单级圆柱斜齿减速器说明书

1、单级斜齿圆柱斜齿减速器说明书一、传动方案拟定题目：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）       工作条件：长期连续单向运转，使用年限8年，每天工作12小时，载荷平稳，环境要求清洁。（2）       原始数据：输送带拉力f=1500n；带速v=2.0m/s；滚筒直径d=500mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书附表2.2）总=带×2齿轮轴承×

2、齿轮×联轴器×滚筒轴承×滚筒       =0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.850(2) 电机所需的工作功率：p d =fv/1000总=1500×2.0/1000×0.850=3.53kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000v/d=60×1000×2.0/×500=76.39r/min   按指导书p7表2.1推荐的传动

3、比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=ia×n筒=（624）×76.39=458.341833.36r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2.1 传动比方案传动比方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比v带传动减速器1y160m1-847507209.422

4、.364结  果  f=1500nv=2.0m/sd=500mm     n滚筒=76.39r/min总=0.850pd=3.53kw               2y132m1-64100096012.572.5153y112m-441500144018.853.775 4、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知

5、方案3比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为y112m-4，额定功率为ped =4kw，满载转速n电动=1440r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/76.39=18.852、分配各级传动比（1）       据指导书p7表2.1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2）      

6、i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=18.85/5=3.77四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电动/ i带=1440/3.77=381.96r/minnii=ni/ i齿轮=381.96/5=76.39r/minniii=nii =76.39r/min2、        计算各轴的功率（kw）pi=pd×带=3.53×0.96=3.39kwpii=pi×齿轮轴承×齿轮=3.39×0.99×0.97=3.26kwpiii=pi

7、i×齿轮轴承×联轴器=3.26×0.99×0.99 =3.19kw3计算各轴扭矩（n·mm）td = 9550×pd / n电动= 9550×3.53/1440 =23.41 n·mm ti=9550×pi/ni=9550×3.39/381.96=84.76n·mmtii=9550×pii/nii=9550×3.26/76.39 =407.55n·mmtiii=9550×piii/niii=9550×3.19/76.39 =398.80

8、n·mm五、传动零件的设计计算电动机型号y112m-4ped=4kwn电动=1440r/min     i总=18.85i齿轮=5i带=3.77 ni=381.96r/minnii=76.39r/minniii=76.39r/min pi=3.39kwpii=3.26kwpiii=3.19kw  td=23.41nmmti=84.76n·mmtii=407.55n·mmtiii=398.80n·mm   选用a型v带1、皮带轮传动的设计

9、计算（1）选择普通v选带截型由课本p104表8-4得：ka=1.2pc=kap=1.2×4=4.8kw由课本p104图8-11得：选用a型v带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本p104表8-5和表8-6得，取dd1=125mm>dmin=75   dd2=n1/n2·dd1=1440/381.96×125=471.25mm由课本p104表8-6，取dd2=450mm    实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1440×125/450=400r/min转速误差为：n2-n2/n2=381.9

10、6-400/381.96 =-0.047<-0.05(允许)带速v：v=dd1n1/60×1000=×125×1440/60×1000 =9.42m/s。在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本p105式（8-12）得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+450)a02(125+450)   所以有：402.5mma01150mm，取a0=600mm   由课本p105式（8-13）得：l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2 /4a0

11、=2×600+1.57(125450)+(450125)2/4×600 =2147mm根据课本p100表8-2取ld=2000mm根据课本p105式（8-14）得：aa0+ld-l0/2=60020002147/2 =60073.5 =562mm(4)验算小带轮包角1=1800（dd2dd1）/a×57.30 =180033.10 =146.90>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本p1=1.91kw   p1=0.17kw   k=0.91    kl=1.03得z= pc/(p1

12、+p1)kkl =4.8/(1.91+0.17) ×0.91×1.03 =2.46 取z=3(6)计算轴上压力 dd1=125mmdd2=450mmi带实=450/125=3.6  v=9.42m/s需反复调整dd1值使系统误差小于±5%，另外如果齿轮传动比不是整数，系统误差校验需在调整齿轮误差后进行。      ld=2000mm a562mm 1=146.90 查表须用插值法 z=3  f0=157.24n由课本

13、表8-1  查得q=0.1kg/m，单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k1）+qv2=500×4.8/3×9.42×(2.5/0.91-1)+0.1×9.422n  =157.24n则作用在轴承的压力fq，fq=2zf0sin1/2=2×3×157.24sin146.9/2=904.35n2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数   考虑减速器传递功率不大，按课本p142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr钢，表面淬火，齿面硬度为55hrc

