课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器设计说明

设计计算和解释 结果设计任务书1.1课题：铸钢车间砂带输送机设计。1.2任务：（一）减速机装配图（0号）……1（2）低速轴零件图（2号）…………1（3）低速大齿轮零件图（2号）……1设计计算指导手册………………1份草图……………1份1.3传输方案：图（1）传输方案示意图1-电机2-V型皮带传动3-可扩展双级齿轮减速器4-联轴器5-底座6-传送带滚筒7-传送带（各轴代码见第6页）1.4设计参数：输送速度V=0.7m/s(2)滚筒直径D=300mm滚筒轴所需扭矩T=900N·m1.5其他条件：工作环境通风不良，单向作业，双班制，试用期8年（每年300个工作日），小批量生产，底座（变速箱独立底座）采用分段焊接钢。设计计算和解释 结果二。传输方案简介2.1传输方案说明2.1.1高速阶段布置皮带传动高速级布置传动能力较小的皮带传动，有利于整个传动系统结构紧凑、匀称。同时，在高速阶段设置皮带传动，有利于发挥其传动平稳、缓冲减振、降噪等特点。2.1.2选择闭式斜圆柱齿轮润滑和保护条件最适合闭式齿轮传动。在同等工况下，斜齿轮传动可以获得更小的几何尺寸和更大的承载能力。斜齿轮传动，传动平稳，动载荷小，结构简单紧凑。而且加工过程只比直齿轮多转一角，过程并不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对于轴承的非对称布置，沿齿宽方向的载荷分布是不均匀的。固定齿轮远离扭矩输入端布置，有利于减少扭矩引起的载荷分布不均现象，使轴获得更大的刚性。综上所述，该方案具有一定的合理性和可行性。2.2电机的选择2.2.1电机类型及结构根据直流电机需要直流电源，结构复杂，成本高，一般车间接三相交流电源，所以选用三相交流电机。而且由于Y系列笼式三相异步交流电动机具有效率高、运行可靠、结构简单、维修方便、起动性能好、价格低廉等优点，能满足工况和使用条件。型砂根据需要输送。为防止型砂等杂物落入电机，选用封闭式电机。根据装置的安装需要和保护要求，采用卧式封闭电机。Y（IP44）笼式封闭自扇冷电机具有防止灰尘或其他杂物侵入的特点。因此，首选卧式闭式Y系列三相交流异步电动机。2.2.2选择电机容量功率Pw工作机所需工作机所需功率P及所需转速nwwTn<公式(2-1)by[2]P7>Pkwww9550<由[2]P7公式(2-3)>n601000Vr/minwDn44.56转/分n601000V6010000.744.56转/分钟wwD300钟设计计算和解释PTn90044.59千瓦w4.199w95509550式中：V——传输速度；D——滚筒直径；T——滚筒轴所需功率从电机到工作机<来自[2]P7公式(2-5)><由[2]P7表2-4>1234n皮带传动V型皮带效率——=0.94~0.97take=0.9511一对滚动轴承的效率——=0.98~0.995取=0.99一对齿轮传动的效率——2=0.96~0.98取=20.9733耦合效率——=0.99~0.995取=0.9944∵320.950.9930.9720.990.851234电机所需的输出功率PP4.199dP千瓦w4.94d0.85(4)确定电机的额定功率PedPed>Pd<来自[2]P196表20-1>和∵取Ped=5.5kw2.2.3电机额定转速的选择<来自[2]P8公式(2-6)>niiindvhlw式中： n ---电机转速；dv——V带的传动比；--高速齿轮传动比ih——低速齿轮传动比；l---工作机速度w<来自[2]P4表2-1>扩大双级圆柱齿轮减速机传动比ii=9~36hl推荐V带比i=2~4∴nviiin2*9*44.59~4*36*44.59dvhlw=802.62~6420.96转/分钟2.2.4确定电机型号一般电机的同步转速为1000r/min或1500r/min。主要选择方案：<[2]的P196表格20-1>电机型号 额定功率同步最大扭矩满载速度 质量

