《减速器》课程设计 1

03二月20231课程设计03二月20232一、课程设计的目的了解机械设计的基本方法，熟悉并初步掌握简单机械的设计方法、设计步骤；综合运用已学课程的有关理论和知识进行工程设计，培养设计能力，培养理论联系实际的能力，为今后进行设计工作奠定基础；通过课程设计培养独立工作能力；熟悉与机械设计有关的标准、规范、资料、手册，并培养运用它们解决实际问题的能力。培养使用资料进行计算、绘图和数据处理的能力。03二月20233二、课程设计的内容课程设计做什么？减速器设计的过程是什么样子？边计算边绘图边修改分几个阶段？每个阶段的任务？三个阶段设计步骤遇到困难怎末解决？查教材和手册,请教辅导老师。03二月20234机械设计课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置设计由输送带运送物料（砂石、砖、煤炭、谷物等）工作情况

单向运输，载荷轻度振动，环境温度不超过40℃运动要求

输送带运动速度误差不超过7%使用寿命

8年，每年350天，每天8小时检修周期

一年小修；三年大修03二月20235三、课程设计具体任务进行传动方案的设计（已拟定完成）选择电动机（功率）及传动比分配，传动装置的运动和动力参数的确定；主要传动零件的参数设计(轴2个、齿轮传动）；齿轮的结构设计；轴的结构设计，低速轴的弯扭组合强度校核；标准件的选用：轴承的选择（校核轴承的寿命）；键的选择与强度校核；联轴器的选择；减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计装配图的设计设计和绘制零件图编写设计说明书03二月20236四、设计工作量减速器装配图1张(三视图，A0图纸)；零件图2-3张（A3图纸，高速轴、低速级大齿轮等）；设计计算说明书1份。03二月20237减速器装配图参考图例03二月20238计算说明书封面格式示例03二月20239设计说明书书写格式示例03二月202310五、进度安排（2周）--仅供参考分析传动方案（已拟定完成）传动方案的总体设计（0.5天）传动零件的参数设计（3.5天）轴的设计及键的选择（1.5天）轴承及组合部件的设计、联轴器的选择（0.5天）箱体及附件的设计、润滑和密封的设计（0.5天）装配图和零件工作图的设计和绘制（1.5天）整理和编写设计说明书（2天）03二月202311六、参考资料机械设计课程上机与设计机械设计基础（教材）机械设计手册（新版）；03二月202312七、成绩评定设计计算能力；结构设计及绘图能力；查阅资料及分析问题的能力；编制设计说明书的能力；平时表现（考勤）。03二月202313八、课程设计要求在教师的指导下,由学生独立完成正确处理理论计算与结构设计的关系正确使用标准和规范保持教室安静、卫生清洁作息时间上午：8:30～11:30下午：2:30～6:00晚上请加班03二月2023设计带式输送机传动装置——圆柱直齿齿轮减速器电动机带轮系统输送带联轴器减速器传动方案运输带拉力输送带速卷筒直径工作时间使用年限2300N1.9m/s300mm两班生产10班年03二月2023电机选择及运动参数设计03二月2023取额定功率为:5.5kW的电机电动机的选择及运动参数的计算(一)电动机的选择输送带功率的确定Pw=Fv/1000(kW)=2300(N)×1.9(m/s)/1000=4.37(kW)传动效率的确定h1=0.96,h2=0.97,h3=0.99,h4=0.98,h5=0.97h=h1h2h32h4h5=0.868电动机所需功率取工况系数:k=1.05Pd≥kPwh=5.286(kW)03二月2023电动机的选择及运动参数的计算(一)电动机的选择电机转速的确定5.5kW卷筒转速:nw=60v/(pD)=121(r/min)带轮速比范围:id=2~4齿轮速比范围:ic=3~5系统速比可选范围:i=2×3~4×5=6~20原动机速比范围:nd=(6~20)nw=720~2420(r/min)额定功率5.5kW满载转速1440r/min轴直径38mm伸出长度80mm选定：电机型号：Y132S-4额定转矩：2.2N.m03二月2023电动机的选择及运动参数的计算(二)总速比的计算及传动比的分配5.5kW总速比:i=nd/nw=12则带轮速比:id=i/ic=2.6339取齿轮速比:ic=4.556高速轴输入功率:P1=Ph1=5.5×0.96=5.28kW(三)传动装置运动参数的计算1）各轴功率计算:由电机功率即带论传递功率:P=5.5kW低速轴输入功率:P2=Ph1h2h2=5.5×0.96×0.97×0.99=5.07kW03二月2023电动机的选择及运动参数的计算5.5kW高速轴转速:n1=n/id=1440/2.6339=546.718r/min(三)传动装置运动参数的计算2）各轴转速计算:低速轴转速:

