二级减速器设计过程

二级减速器设计过程

1机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿

轮减速器

系另U：机械设计制造及其自动化

学号：PB07009076-----80

人员：王浩冰

指导教师：张莉

完成日期：2011年11月29日

郑州科技学院

2目录

一、设计任务书

--------------------------------------------------3

二、传动方案的说明

--------------------------------------------4

三、电动机的选择

-----------------------------------------------5

四、传动装置的运动和动力参数计算-----------------------7

五、齿轮的设计和计算

10

六、轴的设计和计算

19

七、键联接的选择和计算

---------------------------------------------------------------26

八、滚动轴承的选择

-------------------------------------------------------------------------28

九、联轴器的选择

-------------------------------------------------------------------------------29

十、润滑与密封设计

-------------------------------------------------------------------------29

十一、箱体结构及其附件的设计---------------------------30

十二、参考资料

32

3一、设计任务书

设计题目：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减

速器

1、设计要求

设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减

速器。2

1

3

5

4

v

F

1—电动机2—联轴器3—二级圆柱齿轮

减速器4—卷筒5一运送带

图1用于带式运输机的展开式二级

圆柱齿轮减速器原理图

原始数据：

数据编号

运输带工

作拉力

F/N

运输带工

作速度

()l/??smv

卷筒直径

D/mm

F422001.45280

工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载

起动，使用期限为8年，小批量生产，单班制工作，

运输带速度允许误差为±5%o

2、设计任务

1）减速器设计：画装配图一张。

2）画出主要零件工作图：高速级轴与低速级齿轮。

3）设计说明书1份。包括系统原理及结构介绍，设

4计技术要求，总体结构设计，传动结构及参数设

计和计算。

二、传动方案的说明

设计用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。2

1

3

5

4

v

F

1—电动机2—联轴器3—二级圆柱齿轮

减速器4—卷筒5一运送带

图1用于带式运输机的展开式二级圆

柱齿轮减速器原理图

注释：

机器由原动机、传动装置和工作机三部分组成，图

1中原动机为电动机1,传动装置为减速器3,工作机

为卷筒4,各部件用联轴器联接并安装在机架上。

二级减速器的优点：

5承载能力和速度范围大、传动比恒定、工作可靠、

效率高、寿命长。

根据传动方案考虑以下儿点：

1）斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好，故高速级

与低速级均采用斜齿轮传动。

2）两级大齿轮直径接近，有利于浸油润滑。

3）展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而

沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

71）

工作机（卷筒）主轴转速6010006010001.45

98.95/min

D3.14280wv

nr

XXX

JiX2)

电动机转速

两级展开式圆柱齿轮减速器传动比

范围'8~40ai

=，故电动机转速可选为

'(8~40)98.95(791.6~3958)/minmawninr=?=X=动效率

表”

aH=0.85

05

Pd=3.75

kW

'ai查阅

参考文

献⑵表

81

设计计算及说明结果

9根据容量和转速，选定电机型号为

Y132S1,其主要性能如下表：

电动机

型号

额定功

(kW)

电动机转速

(r/min)

同步满载

Y132S1

-4

5.515001440

电动机主要外形和安装尺寸列于下表:

Y132S1-4外形和安装尺寸表

A

A/2

B

CD

基

本

尺

寸

极

限

偏

差

基

本

尺

寸

极

限

偏

差

基

本

尺

寸

极限

偏差

电动机

型号

Y132S1-

4

功率

5.5kW

同步转

速

1500r/m

in

满载转

速

nm=1440

r/min

1021

6

10

8

土

0.5

14

0

89

±

2.0

38

(+0.0

18,

+0.00

2)

EFG①H

基

本

尺

寸

极限

偏差

基

本

尺

寸

极限

偏差

基

本

尺

寸

极限

偏差

基

本

尺

寸

极

限

偏

差

80

土

0.37

0

10

(0,

-0.0

36)

33

(0,

-0.2

0)

13

2

(0

-0.

