴承工作转速 1440n r/min 初选滚动轴承 6206 GB T276 94 (参见附录 E-2) 018.0/ ora CF e =0.21 eFF ra 298.0/ X=0.56 Y =2.09, 径向当量动载荷 5.1pfNLPLPCNfYFXFPrrjsparr14.2 0 7 8 3)1014402 4 0 0 060(81.162981.16295.1)63.27309.202.91956.0()(316311因为jsC rC 所以选深沟球轴承 6206 GB T276 94 满足要求。 相关数据如下： D=72 mm B=19 mm 37min admm 2) 中间轴（ 2轴）上滚动轴承的选择 选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 24000hLh。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力 30.2382rF N 6307 GB T276 94 6208 GB T276 94 6329 GB T276 94 机械课程设计说明书 26 轴向力 98.264aFN 工作转速 63.300n r/min 初选轴承 6307 GB T276 94 (参见附录 E-2) 基本额定动载荷 rC 33.2 KN 基本额定静载荷 rC019.2 KN 014.0/ ora CF e =0.205 eFF ra 104.0/ X=1 Y =2 径向当量动载荷 5.1pf NLPLPCNfYFXFPrrjsparr49.2 7 0 3 2)1063.3002 4 0 0 060(45.357335735.1)98.264030.23811()(316311因为jsC rC 所以选深沟球轴承 6307 GB T276 94满足要求。 相关数据如下： D=80 mm B=21 mm 44min admm 3) 低速轴（ 3轴）上滚动轴承的选择 选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为 24000hLh。 由前计算结果所知， 轴承所受径向力 55.2114rF N 工作转速 69.81n r/min 初选轴承 6239 GB T276 94 (参见附录 E-2) 基本额定动载荷 rC 31.5 KN 径向当量动载荷 5.1pf 机械课程设计说明书 27 NLPLPCNfFPrrjsprr26.15541)1069.812400060(825.3171825.31715.155.2114316311因为jsC rC 所以选深沟球轴承 6239 GB T276 94满足要求。 相关数据如下： D=85 mm B=19 mm 52min admm 8. 键联接和联轴器的选择 1) 高速轴（ 1轴） 由前面的计算结果知：工作转矩 T=24.42 N m， 工作转速 1440n r/min 选择工作情况系数 K=1.75 计算转矩 74.4242.2475.1 KTTc N m 选 TL型弹性套柱销联轴器 。 按附录 F，选用 TL4联轴器， 型号为 :4425 6228JAZCGB4323 84 许用转矩 T=63 N m,许用转速 n=5700 r/min. 因cTT,nn,故该联轴器满足要求。 选 A型普通平键： mmd 2511 mmL 4411 mmL 3530)105(4021 初选键： b=8 mm， h=7 mm， L=34 mm， l=26 mm 参考文献 5表 4-3-18， =110MPa， =90MPa 由表 4-3-16， 47.2126725 42.244 0 004 0 00 dhl Tp MPa 39.926825 42.242 00 02 00 0 d bl T MPa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 2) 中间轴（ 2轴）上键联接的选择 由前面的计算结果知： 工作转矩 T=112.33 N m 机械课程设计说明书 28 选 A型普通平键。 高速极大齿轮连接键： mmLmmd 40,40 2121 mmL 3530)105(4021 初取： b=12 mm， h=8 mm， L=32 mm， l=20 mm 键 12 32 GB1096 79 参考文献 5表 4-3-18， =110 MPa， =90 MPa 由表 4-3-16， 21.7020840 33.11240004000 dhl Tp MPa 40.22201240 33.1122 0 002 0 00 dbl T MPa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 低速级小齿轮： mmLmmd 65,40 2222 mmL 6055)105(6522 初取： b=12 mm， h=8 mm， L=56 mm， l=44 mm 键 12 80 GB1096 79 参考文献 5表 4-3-18， =110 MPa， =90 MPa 由表 4-3-16， 91.3144840 33.11240004000 dhl Tp MPa 64.10441240 33.11220002000 dbl T MPa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 3) 低速轴（ 3轴）上键联接和联轴器的选择 由前面的计算结果知： 工作转矩 T = 396.96N m 齿轮连接处选 A型普通平键： mmLmmd 60,56 3131 mmL 5550)105(6031 初取： b=16 mm， h=10 mm， L=50 mm， l=34 mm 键 16 50 GB1076 79 参考文献 5表 4-3-18， =110 MPa， =90 MPa 由表 4-3-16， 39.83341056 96.39640004000 dhl Tp MPa 机械课程设计说明书 29 06.26341656 96.3962 0 002 0 00 dbl T MPa 键的挤压强度和剪切强度都满足要求。 联轴器设计，由前面的计算结果知： 选择工作情况系数 K=1.75 计算转矩 68.6 9 496.3 9 675.1 KTTc N m 选 HL型弹性套柱销联轴器。 按文献 6中表 17-9，选用 HL4联轴器， 型号为 :11242 11245JAZCG