n2=n/(idic)=1440/(2.6339×4.556)=120r/min3）各轴输入扭矩计算:T1=9550P1n1=9550×=92.23N.m5.28546.718T2=9550P2n2=9550×=403.488N.m5.0712003二月2023电动机的选择及运动参数的计算轴名功率(kW)转速(r/min)扭矩(N.mm)高速轴5.28546.71892.23×103低速轴5.07120403.488×1035.5kW传动装置运动参数的计算结果列表额定功率5.5kW满载转速1440r/min轴直径38mm伸出长度80mm电机参数03二月2023V带传动设计03二月2023V带传动设计(一)选择三角带型号由传动系统方案：带式输送机、工作16小时计算功率：Pc=KsP=1.3×5.5=7.15kW查表得：Ks=1.3（工况系数）选用型号：B型V带(n=1440r/min)计算功率Ps(kW)小带轮转速n(rpm)ZABCDF03二月2023V带传动设计(二)确定带轮节圆直径D1、D2查表选推荐值：Dmin=140(125)，选择D1=140mm取滑动率：e=0.02D2=idD1(1-e)=2.6339×140(1-0.02)=361.371mm取：D2=355mm带实际传动比：i’d===2.5875355140×(1–0.02)D2D1(1–e)运输机实际转速：n”===122.151r/minni’dic14402.5875×4.556误差：122.151–120120n”–n’

n’=%=1.793%<5%满足03二月2023V带传动设计(三)验算带速vv===10.556m/spD1n60×1000p×140×144060×1000≤[v]=(

5~25

)m/s合适(四)确定带长度Lp

，中心距a1）初定中心距：a0公式：0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)0.7(140+355)<a0<2(140+355)346.5<a0<990初取：a0=500mm03二月2023V带传动设计(四)确定带长度Lp

，中心距a2）计算所需带长：L0查表取：a0=500mmL0≈2a0+(D1+D2)+p2(D2–D1)24a0=2×500+(140+355)+p2(355–140)24×500=1800.659mm3）确定带的节线长度Lp和内周长度Li

：

Lp=1840mm，Li=1800mm4）确定实际中心距：aa≈a0+(Lp–L0)2=500+≈520mm(1840–1800.659)2取：

a

=500mm03二月2023V带传动设计(五)验算小带轮包角：a1a0=500mma1≈180°–×57.3°(D2–D1)a=180°–×57.3°=156.309>120°(355–140)500满足(六)确定三角带根数：ZZ=Ps(P0+DP0)KqKaKL查表：皮带单根功率P0[内插值计算]P0=2.81kW查表：皮带弯曲影响系数KbKb=2.65×10-3查表：皮带传动比系数KiKi=1.121KiDP0=Kbn(1

–)=2.65×10-3×1440(1–)11.1203二月2023V带传动设计(六)确定三角带根数：Z查表：化纤结构胶带材质系数Kq=0.409kW查表：皮带长度系数KLKL=0.95故：Kq=0.91KiDP0=Kbn(1