结果4.199千瓦w0.854.94千瓦d5.5千瓦ed设计计算和解释千瓦 速度额定扭矩 转/分钟转/分钟Y132S-4 5.5 1500 2.3 14402.2.5电机主要参数（1）电动机主要技术数据同步最大额定扭矩完全读取速度电机型号力量额定转速转/分千瓦扭矩转/分钟钟Y132S-45.515002.31440(2)电机外形图

结果公斤68质量公斤68设计计算和解释型三相异步电动机电机安装尺寸表（单位：mm）电机型号Y132S尺寸模一广交高大型H乙CD乙F×GDG流个告电清号13221614089388010×8332101353154752.3总传动比的确定和各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比i'i'nm 144032.32n 44.56wnm:电机满载转速2.3.2各级传动比分布V带传动理论传动比i'v初始取i '2.33（由 [2]P4表2-1）v(2)两级齿轮传动的传动比i'i'i'32.3213.87hli'2.33v在齿轮传动中，高低速级理论传动比的分布ii直径可以相近，浸油深度相近，有利于浸油润滑。同时，l可以使传动装置的外形尺寸紧凑，减小减速器的外形尺寸。但如果i 过h大，可能会造成高速特大齿轮与低速轴发生干涉和碰撞。因此必须合理分配传动比，一般i'(1.3~1.4)i'可取中间，要求d-d≈20～hl2l2h结果i'32.32i,v2.33'i'13.87l'4.37h'3.17l设计计算和解释30mm。（来自[2]P9图2-2）取i '1.38i', 和∵i'i'13.87∴i'4.37,i'3.17h l h l h l2.4各轴转速、扭矩及输入功率2.4.1各轴理论速度设置：电机轴为0轴，高速轴为I轴，图（1）左侧中轴为Ⅱ轴，在图（1）中间低速轴为Ⅲ轴，图（1）右侧联轴器为IV轴(1)电动机n1440转/分钟mI轴n'nd1440618转/分钟Ⅰi'2.33v(3)Π轴n'n'618141转/分钟4.37Ⅱi'(4)Ⅲ轴vn'n'14144转/分钟Ⅲi'3.17l2.4.2各轴输入功率(1)电动机5.5千瓦dI轴PPη5.50.955.225千瓦d1Π轴Pηη5.280.990.975.018千瓦23Ⅲ轴Pηηη联5.0180.990.974.818千瓦232.4.3各轴理论扭矩(1)电动机T9.55106P9.551065.53.648104N•mmd1440dnd(2)I轴

结果1440转/分钟d'618r/minⅠ'141转/分钟Ⅱ'44转/分钟Ⅲ5.5KWd5.225千瓦Ⅰ5.018KWⅡ4.818KWⅢTd3.648104牛顿毫米T8.074104牛顿毫米T3.3987105设计计算和解释T9.55106P5.2259.551068.074104牛顿毫米n618(3)Π轴T9.55106P9.55105.0183.3987105牛毫米_6n'141(4)Ⅲ轴T9.5510P4.818=10.457105N毫米_69.55106n'442.4.4各轴运动动态参数汇总表轴号理论转速输入功率输入扭矩传动比（r/min）（千瓦）（N·mm）电轴14405.53.648×1044.33我轴_6185.2258.074×1044.37轴II_1415.0183.3987×105轴III_444.81810.457×103.175

结果牛顿毫米10.457105牛顿毫米3.传动设计3.1V带传动设计3.1.1原始数据电机功率P 5.5-kwd电机转速 -n1440r/mindV带理论传动比 -i'2.33v单向作业，双班制，工作机为皮带输送机3.1.2设计计算确定算力PP=K·PcaPca=6.6kwcaAd按照双班制，即每天工作16小时，工作机为皮带输送机，<从[1]P156表8-7>求工作系数K=1.2B型普通V带P=K×P=1.2×5.5=6.6kwAcaAd(2)选择普通V带型根据P，n确定选用普通三角带B型。（来自[1]P157图8-11）ca d，设计计算和解释(3)确定皮带轮基准直径d和d一个。初选d1d2小皮带轮参考直径d=140mmd1湾。检查皮带速度5m/s<V<20m/sdn1401440小姐d1160100010.56v6010005m/s<V<25m/s皮带适用。C。计算dd22.33140326.2毫米didd2d1=355mm<根据[1]P157表8-8>圆角dd2(4)确定普通V带的基准长度和传动中心距根据0.7(d+d)<a<2(d+dd2)346.5mm<一d1d20d1<990mm0初步确定中心距a=500mmLd=0'2a(dd)(dd2dd1)2=02d1d24a02500(140355)(355140)224500=1800.66mm<根据[1]P147表8-2>取L=1800mmd计算实际中心距aaa0LL18001800.66500mmdd(5)检查主轮包角1<[1]P148中的公式(8-6)>180dd2add157.31=18035514057.350015590∴驱动轮包角合适(6)计算V波段的根数Z<从[1]P158公式(8-22)>我们得到Pca00lPP=2.81from[1]P152表8-4a>0——基本额定功率<0

