2020年二级分流式减速器设计

1、 结果一、设计任务书总体布置简图如右图所示工作条件：使用年限为15年，(每年工作300天),两班制,带式运输机工作平稳，转向不变。原始数据运输带曳引力F(N)：1900运输带速度V(m/s)：1.6滚筒直径D(mm)：350设计内容(1)(2)(3)(4)(5)(6)(7)(8)L=72000hF=1900NV=1.6m/sD=350mm电动机的选择与运动参数计算传动装置的设计计算轴的设计滚动轴承的选择与校核键的选择和校核联轴器的选择装配图、零件图的绘制编写设计计算说明书计算过程及其说明设计任务减速器总装配图一张低速轴、闷盖零件图各一张(3)设计说明书一份第一阶段：第二阶段第三阶段第四阶段总体

2、计算和传动件参数计算轴与轴系零件的设计轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写设计进度(1)(2)(3)(4)二、传动方案的拟定分流式二级圆柱齿轮传动由设计任务书知传动类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。三、电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机Y系列2、选择电动机容量：工乍机所需功率PwPw=FV/1000=1900X1.6/1000=3.04kwn=60X1000V/nDw=87.4r/min(2)电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为

3、P=P/ndw试中n为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即耳二耳2g2g3133其中，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承123的效率，取=0.99，=0.96，=0.98123=223133=0.992x0.962x0.983=0.85电动机的输出功率为P=P/ndw=3.04/0.85=3.58kw(3)确定电动机的额定功率Ped选定电动机的额定功率P=4kwed3、选择电动机的转速n=87.4r/minw该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，=3612则总传动比可取i=9，i=3612则电动机转速的可选范围为Pw=3.04kwn=87.4r/minwn=0.85Pd=3.58kwP=4kw

4、edn=9n=9X87.4=786.6r/mind1wn=36n=36X87.4=3146r/mind2w可见同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：n=786.6r/mind1n=3146r/mind2、.1?万案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传种装置总传动比同步、,片+1、.满载1Y132M1-6410009607310.982Y112M-44150014404316.483Y112M-243000289

5、04533.07表1电动机方案比较表（指导书表20-1）由表中数据可知，方案1的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M-6电动机型号Y132M-6型号HABCDEFXGDGY132M-613221617889388010X833KABADACHDAABBHAL1228021013531560238185154、电动机的技术参数和外型、安装尺寸表2电动机参数（指导书表20-2）四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比in/n=960/87.4mw=10.98（2）分配各级传动比i=10.98取高速级的圆柱齿轮传动比i=3.52，则低

6、速级的圆柱齿轮i=3.5211的传动比i为2i=i/i21=10.98/3.52=3.12由指导书表2-1及表2-2知，传动比合理五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为轴I,减速器高速级轴为轴II,中速轴为轴III,i2=3.12低速级轴为轴W,带轮轴为轴V,则n=n=n=960r/minIIImnn=if=960/3.52r/min=272.73r/minini1nn=nuii272.73/3.12r/miniVVi2=87.4r/min2.按电动机额定功率P计算各轴输入功率edPP=4kwiedyP5kw=3.96kw3.各轴转矩PiiiPiVPi=3.969698kw=3

7、.73kwPii=3.739698kw=3.51kwPPv雪耳月.519899kw=3.40kwPT9550 x=9550X4/960N-min=39.79N-mPT9550Xf=9550X3.96/960N-miinii=39.39N-mPT9550 x十=9550X3.73/272.73N-miiiniii=130.61N-mPT9550 x十=9550X3.51/87.4N-miVniV=383.53N-mnnn=96iiim0r/minn=272.73r/miniiin87.4r/miniVn=87.4r/minVP=4kwiP=3.96kwiiPiii=3.73kwPiV=3.51k

8、wPV=3.40kwT=39.79N-mT=39.39N-miiTii=130.61N-mT=383.53N-miVT=371.51N-mV7级精度(GB10095-88)小齿轮:40Cr(调质)275HBS大齿轮:45钢(调质)236HBSZ=251Z=882u=3.521B=14PT二9550Xf=9550X3.40/87.4N-mVnV=371.51N-m将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速(r/min)960960272.7387.487.4功率（kw）43.963.733.513.40转矩(N-m)39.7939.

