二级同轴式减速器课程设计

1、目 录第1章 设计任务书51 总体布置简图52 工作情况：53 原始数64 设计内容6第2章 传动方案的拟定及说明6第3章 电动机的选择63.1电动机类型和结构的选择6电动机容量的选择7电动机转速的选择7工作机的转速为7电动机型号的确定7第4章 计算传动装置的运动和动力参数计算84.1总传动比及其分配8计算传动装置各轴的运动和动力参数8传动装置中各轴的功率计算8传动装置中各轴的输入转矩8第5章 传动件设计计算95.1低速级齿轮传动的设计9选精度等级、材料及齿数9按齿面接触强度设计9按齿根弯曲强度设计11几何尺寸计算125.2高速级齿轮传动设计12选精度等级、材料及齿数12按齿面接触强度设计13

2、按齿根弯曲强度设计14几何尺寸计算155.3齿轮结构设计参数16第6章 轴的初步设计计算176.1轴的材料选择176.2高速轴的设计计算17高速轴轴的最小直径估算17轴的结构设计17作用在轴上的力19轴上载荷的计算19按弯矩合成应力校核轴的强度206.3中速轴的设计计算20按转矩确定轴的最小直径20作用在轴上的力20初步确定轴的最小直径21中速轴的设计计算21上载荷的计算22按弯矩合成应力校核轴的强度236.4低速轴的设计计算23按转矩确定轴的最小直径23作用在轴上的力23初步确定轴的最小直径23低速轴的设计计算24轴上零件的周向定位25确定轴上圆角和倒角尺寸25求轴上载荷25按弯矩合成应力校

3、核轴的强度26第7章 滚动轴承的选择计算267.1高速轴上滚动轴承的选择计算267.1.1 轴上轴承的选择267.1.2 轴上轴承寿命计算27验算轴承寿命277.2中速轴上滚动轴承的选择计算27轴上轴承的选择27轴上轴承寿命计算27验算轴承寿命287.3低速轴上滚动轴承的选择计算287.3.1 轴上轴承的选择28轴上轴承寿命计算28验算轴承寿命28第8章 键连接的选择计算298.1电机上键键连接的选择计算298.2轴上键连接的选择计算29小齿轮处键的选择计算298.3轴上键连接的选择计算29 大齿轮处键的选择计算29小齿轮处键的选择计算298.4轴上键连接的选择计算30 大齿轮处键的选择计算3

4、0 联轴器周向定位键30第9章 联轴器的选择30第10章 润滑和密封类型的选择3010.2 润滑油3110.3 密封类型的选择31机体与机盖之间的密封31滚动轴承与机座间的密封31第11章 附件选择设计3111.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计3111.2 油标装置设计3111.3 通气器的选择3111.4 放油孔及螺塞的设计3111.5 起吊环、吊耳的设计3111.6 起盖螺钉的选择3211.7定位销选择3211.8箱体设计32设计总结33致谢34参考文献34第1章 设计任务书题目：设计一用于带式输送机驱动装置的同轴式二级圆柱齿轮减速器1 总体布置简图2 工作情况：载荷平稳、两班制工作运送、

5、单向旋转3 原始数 运输带工作拉力F/N：2300带运输工作速度V/m/s：1.1使用年限（年）：8工作制度（小时/班）：8检修间隔（年）：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修4 设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写5 设计任务减速器总装配图一张齿轮、轴零件图各一张设计说明书的编写第2章 传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器的轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，当两个大

6、齿轮侵油深度较深时，高速轴齿轮的承载能力不能充分发挥。常用于输入轴和输出轴同轴线的场合。第3章 电动机的选择3.1电动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向连续旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 电动机容量的选择1)工作机所需功率Pw =F/1000w，其中F=2300N，V=1.1m/s，w为工作机的传动率。 Pw2.53kW 2) 传动装置总效率为 0.842分别为联轴器，滚动轴承，齿轮传动及带式输送机的效率。由表2-4选取1=0.99，2=0.99，3=0.97，4=0.95电动机所需功率为pd=pw/=3.005kw电动机转速的选择电动机通常采用