5)

K②

ABACADHDL

基

本

尺

寸

极限

偏差

位

置

度

公

差

12(0,62802721031475

电动机

性能参

数及各

尺寸数

据引自

参考文

献

⑴"Y

系列

(IP44)

三相异

步电动

机技术

条件(摘

自JB/T

10391-2

002)”

11-0.4

30)

1.055

设计计算及说明结果

12四、传动装置的运动和动力参数计算

1.确定传动装置的总传动比和分配传动

比1)

总传动比1440

14.55

98.95m

a

wn

i

n

==2)

分配各级传动比12aiii=?

对展开式二级圆柱齿轮减速器，主

要考虑满足浸油润滑的要求，其转

动比分配根据“两级齿轮减速器按

最大轮浸汕深度相近传动比分配线

图”选取。

il——高速级传动比

i-----总传动比

两级齿轮减速器按最大轮浸油深度相近传

动比分配线图

总传动

比计算

公式引

自参考

文献[2]

式(7)

分配传

动比计

算公式

引自参

考文献

[2]

式(8)

曲线图

引自参

13

总传动比14.55ai=

据图选取14.30

i=

2

114.55

3.38

4.30ai

i

i

取高速级斜齿轮传动比14.30

i=

取低速级斜齿轮传动比23.38

1=

考文献

[1]

“两级

齿轮减

速器按

最大轮

浸油深

度相近

传动比

分配线

图，，

总传动

比14.55ai

高速级

斜齿轮

14传动比

14.30i=

低速级

斜齿轮

传动比23.38

i=

设计计算及说明结果

152.

计算各轴转速

高速轴：11440/minmnnr

中间轴：1

2

11440

334.88/min

4.30

n

nr

1

低速轴：3

121440

99.08/min

4.303.38mn

nr

ii

?X

3.计算各轴输入功率1n----

齿轮传动效率，7级精度，取为0.9821]——球轴承传动效率，取为

0.993n——弹性联轴器传动效率，取为0.99

Pd-一输出功率，Pd=3.75kW

高速轴：133.750.993.7125dPPkW

=?n=x=

中间轴：21123.71250.980.993.5655

ppkw=?n?n=xx=

低速轴：32123.56550.980.993.4243

ppkw=?n?n=xx=

4.计算各轴输入转矩

高速轴：66

13.7125

9.550109.5501024621.09

1440d

mP

TNmm

n

=XX=XX=?

中间轴：66

2

2

23.5655

9.550109.55010101679.78

334.88

P

TNmm

n

=XX=XX=?低速轴：

1

2

21440/min

334.88/min

99.08/min

nr

nr

nr

1

2

33.7125

3.5655

3.4243

PkW

PkW

PkW

1666

3

3

33.4243

9.550109.55010330057.18

99.08

P

TNmm

n

=XX=XX=?

124621.09

TNmm=?

224621.09

TNmm=?

324621.09

TNmm=?

设计计算及说明结果

17

运动和动力参数计算结果整理与下表:

轴名

输入

功率P

(kW)

输入

转矩T

(N*m

m)

转速

n

r/mi

n

传动

比i

效率n

高速

轴

3.7125

24621.

09

1440

4.30

0.970

2

中间

轴

3.5655

10167

9.78

334.

88

3.38

0.970

2

低速

轴

3.4243

33005

7.18

99.0

8

设计计算及说明结果

18五、齿轮的设计和计算

1.高速级斜齿圆柱齿轮的设计

1）齿轮的主要参数和几何尺寸a、

根据接触强度，初算小齿轮分度

圆直径及其他参数

1

11

□d

dHTK

u

dK

u3+

甲o

初步计算时，取3

273/dKNmm=124621.09TNmm=?14.30ui==ldW=

1.09KB=1

1

3

21

[]

24621.091.094.301

73

1499.14.30

37.24d

dHTK

u

dK

u

mm3+

甲o

X+

=XX

X

结合低速级半径及润滑要求，先

取1

1

21150

10

z20

z4.302086

dmm

zi

B=°

=?=x=

b、

选定模数、确定中心距、螺旋角、

各轮分度圆直径及相关参数

模数：

公式引

自参考

文献[3]

式

(8-38)

dW取值

参考参

考文献

[3]

P170表

8-9

KB取值

参考参

考文献

[3]

191

lcos50cos

2.462

z20nd

mmm

BX10°

取标准模数2.5nmmm

中心距：12(zz)