9、39130.61383.53371.51传动比13.523.121效率耳0.990.940.940.97六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择。查图表（P表10-1）,选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为275HBS,大齿轮材料为45钢（调质）,硬度为236HBS，二者的硬度差为39HBS。d.初选小齿轮齿数Z=25,则大齿轮齿数1Z=3.52X25=882u=3.521e.初选螺旋角B=14f选取齿宽系数0:0=1.2dd2）按齿

10、面接触强度设计按下式试算d1t3時書da10=1.2dkt1=1.6分流式小齿轮传递的转矩T=T/2II=19.70N-m查图表（P图10-30）选取区域系数Z=2.433H（表10-6）选取弹性影响系数Z=189.8MPa2E查图表（P图10-26）得=0.768，=0.87a1a2=+=0.768+0.87=1.638aa1a2许用接触应力B=600MPa,B=530MPaH1H2则a=（t+a）/2HH1H2=（600+530）/2=565MPa由式N=60njLh计算应力循环次数N二60njL11h=60X960X1X72000=4.15X109N二N/3.5221T=19.70N-m

11、1Z=2.433HZE=1898MPa2E=0.768a1=0.87a2=1.638ala=600MPaH1a=530MPaH2b=565MPaHN=4.15X1091N=1.178X1092=4.15X109/3.52=1.178X1092)计算2x1.6x19.70 x1033.52+1f2.433X189.8）/1.2x1.6383.52（565丿a按式计算小齿轮分度圆直径d1td1t2mmd1t=30.19mm=30.19mmb.计算圆周速度V=兀dn/60 x100011t1=3.14X30.19X960/（60X1000）m/sV1=1.52m/s=1.52m/sc.计算齿宽b及模

12、数mntd.e.f.g.b=d=1.2X30.19mm=36.23mmd1tm=dcosB/Z=1.17mmnt1t1h=2.25m=2.25X1.17mm=2.64mmntb/h=36.23/2.64=13.74计算纵向重合度气=0.318ZtanBPd1=0.318X1.2X25Xtan14o=2.378计算载荷系数K使用系数K=1,根据V=1.52m/s,7级精度查图表（P图A10-8）得动载系数K=1.08v查图表（P表10-3）得齿间载荷分布系数K二K=1.4HaFa由公式K=1.12+0.182+0.23x10-3bHPd得K=1.12+0.18x1.22+0.23x10-3x36

13、.23HP1=1.387查图表（P图10-13）得K=1.352FP1由式K二KKKKAVHaHP得载荷系数K=1X1.13X1.4X1.387=2.1941按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式得d1mm=33.54mm计算模数代1b=36.23mmm=1.17mmnth=2.64mmb/h=13.74P=2.378K=1AK=1.08vK=1.4HaK=1.4FaKHP1=1.387KFP1=1.352K1=2.194d1=33.54mm 1 m=dcosB/Z=33.54Xcos140/25mmn111=1.3mm3）按齿根弯曲疲劳强度设计0YY碍计算Fm=1.3mmn12KTYcos2按

14、式m1些n19Z2d11a1）确定计算系数a.计算载荷系数由式K二KKKKAVFaF0得个1.13.4.352-2.14b.根据纵向重合度*=2.378查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数Y0=0.87c.计算当量齿数Z=Z/cos30=25/cos314o=27.37V1=Z/cos30=88/cos314o=96.332d.ZV2查取齿形系数查图表（P表10-5）1=2.563Y=2.187Fa2e.查取应力校正系数查图表（P表10-5）f.Y=1.604Sa1计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4鷺2=1-786弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88。查得小

15、齿轮弯曲疲劳强度极限afe1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限fe2=380MPa，由式KaSK=2.141Y=0.870得=0.85X500/1.4MPa=303.57MPa1=0.88X380/1.4MPa=238.86MPa2Z=27.37V1Z=96.33V2=2.563Fa1=2.187Fa2=1.604Sa1=1.786Sa2S=1.4K=0.85FN1K=0.88FN2a=500MPaFE1a=380MPaFE2a=303.57MPa1a=238.86MPa2YYg.计算大小齿轮的倚丫并加以比较FYY層=2.563X1.604/303.57=0.01354F1YYEHF2=2