结果dd1=140mmv=10.56m/sd=355mmd2Ld=1800mma=500mm1=155Z=3设计计算和解释P0——额定功率增量<按[1]P153表8-4b>P0=0.46K——包角修正系数<来自[1]P155表8-5>K=0.93K——长度系数<来自[1] P146表8-2>K=0.95lPl∴Z=6.6=2.28ca(PP)KK2.89取Z=3个0根0l计算预紧力F0<从[1]P158公式(8-27)>我们得到FP2.51)qv2500ca(K0Zvq——三角带单位长度质量<来自P147[1]表8-3>q=0.10kg/mF500P(2.56.6(2.51)0.110.562caK1)qv2=5000minZv310.560.93=187N皮带的实际拉出力应为FF00min作用在轴上P<从公式[1]P158(8-24)>我们得到F2ZFsin3187sin155=1095N_122P0minv023.1.4皮带传动主要参数汇总表皮带LDdd1d一个F磷Z毫d20_式毫米毫米毫米ññ米一个1800314035550018710953.1.3皮带轮材料及结构皮带轮材质皮带轮的材质主要为铸铁，常用材质为HT150或HT200(2)皮带轮结构皮带轮结构为孔板式，轮槽槽式为B型。

结果F0=187NFP0=1095N设计计算和解释 结果小皮带轮结构图大皮带轮结构图3.2高速齿轮传动设计3.2.1原始数据输入扭矩—— T= 8.074104N ·mmI传动比——μ=i '4.37h采用电机驱动单向运转，双班倒工作，使用寿命8年。工作机为皮带输送机，负载比较平稳。（设置工作日为每年260天）3.2.2设计计算齿轮类型、精度等级、材料和齿数的一种选择为提高传动稳定性和强度，选用斜圆柱齿轮；由于输送机为通用工作机械，速度不高，选用7级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用封闭式软齿面传动。小齿轮材料：45号钢调质HBS=2201接触疲劳强度极限 570MPa（来自[1]P209图10-21d）lim1弯曲疲劳强度极限 440Mpa（来自[1]P209图10-20c）FE1大齿轮材料：45规格钢正火HBS=190接触疲劳强度极限 400MPa2（来自[1]P209图10-21c）lim2弯曲疲劳强度极限 330Mpa（来自[1]P209图10-20b）FE24初级小齿轮齿数Z24大齿轮齿数Z1=Zi'=24×4.37=104.88取10521h5主螺旋角14t2.根据齿面接触强度设计计算公式：设计计算和解释结果d2KTu1ZZ2t1EHmm（来自[1]P218公式10-21）1t3udH1．确定公式各计算参数的值主要负载系数K1.6t通过小齿轮TT8.074104Nmm齿宽系数10.8（来自[1]P156表10-7）d189.8Mpa1/2材料的弹性影响系数Z（来自[1]P201表10-6）456.5MpaE区域系数Z2.43（来自[1]P217图10-30）H0.78,H0.92(by[1]P215图10-26)121.7012应力循环次数60njL606181(282608)1 1 h1.24109N11.231090.28109i4.372h接触疲劳寿命系数K0.90K1HN1HN2（来自[1]P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数S1H[]KHN1Hlim10.9570513MPaH1S1[]KHN2Hlim21400400MPaH2S1[][]H1[]H2513400456.5MPaH221.23[] 492MPa2∴ 取456.5MPaH2．计算(1)试计算小齿轮分度圆的直径d1td2KTμ1(ZZE)2tμH1t3[]dH321.68.0741044.3712.43189.8)20.81.7(456.54.37=62.0mm(2)计算圆周速度

