机械设计课程设计-带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器设计F=3950 V=1.15 D=270

1、班级编号： 14 华南理工大学广州学院汽车与交通工程学院机械设计课程设计说明书全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411行政班级 姓 名 学 号 指导教师 设计时间 2019.12.17 目录第一章 系统总体方案设计1第二章 电动机的选择及减速器相关性能参数计算22.1电动机类型的选择22.2计算传动装置总效率22.3选择电动机参数22.4确定传动装置的总传动比和分配传动比42.5传动装置运动及动力参数计算4第三章 带传动的设计计算5第四章 齿轮的设计计算94.1选精度等级、材料及齿数94.2按齿面接触疲劳强度设计104.3确定传动尺寸124.4校核齿根弯曲疲劳强度134.5

2、几何尺寸计算144.6齿轮参数总结15第五章 轴的设计计算165.1高速轴设计计算165.2低速轴设计计算225.3高速轴轴承285.4低速轴轴承29第六章 轴承、键和联轴器的选择306.1大带轮键连接计算校核306.2大齿轮键连接计算校核306.3联轴器键连接计算校核31 6.4 联轴器选型31第七章 减速器的润滑、密封及附件的选择确定3110.1减速器的密封3110.2齿轮的润滑3210.3轴承的润滑32第八章 减速器箱体主要结构尺寸计算39设计小结40参考文献40机械设计课程设计任务书(1)题目设计一级直齿圆柱减速器(2)设计数据拉力F3950N速度v1.15m/s直径D270mm(3)

3、工作情况每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。(4)减速器设计步骤1.传动装置的总体设计方案2.电动机的选择3.计算传动装置的总传动比以及分配传动比4.计算传动装置的动力学参数5.V带设计计算6.齿轮传动的设计7.滚动轴承和传动轴的设计与校核8.键联接设计9.联轴器设计10.减速器润滑密封设计11.减速器箱体结构设计 拟定传动方案(1)传动方案根据设计任务书，传动方案为：前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。1)该方案的优缺点由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于

4、小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机第二章 电动机的选择及减速器相关性能参数计算2.1电动机类型的选择按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。2.2计算传动装置总效率a=1 22 3 v w=0.99×0.992×0.98×0.96×0.94=0.8581为联轴器的效率0.99,2为滚动轴承的效率0.

5、99,3为闭式圆柱齿轮的效率0.98,v为V带的效率0.96,w为工作机的效率0.943.3选择电动机参数工作机所需功率为Pw=F V1000=3950×1.151000=4.54kW电动机所需额定功率:Pd=Pwa=4.540.858=5.29kW工作机轴转速：nw=60×1000 V D=60×1000×1.15×270=81.35rmin根据课程设计手册查表用推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，则理论上合适的总传动比范围为：620。电动机转速的可选范围为nd=ia×nw=(620)

6、15;81.35=4881627r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案型号额定功率/kW同步转速(r/min)满载转速(r/min)1YE3-Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900图4-1电动机的安装及外形尺寸中心高H外形尺寸L×HD安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E键部位尺寸F&#

7、215;G132515×315216×1781238×8010×332.4确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=96081.35=11.801（2）分配传动比取普通V带的传动比：iv=2.5减速器传动比为i1=iaiv=4.722.5传动装置运动及动力参数计算(1)计算各轴转速高速轴：n1=nmiv=9602.5=384rmin低速轴：n2=n1i1=3844.72=81.36rmin工作机轴：n3=n2=81.36rmin(2)计算各轴输入功率高速

8、轴：P1=Pd v=5.29×0.96=5.08kW低速轴：P2=P1 2 3=5.08×0.99×0.98=4.93kW工作机轴：P3=P2 2 1 w=4.93×0.99×0.99×0.94=4.54kW(3)计算各轴输入转矩电机轴：Td=9550000×Pdnm=9550000×5.29960=52624.48Nmm高速轴：T1=Td iv v=52624.48×2.5×0.96=126298.75Nmm低速轴：T2=T1 i1 3 2=126298.75×4.72×0

9、.98×0.99=578365.42Nmm工作机轴：T3=T2 1 w 2=578365.42×0.99×0.94×0.99=532844.59Nmm各轴转速、功率和转矩列于下表轴名输入功率/kW输出功率/kW输入转矩/Nmm输出转矩/Nmm转速n/(r/min)运行比i效率电机轴5.295.2952624.4852624.48960高速轴5.085.03126298.75125035.763844.720.96低速轴4.934.88578365.42572581.7781.3610.98工作机轴4.544.27532844.59532844.5981.