–)=2.65×10-3×1440(1–)11.12查表：皮带包角系数Ka[内插值计算]Ka=0.939Z=Ps(P0+DP0)KqKaKL==2.7677.15(2.81+0.409)×0.9×0.939×0.95取：Z=3

根03二月2023V带传动设计(七)计算带传动作用在轴上的力：Q1）计算单根三角带的张力：F0查表：皮带单位长度质量qq=0.17kg/mF0=(–1)+qv21000Ps2Zv2.5Ka=(–1)+0.17×10.55621000×7.152×3×10.5562.50.939=206.612（N）2）作用在轴上的作用力：QQ=2.Z.F0.sin(a/2)=2×3×206.612sin(156.309/2)=1213.273（N）03二月2023V带传动设计(八)带轮结构设计（仅从动轮）查表：f=5mm,m=15mm,e=20±0.4mmg=12.5mm,d=7.5mm,b=17.4mmegbjdfDeDmBB=(Z-1)e+2g=65mmD=355mmDe=D+2f=365mm采用孔板结构，ZG45铸造，查表：轴孔径：d=32mm孔毂径：d1=2d=64mm缘毂径：D0=De–2(m+d)=320mm其他结构尺寸（查图册）孔毂长：L=64mm03二月2023齿轮传动设计03二月2023齿轮传动设计(一)齿轮材料选择，确定许用应力1）材料选择小齿轮选用45钢调质，HB1=220大齿轮选用45钢正火，HB2=190查表：sHlim1=520N/mm2sHlim2=500N/mm2sFlim1=190N/mm2sFlim2=175N/mm203二月2023齿轮传动设计(一)齿轮材料选择，确定许用应力2）许用应力计算计算：=472.73N/mm2齿面接触安全因数，SH=1.1齿根弯曲安全因数，SF=1.4=454.55N/mm2=135.71N/mm2=125N/mm2[sH]1==sHlim1SH5201.1[sH]2==sHlim2SH5001.1[sF]1==sFlim1SF1901.4[sF]2==sFlim2SF1751.403二月2023齿轮传动设计(二)按齿面接触强度进行设计计算1）初选载荷系数K’(载荷不大，转速不高)K’=1.22）选择齿宽系数fafa=0.43）计算中心距aa≥48.5(i+1)K’T1fai[sH]23=48.5×(4.556+1)×1.2922300.4×4.556×454.5523=179.165mm取：a=200mm03二月2023齿轮传动设计(二)按齿面接触强度进行设计计算4）选择齿数Z1、Z2，模数m取：Z1=18，Z2=82m===4mm2aZ1+Z22×20018+825）确定实际载荷系数K因选择电机时已计入过载系数，故取：K1=1齿轮圆周速度：v==pd1n160×1000pmZ1n160×1000p×4×18×546.71860×1000==2.061m/s03二月2023齿轮传动设计(二)按齿面接触强度进行设计计算5）确定实际载荷系数KK1=1按8级精度查动载系数：K2=1.05齿宽系数Fd：Fd=0.5(i+1)Fa=0.5×(4.556+1)×0.4=1.111查表得荷载集中系数：K3=1.061故：K=K1K2K3=1.114

由于K<K’=1.2，且二者比较接近，无须重新计算中心距6）计算齿轮宽度bb=faa=0.4×200=80mm03二月2023齿轮传动设计(三)齿根弯曲疲劳强度校核查表：

yF1=3.02，yF2=2.23sF1==2KT1yF1bm2Z1=26.935N/mm2<[sF]1=135.71N/mm22×1.114×92230×3.0280×42×18sF2=sF1=yF2yF1