2.5(2080)

134.544

2cos2cosnm

amm

+

X+

BX10°

圆整取

a=135mm

P168图

8-38

lz20

=2z86=

2.5nmmm

a=135m

m

20

设计计算及说明结果

21调整螺旋角

12(zz)

arccos

2

2.5(2086)

arccosll.044

2135nm

a

+

B=

x+

__O

X

各轮分度圆直径

小齿轮：1

lz

2.520

50.943

coscosnm

dmm

X

B11.044°

大齿轮：2

2z

2.586

219.057

coscosnm

dmm

X

B11.044°

小齿轮齿宽:1150

150.9435

56mmdbdinn

二甲+

=X+

=补偿位置误

差250mmb=

2）齿轮的材料和硬度a、

按照给定设计方案选定齿轮类型

为斜齿圆柱齿轮；b、

为减少中间轴的轴向力，小齿轮

右旋，大齿轮左旋；c、

选择齿轮精度为7级精度；d、齿根喷丸强化e、材料选择:

11.044

B=°

1

2

1

250.943

219.057

56mm

50mm

dmin

dmm

b

b

22齿轮

材料

热处理

方式

硬度

小齿

轮

45#

钢

调质

280HB

S

大齿

轮

45#

钢

调质

240HB

S

3)许用应力a、

许用接触应力lim[]Hb

HHL

HK

S

o

o=

小齿轮2

liml

2

2269/

(228069)/

629/HbHBSNmm

Nmm

Nmm

o=+

=X+

公式引

自参考

文献[3]

P170

式

(8-39)

liml

Hbo和lim2Hbo计

算

设计计算及说明结果

23大齿轮

2

Mm2

2

2269/

(224069)/

549/HbHBSNmm

Nmm

Nmm

o=+

=X+

对于调质处理的齿轮，SI.1H-

寿命系数0

6

H

HL

HN

K

N

=67

0122102.210HN

=X=X67

0215101.510HN

=x=x

11

7

01606014408365

2510H

HNnt

N

==XXX

=X>HHLK/.=2

liml

11629

□1571.8/

1.IHb

HHL

HKNmm

s

0

o==X=22

7

026060334.888365

5.810H

HNnt

N

==XXX

=X>21HLK

.*.=2

lim2

22549

□1499.1/

1.IHb

HHL

HKNmm

S

o

...o==X=

取小2

2[]499.1/HNmm

。=进行后续计算b、许用弯曲应力lim[]Fb

FFCFL

FKK

S

o

o=

小齿轮22

limll.81.8280/504/FbHBSNmmNmm

o==X=

按照参

考文献

[3]P171

表8To

公式引

自参考

文献⑶

P171

式

(8-40)01

HN、02HN参照参

考文献

[3]P171

图8-41

公式引

自参考

文献[3]

24

P171

式

(8-41)

2

2[]499.1/HNmm

0=

公式引

自参考

文献⑶

P174

25式

(8-46)

liml

Fbo和lim2Fbo计

算

设计计算及说明结果

26大齿轮

22

lim21.81.8240/432/FbHBSNmmNmm

o==X=

取2FS

单向传动取IFcK

因o

FVFNN>

所以1FLK

得：Him

1

2[]

504

11

2

252/Fb

FFCFL

FKK

S

Nmm

0

0=

=XX

=21im

2

2[]

432

11

2

216/Fb

FFCFL

FKK

S

Nmm

0二

=XX

4）齿面接触疲劳强度计算IV

3

12

1

dHHE

dTKK

u

ZZZ

uB

e+

o=

甲

标准斜齿轮(20na=°)

1.76cosl.76cosll.044HZ=P=°=1.732271/EZNmm=（钢制齿轮）

laZ

kE

e=

e

取1

k£=

按照参

考文献

[3]P174

表8-H

2

l[]252/FNmm

o

27

2

2[]216/FNmm

o=

公式引

自参考

文献⑶

P170

式

(8-37)

设计计算及说明结果

281211

[1.883.2()]cos

11

[1.883.2()]cosll.044

2086aZZ

e=?+B

=?+°

=1.66

齿轮圆周速度1113.1450.7551440

3.825/

601000601000

dn

vms

TXX

XXI.13Vk

得：IV

3

1

3

22

22

1

d

1224621.0091.091.134.301

1.73271

11.6650.75514.30

275.15/[]499.1/HHE

d

HTKK

u

ZZZ

u

NmmNmmB

e+

o=

甲

XXX+

=XXXX

XX

=<o=

所以，接触强度足够。

5）齿根弯曲疲劳强度计算1

2

IdV

FF

dnKK

YYY

mB

e62T

o=

中11

2220,4.14

(0)

86,3.75F

FzY

x

zY

?