d1t=62.0mm=2.0m/sb=49.6毫米mnt2.51毫米h=5.65mmb/h=10.97=1.52设计计算和解释dn626181t6010002.0m/sv601000(3)计算齿宽b和模量mntbd0.86249.6毫米1tmdcos62cos141t2.51ntZ241h2.25m 5.65mmntb/h=10.97(4)计算垂直重合度 0.318Ztg0.3180.824tg141.52 d 1 t(5) 计算负载系数KKKKKH A V H H①使用因素KA<来自[1]P193 表10-2>根据电机驱动K1.0A②动载荷系数KV<来自[1]P210表10-8>根据v=2.0m/s，7级精度1.10V③根据齿面接触强度计算的齿载荷分布系数KH<来自[1]P196表10-4>根据小齿轮相对支撑的非对称布置，7级精度，=0.8，b49.6mm，K=1.291dH④以齿根弯曲强度计算时的齿载荷分布系数KF<来自[1]P198图10-13>根据b/h=10.97，K1.291H1.28F⑤齿载荷分布系数K，KHF<来自[1]P195表10-3>假设KF/b100N/mm，按照7级精度，软齿面传动，AtKK1.4HF∴KKKKK=1×1.1×1.4×1.291=1.988HAVHH(6)修正实际载荷系数计算的分度圆直径d<来自[1]P204的公式（10-10a）>1dd3K/K6231.988/1.666.65mm11tHt三种根据齿根抗弯强度设计<按[1]P201公式(10-5)>m32KTYcos2YY[]nZ2d1Fmax确定计算参数计算负载系数KKK KKK81.971

结果KH=1.988d1=66.65mmK=1.971A V F F设计计算和解释(2)螺旋角影响系数Y<来自[1]P217 图10-28>根据垂直重合系数1.52，我们得到0.88(3)弯曲疲劳系数KFN<来自[1]P206图10-18>K 0.92K 0.88FN1 FN2(4)计算弯曲疲劳的许用应力[]F取弯曲疲劳安全系数S=1.4<取自[1]P205公式(10-12)>[]KFN1FE10.92440289.14MPaF1S1.4[]KFN2FE20.88440207.43MPaF2S1.4计算等效齿数ZVZZ2426.27,1cos314V1cos3ZZ2105114.94,V2cos3cos314(6)检查齿形系数YFα应力修正系数YSα<来自[1]P201表10-5>Y2.60Y2.17Fa1Fa2Y1.595Y1.8Sa1Sa2Y并比较大小齿轮YFaSa[]YYF0.0143Fa1Sa11Y YFa2 Sa2 0.0188[]2相比YY<YYFa1Sa1Fa2Sa2[][]F1F2所以大齿轮的数值大，取0.0188。2计算m32KTYcos2YY[]nZ2d1Fmax321.9718.0741040.88cos2140.01880.82421.7=1.85mm

结果=2mmZ133Z2144a=182mmβ=1327'41"设计计算和解释四次分析比较计算结果比较计算结果，取m =2即可满足齿根抗弯强度。但是，为了同时n满足接触疲劳强度需要计算ZZ由于，12Zdcos66.65cos14拿Z331232.331m1nZuZ4.3733144.21拿Z14421，Z相互定性2得到满足Z12五几何尺寸计算1计算从中心到a的距离(Z1Z2)mn(33144)2182.42mm2cos2cos14圆形a至182mmβ根据圆角中心距arccos(ZZ)m12n1327'41"2a3计算d、d2Zmn大小齿轮的分度圆直径1d133267.864mm>66.65mm1coscos1327'41"d2Zm1442296.136mm2ncoscos1327'41"4计算齿轮宽度bbd0.867.864=54.29毫米d155mmb60mm修圆后b1 2六检F2T28.074104167.8642379.5NtdKF112379.543.26N/mm<100N/mm与初始设定一致At设计符合要求3.3低速齿轮传动设计3.3.1原始数据