16、.187X1.786/238.86=0.01635YY11F1=0.01354YYF2d2=0.01635大齿轮的数值大2)设计计算mn13：2X24X1970灯03X87Xcs214。x0.01635mm31.2x252x1.638=0.97mm由以上计算结果，取mm=2，按接触疲劳强度得的分度圆直径d1=33.54mm计算应有的齿数Z二dxcos0/m=33.54Xcos14o/2=16.2711n取Z=28，则Z二uZ=3.52X28=9812114)几何尺寸计算1)计算中心距m(Z+Z)2x(28+98)a=旳12=mm12cos02Xcos14o=129.86mm将中心距圆整为130

17、mm2)按圆整的中心距修正螺旋角0=arccosm(Z+Z)n11Z2a1=arccos2x(28+98)2X130=14o1512m=2mmn1Z=281Z=982a1=130mm0=14o1512因0值改变不多，故参数a，K0，ZH等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径d=Zm/cos0=28X2/cos14o151211n1d=57.78mm1d=202.22mm2=57.78mmd=Zm/cos0=98X2/cos14o15122n1=202.22mm计算齿轮宽度B=75mmb=Qd=1.2X57.78mm=69.34mm1d1圆整后取B=75mm，B=70mm125）结构设计由eV2m，

18、小齿轮做成齿轮轴t1B=70mm2由160mmd2.323tu+1u21）确定公式内各计算数值a试选Kt2=1.3b.确定小齿轮传递的转矩T二T=130.61N-m3III=1.3061X105N-mm查图表（P表10-6）选取弹性影响系数Z=189.8MPa2E查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa,=530MPaHlim3Hlim4由式确定应力循环次数N二60njL=60X272.73X1X72000=1.178X1097级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）275HBS大齿轮：45钢（调质）236HBSZ=253Z=7840=1.2d2K=1.

19、3t2T=1.3061X3105N-mmZ=189.8MPa2E=600MPaHlim3=530MPaHlim4N=1.178X1093N=3.776X10*84K=0.90HN3K=0.95HN4S=133h =0.9X600MPa=540MPaH3=0.95X530MPa=503.4MPaH42）计算a.由式试算小齿轮分度圆直径d，代入t中的较小值3tHQ=540MPaH3B=503.4MPaH4G=503.4MPa得d2.323t1222ud22=2.32x1.3xl.3O61xlO53.12+1（189.93.121503.4丿1.22mmd69.22mm3t=69.22mmb.计算圆

20、周速度匕V=兀dn/60 x100033tIII=3.14X272.73X69.22/60000m/s=0.99m/s计算齿宽b3b=d=1.2X69.22mm=83.06mm3d23t计算模数、齿宽高比模数m=d/Z=69.22/25mm=2.77mmt23t3齿高h=2.25m=2.25X2.77mm=6.23mm3t2则b/h=83.06/6.23=13.3333e.计算载荷系数根据V=0.99m/s,7级精度，查图表（P图10-8）得3动载荷系数K=1.06,直齿轮K二K=1,由=1.2V2Ha2Fa2d2和b=83.06mm，根据式得K=1.3983H卩2由b/h=13.33和K=1

21、.398查图表（P图10-13）33HP2得K=1.352FP2V3=0.99m/sb=83.06mm3m=2.77mmt2h=6.23mm3b3/h3=13.33K=1.06V2K=1Ha2Ka=1Fa2K=1.398HP2K=1.352FP2H4故根据式得K=1.4822f.按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得d=72.31mm3g.计算模数m2m=d/Z=72.31/25mm=2.89mm2333）按齿根弯曲强度设计计算公式为F|X221）确定公式内各计算数值a.查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa。FE

22、4b.查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85FN3KFN4=0.88c.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S2=】.4，K式0_|=FNFEFS1K=FN3FE3F3S2=0.85500/1.4MPa=303.57MPa1K=FN4FE4F4S2=0.88K2=1.482d=72.31mm3m=2.89mm2=500MPaFE3=380MPaFE4K=0.85FN3K=0.88FN4S=1.42=303.57MPaF14=236.86MPa380/1.4MPa=236.86MPaK2=1.433d.计算载荷系数K2。由式得K2=1X1.06X1X1.352=1.433YF