10、36第三章 带传动的设计计算(1)确定计算功率Pca由表8-8查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA P=1.2×5.29=6.35kW(2)选择V带的带型根据Pca、n1由图8-11选用A型。(3)确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=106mm。2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度v= dd1 n60×1000=×106×96060×1000=5.33ms带速在530m/s范围内，合适。3）计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直

11、径dd2=i dd1=2.5×106=265mm根据表8-9，取标准值为dd2=280mm。(4)确定V带的中心距a和基准长Ld度根据式（8-20），初定中心距a0=580mm。由式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0=2 a0+2dd1+dd2+dd2-dd124 a0=2×580+2106+280+280-10624×5801779mm由表选带的基准长度Ld=1750mm。按式（8-23）计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=580+1750-17792566mm按式（8-24）,中心距的变化范围为540-618mm。(5)验算小带轮的包角a1180&#

12、176;-dd2-dd1×57.3°a180°-280-106×57.3°566=162.38°>120°(6)计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=106mm和n1=960r/min,查表8-4得P0=1.06kW。根据n1=960r/min，i=2.5和A型带，查表8-5得P0=0.112kW。查表8-6得K=0.955，表8-2得KL=1，于是Pr=P0+P0×K KL=1.06+0.112×0.955×1=1.119kW2）计算带的根数zz=PcaPr=6.351

13、.1195.67取6根。(7)计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK z v+q v2=500×2.5-0.955×6.350.955×6×5.33+0.105×5.332=163.6N(8)计算压轴力FpFp=2 z F0 sin12=2×6×163.6 sin162.38°2=1940.04N1)带轮结构设计1）小带轮的结构设计轴孔直径d=38mm分度圆直径dd1=106结构选择为腹板式。尺寸计算如下：d1=2.

14、0 d=2.0×38=76mmda=dd+2 ha=106+2×2.75=111.5mmB=z-1×e+2 f=6-1×15+2×9=93mm腹板内径 dr=d2-2×hf+=106-2×8.7+6=77mmC=0.25 B=0.25×93=23.25mmL=2.0 d=2.0×38=76mm图5-1小带轮结构示意图2）大带轮的结构设计轴孔直径d=28mm分度圆直径dd2=280mm结构选择为孔板式。尺寸计算如下：d1=2.0 d=2.0×28=56mmda=dd+2 ha=280+2×

15、;2.75=285.5mmB=z-1×e+2 f=6-1×15+2×9=93mm孔板内径 dr=d2-2×hf+=280-2×8.7+6=251mmC=0.25 B=0.25×93=23.25mmL=2.0 d=2.0×28=56mm图5-2大带轮结构示意图2)设计结论采用A型V带6根，基准长度1750mm。带轮基准直径dd1=106mm，dd2=280mm，中心距控制在a=540618mm。单根带初拉力F0=163.6N。带型A中心距566mm小带轮基准直径dd1106mm包角162.38°大带轮基准直径dd22

16、80mm带长1750mm带的根数z6初拉力163.6N带速v5.33m/s压轴力1940.04N第四章 齿轮的设计计算4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为=20°。(2)参考表10-6选用7级精度。(3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS(4)选小齿轮齿数z1=36，则大齿轮齿数z2=z1×i=36×4.72=169。4.2按齿面接触疲劳强度设计(1)由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即d1t32 KHt Td u+1u ZH ZE

17、ZH21)确定公式中的各参数值试选KHt=1.3计算小齿轮传递的扭矩:T=126298.75Nmm由表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.49由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa。由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。a1=arccosz1 cos z1+2 han*=arccos36×cos 20°36+2×1=27.097°a2=arccosz2 cos z2+2 han*=arccos169×cos 20°169+2×1=21.767°=z1tan a1

18、-tan '+z2tan a2-tan '2=36×tan 27.097°-tan 20°+169×tan 21.767°-tan 20°2=1.8Z=4-3=4-1.83=0.856计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60 n j Lh=60×384×1×16×300×10=1.106×109NL2=NL1u=1.106

19、15;1094.72=2.343×108由图10-23查取接触疲劳系数KHN1=0.98，KHN2=0.97取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=Hlim1 KHN1SH=600×0.981=588MPaH2=Hlim2 KHN2SH=550×0.971=533.5MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=533.5MPa2)试算小齿轮分度圆直径d1t32 KHt Td u+1u ZH ZE ZH2=32×1.3×126298.751 16936+116936 2.49×189.8×0.856533

20、.52=61.187mm(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= d1t n60×1000=×61.187×38460×1000=1.23ms齿宽bb=d d1t=1×61.187=61.187mm2)计算实际载荷系数KH。由表10-2查得使用系数KA=1.25根据v=1.23m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.023齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×126298.7561.187=4128.29NKA×Ft/b=1.25×4128.29/61.187=8