结果d1=67.864mmd2=296.136毫米b=55mmb255毫米b160mm设计计算和解释 结果输入扭矩—— T =3.4105N·mmⅡ小齿轮转速—— n =141r/minⅡ传动比 -μ=i'3.17l采用电机驱动单向运转，双班倒工作，使用寿命8年。工作机为皮带输送机，负载比较平稳。（设置工作日为每年260天）3.3.2设计计算齿轮类型、精度等级、材料和齿数的一种选择1为提高传动稳定性和强度，选用斜圆柱齿轮；由于输送机为通用工作机械，速度不高，选用7级精度；3为简化齿轮加工工艺，选用封闭式软齿面传动。小齿轮材料：45号钢调质HBS=2203接触疲劳强度极限 570MPa（来自[1]P209图10-21d）lim3弯曲疲劳强度极限 440Mpa（来自[1]P209图10-20c）FE3大齿轮材料：45规格钢正火HBS=190接触疲劳强度极限 400MPa4（来自[1]P209图10-21c）弯曲疲劳强度极限Hlim4330Mpa（来自[1]P209图10-20b）FE44初级小齿轮齿数Z283大齿轮齿数Z=Zi'=28×3.17=88.76取8943h5主螺旋角10t2.根据齿面接触强度设计计算公式：d2KTu1ZZ2tEH毫米（P218[1]的公式10-21）3t3udH确定公式各计算参数的值主要负载系数K 1.6t通过小齿轮T3.4105Nmm齿宽系数0.8（来自[1]P156表10-7）d材料的弹性影响系数Z189.8Mpa1/2（来自[1]P201表10-6）面积系数Z2.43（按E[1]P217图10-30）0.78,H0.86（来自[1]P215图10-26）341.6434应力循环次数N60njL601411(282608)32hd3t=92.27mm2.8108N4N2.81088.8310v=0.77m/s73h设计计算和解释接触疲劳寿命系数K1.10K1.15HN3HN4（来自[1]P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数S1KHN3H1.1570627MPa[]Hlim3H3S1[]KHN4Hlim41.15400460MPaH4S1[][]H3[]H4627460543.5MPaH22∴ 取543.5MPaH2.计算(1)试计算小齿轮分度圆的直径d1td2KTμ1(ZZ)23tμHE3t[]dH21.63.41053.1712.43189.8)230.81.64(543.53.17=92.27mm(2)计算圆周速度dn3tv6010000.68米/秒(3)计算齿宽b和模量mnt毫米bd0.892.2773.823td3tcos3.2Znt3h2.25m mmntb/h=73.82/7.2=10.25(4)计算垂直重合度 0.318Ztg1.776 d 3 t(5) 计算负载系数KKKKKH A V H H①使用因素KA<来自[1]P193 表10-2>根据电机驱动K1A②动载荷系数KV<来自[1]P210表10-8>按v=0.77m/s7级精度1.1V

结果73.82毫米mnt3.2毫米h=7.2mmb/h=10.25=1.776KH=1.997d3=99.35mmK=1.940设计计算和解释

结果③根据齿面接触强度计算的齿载荷分布系数

KH<来自[1]P196表10-4>根据小齿轮相对支撑的不对称排列，7级精度， =0.8mmb73.82，K=1.297d

H④以齿根弯曲强度计算时的齿载荷分布系数KF<来自[1]P198 图10-13>根据b/h=10.25K1.298HK1.26F⑤齿载荷分布系数KH，KF<来自[1]P195表10-3>假设KF/b100N/mm，按照7级精度，软齿面传动，AtKK1.4HF∴KKKKK=1×1.1×1.4×1.297=1.997HAVHH(6)修正实际载荷系数计算的分度圆直径d<来自[1]P204的公式（10-10a）>1dd3K/K92.9731.997/1.699.35mm33tHt三种根据齿根抗弯强度设计<按[1]P201公式(10-5)>2KTYcos2YFaY[nZ2]d3Fmax确定计算参数计算负载系数KA