23、a3=2.62e.查取齿形系数。查图表（P表10-5）得Y=2.62Y=2.224Fa3FOAf.查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得Y=1.59sa3Y=2.224Fa4=1.59sa3=1.758sa4Y=1.758sa4YYg.计算大、小齿轮的書，并加以比较F 1 YYa3a3F3=2.62X1.59/303.57=0.01372YYa3a3F3=0.01372YYa4=2.224X1.758/238.86=0.01637YY=0.01637F4F4大齿轮的数值大2）设计计算;2x1.433x1.3061x10531.2x252x0.01637mm=2.01mm由以上计算结果,取模

24、数m=3mm。按分度圆直径d=72.31mm23计算应有的齿数得Zd/m=72.31/3=24.1取Z=25，则3323ZuZ=3.12X25=784234)几何尺寸计算1)计算中心距m(Z+Z)a234=3X(25+78)/2mm=154.5mm222)计算分度圆直径dmZ3x25mm=75mm323m=3mm2Z=253Z=784a2=154.5mmd=75mm3d=234mm4dmZ3x78mm=234mm243)计算齿轮宽度B=95mm3bQd=1.2X75mm=90mm3d23B4=90mm取B3=95mm，B4=90mm（5）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用

25、腹板式结构七、轴的设计（一）高速级轴（轴II）的设计已知P=3.96kw,n=960r/min,T=39.39N-mIIIIIITT/2=19.70N-mII1.求作用在齿轮上的力2TcosBF+=2X19.70X103Xcos14。1512”/57.78Nt1d=660.92NFr1Ftana11nCOSP660.92Xtan2Oocos14ol512”N=248.19NF=660.92Nt1F=248.19Nr1FFtanP660.92Xtan14o1512N=167.85Na1t1F=167.85Na1圆周力F，径向力F及轴向力F的方向如图所示t1r1a12初步确定轴的最小直径。先按式d

26、-Ao37d、16.84mmIImin初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理。查图表（P表15-3），取A0II=105，得dIImin0IImm=16.84mmT=51.21N-mcaII输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为11)cad=35mmIImin查图表（P表14-1）,取K=1.3，则T=1.3X39.39N-mAcaII=51.21N-m根据T=51.21N-m及电动机轴径D=38mm,查标准caIIGB4323-84,选用TL6型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径d=35mmmin3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案

27、。经分析比较，选用如图所示的装配方案IIIIIVHI2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度f71）联轴器采用轴肩定位，I-II段d=35mm，由式h=I-II0.07-0.1）d，取dII-III=38mm，轴端用轴端挡圈固定D=45mm1d=35mmI-II查图表（指导书表13-19）,取挡圈直径D1=45mm,LI-II=80mmL=80mmI-II2）初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据d=38mm，II-III查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008,其尺寸为dXDXB=40mmX68mmX15mm，故d=

28、d=40mmIII-IVVII-VIII3）取d=44mm,L=L=80mmV-VIIV-VVI-VII4）由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离L=8+C+C+（5:10）mm，取L=60mm,采用凸1121缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40.2mm,到联轴器的距离为15.8mm,则L=56mmII-III5）取小齿轮距箱体内壁的距离为a=12mm,大齿轮2和2与1齿轮3之间的距离c=10mm,滚动轴承端面距箱体内壁S=12mm则L=B+S+a(LB)1III-IVIV-V1=15+12+12-5=34mmLVIIVIII=LIIIIV=34mmL=B+2c5=110mmVVI33）

29、轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接,按d=35=mm,L=80mm查图表（P表6-1）选用键IIIIIIbxhxl=10mmX8mmX70mm。d=38mmII-IIIL=56mmII-IIId=40mmIII-IVL=34mmIII-IVL=80mmIV-Vd=44mmV-VIL=110mmV-VIL=80mmVI-VIId=40mmVII-VIIIL=34mmVII-VIIIa=12mm1c=10mmS=12mm1L=60mm1I-II段：键C10X70GB1096-79滚动轴承内圈与滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角