7、的同步转速有1000r/m和1500r/m两种，现对两种转速作对比。由表16-3可知，同步转速是1000r/m的电动机，其满载转速nm是960r/min,同步转速是1500r/m的电动机，其满载转速nm是1440r/m。工作机的转速为 Nm=60×1000v/D=60×1000×1.1/3.14×300=70.064r/min总传动比i=nm/nw,其中nw为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据列于表1-1作比较。表3-1 两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比iY132M1-641000

8、96013.702Y112M-441500144020.553由表1-1可知，方案总传动比过大，为了使传动装置结构紧凑，选用传动方案较合理。 电动机型号的确定 根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y132M1-6。查机械设计课程设计表16-3和机械设计课程设计表16-4，知电动机有关参数如下： 电动机额定功率P=4kw 电动机的满载转速nm=960r/min 电动机的外伸轴直径D=38mm 电动机的外伸轴长度E=80mm第4章 计算传动装置的运动和动力参数计算4.1总传动比及其分配总传动比i=nm/nw=960/70.064=13.702由于减速箱是同轴式布置，所以i1i2。因为i=1

9、3.702,所以i1i2=3.7 速度偏差为±5%，所以可行。计算传动装置各轴的运动和动力参数根据传动装置中各轴的安装顺序，对轴一次编号为0轴、1 轴、2轴、3轴、4轴。 n0=nm=960r/min n1=n0=960r/min n2=n1/i1=960/3.7=259.459r/min n3=n2/i2=70.124r/min n4=n3=70.124r/min 传动装置中各轴的功率计算p0=pd=3.005kwP1=p01=3.005kw×0.99=2.975kwP2=p123=2.975×0.99×0.97kw=2.857kwp3=p2×

10、;32=2.857×0.97×0.99kw=2.744kwp4=p3×3×4=2.744×0.97×0.95kw=2.529kw传动装置中各轴的输入转矩T0=Td=9550pd/nm=9550×3.005/960N·m=29.893N·mT1=9550p1/n1=9550×2.975/960N·m=29.595N·mT2=9550×p2/n2=9550×2.857/259.459N·m=105.159N·mT3=9550×p3

11、/n3=9550×2.744/70.124N·m=373.698N·mT4=9550×p4/n4=9550×2.529/70.124N·m=344.418N·m将传动装置中各轴的功率、转速、转矩列表表1-2 轴的各参数参数0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min) 960 960259.45970.12470.124功率P/kw3.0052.9752.8572.7442.529转矩T/(N·m）29.89329.595105.159373.698344.418第5章 传动件设计计算5.1低速级齿轮传动的设计 选精度

12、等级、材料及齿数（1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数Z2=i2Z1=3.7×24=89,齿数比=89/24=3.708按齿面接触强度设计由设计计算公式10-9a进行试算，即 （1）确定公式内的各计算参数值 1)试选载荷系数2)小齿轮传递的转矩T=105.159N·m3) 由机械设计（第八版）表10-7选取齿宽系数4）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数1

13、89.8Mpa1/25)由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2600MPa6）由机械设计（第八版）式10-13计算应力循环次数 N160n1jLh60×259.459×1×（2×8×300×8）5.978×108 N2N1/3.71.612×1087)由机械设计（第八版）图10-19查得接触疲劳强度寿命系数KHN10.90；KHN20.988)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由机械设计（第八版）式10-

14、12得 H10.90×650MPa585MPa H20.98×600MPa588MPa（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值。 =61.111mm （3）计算圆周速度。v=3.14×61.111×259.459/60×1000=0.830m/s （4）计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×61.111mm=61.111mmmt=d1t/z1=61.111/24=2.546mm（5）计算齿宽与齿高之比b/h齿高 h=2.25mt=2.25×2.546mm=5.729mm b/h=61.111/5.729=10

15、.667（6）计算载荷系数K 已知载荷平稳，由机械设计（第八版）表10-2查得，所以取KA=1 根据v=0.830m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系数KV=1.04；由机械设计（第八版）表104查得小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417 由机械设计（第八版）表103查得KH=KF=1。 由b/h=10.667，KH=1.417查机械设计（第八版）图10-13得KF=1.325故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.04×1×1.417=1.474按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计（第八版）式（1010a）得 d1=63.