V

F

F螺旋角影响系数Y<来自[1]P217

图10-28>

根据垂直重合系数

1.776

，我们得到0.88(3)弯曲疲劳系数KFN<来自[1]P206图10-18>K 0.88K

0.92FN3

FN4(4)计算弯曲疲劳的许用应力[]F取弯曲疲劳安全系数S=1.4<取自[1]P205公式(10-12)>[]KFN3FE30.88440276.6MPaF3S1.4[]KFN4FE40.92330216.9MPaF4S1.4计算等效齿数ZVZZ32830.65,V3cos3cos314设计计算和解释ZZ48997.43,V4cos3cos314(6)检查齿形系数YFα应力修正系数YSα<来自[1]P201表10-5>Y2.55Y2.20Fa3Fa4Y1.61Y1.78Sa3Sa4Y并比较大小齿轮YFaSa[]YYF0.01484Fa3Sa33Y YFa4 Sa4 0.018[]4相比YY<YYFa3Sa3Fa4Sa4[][]F3F4所以大齿轮的数值大，取0.018。2计算m32KTYcos2YY[]nZ2d3Fmax321.943.41050.88cos2140.80.0182821.642.67米四次分析比较计算结果比较计算结果，取m =3即可满足齿根抗弯强度。但是，为了同时n满足接触疲劳强度需要计算ZZ由于cos，34Zd399.35cos1432.13拿Z333m31nZuZ3.1733104.61拿Z105432得到满足Z ，Z相互定性4五几何尺寸计算计算从中心到a的距离(Z3Z4)mn(33105)3213.33mm2cos2cos14圆形a至213mm

结果=3mmZ333Z4105a=213mmβ=1337'54"d3=101.870mmd4=324.131毫米b482mmb387毫米设计计算和解释β根据圆角中心距arccos(ZZ)m34n1337'54"2a3计算d、d4Zm大小齿轮的分度圆直径3d333`33nd4Zm10534n计算齿轮宽度bb d 0.8101.870=81.5毫米382mm b 87mm修圆后b3 4六检F2T23.4105101.8706675.17NtdKF31667581.4N/mm<100N/mm与初始设定一致At设计符合要求3.4齿轮参数汇总表分度圆齿齿数直径d大df精度等级轮（毫（毫米）（毫米）米）高Z3367.86471.84962.8481296.137速Z144300.136291.13626传动比中心距模数mn螺旋角计算齿宽传iaβb2(mm)播4.37182213.46155°

结果,设计计算和解释结果分度圆齿齿数直径d大df精度等级轮（毫（毫米）（毫米）米）低Z33101.87107.8794.37307速Z324.13105330.131316.63141传动比中心距模数mn螺旋角计算齿宽传iaβb4(mm)播3.17213313.63282°3.5齿轮结构参考[2]/P66表9-2，齿轮1和3使用齿轮轴，齿轮2和4使用腹板式。4.轴与轮毂连接4.1低速轴结构设计4.1.1功率PⅢ、转速转矩PⅢ=nⅢ、低速轴TⅢ4.818kwnⅢ=/min44rT=10.4573105Nmm_III4.1.2估算轴的最小直径低速轴材质：45#钢，调质处理。<来自[1]P370表15-3>取A=1100dAP4.81852.626mmⅢ1103min03n44Ⅲ由于需要考虑轴上键槽的扩大，∴d0d(16%)=55mmmin段轴需要与联轴器连接。为使管片直径与联轴器直径吻合，应同时选用联轴器，而且由于减速机为中小型减速机，输出轴与工作机轴是分开的从彼此。轴偏移量不大。其次，为了使传动平稳，必须使传动装置具有缓冲和吸振的特性。因此，选用弹性销联轴器。<从[1]P353公式(14-3)>我们得到：T KTca A Ⅲ<来自[1]P351表（14-1）>：工况系数K =1.5A设计计算和解释HL4型弹性销联轴器的主要参数有：额定扭矩Tn1250Nmm=孔径d=56mm