30、和倒角尺寸查图表（P表15-12）,取轴端倒角为1.6X45。，各轴肩处圆角半径为R1中速轴（III轴）的设计已知P严7kw，Tm=13061Nm，镭=272.73r/min1求作用在齿轮上的力F二F=660.92N,F二F=248.19N,F二F=167.85Nt2t1r2r1a2a12TF二班=2X130.61/0.075N=3482.93Nt3d3轴的配合：m6轴端倒角：1.6X45o轴肩圆角：R1Ft2=660.92NFr2=248.19NF=167.85Na2Ft3=3482.93NFr3=1267.68N轴上力的方向如下图所示F二Ftan200=1267.68Nr3t3轴III材料

31、：45钢调质处理dIIImin3.73-110X3药方mm=26.31mm。该轴的最小直径为安2初步确定轴的最小直径根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）,取A=110，于是得0IIId=30mmIIImin装轴承处的直径，取为d=30mmmin3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图IIIIIIIiv-.-i_i-:r2)确定轴的各段直径和长度1)根据d=30mm取d=30mm,轴承与齿轮2，2之IIIminI-II间采用套筒定位，取d=d=32mm，齿轮2与齿轮II-IIIV-VI3之间用套筒定位，取diii-IV=34mm，齿轮3

32、采用轴肩定位,取h=3mm，则div-V=40mm，由于轴环宽度轴II的设计，取L=bIV-V=c=10mmIV-V因为B3=95mm=70mm取LIII-IV=92mm，则2)3)d=M27I-IL=16mmI-1d=30mmI-IIL=42.5mmI-IId=32mmII-IIIL=80mmII-IIILII-III=B+c+(BL23III-IV)-3=70+10+3-3mm=80mmL=B2=70-2mm=68mmV-VI2初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N2

33、06，其尺寸为dXDXB=30mmX62mmX16mm。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88(指导书表13-17)选用M27X1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm,垫片厚度s=1mm，则取Li-广LS1=12mm取a=14皿口=16mmVII-VIIS=11mm，2d=34mmIII-IVL=92mmIII-IVd=40mmIV-VL=10mmIV-Vd=32mmV-VIL=68mmV-VI，由a1=12mmd=30mmVI-VIIL=42.5mmVI-VIILI-II=L=a+SVI-VII22=14.5+11+16+3-

34、2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接dVII-VII=M27L=16mmVII-VIIa=14.5mm2d=32mm，V-VIL=68mmV-VIdIVmin112X该轴的最小直径为安S=11mm2III-IV段：键10mmX8mmX80mmII-III段及V-VI段键10mmX8mmX56mm倒角：1.0X45。圆角半径：R1F=3482.93Nt4F=1267.68Nr4按d=34mm，L=92mmIII-IVIII-IVd=32mm，B=70mmII-III2查图表（P表6-1）取各键的尺寸为III-IV段：

35、bXhXL=10mmX8mmX80mmII-III段及V-VI段：bXhXL=10mmX8mmX56mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2）,取轴端倒角为1.0X45。，各轴肩处的圆角半径为R1（三）低速轴（轴IV）的设计已知P=3.51kw,T=383.53N-m,n=87.4r/minIVIV1求作用在轴上的力F二F=3482.93NF二F=1267.68Nt4t3r4r32初步确定轴的最小直径按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取A=112，于是得0IV轴IV联轴器：HL3型弹性

36、柱销联轴器D=42mmL=112mmd=42mmIVmin装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。根据式（，查图表（P表14-1）,取kam，则T=1.3X383.53N-m=498.59N-mcaIV根据T=498.59N-m，查标准GB5014-85（指导书表17-4）caIV考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL3型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm,其轴孔长度L=112mm,则轴的最小直径d=42mmIVmin3轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案3 3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度2）1）取dvm-IX=42mm，为了满足半联

37、轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取dvn-VIII=48mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取D2=55mm，L=110mmVIII-IX2）初步选择滚动轴承根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6210,其尺寸为dXDXB=50mmX90mmX20mm故d=d=50mmI-IIVI-VII3）轴承采用套筒定位，取d二d=58mm，II-IIIV-VIL=L=36mmI-IIVI-VII4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段dIII-IIIIV-IV=62mm,齿轮采用轴肩定位，根据h=(