14、。大齿轮选用40cr钢，表面淬火，齿面硬度50hrc；一般齿轮传动，选用8级精度。齿面精糙度ra1.63.2m。取小齿轮齿数z1=29。则大齿轮齿数：z2= i齿z1=5×29=145（2）按齿根弯曲疲劳强度设计  由课本p163式（10-57）mn12.4 (kt1/dz12 ×yfs/ fp) 1/3 确定有关参数如下：载荷系数k 由课本p144   取k=1.4初选螺旋角=13°  小齿轮传递扭矩t1  t1=9550×p1/n1=9550×3.39/400 =80.94n·m&

15、#160; 由表10-12   取齿宽系数d=0.9  齿根弯曲疲劳极限flim，由课本p150图10-34查得：flim1=377mpa     flim2=367mpa  许用弯曲应力fpfp1=1.4flim1=527.8mpa   fp2=1.4flim2=513.8mpa  计算当量齿数zv   zv1=z1/cos3=31.35    zv2=z2/cos3=156.75  复合齿形系数yfs 由p149图10-3

16、2得：，yfs1=4.07， yfs2=3.92  yfs1/ fp1=4.07/527.8=0.0077     yfs2/ fp2=3.92/513.8=0.0076计算法面模数得：mn12.4 (kt1/dz12 ×yfs/ fp) 1/3 =12.4 (1.4×80.94/0.9 ×292 ×0.0077) 1/3mm1.30mm  fq=904.35n   i齿=5z1=29z2=145  k=1.4=13°t1=8

17、0.94n·md=0.8  fp1= 527.8mpafp2= 513.8mpa yfs1=4.07， yfs2=3.92yfs1/ fp1yfs2/ fp2 mn1.30mm  mn=1.5mm a=135mm按课本p130表10-2，取mn=1.5mm（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸计算中心距：a=mt（z1z2）/ 2= mn（z1z2）/ 2 cos=133.93mm圆整a=135mm精确计算螺旋角   =arccos mn（z1z2）/2a= arccos 1.5（29145）/2×

18、;135=14.8351°计算分度圆直径d1=mtz1= mn z1 /  cos=1.5×29/cos14.8351°=45mm          d2= mtz2= mn z2 /  cos=1.5×145/cos14.8351°=225mm计算齿宽        b2=b=d×d1=0.9×45=41mm   &

19、#160;        b1=b2+（510）mm=45mm验算齿轮圆周速度  v齿=d1n1/60×1000=3.14×45×400/60×1000=0.94m/s由表10-7选齿轮传动精度等级8级合宜(4)校核齿面接触疲劳强度  由课本p162式（10-53）得  h=20.8×103e kt1/bd12×（i齿1/ i齿）1/2hp确定有关参数和系数传动尺寸影响系数e     &

20、#160;       查p147表10-11  e=1齿轮接触疲劳极限hlim   由课本p150图10-33查得：hlim1=1240mpa  hlim2 =1170mpa许用接触应力hp hp1= 0.9hlim1 =1116mpa  hp2= 0.9hlim2 =1053mpa 校核计算  h=20.8×103e kt1/bd12×（i齿1/ i齿）1/2=20.8×103×1×1.4×80.94/

21、36×452×（51/5）1/2=898.33mpa 六、轴的设计计算1）输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217hbs，抗拉强度  =14.8351° d1= 45mmd2= 225mmb2=41mmb1=50mmv齿=0.94m/s    e=1  hp=hp2= 1053mpa h=898.33mpahp安全  

22、0;    b=590mpab=590mpa，弯曲疲劳强度-1=255mpa。-1=55mpa2、估算轴的基本直径根据课本p225式13-1，并查表13-3，取a=110da (pi/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4×(1+5%)mm=23.5mm由课本p214表13-4选d1=24mm3、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈

23、配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=24mm   长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定l1=70mmh=（23）c    查指导书附表2.5取c=1.5mmii段:d2=d1+2h=24+2×（23）×1.5=3033mmd2=30mm-1=255mpa-1=55mpa  d1=24mm   

24、0;         d1=24mml1=70mm d2=30mm  转入轴承选择计算 l2=96mmd3=36mm（d3d1= 45mm。故可以设计成分开式结构）初选用7306c型角接触球轴承，内径为30mm,宽度为19mm。（转入输入轴轴承选择计算）  考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽

25、度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+19+55）=96mmiii段直径d3=d2+2h=30+2×（23）×1.5=3639mm 取d3=36mm l3=b1-2=502=48mm段直径d4= d3=d2+2h=36+2×（23）×1.5=4245mm  取d4=42mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.3得安装尺寸da=37mm，该段直径应取：d5=37mm。因此将段设计成阶梯形，右段直径为37mm。段直径d6=30mm.  长度l6=19m

26、m由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=19205020=109mm  (3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d1=45mm求转矩：已知t1=80940n·mm求圆周力：ftft=2000t1/d1=2000×80.94/45=3597.33n求径向力fr，径向力fxfr=fttgat= fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1354.47n              fx=f

27、ttg=3597.33×tg14.8351°=952.81 n 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=54.5mm (1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）l3=48mmd4=42mml4=20mmd5=36mmd6=30mml6=19mml=109mmd1=45mmt1=80940n·mm ft=3597.33n fr=1354.47nfx=952.81 nla=lb=54.5mm           &

28、#160;   轴承支反力：rha= rhb = ft/2=1798.67n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在水平面弯矩为mhc= rha l/2=1798.67×54.5=98027.52n·mm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）(左旋)rva= fr/2fxd1/2 l=1354.47/2952.81×45/2×109=873.92nrvb = fr/2fxd1/2l=1354.47/2952.81×45/2×109=480.55n截面c左侧的弯矩为mvc1= rva l/2=873.92

29、15;54.5=47628.64·mm截面c右侧的弯矩为mvc2= rvb l/2=480.55×54.5=26190.20n·mm(4)绘制合成弯矩图（如图d）截面c左侧的合成弯矩为mc1=(mhc2+mvc12)1/2=(98027.522+47628.642)1/2=108985.7n·mm截面c右侧的合成弯矩为mc2=(mhc2+mvc22)1/2=(98027.522+26190.202)1/2=101465.86n·mmmhc=98027.52n·mm    mvc1=47628.6

30、4n·mmmvc2=26190.2n·mm   mc1=108985.7n·mmmc2=101465.86n·mm  t=80940n·mm   d27.89mmd3=36mmd该轴强度足够      (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55×（p1/n1）×106=80940n·mm(6)按弯扭合成进行强度计算由课本p219式13-3 按脉动循环：=0.6d10（mc2(

31、t) 2）1/2/-11/3=10（108985.72(0.6×80940) 2）1/2/551/3=27.89mmd3=36mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核   齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。   截面有关系数： =0.1（属中碳钢）  =1（键槽中段处）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.88  =0.81（由表13-14查得）  k=2.906&

32、#160; k =2.145（由表13-10，按配合h7/r6查得）  w=d3/32=4580.44mm3   wt=2w=9160.88mm3  s=1.8(由表13-9查得)  s=-1/( km/w)20.75(k)t/ wt 21/2=255/( 2.906×108985.7/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=3.73ss,轴的强度满足要求。 2）输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，

33、硬度170217hbs，抗拉强度b=590mpa，弯曲疲劳强度-1=255mpa。-1=55mpa2、估算轴的基本直径根据课本p225式13-1，并查表13-3，取a=105da (p/ n)1/3=105 (3.26/80)1/3mm=36.13mm    s=3.73s =1.8轴的强度满足要求      b=590mpa-1=255mpa-1=55mpa d1=38mm         &#

34、160;   考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4×(1+5%)mm=37.9mm由课本p214表13-4选d1=38mm3、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=38mm   长

35、度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取yl10型y型凸缘联轴器l1=112mm。h=（23）c    查指导书附表2.5取c=1.5mmii段:d2=d1+2h=38+2×（23）×1.5=4447mmd2=45mm初选用7209c型角接触球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm。（转入输出轴轴承选择计算）  考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（l轴1=l轴2）取套筒长为25.5mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取

36、该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：  转入联轴器计算环节l1=112mm  d2=45mm   l2=101.5mmd3=53mml3=39mmd4=60mml4=25.5mm d5=52mm  l=104mm d2=225mmt2=389162.5 n·mmft=3459.22n fr=1302.47nfx=916.23 nla=lb=54.5mm   l2=（2+25.5+19+55）=101.5mm

37、iii段直径d3=d2+2h=45+2×（23）×1.5=5154mm 取d3=53mm l3=b2-2=41-2=39mm段直径d4= d3=d2+2h=53+2×（23）×1.5=5962mm  取d4=60mm长度与右面的套筒相同，即l4=25.5mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=52mm，该段直径应取：d5=52mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为52mm。段直径d6=45mm.  长度l6=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=1925.53925