结果1联轴器外形图联轴器外形及安装尺寸内容转动内容的补偿额定轴孔轴孔惯性转速D模型扭矩r/mi直径长度毫米公轴向径向角N·mnmmmm斤·平方米HL412502800561121953.4±0.15≤1.50°30'4.1.3轴的结构设计（直径、长度原点）低速轴结构图Ⅷ Ⅶ ⅥⅤ Ⅳ Ⅲ Ⅱ Ⅰ2、根据轴向定位要求确定轴各段的直径和长度（1）I-II节配合联轴器d=56，I-II为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上设计计算和解释 结果L=112。I-II(2)为满足半联轴器的轴向定位，I-II段右侧设计有定位台肩，<[2]P158中的表16-9>毡圈油封的轴径d=65mmII-III轴从轴承座孔端面突出15-20mm，由结构决定。L=49。II-III肩部III是非定位肩部，<来自[2]P14815-6的预选角接触球轴承取d =70III-IV考虑到轴承定位稳定，L 略小于轴承宽度加上挡油环长度

III-IVL=32。III-IV（4）根据轴上零件（轴承）与箱体的定位要求关系取d =80m，L =79.5IV-V IV-V轴肩Ⅴ、Ⅵ为定位轴肩，直径应比安装在轴上的齿轮直径6-10mm。并保证Δ≥10mm取d =88mm,L =8mmV-VI V-VI齿轮安装在Ⅵ—Ⅶ段，齿轮直径由低速级和大齿轮直径决定。d=75VI-VII考虑到齿轮的轴向定位，L 略小于齿宽，齿轮右端用套VI-VII筒定位。L=80m。VI-VII安装在轴肩VII至VIII之间的深沟球轴承为6314AC=70mdVII-VIII按箱体结构取L =58VII-VIII齿轮和半联轴器在轴上的圆周定位采用键连接。从[2]P119表（11-5）中取轴端倒角1.5×45，各轴肩圆角半径R=1.6mm二、中速轴尺寸设计计算和解释 结果Ft6455.123N(1)确定各轴段的直径Fr2417.574Nd1=40mmFa1565.436Nd2=50mmd3=60mm_d4=107mmd5=60mmd6=40mm_（2）确定每个轴段的长度L1=45mmL2=52mmL3=7.5mmL4=87mmL5=8mmL6=32mm3、高速轴尺寸(1)确定各轴段的直径d1=25mmd2=32毫米d3=35mmd4= 40mmd5=71.849毫米d6= 40mmd7=35mm(2)确定每个轴段的长度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mm设计计算和解释L5=60mmL6=8mm长7=30mm4.2低速轴强度校核4.2.1作用在齿轮上的力Ft2T210.4573×1056455.123NⅢ4FrFttga6455.123tg20nFaFttg6455.123tg1337541565.436N4.2.2计算轴上的载荷负载分析图

结果2303.37NNV14151.75NNV2617.52NNH13.37105Nm13.36105Nm2轴强度合格设计计算和解释 结果(1)垂直平面FFL6455.12381t32303.37NNV1LL1468123FFL6455.123146t24151.75NNV2LL1468123MFL4151.75813.36105NmmVNV23载荷分析图的水平面和垂直面由装配图的俯视图确定。(2)水平面MFD1565.4363242.54105Nmmaa22F(FLM)2417.574813.36105r3a617.52NNH1LL1468123FNH2FLM2417.5741463.36105r2a3设计计算和解释 结果M F L2303.371463.37105NmmH1 NH1 2M F L4151.75813.36105NmmH2 NH2 3总弯矩M M2M2 (3.36105)2(3.37105)24.76105Nmm1 V H1M M2M2 (3.36105)2(3.36105)24.75105Nmm2 V H2从轴结构和扭矩图可以看出，C段是轴的危险段。现将C段的MH、MV、MV、M的计算值如下表：加载反作用F弯矩M总弯矩扭矩T