21、4Nmm<100Nmm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数KH=1.314由此，得到实际载荷系数KH=KA KV KH KH=1.25×1.023×1.2×1.314=2.0163)由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t 3KHKHt=61.187×32.0161.3=70.823mm4)确定模数m=d1z1=70.82336=1.97mm，取m=2mm。4.3确定传动尺寸(1)计算中心距a=z1+z2×m2=205mm，圆整为

22、205mm(2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1 m=36×2=72mmd2=z2 m=169×2=338mm(3)计算齿宽b=d d1=72mm取B1=80mmB2=75mm4.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2 KF T YFa YSa Yd m3 z12F1)T、m和d1同前齿宽b=b2=75齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数YFa1=2.44，YFa2=2.132由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.654，YSa2=1.843试选KFt=1.3由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y。Y=0.25+0.7

23、5=0.25+0.751.797=0.6672)圆周速度v= d1 n60×1000=×72×38460×1000=1.45ms3)宽高比b/hh=2 ha*+c*×m=2×1+0.25×2=4.5mmbh=754.5=16.667根据v=1.45m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.028查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4查得KH=1.318，结合b/h=75/4.5=16.667查图10-13，得KF=1.061。则载荷系数为KF=KA KV KF KF=1.25×1.028&

24、#215;1.2×1.061=1.636由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数KFN1=0.98，KFN2=0.98取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=Flim1 KFN1S=500×0.981.25=392MPaF2=Flim2 KFN2S=380×0.981.25=297.92MPa齿根弯曲疲劳强度校核F1=2 KF T YFa1 YSa1 Yd m3 z12=2×1.636×126298.75×2.44

25、15;1.654×0.6671×23×362=107.292MPa<F1F2=2 KF T YFa2 YSa2 Yd m3 z12=2×1.636×126298.75×2.132×1.843×0.6671×23×362=104.461MPa<F2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4)齿轮的圆周速度v= d1 n60×1000=×72×38460×1000=1.45ms选用7级精度是合适的主要设计结论齿数z1=

26、36，z2=169，模数m=2mm，压力角=20°，中心距a=205mm，齿宽B1=80mm、B2=754.5计算齿轮传动其它几何尺寸1)计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=m han*=2×1=2mmhf=mhan*+cn*=2×1+0.25=2.5mmh=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径da1=d1+2 ha=72+2×2=76mmda2=d2+2 ha=338+2×2=342mm3)计算小、大齿轮的齿根圆直径df1=d1-2 hf=72-2×2.5=67mmdf2=d2-2 hf=338-2

27、×2.5=333mm注：han*=1.0，cn*=0.254.6齿轮参数总结名称和代号计算公式小齿轮大齿轮中心距a205205齿数z36169模数m22齿宽B8075螺旋角左旋0°0'0"右旋0°0'0"齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.250.25齿顶高ham×ha*22齿根高hfm×(ha*+c*)2.52.5全齿高hha+hf4.54.5分度圆直径d72338齿顶圆直径dad+2×ha76342齿根圆直径dfd-2×hf67333图6-1大齿轮结构图第五章 轴的设计计算5.

28、1高速轴设计计算1)输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=5.08kW；n1=384r/min；T1=126.3Nm2)计算作用在轴上的力已知小齿轮的分度圆直径为：d1=72mm，则：Ft1=2×Td1=2×126298.7572=3508.3NFr1=Ft1 tan =3508.3×tan 20°=1276.92N3)初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，根据表，取A0=112，于是得dA0 3Pn=112×35.08384=26.49mm输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，

29、由于安装键将轴径增大5%dmin=1+0.05×26.49=27.81mm故选取:d12=28mm4)轴的结构设计图图7-1高速轴示意图为了满足大带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d23=33mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。大带轮轮毂宽度L=56mm,为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比大带轮轮毂宽度L略短一些，现取l12=54mm。5)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×

30、;B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，取挡油环的宽度为12，则l34=l78=17+12=29mm。轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d45=d67=40mm。取挡油环宽度为12,则l34=l78=B+S1=17+12=29 mm6)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56=80mm，d56=76mm7)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与外接传动部件有一定距离，取l23=64mm。8)取小齿轮距箱体内壁之距离=10mm。考虑箱体的铸造误差，在