26.935×2.233.02=19.889N/mm2<[sF]2=125N/mm2弯曲强度足够03二月2023齿轮传动设计(四)齿轮传动几何尺寸计算模数：m=4mm齿数：Z1=18、Z2=82压力角：a=20°分度圆直径：d1=m.Z1=72mm、d2=m.Z2=328mm中心距：a=200mm齿宽：b1=90mm、b2=80mm顶圆直径：da1=80mm、da2=336mm根圆直径：df1=62mm、df2=318mm03二月2023齿轮传动设计(五)齿轮结构设计小齿轮设计采用齿轴结构（在装配图中完成）大齿轮采用幅板式锻造齿轮，结构如下代号名称结构尺寸计算公式及数据结果(mm)d轴孔径

取

d=6060D1毂径

D1=1.6d=1.6×6096L毂孔长

L=b=8080n倒角

n=0.5m=0.5×42D0轮缘径

D0=df2–2d0=318–2×12294D2板孔距

D2=0.5(D0+D1)=0.5×(294+96)195d1板孔径按结构需要取

d1=5050c板厚

c=0.3b=0.3×8024r圆角

r=0.4c=0.5×241203二月20234×f50f195f294f336f328f9680f6024齿轮传动设计03二月2023轴的设计03二月2023高速轴的设计(一)轴的材料选择查表:选用45钢，调质处理。

HB=220，sb=650N/mm2，ss=350N/mm2

s-1=300N/mm2，

t-1=155N/mm2(二)轴径的初步估算查表：C=110及P=5.28kW

，n=546.718r/mind≥CPn3=110×=23.425mm5.28546.7183(三)轴径的结构设计（与装配草图同步）取轴与带轮孔径：d1=32mm轴各段直径：d2=38mm，d3=40mm，d4=49mm03二月2023d1=32d2=38d3=40d4=49d=72b1=90D1=10D2=20高速轴（径向祥图）d1—带轮孔径为依据d2—定位轴肩hd3—以选择轴承公径d4—轴承定位轴肩hd—小齿轮节圆轴承—0308D2=20d3=40d4=4903二月2023d=72D2=20b1=90D1=10D’1=10D2=20l=15(18)l1=64l2=53B=23lc=30Hl01=96.5(97)l1—带轮孔径长为依据l=293(290)l02=76.5l03=76.5l2—绘图+计算lc—端盖长度(查表)B—轴承宽度(0308)D1—箱内距离b—齿轮宽度D’1—箱内轴承端面l—箱外距离H—端盖螺头高l0—计算受力点距离l—轴长度高速轴（轴向祥图）03二月2023DBCA高速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核1）绘制轴的计算简图MeQFt1Fr19776.576.52）计算轴的作用力圆周力Ft1：Ft1==2T1d12×9223072=2561.944N径向力Fr1：Fr1=Ft1tan20°=932.47N带传动作用在轴上的力Q：Q=1213.273N03二月2023DBCA高速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核3）求支座反力MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAx9776.576.5zyx水平面RAx，RBxRAx=

