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、.3642Y132M1-64100096012.572.5153Y112M-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

5、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）       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

6、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=PII×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=9

7、550×PII/nII=9550×3.26/76.39 =407.55N·mmTIII=9550×PIII/nIII=9550×3.19/76.39 =398.80N·mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（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

8、=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=381.96-400/381.96 =-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+

9、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 =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

10、5;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+P1)KKL =4.8/(1.91+0.17) ×0.91×1.03 =2.46 取Z=3(6)计算轴上压力由课本表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

11、-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。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=1

12、45（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  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  

13、;   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10-32得：，YFS1=4.07， YFS2=3.92  YFS1/ FP1=4.07/527.8=0.0077     YFS2/ FP2=3.

14、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）/2×135=14.8351°计算分

15、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      

16、0;     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        

17、0;    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=20.8×103×1×1.4×80.94/36×452×（51/

18、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=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&#

19、160;（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=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）

20、×1.5=3033mmd2=30mm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=

21、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=19mm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=2000×8

22、0.94/45=3597.33N求径向力Fr，径向力FXFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1354.47N              FX=Fttg=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）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2

23、=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=873.92×54.5=47628.64·mm截面C右侧的弯矩为MVC2= RVB L

24、/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·mm (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.

25、6d10（Mc2(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） 

26、 K=2.906  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，

27、选用45#正火钢，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

28、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）

29、  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，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+25.5+19+55）=101.5mmIII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 

30、 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=1925.53925.5=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=2×38

31、9162.5/225=3459.22N求径向力FrFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1302.47N              FX=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）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=17

32、29.61N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

33、 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 (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

34、脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=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）

35、60; W=d3/32=14615.97mm3   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

36、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：Ft=2000T1/d1=2000×80.94/45=3597.33NFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1354.47N    

37、          FX=Fttg=3597.33×tg14.8351°=952.81 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                

38、60;  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 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=1

39、250.12/19800=0.0630.064  A2/Cor=297.31/19800=0.015故取       e1=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）=227

40、7.77NA2/R2=257.35/677.24=0.38=e2=0.38  由表15-4得X2=1，Y2=0P2=fP（X2 R2Y2 A2）=1.2×1×677.24=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-

41、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/d1=2000×389.16/225=3459.22NFr=Fttgat= Fttgan/cos=3597.33×tg20/cos14.8351°=1302.47N       

42、;       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，由课本P256公式15-8得A1= FxS2                   S2= e0&

43、#215;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： 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

44、=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=2

45、44.68/651.24=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   Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=16667 /80（1×29800/2237.23）3=492361hL=35040 h结  果  F=1500NV=2.0m/sD=500mm   

46、60; n滚筒=76.39r/min总=0.850Pd=3.53KW               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

47、0; Td=23.41NmmTI=84.76N·mmTII=407.55N·mmTIII=398.80N·mm   选用A型V带 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

48、 Z=3  F0=157.24N  FQ=904.35N   i齿=5Z1=29Z2=145  k=1.4=13°T1=80.94N·md=0.8  FP1= 527.8MpaFP2= 513.8Mpa YFS1=4.07， YFS2=3.92YFS1/ FP1YFS2/ FP2 mn1.30mm  mn=1.5mm a=135mm  =14.8351° d1= 45mmd2=

49、 225mmb2=41mmb1=50mmV齿=0.94m/s    E=1  HP=HP2= 1053Mpa H=898.33MpaHP安全       b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa  d1=24mm             d1=24mmL1=70mm d2=30mm

50、0; 转入轴承选择计算 L2=96mmd3=36mm（d3d1= 45mm。故可以设计成分开式结构）L3=48mmd4=42mmL4=20mmd5=36mmd6=30mmL6=19mmL=109mmd1=45mmT1=80940N·mm Ft=3597.33N Fr=1354.47NFX=952.81 NLA=LB=54.5mm               MHC=98027.52N·m

51、m    MVC1=47628.64N·mmMVC2=26190.2N·mm   MC1=108985.7N·mmMC2=101465.86N·mm  T=80940N·mm   d27.89mmd3=36mmd该轴强度足够         S=3.73S =1.8轴的强度满足要求     

52、; b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa d1=38mm               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=3

53、459.22N Fr=1302.47NFX=916.23 NLA=LB=54.5mm               MHC=94263.75N·mm  RVA=1596.89NRVB =294.42N MVC1=87030.51N·mm MVC2=16045.63N·mm  MC1=128296.397N·mm MC2=95619

54、.65N·mm    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 R1=R2=677.24N         e1=0.439  A1=1

55、250.12 Ne2=0.380  A2=257.35 N     P=2277.77 NLh =63412hL=35040h选轴承型号为7306C型   fP=1.2ft=1  Ft=3459.22NFr=1302.47NFX=916.23 N          e1=0.423  A1=1191.7 Ne2=0.376  A2=244.68N  

56、;   P=2237.23 NLh =492361hL=35040h选轴承型号为7209C型  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×