9

?laY

kE

e=

e1140

YBB

=?

o

所以得：

公式引

自参考

文献⑶

P167

式

(8-32)

Vk取值

参照参

考文献

[3]

P168

图8-39

291

11

2

1

2

22

Id

124621.091.091.13

4.14(1)

11.6614050.75512.5

21.83/[]504/V

FF

dn

FKK

YYY

m

NmmNmmB

eB2T

o=

甲

11.044°2XXX

=XX?X

X0XX

=<o=2[]HHo<o

公式引

自参考

文献[3]

P173

式

(8-44)

数据取

值参照

参考文

献[3]

P173

图8-44

30

ll[]FFo<o

设计计算及说明结果

311

22

2

1

2

22

2d

124621.091.091.13

3.75(1)

11.6614050.75512.5

19,77/[]432/V

FF

dn

FKK

YYY

m

NmmNmmB

e62T

o=

11.044°2XXX

=XX?X

X°XX

=<o=

所以，弯曲强度足够。

检验结果，齿轮的接触强度和弯曲

强度均足够，故齿轮的参数和尺寸维持

原结果不变。

2.低速级斜齿圆柱齿轮的设计

1）齿轮的主要参数和几何尺寸a、

根据接触强度，初算小齿轮分度

圆直径及其他参数

3

31

□d

dHTK

u

dK

uB+

中o

初步计算时，取3

273/dKNmm=2

2101679.78

TNmm=?23.38ui==

先取ld¥=2[]499.1/HNmm

o=1.09KP=

22[]FFo<o

公式引

自参考

文献[3]

式

(8-38)

323

3

3

21

[]

101679.781.093.381

73

1499.13.38

60.758d

dHTK

u

dK

u

mm6+

Wo

X+

=XX

X

考虑到浸油深度，取

8=10°

z3=35

z4=i2*z3=3.38X35=118.3

取为z3=118b、

选定模数、确定中心距、螺旋角、

各轮分度圆直径及相关参数

模数：

dW取值

参考参

考文献

[3]

P170表

8-9KB取值

参考参

考文献

[3]

P168图

8-38

Z3=35

Z4=118

设计计算及说明结果

33取标准模数

2.5nmmm=

中心距：

a=mn*(z3+z4)/2cosB=194.2mm

圆整取

a=194mm

调整螺旋角

B

=arccos(mn*(z3+z4)/2a)=9.659°

各轮分度圆直径

小齿轮：

d3=88.758mm

大齿轮：

d4=299.242mm

小齿轮齿宽：

b3=56mm450mm

b=

2）齿轮的材料和硬度a、

按照给定设计方案选定齿轮类型

为斜齿圆柱齿轮；b、

为减少中间轴的轴向力，小齿轮2.5nmmm=

a=194m

m

B

=9.659

34左旋,大齿轮右旋；c、

选择齿轮精度为7级精度；d、齿根喷丸强化e材料选择:

齿轮材料

热处理

方式

硬度

小齿

轮

45#

钢

调质

280HB

S

大齿

轮

45#

钢

调质

240HB

s

d3=88.7

58mm

d4=299.