38、0.07-0.1)d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则J“=74mm，轴环宽度b214h=1.4X5mm=7mm，取L=10mmIV-V5）查图表（指导书表13-21)，已知B4=90mm。d=50mmI-IIL=36mmI-IId=58mmII-IIIL=81mmII-IIId=62mmIII-IIIL=8mmIII-IIId=62mmIV-IVL=89.7mmIV-IVd=74mmIV-VL=10mmIV-Vd=58mmV-VIL=81mmV-VId=50mmVI-VIIdIII-IV=57.8mmLIII-IV=2.3mm(S=2mmL=36mmVI-VIILIV-IV=89.

39、7mmLIII-III=8mmd=48mmVII-VIII6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离S=10mm，则LII-III=S3+a2+B2+c+2.5-(n+S)-16=(10+14.5+70+10+2.5-8-2-16)mm=81mmL=S+a+B+c+2.5-L-16V-VI322IV-VL=60mmVII-VIIId=42mmVIII-IXL=110mmVIII-IX =（10+14.5+70+10+2.5-10-16）mm=81mm7）根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离L=60mm，及1S=10mm,B=20mm,根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽3度为39.6

40、mm,轴承盖与联轴器之间的距离为S、=20.4mm盖-联则L=60mmVII-VIII3）轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接,根据d=62mm,L=89.7mmIV-IVIV-IVd=42mm,L=110mmVIII-IXVIII-IX查图表（P表6-1）得IV-IV段：bXhXL=18mmX11mmX80mmVIII-IX段:bXhXL=12mmX8mmX100mm滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证,选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-12）,取轴端倒角尺寸为1.6X45。轴上圆角R=R=R=R=1.0mm,R=R=R=1.6m

41、mIIVIVIIVIIIIIIIVVS=10mm3S=20.4mm盖-联轴用弹性挡圈：挡圈GB894.1-86-62滚动轴承：6210轴端挡圈：挡圈GB892-8655IV-IV段：键18X80GB1096-79VIII-IX段：键C12X100GB1096-79滚动轴承与轴的配合：m6轴端倒角：1.6X45。轴上圆角：R=R=R=RIIVIVIIVIII=1.0mmR二R二R=IIIIVV1.6mm4求轴上的载荷轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=162mm,将该截面的所受

42、弯矩和扭矩列于下表表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力FF二F=633.84NNH1NH2F二F=1741.465NNV1NV2弯矩M=102682N-mmHM=282117.33N-mmV总弯矩MM=300222.89N-mm扭矩TT=407502.81N-mm5.按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力C=11.727MPacaC=60MPa-1L=72000hhF=299.62Nr=3r_Jm2+(aT)2_J300222.892+(0.6X407502.81)2caW兀623/32-18

43、X5.5(62-5.5)2/2x62=244501.69/20849.146MPa=11.727MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表(P表15-1)得=60MPa，因此CVr，故轴安全。-1ca-1八、轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为L=72000hh1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称,只需要计算一个，其受力FF2+F2=299.62N，F=0，F=0r*r1t1aa=3，转速n=960r/min1)查滚动轴承样本(指导书表15-3)知深沟球轴承6008的基本n=960r/min额定动载荷C=13200N,基本额定静载荷C=94

44、20N02）求轴承当量动载荷P因为F=0,径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作a情况平稳，按课本（P表13-6），取f=1.2，则pP=f(XF+YF)=1.2X(1X299.62+0)Npra=359.54N3）验算轴承寿命106(C)X60nIP丿10660 x960(13200丫X(359.54丿=859127hL=72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6008。2轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知,初步选用外圈无挡边圆柱滚子轴承N206,由于受力对称，故只需要校核一个。其受力F=1176.74N，rF=0，e=10/3，n=272.73r/mi

45、na1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知外圈无挡边圆柱滚子轴承N206的基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷C=22800N02）求轴承当量动载荷P因为F=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作aC=13200NC=9420N0X=1Y=0f=1.2pP=359.54NL=859127hh深沟球轴承6008F=1176.74NrF=0a&=10/3n=272.73r/minC=36200NC=22800N0X=1Y=0f=1.2情况平稳，按课本（P表13-6），取f=1.2，则pP=f(XF+YF)=1.2X(1X1176.74+0)N=1412.09N3）验算轴承寿