38、.5=109mm  (3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d2=225mm求转矩：已知t2=9550×p/ n=389.16n·m=389162.5 n·mm求圆周力：ftft=2t2/d2=2×389162.5/225=3459.22n求径向力frfr=fttgat= fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1302.47n              fx

39、=fttg=3459.22×tg14.8351°=916.23 n 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=54.5mm (1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）            mhc=94263.75n·mm  rva=1596.89nrvb =294.42n mvc1=87030.51n·mm mvc2=16045.63n·mm 

40、0;mc1=128296.397n·mm mc2=95619.65n·mm轴承支反力：rha= rhb = ft/2=1729.61n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在水平面弯矩为mhc= rha l/2=1729.61×54.5=94263.75n·mm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）(左旋)rva= fr/2fxd1/2 l=1302.47/2916.23×225/2×109=1596.89nrvb = fr/2fxd1/2l=1302.47/2916.23×225/2×109=294.42n

41、截面c左侧的弯矩为mvc1= rva l/2=1596.89×54.5=87030.51n·mm截面c右侧的弯矩为mvc2= rvb l/2=294.42×54.5=16045.63n·mm(4)绘制合成弯矩图（如图d）截面c左侧的合成弯矩为mc1=(mhc2+mvc12)1/2=(94263.752+87030.512)1/2=128296.39n·mm截面c右侧的合成弯矩为mc2=(mhc2+mvc22)1/2=(94263.752+（16045.63）21/2=95619.65n·mm   

42、0;d36.45mmd3=53mmd该轴强度足够        ss,轴的强度满足要求       fp=1.2ft=1 ft=3597.33nfr=1354.47nfx=952.81 n (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55×（p1/n1）×106=389162.5 n·mm (6)按弯扭合成进行强度计算由课本p219式13-3 按脉动循环：=0.6d10（mc2(t) 2）1/2/-1

43、1/3=10（128296.392(0.6×389162.5) 2）1/2/551/3=36.45mmd3=53mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核   齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。   截面有关系数： =0.1（属中碳钢）  =1（键槽中段处）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  k=2.906  k =2.145（由表13-10，按配合h7/r6查得）  w=d3/32=14615.97mm3 

44、;  wt=2w=29231.93mm3  s=1.8(由表13-9查得)  s=-1/( km/w)20.75(k)t/ wt 21/2=255/( 2.906×124026.97/14615.97)20.75(2.1450.1) 389162.5 /29231.93 21/2=7.13ss =1.8,轴的强度满足要求。 七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命l=8×365×12=35040小时1、计算输入轴承1.求轴承的当量动载荷p1、p2由题目工作条件查课本p253表15-5和15-6选择载荷系数fp=

45、1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=30mm，转速n1=400 r/min，初选7306c型角接触球轴承，基本额定动载荷cr=26.2 kn，基本额定静载荷cor=19.8kn，假设轴承仅受径向载荷r1和r2，由斜齿齿轮受力分析公式p161式10-49和10-50及10-51可得： r1=r2=677.24n         e1=0.439  a1=1250.12 ne2=0.380  a2=257.35 n     p

46、=2277.77 nlh =63412hl=35040h选轴承型号为7306c型   fp=1.2ft=1 ft=2000t1/d1=2000×80.94/45=3597.33nfr=fttgat= fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1354.47n              fx=fttg=3597.33×tg14.8351°=952.8

47、1 n 1）求两轴承的径向载荷r1、r2因轴承对称齿轮分布，故r1=r2=fr/2=677.24n2）求两轴承的轴向载荷a1、a2两轴承反向排列且满足fxs2s1，由课本p256公式15-8得a1= fxs2                   s2= e0×r2a2= s2估算：假设e0=0.47，由课本表15-4得a/cor=0.12，计算a1= fxs2=1271.11 n， a2= s2=318.3

48、 n     a1/cor=1271.11/19800=0.064，a2/cor=318.3 /19800=0.016逼近： 用插值法求当a1/cor=0.064时对应的e=0.439，取e0=0.439 a/cor=0.064           a1/cor=1250.12/19800=0.0630.064  a2/cor=297.31/19800=0.015故取       e1=

49、0.439同理插值取 e2=0.38  a/cor=0.015得a2/cor=257.35 /19800=0.0130.0253）计算轴承的当量动载荷p1、p2a1/r1=1250.12/677.24=1.85e1=0.439，由表15-4插值得x1=0.44，y1=1.28p1=fp（x1 r1y1 a1）=1.2（0.44×677.241.28×1250.12）=2277.77na2/r2=257.35/677.24=0.38=e2=0.38  由表15-4得x2=1，y2=0p2=fp（x2 r2y2 a2）=1.2×1×677