242mm

b3=56m

m

b4=50m

m

设计计算及说明结果

353)

齿面接触疲劳强度计算2V

2

332

1

dHHETKK

u

ZZZ

buB

E+

O=

标准斜齿轮(20na=°)

1.76cosl.76cos9.816HZ=P=°=1.732271/EZNmm=(钢制齿轮)laZ

ke

£=

£

取1

k£=1211

[1.883.2()]cos

11

[1.883.2()]cos9.816

40135aZZ

e=?+B

=?+°

=1.75

齿轮圆周速度1323.14101.486334.88

1.778/

601000601000

dn

vms

T

XX

XXI.lOVk

得：2V

2

33

2

22

22

1

d

2101679.781.091.103.381

1.732710.756

101.486553.38

264.7/[]499.1/HHE

HTKK

u

ZZZ

bu

NmmNmmB

e+

0=

XXX+

=XXXX

X

=<o=

所以，接触强度足够。

公式引

自参考

文献[3]

P170

式

(8-37)

公式引

自参考

文献[3]

36P167

式

(8-32)

Vk取值

参照参

考文献

[3]

P168

图8-39

2[]HHo<o

37设计计算及说明结果

4）齿根弯曲疲劳强度计算2

33dV

FF

nKK

YYY

bmB

eB2T

o=33

4420,3.76

(0)

86,3.75F

FzY

x

zY

?

?

?laY

k£

e=

e1140

YBB

=?

o

所以得：2

33

33

22

Id

1101679.781.091.10

3.76(1)

11.75140101.486552.5

34.9/[]504/V

FF

n

FKK

YYY

bm

NmmNmmB

e62T

0=

9.816°2XXX

=XX?X

X0XX

=<o=2

44

33

22

2d

1101679.781.091.10

3.75(1)

11.75140101.486552.5

34.9/[]432/V

FF

n

FKK

YYY

bm

NmmNmmB

e62T

o

9.816°2XXX

=XX?X

X°XX

=〈o=

所以，弯曲强度足够。

检验结果，齿轮的接触强度和弯曲

强度均足够，故齿轮的参数和尺寸维持

原结果不变。

公式引

自参考

文献⑶

P173

式

(8-44)

数据取

值参照

参考文

献[3]

P173

图8-44

3831[]FFo<o

42[]FFo<o

设计计算及说明结果

39六、轴的设计和计算

1.高速轴的设计和计算

1）作用在轴上的齿轮啮合力

高速轴小齿轮1

1

1

1

1

1

1112224621.09

970.2

50.755

tan

970.2tan20

358.4

COSCOS

tan970.2tanl1.044t

tn

r

atT

FN

d

F

FN

FFN

X

a

X°

B11.044°

=B=X。=169.2

2）轴的初步估算

1）高速轴选用45#钢，调质处理。

2）初步估算轴的最小直径3P

dC

n

2

取C=118333.71

11816.2

1440

p

dCmm

n

2=X=

考虑到要在最小轴径处安装联轴

器开键槽

最小轴径增大4%,则：minl6.2(14%)17

dmm=X+=

3)按弯曲和扭转复合强度计算轴径11358.4,970.2rtFNFN

公式引

自参考

文献[3]

P257

式

(10-2)

数据取

40绘出轴的空间受力简图:

值参照

参考文

献⑶

P258

表10-2

minl7

dmm=

计算方

法参照

参考文

献[3]

P261

例题

10-1

设计计算及说明结果

41求出支点反力:

268.8,89.6

727.65,242.55rArB

tAtBFNFN

FNFN

径向力方向平面内弯矩：

268.85013440rCrAACMFlNmm

=?=X=?

周向力方向平面内弯矩：

727.655036382.5tCtAACMFlNmm

=?=X=?

合成弯矩：

22

221344036382.5

38785CrCtCMMM

Nmm

=+

=+

=?

22

22()

38785(24621.09)

41330.9VCCMMTNmm

=+a

=+0.58X

=?

3

3

min

141330.9

20

0.l[]0.155VC

bM

dmm?===

oX

4）轴的切应力校核66

1

33

229.5510/9.55103.7/1440

0.20.220

15.3/[]29/T

TPn

d

NmmNmm

XXX

T==

X

=<T=

数据取

值参照

参考文

献[3]

表10-3

42dmin=20

mm

公式引

自参考

文献⑶1

P257

式

(10-1)1[]TTT<T

设计计算及说明结果

432.