RBx=Ft1RBxRAxFt12=1280.972N垂直面RAz，RBzQFr1RBzRAzRAz=932.471×76.5+1213.273×

(97+153)153=2448.708NRBz=1213.273×97–932.472×76.5153=302.964N验算：Q+Fr1+

RBx=RAz代入数值，无误03二月2023DBCA高速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核4）作弯矩图MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAx9776.576.5zyxFt1RBxRAxQFr1RBzRAzMCx=97994.358N.mmMCz=23176.704N.mmMAz=117687.48N.mmMDx=MAx=MBx=0MDz=MBz=003二月2023DBCA高速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核4）作弯矩图——合成弯矩MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAxzyxMD=MB=0MA=M2Ax+M2Az=117687.48N.mmMC=M2Cx+M2Cz=100697.834N.mm5）作扭矩图查表得：a=0.59aT1=0.59×92230=54415.7N.mm97994.358117687.48117687.48100697.83423176.70454415.703二月2023DBCA高速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核6）作当量弯矩图MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAxzyx117687.48100697.83454415.7Md=Mc2+(aT1)2由MdD=aT1=54415.7N.mm得：MdA=MA2+(aT1)2=129658.83N.mmMdC左=MC2+(aT1)2=114460.134N.mmMdC右=MC2+(aT1)2=100697.843N.mmMdB=0129658.8354415.7114460.134100697.84303二月2023DBCA高速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核7）校核轴的强度MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAxzyx117687.48100697.83454415.7129658.8354415.7114460.134100697.843查表得许用弯曲应力：[s-1]b=60N/mm2A点处当量弯矩最大，应力为：=20.259N.mm2<[s-1]bsdA==MdA0.1d31129658.830.1×403D点处轴径最小，应力为：sdA==MdD0.1d3D54415.70.1×323=16.606N.mm2<[s-1]b高速轴强度足够03二月2023低速轴的设计(一)轴的材料选择(二)轴径的初步估算(三)轴径的结构设计（与装配草图同步）同高速轴：选用45钢，调质处理。

HB=220，sb=650N/mm2查表：C=110及P2=5.07kW

，n2=120r/mind≥CP2n23=110×=38.312mm5.071203取轴为联轴器孔径尺寸：d1=40mm轴各段直径：d2=47mm，d3=50mm，d4=60mm03二月2023d1=40d2=48d3=50d4=60d5=70b=80D2=25D2=25D1=15d1—联轴器孔径为依据d2—非定位轴肩h1d3—以选择轴承公径d4—大齿轮孔径(预选)b—大齿轮宽度轴承—0310d5—定位轴肩h轴套尺寸—绘图确定高低速轴（径向祥图）d4=60d3=5003二月2023b=80D2=25D2=25D1=1527Bb015l01=78.5l02=78.5l2=49l1=90l3=32l1—联轴器孔长为依据l2—绘图+计算lc—端盖长度(查表26)D1—兼顾高速轴b—齿轮宽度D2—箱内轴承端面H—端盖螺头高l0—计算受力点距离l—轴长度l0=107.5B—轴承宽度(0310)lcHb0—定位轴肩宽度轴承—0310套筒—绘图确定l=323(320)l3—绘图+计算低速轴（轴向祥图）03二月2023低速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核1）绘制轴的计算简图107.578.578.5BCADT2Ft2Fr22）计算轴的作用力圆周力Ft2：径向力Fr2：Fr2=Ft2=932.47NFt2=Ft1=2561.94N低速轴上的力偶矩T2：T2=403488N.mm03二月2023低速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核3）求支座反力107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAx水平面RAx，RBxRAx=

RBx=Ft22=1280.972N垂直面RAz，RBzRAz=

RBz=Fr22=466.236NFt2RBxRAxFr2RBzRAz03二月2023低速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核4）作弯矩图107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAxMAx=

MBx=0Ft2RBxRAxFr2RBzRAzMCx=

100556.3N.mmMAz=

MBz=0MCz=

36599.526N.mm合成弯矩MA=MB=0MC=M2Cx+M2Cz=107009.788N.mm03二月2023低速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核5）作扭矩图107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAx查表得：a=0.59aT2=0.59×403488=238057.92N.mm100556.336599.526107009.788238057.926）作当量弯矩图MdA=0MdD=aT2=2380577.92N.mmMdC左=MC2+(aT2)2=MC=107009.788N.mmMdC右=MC2+(aT2)2=261003.195N.mm107009.788261003.195238057.9203二月2023低速轴的设计(四)按弯扭合成进行轴的强度校核7）校核轴强度107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAx100556.336599.526107009.788238057.92107009.788261003.195238057.92[s-1]b=60N/mm2C点处当量弯矩最大，应力为：=12.083N.mm2<[s-1]bsdC==MdA右0.1d3c261003.1950.1×603D点处轴径最小，应力为：sdA==MdD0.1d3D238057.920.1×403=37.197N.mm2<[s-1]b低速轴强度足够03二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC键槽尺寸：C截面(18×11)，