31、确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm，则l45=l67=s+-s1=10+10-12=8 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径28333540764035长度546429880829已知小齿轮的分度圆直径为：d1=72mm，则：Ft1=2×Td1=2×126298.7572=3508.3NFr1=Ft1 tan =3508.3×tan 20°=1276.92N根据6207深沟球查手册得压力中心a=8.5mm齿轮轮毂宽度B=80mm第一段轴中点到轴承压力中心距离:l1=L12+L2+a=542+64+8.5

32、=99.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l2=L3+L4+B2-a=29+8+802-8.5=68.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离:l3=l2=68.5mm计算轴的支反力高速轴上外传动件压轴力Fq=1940.04水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=3508.3×68.568.5+68.5=1754.15NFNH2=Ft l2l2+l3=3508.3×68.568.5+68.5=1754.15N垂直支反力FNV1=Fr l3+Fql1+l2+l3l2+l3=1276.92×68.5+1940.04×99.5+68.5+68.568.5+68.5=

33、3987.51NFNV2=Fr l2-Fq l1l2+l3=1276.92×68.5-1940.04×99.568.5+68.5=-770.55N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MH1=FNH1 l2=1754.15×68.5=120159.28Nmm截面B处的水平弯矩MBV=Fq l1=1940.04×99.5=193033.98Nmm截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1 l2-Fql1+l2=3987.51×68.5-1940.04×99.5+68.5=-52782.28NmmMV2=MV1=-52782.28Nmm分别作

34、水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）MB=MBH2+MBV2=02+193033.982=193033.98Nmm截面C处的合成弯矩M1=MH12+MV12=120159.282+52782.282=131241.08NmmM2=MH12+MV22=120159.282+52782.282=131241.08Nmm作合成弯矩图（图d）T=126298.75Nmm作转矩图（图e）计算当量弯矩，作当量弯矩图。取=0.6MeA=MA2+ T2=02+0.6×126298.752=75779.25NmmMeB=MB2+ T2=193033.982+0.6×126298.75

35、2=207375.53NmmMe1=M12+ T2=131241.082+0.6×126298.752=151547.73Nmm图7-2高速轴受力及弯矩图9)弯扭强度校核因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面其抗弯截面系数为W= d332=×35332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT= d316=×35316=8414.22mm3最大弯曲应力为=MW=193033.984207.11=45.88MPa剪切应力为=TWT=126298.758414.22=15.01MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.

36、6，则当量应力为ca=2+4 2=45.882+4 0.6×15.012=49.29MPa查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限B=735MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。5.2低速轴设计计算1)求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=4.93kW；n3=81.36r/min；T3=578.37Nm2)求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为：d2=338mm，则：Ft2=2×Td2=2×578365.42338=3422.28NFr2=Ft2 tan =3422.28×tan 20°

37、=1245.61N3)初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45（调质），硬度为240HBS，根据表，取A0=112，得:dA0 3Pn=112×34.9381.36=43.99mm输入轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大7%dmin=1+0.07×43.99=47.07mm故选取:d12=48mm输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T3，查表，考虑轻微冲击，故取KA=1.5，则:Tca=KA T3=867.55Nm按照

38、计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准或手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，故取d12=48mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。4)轴的结构设计图图7-3低速轴示意图为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d23=53mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=58mm。半联轴器与轴配合的轮毂长度L=112mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L略短一些，现取l12=110mm。5)初步选择滚动轴承。因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=53mm，由轴承产品目录

39、中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B=55×100×21mm，故d34=d67=55mm。取挡油环宽度s1为22.5,则l34=B+s1+2=21+22.5+2=45.5 mm6)取安装齿轮处的轴段的直径d45=58mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B=75mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=73mm。齿轮的右端采用轴肩定位，由轴径d45=58mm故取h=5mm，则轴环处的直径d56=68mm。轴环宽度b1.4h，取l56=7mm。7)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面

40、与外接传动部件有一定距离，取l23=60mm。8)取大齿轮距箱体内壁之距离2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm，已知滚动轴承的宽度B=21mm，则取右侧挡油环宽度s_2为15.5,则l67=B+s2=21+15.5=36.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径485355586855长度1106045.573736.5已知大齿轮的分度圆直径为：d2=338mm，则：Ft2=2×Td2=2×578365.42338=3422.28NFr2=Ft2 tan =3422.28×ta

41、n 20°=1245.61N根据6211深沟球查手册得压力中心a=10.5mm因齿轮倒角为2齿轮轮毂宽度B=75mm轴承压力中心到第一段轴支点距离:l1=L12+L2+a=1102+60+10.5=125.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离:l2=B2+L3-2-a=752+45.5-2-10.5=70.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离:l3=l2=70.5mm计算轴的支反力水平支反力FNH1=Ft l3l2+l3=3422.28×70.570.5+70.5=1711.14NFNH2=Ft l2l2+l3=3422.28×70.570.5+70.5=1711.14N