中间轴的设计和计算

1)作用在轴上的齿轮啮合力

中间轴大齿轮：

根据力的作用力与反作用力，与高

速轴对应2

2

2970.2

358.4t

r

aFN

FN

FN

=169.2

中间轴小齿轮：2

3

3

3

3

2

33222101679.78

2003.8

101.486

tan

2003.8tan20

740.2

COSCOS

tan2003.8tan9.816t

tn

r

atT

FN

d

F

FN

FFN

X

a

X°

39.816°

=B=X。=346.7

2）轴的初步估算a、

中间轴选用45#钢，调质处理。b、初步估算轴的最小直径3P

dC

n

2

取C=118333.56

11825.9426

334.88

P

dCmmmm

n

2=><==

3）按弯曲和扭转复合强度计算轴径

取两轴承间轴的长度为200mm,齿轮

公式引

自参考

文献[3]

44安装如下图:

P257

式

(10-2)

数据取

值参照

参考文

献⑶

P258

表10-2

dmin=26

mm

计算方

法参照

参考文

献⑶

P261

例题

10-1

45设计计算及说明结果22

33358.4,970.2

740.2,2003.8rt

rtFNFN

FNFN

根据理论力学知识求出支点反力：83.75,465.55

1228.6,1745.4rArB

tAtBFNFN

FNFN

径向力方向平面内弯矩：

83.75504187.5rCrAACMFlNmm

=?=X=?

465.555023277.5rDrBBDMFlNmm

=?=X=?

周向力方向平面内弯矩：

1228.65061430tCtAACMFlNmm

=?=X=?1745.45087270tDtBBDMFlNmm=?=X=?

合成弯矩：

22

224187.561430

61572CrCtCMMM

Nmm

=+

=+

=?22

2223277.582870

90321DrDtDMMM

Nmm

=+

=+

=?

T2=101679.78N*mm

0.58

a=

22

22()

61572(101679.78)

85259VCCMMT

Nmm=+a

=+0.58X

=?

4622

22()

90321(101679.78)

107870VDDMMTNmm

=+a

=+0.58X

=?

3

3

min

1107870

27

0.l[]0.155VD

bM

dmm?===

oX

数据取

值参照

参考文

献[3]

表10-3

dmin=27

mm

47

设计计算及说明结果

484)

轴的刚度校核6

4

6

94

99.5510(/)

0.1

9.5510⑶56/334.88)100

0.1801027

2.4100.2

PnL

Gd?X

9=

XXX

XXX

=x<°

扭转刚度足够

由于算得?值很小，推算其它两轴?值也不会很大,

故不予校核

5）轴的切应力校核66

2

33

229.5510/9.55103.6/334.88

0.20.227

26.l/[]29/T

TPn

d

NmmNmm

XXX

X

=<T=

公式引

自参考

文献[3]

P262

数据取

值参照

参考文

献⑶

P173

图8-44

2[]TTT<T

设计计算及说明结果

493.

低速轴的设计和计算

1）作用在轴上的齿轮啮合力

低速轴大齿轮:

根据力的作用力与反作用力，与中

间轴对应4

4

42003.8

740.2t

r

aFN

FN

FN

=346.7

2）轴的初步估算a、

低速轴选用45#钢，调质处理。b、初步估算轴的最小直径3P

dC

n

2

取C=H8333.42

11838.42

98.08

P

dCmm

n

2=X=

考虑到最小轴径处开键

槽,最小轴径增大4%,则:

min38.42(14%)39.9440

dmnunm=X+==

3)按弯曲和扭转复合强度计算轴径33740.2,2003.8rtFNFN

绘出轴的空间受力简图:

公式引

自参考

文献[3]

P257

式

(10-2)

数据取

值参照

参考文

献⑶

P258

50

求出支点反力：

185.05,555.15

500.95,1502.85rArB

tAtBFNFN

FNFN

表10-2

dmin=26

mm

设计计算及说明结果

51径向力方向平面内弯矩:

555.155027757.5rCrBBCMFlNmm

=?=X=?

周向力方向平面内弯矩:

1502.855075142.5tCtBBCMFlNmm

=?=X=?

合成弯矩：

22

2227757.575142.5

80105CrCtCMMM

Nmm

=+

=+

=?