所示水平面H垂直平面VF=617.52NFNV1=2303.37N_FNH1=3015.10NF=4151.75N_NH2NV2M=3.37×105N·mmM=3.36×105N·mmH1=3.36×105N·mmMVH2=4.76×105N·mm1=4.75×105N·mm2TⅢ =N10.4573105毫米4.2.3通过弯曲和扭转检查轴的强度检查时，通常只检查轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。[1]P362表(15-1)中，我们得到：60MPa1由[1]P374 的公式(15-5)0.6计算得到的轴应力为：M2(T)2(4.76105)2(0.610.4573105)21Ⅲ0.1703caW22.96MP60MPa14.3键连接强度检查4.31低速轴齿轮键连接选择类型和尺寸根据d=75mm，L'=80mm，<按[2]P140表（14-1）>，选择A型，b×h=20×12，L=70mm键强度检查(1)键的工作长度l和键与轮毂键槽的接触高度kl=Lb=70-20=50mmk=0.5h=6mm强度校核在这里，键、轴和轮毂都是钢制的，设计计算和解释结果<从[1]P106表(6-2)>，取[σp]=110MPaTⅢ=10.4573105N.mm2T103_σp=210.4573105N.mmⅢ507592.95MPa[σkld6p]关键安全合格4.3.2低速联轴器键联接选择类型和尺寸根据d=56mm，L'=112mm，<按[2]P140表（14-1）>，选择C型，b×h=16×10L=110mm键强度检查(1)键的工作长度l和键与轮毂键槽的接触高度kl=L–b/2=102mmk=0.5h=5mm强度校核在这里，键、轴和轮毂都是钢制的，<从[1]P106表(6-2)>，取[σp]=110MPaTⅢ=10.4573105N.mm2T10_σp=3210.4573105Ⅲ51025673.23MPa[σp]kld关键安全合格5、轴承选型计算5.1减速机各轴轴承代号普通齿轮减速机，其轴的承载跨距小，通常两端固定。轴承套圈可通过轴肩或套筒轴向定位在轴上，轴承外圈可轴向固定有轴承盖。设计两端固定支架时，应留有适当的轴向间隙，以补偿运行时的热伸长。

P1=3400.42NP2=9323.94N尺寸（毫米）项目轴承类型dD乙高速轴63073580二十一中间轴6308409023低速轴63147015035

安装尺寸（mm）1_2_拉_最大最大分钟限度限度44711.5L2.53105h48801.5821372.15.2低速轴轴承寿命计算设计计算和解释结果5.2.1预期寿命考虑到减速机的使用寿命，轴承的使用寿命为8年（年工作260天）。寿命L'h=2×8×260×8=33280小时使用轴承5.2.2寿命校验计算钙脂润滑负载分析图（顶视图）密封是毡环密封密封方式为接触式密封最小油深：35.34mm最大油深：70.69mm（左撇子）1)轴承上的径向载荷Fr和轴向载荷Fa设计计算和解释 结果Fr12303.374N,Fr24151.75NFa1617.52N，Fa23035.1N2)等效动载荷P和P1 2低速轴轴承选用6314，取自[1]p321表（13-6）。 fp1.2已知3，ft1（室温）取自[2]p145表(15-3)Cr80.2KN,C63.2KN0rFa1/Cor=0.010，通过插值和[2]p144表（15-3），e=0.15Fa1/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e，取自[1]p321表（13-5）X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42NFa2/C0r=0.048通过插值和[2]p144表（15-3），我们得到e=0.248Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e，取自[1]p321表（13-5）X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=P2=9392.94N3)检查轴承寿命因为P> P，所以按支座 2的受力校核计算1106fCr106180.2103L(t)(9392.94)32.53105h>L'h60nP60412L>L'h，所以选用的轴承可以满足寿命要求。6、减速机的润滑与密封6.1齿轮传动的润滑各级齿轮圆周速度小于12m/s，采用油浸润滑。此外，要求传动部件浸入油中的深度要适当，既要避免油的搅动损失太大，又要充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮的直径应尽量接近，使油浸深度相近。6.2润滑油品位及油量计算6.2.1润滑油牌号的选择由[2]P153表（16-2）得出：闭式齿轮传动用润滑油的运动粘度为220mm2/s由[2]P153表（16-1）得出：选用N220工业齿轮油设计计算和解释 结果6.2.2油量计算1)油量计算1KW功率每次传动所需油量为350--700kWcm3，各级减速机所需油量与级数成正比。设计为两级减速机，每1KW动力传动所需油量为700--1400cm3实际储油量：高速大齿轮的浸油深度为0.7齿高左右，但不小于10mm；