16、724mm（7）计算模数m m=d1/z1=63.724/24=2.655mm按齿根弯曲强度设计 （1）确定公式内的各计算参数值1）由机械设计（第八版）图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=550MPa, FE2=400MPa;2）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计（第八版）式（10-12）得 F1=KFN1FE1/s=0.85×550/1.4=333.929MPa F2=KFN2FE2/s=0.90×400/1.4=257.143MPa

17、4）计算载荷系数K。 K=KAKVKFKF=1×1.04×1×1.325=1.3785）查取齿形系数。由机械设计（第八版）表10-5查得 YFa1=2.65；YFa2=2.2026)查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.7797）计算大小齿轮的并加以比较=2.56×1.58/333.929=0.0121=2.202×1.779/257.143=0.01523 大齿轮的数值大。（2） 设计计算 =1.972mm 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

18、的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，儿齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数1.972mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=61.111mm，算出小齿轮的齿数 z1=d1/m=61.111/2=30.55631大齿轮齿数 z2=3.7×31=114.7115 这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=31×2mm=62mm d2=z2m=115×2mm=230mm(2)计算中心距 a=d1+

19、d2/2=62+230/2=146m0m(3)计算齿轮宽度 b= dd1=1×62mm=62mm取B1=65mm,B2=70mm。以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件。5.2高速级齿轮传动设计 选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（2）运输机为一般工作机，速度不高，故选用精度等级选用7级精度；（3）根据所给要求的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（4）试选小齿轮齿数z131，大

20、齿轮齿数z2z1×i2=31×3.7=114.7，取z2=115。齿数比=115/31=3.7按齿面接触强度设计设计计算公式为 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选Kt1.7。 2）由机械设计（第八版）表107选取尺宽系数d1。 3）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa1/2 4）由机械设计（第八版）图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1650MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2600MPa； 5）由机械设计（第八版）式1013计算应力循环次数N160n1jLh60×960×1×

21、（2×8×300×8）2.21×109 N2N1/3.71.612×108 6）由机械设计（第八版）图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.98 7）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由机械设计（第八版）式（1012）得 H10.90×650MPa585MPa H20.98×600MPa588MPa(2)计算1)试计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小值。 =43.794mm 2)计算圆周速度。v=3.14×43.794×960/60×1000=2.200

22、m/s3)计算齿宽b及模数mb=dd1t=1×43.794mm=43.794mmmt=d1t/z1=43.794/31=1.413mm4)计算齿宽与齿高之比b/h齿高 h=2.25mt=2.25×1.413mm=3.179mm b/h=43.794/3.179=13.7765)计算载荷系数K 已知载荷平稳，由机械设计（第八版）表10-2查得，所以取KA=1 根据v=2.2m/s,7级精度，由机械设计（第八版）图108查得动载系数KV=1.10； 由机械设计（第八版）表104查得小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417 由机械设计（第八版）表103查得KH=KF=1。 由

23、b/h=7.556，KH=1.417查机械设计（第八版）图10-13得KF=1.29故载荷系数 K=KAKVKHKH=1×1.10×1×1.417=1.5596)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计（第八版）式（1010a）得 d1=42.547mm7)计算模数m m=d1/z1=42.547/31=1.372mm按齿根弯曲强度设计由机械设计（第八版）式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算参数值由机械设计（第八版）图10-20c查得小、大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=550MPa, FE2=400MPa;由机械设计（第八版）图1