42、垂直支反力FNV1=Fr l3l2+l3=1245.61×70.570.5+70.5=622.8NFNV2=Fr l2l2+l3=1245.61×70.570.5+70.5=622.8N计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩MH1=FNH1 l2=1711.14×70.5=120635.37Nmm截面C处的垂直弯矩MV1=FNV1 l2=622.8×70.5=43907.4Nmm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩M1=MH12+MV12=120635.372+43907.42=128377.38Nmm作合成弯矩图（图

43、d）T=578365.42Nmm作转矩图（图e）计算当量弯矩，作当量弯矩图。取=0.6MeA=MA2+ T2=02+0.6×578365.422=347019.25NmmMeB=MB2+ T2=02+0.6×578365.422=347019.25NmmMe1=M12+ T2=128377.382+0.6×578365.422=370004.21Nmm图7-4低速轴受力及弯矩图9)弯扭强度校核因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面其抗弯截面系数为W= d332=×58332=19145.37mm3抗扭截面系数为WT= d316=×58

44、316=38290.73mm3最大弯曲应力为=MW=128377.3819145.37=6.71MPa剪切应力为=TWT=578365.4238290.73=15.1MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+4 2=6.712+4 0.6×15.12=19.32MPa查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。5.3高速轴轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)

45、620735721725.515.2根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6207，其基本参数查表得额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=1754.152+3987.512=4356.29NFr2=FNH22+FNV22=1754.152+-770.552=1915.93N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1 Fr1+Y1 Fa1=1×4356.29+0×0=4356.29N

46、Pr2=X2 Fr2+Y2 Fa2=1×1915.93+0×0=1915.93N根据工况，查得载荷系数fp=1.2温度系数（轴承温度小于120度）ft=1因Pr1Pr2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命为48000小时Lh=10660n ft Crfp Pr3=48445h>48000h轴承具有足够寿命。5.4低速轴轴承型号内径d(mm)外径D(mm)宽度B(mm)基本额定动载荷Cr(kN)基本额定静载荷C0r(kN)6211551002143.229.2根据载荷及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6211，其基本参数查表得额定动载荷Cr=43.2kN，

47、额定静载荷C0r=29.2kN。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=FNH12+FNV12=1711.142+622.82=1820.96NFr2=FNH22+FNV22=1711.142+622.82=1820.96N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0Pr1=X1 Fr1+Y1 Fa1=1×1820.96+0×0=1820.96NPr2=X2 Fr2+Y2 Fa2=1×1820.96+0×0=1820.96N根据工况，查得载荷系数fp=1.2温度系数（轴承温度小于12

48、0度）ft=1因Pr1Pr2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命为48000小时Lh=10660n ft Crfp Pr3=1582866h>48000h轴承具有足够寿命。第六章 轴承、键和联轴器的选择6.1大带轮键连接计算校核选择的型号为A型键8×7（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=45-8=37mm轮毂键槽的接触高度为为k=h/2=3.5mm根据大带轮材料为铸铁，载荷轻微冲击，查得p=60MPa，则其挤压强度为p=4 Th l d=36MPa<p=60MPa满足强度要求6.2大齿轮键连接计算校核选择的型号为A型键16×10（GB/T1096-

49、2003）键的工作长度l=L-b=63-16=47mm轮毂键槽的接触高度为为k=h/2=5mm根据大齿轮材料为45，载荷轻微冲击，查得p=120MPa，则其挤压强度为p=4 Th l d=85MPa<p=120MPa满足强度要求6.3联轴器键连接计算校核选择的型号为A型键14×9（GB/T1096-2003）键的工作长度l=L-b=100-14=86mm轮毂键槽的接触高度为为k=h/2=4.5mm根据联轴器材料为45，载荷轻微冲击，查得p=120MPa，则其挤压强度为p=4 Th l d=62MPa<p=120MPa满足强度要求6.4低速轴伸出端联轴器(1)载荷计算公称转

50、矩T=578.37Nm由表查得KA=1.5，于是计算转矩为Tca=KA×T=1.5×578.37=867.55Nm(2)型号选择选用LX3弹性柱销联轴器（GB/T5014-2017），联轴器许用公称转矩Tn=1250Nm，许用最大转速为n=4700r/min，主动端孔直径d=48mm，轴孔长度L=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L=112mm。Tca=867.55Nm<Tn=1250Nmn=81.36r/min<n=4700r/min联轴器满足要求，故合适。第七章 减速器的润滑、密封及附件的选择确定7.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。7.2齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