50、.24=812.69np1p2 取p= p1=2277.77n4）计算轴承寿命lh  由式15-4b取=3（球轴承）得   lh = 16667 /n（ftcr/p）3=16667 /400（1×26200/2277.77）3=63412hl=35040 h  2、计算输出轴承 ft=3459.22nfr=1302.47nfx=916.23 n          e1=0.423  a1=1191.7 ne2=0.376

51、60; a2=244.68n     p=2237.23 nlh =492361hl=35040h选轴承型号为7209c型  1.求轴承的当量动载荷p1、p2由题目工作条件查课本p253表15-5和15-6选择载荷系数fp=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=30mm，转速n1=400 r/min，初选7209c型角接触球轴承，基本额定动载荷cr=29.8kn，基本额定静载荷cor=23.8kn，假设轴承仅受径向载荷r1和r2，由斜齿齿轮受力分析公式p161式10-49和10-50及10-51可得：ft=2000t1/d

52、1=2000×389.16/225=3459.22nfr=fttgat= fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1302.47n              fx=fttg=3459.22×tg14.8351°=916.23 n 1）求两轴承的径向载荷r1、r2因轴承对称齿轮分布，故r1=r2=fr/2=651.24n2）求两轴承的轴向载荷a1、a2两轴承反向排列且满足fxs2s1，由

53、课本p256公式15-8得a1= fxs2                   s2= e0×r2a2= s2估算：假设e0=0.47，由课本表15-4得a/cor=0.12，计算a1= fxs2=1222.31n， a2= s2=306.08 n     a1/cor=1222.31/23800=0.051，a2/cor=306.08/23800=0.013逼近：

54、用插值法求当a1/cor=0.051时对应的e=0.423，取e0=0.423  a/cor=0.051           a1/cor=1197.7/23800=0.0500.051  a2/cor=275.47/23800=0.012故取       e1=0.423同理插值取 e2=0.376  a/cor=0.012得a2/cor=244.68/23800=0.0110.0123）计算轴承的当量动

55、载荷p1、p2a1/r1=1191.7/651.24=1.83e1=0.423，由表15-4插值得x1=0.44，y1=1.324p1=fp（x1 r1y1 a1）=1.2（0.44×651.241.324×1191.7）=2237.23na2/r2=244.68/651.24=0.376=e2=0.376  由表15-4得x2=1，y2=0p2=fp（x2 r2y2 a2）=1.2×1×651.24=781.49np1p2 取p= p1=2237.23n4）计算轴承寿命lh  由式15-4b取=3（球轴承）得  

56、 lh = 16667 /n（ftcr/p）3=16667 /80（1×29800/2237.23）3=492361hl=35040 h八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为钢和合金钢，故取p=100mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=24mm,l1=70mm查课本p91表7-9得，选用c型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围l=1890mm。键长取l=l1（510）=60mm。键的工作长度l=lb=52mm。强度校核：由p91式7-27得p=4t1/dhl=4×80940/24×7×52 =37.06mpa<p(1

57、00mpa)所选键为：键c8×60gb10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=36mm,l3=43mm查课本p91表7-9得，选用a型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围l=22110mm。键长取l=l（510）=35mm。键的工作长度l=lb=25mm。强度校核：由p91式7-27得p=4t1/dhl=4×80940/36×8×25=44.97mpa<p(100mpa)所选键为：键10×35gb10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=53mm,l3=39mm查课本p91表7-9得，选用a型平键，得：b=16m

58、m，h=10mm，键长范围l=45180mm。键长取l=l3（510）=36mm。键的工作长度l=lb=30mm。强度校核：由p91式7-27得p=4t2/dhl=4×389162.5 /53×10×30=97.9mpa<p(100mpa)所选键为：键16×32gb10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=38mm,l1=112mm查课本p91表7-9得，选用a型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围l=28140mm。键长取l=l1（510）=100mm。键的工作长度l=lb=88mm。强度校核：由p91式7-27得p=4t2/dhl=4×389162.5 /38×8×88 =58.19mpa<p(100mpa)所选键为：键c12×100gb1096九、联轴器的选择已知输出轴轴径d1=38mm，p=3.26kw，n=80 r/min。因为是减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，转速低，传递转矩较大，根据传动装置的工作条件拟选用刚性固定式凸缘联轴器，根据输出轴轴径，拟选yl7型凸缘联轴器，由指导书p63公式计算扭矩为：kt=1.5×9550×3.26/80=583.7