24、0-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计（第八版）式（10-12）得 F1=KFN1FE1/s=0.85×550/1.4=333.929MPa F2=KFN2FE2/s=0.90×400/1.4=257.143MPa计算载荷系数K。 K=KAKVKFKF=1×1.10×1×1.29=1.419查取齿形系数。由机械设计（第八版）表10-5查得 YFa1=2.97；YFa2=2.2686)查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得Ysa1=1.52；Ysa

25、2=1.736计算大小齿轮的并加以比较=2.97×1.52/333.929=0.01352 =2.268×1.736/257.143=0.01527大齿轮的数值大。（2）设计计算m=1.6412mm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强度所决定的承载能力，儿齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的的模数1.6412并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=42.547mm，算出小齿轮的齿数 z1=d1/m=42.547/2=21.27422大齿轮齿数

26、 z2=3.7×22=81.482 这样设计出的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=z1m=22×2mm=44mm d2=z2m=82×2mm=164mm(2)计算中心距 a=d1+d2/2=44+164/2=104mm(3)计算齿轮宽度 b= dd1=1×44mm=44mm取B1=45mm,B2=50mm。（4）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件 由于减速器为同轴式，要求高低速级

27、齿轮中心距相等。且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。5.3齿轮结构设计参数表5-1 齿轮的参数高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.7模数（mm）2中心距（mm）146啮合角齿数3111531115齿宽（mm）65706570直径（mm）分度圆6223062230齿根圆5722557225齿顶圆6623466234第6章 轴的初步设计计算6.1轴的材料选择根据轴的工作条件，初选轴材料为45钢，调质处理。6.2高速轴的设计计算高速轴轴的最小直径估算 由机械设计（第八版）中（15-2）进行最小直径

28、估算，即d当该轴段上有一个键槽时，d增大5%7%；当有两个键槽时，d增大10%15%。A0取值为120。 d'1min=120×3（2.975/960）mm=17.495mm这是安装联轴器处轴的最小直径，由于此处开键槽，其值应该增大5%7%，所以 d1min=d'1min（1+6%）=18.545mm由于与联轴器配合，所以同时选取与之相适应的联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1查机械设计（第八版）表14-1，根据要求选KA=1.3，Tca=KAT1=1.3×29.595×103N·mm=38473.5N·mm=3.874

29、35×104N·m按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5843-2003或手册，选用GY6凸缘联轴器，其公称转矩为900N·m，孔径d1-2=38mm,L=82mm,许用转速为6800r/min,故适用。轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案图6-1 高速轴2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径为满足半联轴器的轴向定位要求，2-3轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取2-3段的直径d2-3=44mm。初步选择滚动轴承。由轴承受力分析，参照工作要求并根据d1-2=38mm,从GB/T 276-1994中选取深沟球轴承6009，其参数为d

30、15;D×B=45mm×75mm×16mm,da=51mm,Da=69mm,基本额定动载荷Cr=21.0kN,基本额定静载荷C0r=14.8kN,所以d2-3=44mm取安装齿轮处的轴段4的直径d3-4=45mm轴环直径，根据齿轮的轴向定位要求确定，d4-5=47mm右端用轴肩定位，取h=4mm，轴5-6段的直径d5-6=54mm，轴环宽度b1.4h，故取l5-6=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此套筒左端高度为3mm,且有d6-7=52mm滚动轴承处轴段直径，同一个轴上安装的两个滚动轴承是同一型号，所以d7-8=d3-

31、4=45mm3)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度为满足半联轴器的轴向定位要求,L1-2=60mm.由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，L2-3=34mm由滚动轴承、挡油环尺寸及装配要求等确定，L3-4=44mm由高速及小齿轮宽度b1=65mm确定，L4-5=63mm轴环宽度，L5-6=10mm考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，L6-7=29mm与深沟球轴承6005相配合确定，L7-8=22mm3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键链接。按1-2段由机械设计教材表6-1查得平键截面b×h=10mm×8mm齿轮与轴的周向定位选用平键1