22

220

80105(330057.18)

207517VCCMMTNinm

=+a

=+0.58X

=?3

3

min

1207517

33.54

0.l[]0.155VC

bM

dmm?===

oX

取为dmin=34mm

4）轴的切应力校核66

3

33

229.5510/9.55103.4/99.08

0.20.234

42/[]29/T

TPn

d

NmmNmm

XXX

T==

X

=>T=

调整d3,取d3=40mm66

3

33

229.5510/9.55103.4/99.08

0.20.240

25.6/[]29/T

TPn

d

NmmNmm

XXX

T==

X

=<T=

切应力强度足够

数据取

值参照

参考文

献⑶

表10-3

52

d3min=

40mm

公式引

自参考

文献⑶

P257

式

(10-1)3[]TTT<T

设计计算及说明结果

53七、键联接的选择和计算

1.键的选择

采用A型平键

各轴上键的尺寸

所在

轴

bhL

高速

轴

8750

中间

轴

8730

低速

轴

1610100

2.联接强度校核

1）键联接许用应力

在静联接，有轻微冲击条件下110,[]90iY[o]=T=

2）强度校核a、

高速轴上键1

1

1112224621.09

3.54225

15.63iYT

Kid

MPa

X

XX

=＜［。］

参数取

值参照

参考文

献⑷

表

21.3-4

541

1

1112224621.09

25842

5.86

T

dbl

MPa

X

XX

=〈[T]

故键足够安全

b、

中间轴上键2

2

2222

2101679.78

3.52227

97.82iYT

Kid

MPa

X

o==

XX

=<[O]2

2

2222

2101679.78

27822

42.79

T

dbl

MPa

X

T二二

XX

=<[T]

故键足够安全

1

1

iYo<[o]

YT]

2

2

iYo<[o]

T<[T]

设计计算及说明结果

55c、

低速轴上键3

3

3332

2330057.18

58454

34.38iYT

Kid

MPa

X

o==

XX

=<[。]3

3

3332

2330057.18

501684

9.10

T

dbl

MPa

X

T=

XX

=<[t]

3.最终选择

修正后最终选定为

所在轴型号

高速轴8X30GB1096-79

中间轴12X52GB1096-79

低速轴12X52GB1096-79

L3=100

mm

3

3

iYo<[o]

T<[T]

8X50

GB1096-

79

8X30

GB1096-

79

16X100

GB1096-

79

56设计计算及说明结果

八、滚动轴承的选择

1.轴承类型的选择

考虑到轴承同时承受轴向力和径向力,

故选用角接触球轴承

2.受力参数

轴承

Fr(N)Fa(N)

高速

轴

A268.8

169.2

B89.6

中间

轴

A83.75

177.5

B465.55

低速

轴

A185.05

346.7

B555.15

3.选择的轴承型号及外形参数：三轴采用

相同的轴承

46108d=40mmD=68mmB=15mm

额定动负荷C=14.62kN

额定静负荷C0=11.42kN

极限转速r=11000r/min

所选用轴承的极限转速和基本额定载

数据摘

自参考

文献⑷

P28-51

表

57荷均远高于计算的理论数值，故选定以

上型号轴承。

28.2-13

设计计算及说明结果

58九、联轴器的选择

1.联轴器类型的选择

高速轴常用弹性联轴器，故高低速轴均

选用弹性柱销联轴器以简化设计，并且

柱销与柱销孔位间隙配合，且柱销具有

弹性，因而获得补偿两轴相对位移和缓

冲的性能，另外弹性柱销联轴器结构简

单，装拆方便。

2.联轴器型号的选择

高速轴上选择HL2型弹性柱销联轴器

(GB/T5014-1985)

低速轴上选择HL4型弹性柱销联轴器

(GB/T5014-1985)

外形尺寸参数：

型

号

许用

转矩

T(N*

m)

轴孔

直径

(mm)

轴孔

长度

(mm)

外径

(mm)

HL

2

3152562120

HL6304084160

数据摘

自参考

文献[4]

P29-161

表

29.5-40

593

最终选定以上型号联轴器。

十、润滑与密封设计

1.传动件的润滑

对于二级圆柱齿轮减速器，因为传

动装置属于轻型，转速较低，齿轮

圆周速度小于12m/s,采用浸油润

滑，将传动件的一部分浸入油中传

动件回转时，粘在其上的润滑油被

带到啮合区进行润滑