(t=7mm)*C截面校核抗弯截面系数W=–pd332bt(d–t)2

2d=–p×6033218×7×(60–7)22×60=18650.55mm3抗扭截面系数Wt=–pd316bt(d–t)2

2d=–p×6031618×7×(60–7)22×60=429050.55mm303二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*C截面校核弯曲正应力s==MCmaxW107009.78818650.55=5.737N/mm2扭转切应力t==TCmaxWt238057.92429050.55=0.55N/mm203二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*C截面校核计算应力幅sa=(smax–smin)/2

=[s–(-s)]/2=

5.737N/mm2

ta=(tmax–tmin)/2

=[t–0]/2=

0.275N/mm2

计算平均应力sm=(smax+smin)/2

=[s+(-s)]/2=

0N/mm2

tm=(tmax+tmin)/2

=[t+0]/2=

0.275N/mm2

03二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*C截面校核查表得：有效应力集中系数（按过盈配合，内插值计算）Ks=2.65，Kt=1.89查表得：尺寸系数es=0.81，et=0.70查表得：表面质量系数按(Ra=1.6)

b=0.93查表得：应力折算系数ys=0.1，yt=0.0503二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyxCC*C截面校核计算安全系数：nns=Ksbes

s–1sa+yssm==300……

×5.737+0.1×02.650.93×0.8114.9nt=Ktbet

t–1tmax+yttm=155……

×0.275+0.05×0.2751.890.93×0.7=191n==nsntn2s+n2t安全系数：14.85>[n]=1.3~1.5足够安全03二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92DD键槽尺寸：D截面(12×8)，t=5mm*D截面校核抗弯截面系数W=–pd332bt(d–t)2

2d=–p×4033212×5×(40–5)22×40=4481.25mm3抗扭截面系数Wt=–pd316bt(d–t)2

2d=–p×4031612×5×(40–5)22×40=11218.25mm303二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*D截面校核弯曲正应力s==MDmaxW0扭转切应力t==TDmaxWt238057.9211281.25=21.22N/mm203二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*D截面校核计算应力幅ta=(tmax–tmin)/2

=[t–0]/2=

10.61N/mm2

计算平均应力tm=(tmax+tmin)/2

=[t+0]/2=

10.61N/mm2

03二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*D截面校核查表得：有效应力集中系数（按过盈配合，内插值计算）Kt=1.89查表得：尺寸系数et=0.88查表得：表面质量系数按(Ra=1.6)

b=0.93查表得：应力折算系数yt=0.0503二月2023低速轴的设计(五)按疲劳强度进行精确校核107.578.578.5BCADzyxCC*D截面校核计算安全系数：nnt=Ktbet

t–1tmax+yttm=155……

×10.61+0.05×10.611.890.93×0.88=6.19安全系数：n=nt=6.19>[n]=1.3~1.5足够安全03二月2023滚动轴承的选择03二月2023高速轴滚动轴承的选择(一)轴承所承受的载荷由于轴承仅受径向载荷作用，选用单列向心球轴承：0308因RA>RB，故取RA=2763.523N计算RA=R2AX+R2AZ=1280.9722+2448.7082=2763.523NRB=R2BX+R2BZ=1280.9722+302.9642=1316.312N(二)轴承的当量载荷查表：轴承的当量载荷为：P=R=2763.523N03二月2023高速轴滚动轴承的选择(三)轴承型号确定查表：取轴承的寿命为：Lh=10000(h)查表得：fh=2.71，fF=1.5由轴转速：n1=546.718(r/min)查表：fn=0.394(内插值计算)，ft=1(工作温度<100°)由此得：Cf=P=fhfFfnft2.71×1.50.394×1×2763.523=28511.982N查表得：308型号轴承的C=32000(N)满足Cj<C的要求，故高速轴轴承选用合适。额定载荷03二月2023低速轴滚动轴承的选择(一)轴承所承受的载荷同高速轴，轴承仅受径向载荷作用，选用单列向心球轴承：0310因RA=RB，取R=2763.523N计算RA=R2AX+R2AZ=1280.9722+466.2362=1363.182NRB=R2BX+R2BZ=1280.9722+466.2362=1363.182N(二)轴承的当量载荷查表：轴承的当量载荷为：P=R=RA=RB=1363.182N03二月2023低速轴滚动轴承的选择(三)轴承型号确定查表：取轴承的寿命为：Lh=10000(h)查表得：fh=2.71，fF=1.5由轴转速：n2=120(r/min)查表：fn=0.652，ft=1(工作温度<100°)由此得：Cf=P=fhfFfnft2.71×1.50.652×1×1363.182=8498.98N