32、0mm×8mm×50mm, 为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。作用在轴上的力高速级小齿轮的分度圆直径d=44mm,Ft=2T/d=2×29.595N·m/44×10-3=1345.227NFr=Ft·tan=1345.227N×tan20=489.623NFn=Ft/cos=1345.227N/cos20=1431.560N轴上载荷的计算 载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=760.987NFNH2=584.240NFN

33、V1=276.977NFNV2=212.646N弯矩MMH=45278.727N·mmMV1=16480.132N·mmMV2=16480.065N·mm总弯矩M1=48184.623N·mmM2=48184.600N·mm扭矩t T1=29595N·mm按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力ca=25.676MPa已选定轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得，因此，故安全。6.3中速轴的设计计算按转矩确定轴的最小直径功率（）转速（）转矩（）2.857

34、259.459105.159作用在轴上的力高速级大齿轮分度圆直径d1=164mm,Ft1=2T/d1=2×105.159N·m/164×10-3=1282.427NFr1=Ft1·tan=1282.427N×tan20=466.765NFn=Ft1/cos=1282.427N/cos20=1364.730N高速级小齿轮分度圆直径d2=62mm,Ft2=2T/d2=2×105.159N·m/62×10-3=3392.226NFr2=Ft2·tan=3392.226N×tan20=1234.669N

35、Fn=Ft2/cos=3392.226N/cos20=3609.932N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计（第八版）表15-3，取A0=120,于是得 d2min=120×3（2.857/259.459）mm=26.697mm中速轴的设计计算（1）拟定轴上零件的装配方案表6-2 中速轴 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 初步选择滚动轴承。因轴承只受有径向力作用，故选用深沟球滚子轴承，参照工作要求确定d1-2=d5-6=50mm，其尺寸为d×D×B=50mm×80mm×16mm,左右两端滚动轴承采用套筒进行

36、轴向定位，由查得轴承定位轴肩高度h=4mm，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为4mm。 取安装齿轮的轴段2-3和4-5直径d2-3=d4-5=54mm。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮齿宽B1=70mm,小齿轮齿宽B2=65mm，为了使套筒压紧齿轮端面故取L2-3=68mm，L4-5=63mm。 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度，取h=3.5mm，则d3-4=62mm，考虑高低速轴的配合，取L3-4=100mm。 大齿轮左端面与箱体间距，小齿轮右端面与箱体间距，考虑箱体铸造误差，故L1-2=L5-6=a+s+B=(19+8+13)mm=40mm。至此，已初步确定了中间轴的各段直径

37、和长度。2）轴上零件的周向定位大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按查选用平键16mm×10mm×56mm，小齿轮周向定位按查选用平键16mm×8mm×50mm。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。3）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考机械设计（第八版）表15-2，取轴端倒角。上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算 载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1820.978NFNH2=2853.675NFNV1=662.78

38、9NFNV2=1038.675N弯矩MMH1=104706.235N·mmMH2=185488.875N·mmMV1=38110.368N·mmMV2=67513.875N·mm总弯矩M1=111426.190N·mmM2=197393.632N·mm扭矩t T1=105159N·mm按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力 ca=3.034MPa，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。6.4低速轴的设计计算按转矩确定轴的最小直径功率（）转

39、速（）转矩（）2.74470.124373.698作用在轴上的力低速级大齿轮分度圆直径d1=230mm,Ft=2T/d=2×373.698N·m/230×10-3=3249.548NFr=Ft·tan=3249.548N×tan20=1182.739NFn=Ft/cos=3249.548N/cos20=3458.097N初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取A0=120,于是得 d2min=120×3（2.744/70.124）mm=40.740mm低速轴的设计计算（1）拟定轴上零件的装配方案表6-3 低

40、速轴 1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。联轴器的设计计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则Tca=KAT3=485.807N·m.。按照，查标准GB/T 58432003，选用GYS6型凸缘联轴器，其公称转矩为900N·m。半联轴器孔径d=d7-8=42mm,半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。 为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，取该段直径d7-8=42mm，则取6-7段直径d6-7=50mm，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=d5-6=