46、命106(C)X60nIP丿10660 x272.73(36200)10/3X(1412.09丿=3035776hL=72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用外圈无挡边圆柱滚子轴承N2063输出轴上的轴承选择与计算P=1412.09NL=3035776hh外圈无挡边圆柱滚子轴承N206pra由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力F*F校核键连接的强度+F2=3706.46N,F=0,rr414a=3，转速n=87.4/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=27000N,基本额定静载荷C=19800

47、N02）求轴承当量动载荷P因为F=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作a情况平稳，按课本（P表13-6），取f=1.0，则pP=f(XF+YF)=1.X(1X3706.46+0)Npra=3706.46N3）验算轴承寿命106(C)X60nIP丿10660 x87.4(27000丫X13706.46丿=73714hL=72000hh故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接F=3706.46NrF=0an=87.4/minC=27000NC=19800N0X=1Y=0f=1.0pP=3706.46NL=73714hh1）

48、由轴II的设计知初步选用键C10X70，T=39.39N-mII2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力G1=100-120MPa，取G=110MPa。键的工作长度ppl=L-b/2=70mm-5mm=65mm，键与轮毂键槽的接触高度2Tx103k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式b=可得pkld2Tx103ikld=2X39.39x103/4X65X35MPa=8.66MPavb=110MPap可见连接的强度足够，选用键C10X702.齿轮2（2与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键10X56,T=T/2=65.305N-m选用键C10

49、X70GB1096-79III键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力G=100-120MPa,p=110MPa。键的工作长度l=L-b=56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度、2Tx103k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式G=可得pkld2Tx103G=珥=2X65.305x103/4X46X32MPapkld选用：键10X56GB1096-79=22.18MPaG=110MPap可见连接的强度足够，选用键10X563齿轮3与轴III的键连接1）由轴III的设计知初步选用键10X80,T=T=130.61N-mIII2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材

50、料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力G=100-120MPa,取G=110MPa。键的工作长度ppl=L-b=80mm-10mm=70mm，键与轮毂键槽的接触高度2Tx103k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式G=可得pkld2Tx103G=珥=2X130.61x103/4X70X34MPapkld选用：键10X80GB1096-79=27.44MPavG=110MPap可见连接的强度足够，选用键10X804齿轮4与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键18X80，T=T=383.53N-mIV2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力G=

51、100-120MPa，p取Gp=110MPa。键的工作长度l=L-b=80mm-18mm=62mm，键与轮毂键槽的接触高度2Tx103k=0.5h=0.5X11mm=5.5mm。由式G=可得pkldG=2J3=2X383.53x103/5.5X62X62MPapkld=36.28MPavG=110MPap可见连接的强度足够，选用键18X805联轴器与轴IV的键连接1）由轴IV的设计知初步选用键12X100,T=T=383.53N-mIV2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力G=100-120MPa,取G=110MPa。键的工作长度ppl=L-b=100m

52、m-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度、2Tx103k=0.5h=0.5X8mm=4mm。由式G=可得pkld2Tx103#kld=2X383.53x103/4X88X42MPa=51.88MPaG=110MPap可见连接的强度足够，选用键12X100十、联轴器的选择1输入轴（轴II）的联轴器的选择根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示选用：键18X80GB1096-79选用：键12X100GB1096-79型号T(N-m)tn(r/min)d(mm)2L(mm)转动惯量(kg-m2)TL6250380035820.0262输出轴（轴IV）的联轴器的选择根据轴IV的设计，选用HL3型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T(N-m)tn(r/min)d(mm)2L(mm)转动惯量(kg-m2)HL36305000421120.6一、减速器附件设计1视孔盖视孔盖：A=120mm通气器：M18X1.5油面指示器：2型油标尺M16油塞：M16X1.5吊耳：d=20mm定位销：销GB117-86A6X30起盖螺钉：M8X20齿轮润滑：L-AN22h=57mmdn1=38400mmr/mindn2=8181.9mmr/mindn3=4370mm-r/min滚动轴承脂：ZGN69-2选用A=120mm的视孔盖。2