所需C值甚小，但根据低速轴结构要求，必须保证轴承内径d=50mm

因此改选210型轴承，C=27500(N)

轴承B=20mm，D=90mm。低速轴跨度改变为l=150mm，小于初定的l=157mm，轴强度足够。03二月2023键的选择及强度校核03二月2023高速轴与带轮联结键(一)键的型号确定带和轴配合选钩头楔型键：b×h=10×8取键长：L=80mm键的工作长度：l=L-(b+h)=62mm(二)键的强度计算键的材料45号钢，带轮为铸钢查表得键联结的许用比压为：[p]=100~120N/mm2钢对铸钢的摩擦系数取：f

=0.15工作比压：12T6l(b+6fd)p==12×922306×62(10+6×0.15×32)=76.679N/mm2<[p]合适03二月2023低速轴与齿轮联结键(一)键的型号确定齿轮和轴配合选普通A型平键：b×h=18×11取键长：L=70mm。即：键18×70GB/T1096-90键的工作长度：l=L-b=52mm高度：k=h/2=11/2=5.5mm(二)键的强度计算键的材料45号钢，齿轮为45钢查表得键联结的许用比压为：[p]=100~120N/mm2键的许用切应力为：[t]=90N/mm203二月2023低速轴与齿轮联结键(二)键的强度计算键联结的工作比压：2Tdklp==2×40348860×5.5×52=47.027N/mm2<[p]合适键的切应力：2Tdblt==2×40348860×18×52=14.369N/mm2<[t]合适03二月2023低速轴与联轴器联结键(一)键的型号确定齿轮和联轴器选普通A型平键：b×h=12×8取键长：L=80mm。即：键12×80GB/T1096-90键的工作长度：l=L-b=68mm高度：k=h/2=8/2=4mm(二)键的强度计算键的材料45号钢，联轴器为ZG45钢查表得键联结的许用比压为：[p]=100~120N/mm2键的许用切应力为：[t]=90N/mm203二月2023低速轴与联轴器联结键(二)键的强度计算键联结的工作比压：2Tdklp==2×40348840×4×68=74.171N/mm2<[p]合适键的切应力：2Tdblt==2×40348840×12×68=24.724N/mm2<[t]合适03二月2023联轴器的选择03二月2023联轴器的选择(一)类型选择在方案确定时进行。d=40mm，l=90mm查表：K1=0.25,K2=1.2TC=(K1+K2)T=(0.25+1.2)×403488=585057N.mm(二)扭矩计算(三)强度计算选用十字滑块联轴器，（结构查图册）许用扭矩：[T]=800N.m=800000N.mm许用最高转速：[n]=250r/min

TC<[T]合适03二月2023减速器的润滑03二月2023润滑形式的选择(一)齿轮润滑因，齿轮圆周速度：v=2.061m/s<12m/s(二)滚动轴承润滑故采用油浴润滑。选用：HJ-30机械油浸油深度为：浸没大齿轮轮顶10mm高速轴轴承：d.n=40×546.718=0.219×105<2×105低速轴轴承：d.n=50×120=0.06×105<2×105故