41、55mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7-8段直径比略短L1=84mm，取L7-8=82mm。 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d6-7=50mm,其尺寸为d×D×B=55mm×90mm×18mm，故d1-2=d5-6=55mm，而L1-2=18mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度h=5mm，因此取d2-3=65mm。 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=62mm，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短

42、于轮毂宽度，故取L4-5=68mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=5mm。则轴环处的直径d3-4=72mm，轴环宽度，取L3-4=7mm。 轴承端盖由减速器及轴承端盖的结构设计而定根据轴承端的装拆，故取L6-7=48mm。 取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，故L5-6=a+s+B=19mm+8mm+ 18mm=45mm。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取L2-3=20mm。轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按L4-5=68mm,选用平键18mm×11mm×50mm，同时

43、为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接按d7-8=42mm选用平键12mm×8mm×63mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为求轴上载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。 载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1911.499NFNH2=1338.049NFNV1=695.529NFNV2=487.010N弯矩MMH1=160565.916N·mmMH2=160565.880N·mmMV1

44、=58424.436N·mmMV2=58441.200N·mm总弯矩M1=170864.941N·mmM2=170870.640N·mm扭矩t T1=70124N·mm按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力ca=1.196MPa，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计（第八版）表15-1查得，因此，故安全。第7章 滚动轴承的选择计算轴承预期寿命 L'h=8×300×8×2=38400h7.1高速轴上滚动轴承的选择计算7.1.1 轴上轴承的选择

45、选用深沟球轴承6009，其参数为d×D×B=45mm×75mm×16mm,基本额定动载荷Cr=21kN。7.1.2 轴上轴承寿命计算 1、两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程可知，FNH1=760.987N；FNH2=584.240N；FNV1=276.977N；FNV2=212.646N； 2、轴承当量动载荷和查机械设计（第八版）表13-6，载荷系数，验算轴承寿命因为，所以按照轴承1的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7.2中速轴上滚动轴承的选择计算轴上轴承的选择选用深沟球滚子轴承6010，参照工作要求确定d1-2=d5-6=50mm，其尺寸

46、为d×D×B=50mm×80mm×16mm,Cr=22.0KN 轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程可知，；，；2、轴承当量动载荷和查机械设计（第八版）表13-6，载荷系数， 验算轴承寿命因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7.3低速轴上滚动轴承的选择计算 7.3.1 轴上轴承的选择 深沟球轴承，参照工作要求并根据d6-7=50mm,其尺寸为d×D×B=55mm×90mm×18mm，Cr=31.5KN 轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程可

47、知，；，；，。2、轴承当量动载荷和查机械设计（第八版）表13-6，载荷系数，验算轴承寿命因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。第8章 键连接的选择计算普通平键链接的强度条件为 ，键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计（第八版）表6-2取。8.1电机上键键连接的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.2轴上键连接的选择计算小齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.3轴上键连接的选择计算 大齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。小齿轮处

48、键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.4轴上键连接的选择计算 大齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。 联轴器周向定位键取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。第9章 联轴器的选择联轴器的设计计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则Tca=KAT3=485.807N·m.。按照，查标准GB/T 58432003，选用GYS6型凸缘联轴器，其公称转矩为900N·m，符合要求。第10章 润滑和密封类型的选择10.1润滑方式：根据前面计算，齿轮最大圆周速度，故采用浸油润滑。10.2 润滑油根据工作环境，选择50号机械润滑油。按每传递1kw的功率需油量为0.350.7L来计算，所需润滑油量为：0.5×2.975=1.488L滚动轴承的速度因素：dn=d3-4×n1=45×960=43200mm·r/min2×105mm·r/min,所以滚动轴承可采用脂润滑。10.3 密封类型的选择机体与机盖之间的密封使连接处凸缘有足够的宽度，连接表面应精刨，保证机盖与机座连接处的可靠密封，表面粗糙度