一级圆柱齿轮减速器课程设计

减速器设计,机械课程设计

机械设计基础课程设计

计算说明书

设计题目：一级圆柱齿轮减速器 学院：材料学院 班级：高材0801 学号：1102080104 设计者：夏亚云 指导教师：姜勇 日期：2011年1月

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目录

一．设计任务书……………………………………………………………………………3 二．传动系统方案的拟定………………………………………………………………3 三．电动机的选择…………………………………………………………………………3 四．传动比的分配…………………………………………………………………………4 五．传动系统的运动和动力参数计算……………………………………………5六．传动零件的设计计算………………………………………………………………6 七．减速器轴的设计………………………………………………………………………11 八．轴承的选择与校核…………………………………………………………………18 九．键的选择与校核………………………………………………………………………19 十．联轴器的选择…………………………………………………………………………22 十一．减速器润滑方式，润滑剂及密封装置…………………………………22 十二．箱体结构的设计…………………………………………………………………23 十三．参考文献……………………………………………………………………………26

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计算及说明 结果 一、设计任务书

1、设计任务

设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。 2、原始数据

输送带轴所需扭矩 =950Nm 输送带工作速度 =0.8m/s 输送带滚筒直径 d=350mm 减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限四年。

3、工作条件

两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境

多尘；三相交流电源，电压为380/220V。

二、传动系统方案的拟定

带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图）

带式输送机由电动机驱动。电动机1将动力传到带传动2，再由带传动传入一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作 三、电动机的选择

按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压 380V。

1、电动机的功率

根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率

950

0.8

Pw Fv

1000 1000

2.17KW 设：η1—联轴器效率=0.97；

η2—闭式圆柱齿轮传动效率=0.99 η3—V带传动效率=0.96 η4—对轴承效率=0.99 η5—输送机滚筒效率=0.96

由电动机至运输带的传动总效率为

3

1 2 3 4

5 0.97 0.99 0.96 0.993 0.96 0.8588

工作机所需电动机总功率 Pr

Pw

2.17

0.8588

2.53KW

由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm≥Pr条件的 电动机额定功率Pm应取为3KW

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计算及说明 结果 2、电动机转速的选择

根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速

nw

60 1000v d 60 1000 0.83.14 350

43.68r/min

额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动 机就有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、 4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结 构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如 无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。 选用同步转速为 1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为3KW的电 动机型号应为Y132S-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为： 电动机型号：Y132S-6 额定功率：3KW 同步转速：1000r/min 满载转速：960r/min 总传动比：21.978

电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为 D=38mm和E=80mm。

四、传动比的分配

带式输送机传动系统的总传动比 i

nmn 96043.68

21.978 w由传动系统方案，分配各级传动比 i i1带 i2齿 3.98 5.522 21.978

五、传动系统的运动和动力参数计算

传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下： ①Ⅰ轴（电动机轴）： n1 nm 96r0/min P1 Pr 2.53KW T1 P1n 9550 2.53

25.17N m 1960

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计算及说明 结果 ②Ⅱ轴（减速器高速轴） nn1960

2

i 3.98

241.21r/min

1 P2 P1 12 2.53 0.96 2.43KW T2 P2n 9550 2.43

.21

96.21N m 2241③Ⅲ轴（减速器低速轴） nn23

i 241.21522

43.68r/min 25. P3 P2 23 2.43 0.99 0.99 2.38KW T3n 9550 2.38

3 P 520.35N m 343.68

④Ⅳ轴（输送机滚筒轴） n4 n3 43.68r/min

P4 P3 34 2.38 0.99 0.97 2.29KW TP42.294 n 9550 500.68N m 443.68

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计算及说明 将计算结果和传动比及传动效率汇总如表 1-1

结果

轴号

电动机

带传动

圆柱齿轮 传动 Ⅲ轴

工作机

Ⅰ轴 转速 n(r/min) 功率 P2.53

Ⅱ轴

Ⅳ轴

960

241.21

43.68

43.68

2.43

2.38

2.29

(kw) 转矩 T25.17 96.21 520.35 500.68

(Nm) 传动比 i 传动

效 率η3.98 5.522

1 0.9603

0.96

0.9801

六、传动零件的设计计算传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动零件。 1、 V 带传动 已知条件：原动机种类和所需的传递的功率(或转矩) 、转速、传动比、工作条件 和尺寸限制等。 设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、 中心距、带的长度、带的根数、初拉力 F0 和作用在轴上的载荷 FQ。 ①计算功率 Pc 由表 8-3 查得 K A =1.2,故

Pc = K A P = 1.2 × 3KW = 3.6 KW②选取 V 带型号 根据 Pc=3.6KW 和小带轮转速 n1 = 960r / min ,由图 8-10 可知，工作点处于 B、C 型相邻区之间，可取 B 型和 C 型分别计算，最后择优选用。现取 B 型带。 ③小轮基准直径 d d 1 和大轮基准直径 d d 2

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计算及说明 结果 希望结构紧凑，由表8-4并参考表8-2a，取dd1=140mm，选取 0.01，则大轮 的基准直径 dd2

n1nd ) 960d1(1 241.21

140 (1 0.01) 551.6mm 2 由表8-4取dd2=560mm。此时从动轮实际转速 n960 140 0.99

2

560

r/min 237.6r/min

转速误差 237.6 241.21

241.21

1.5% 5%,合适

④验算带速 v

n1dd1

960 140

60 1000

60 1000

m/s 7.0m/s 25m/s,合适

⑤初定中心距a0

因 amax 2(dd1 dd2) 2 (140 560)mm 1400mm amin

12(d d 1

d1d2) 3h 2 (140 560) 3 10.5

mm 381.5mm 先根据结构要求，取a0=600mm。 ⑥初算带的基准长度L0

L

(dd2 dd1)2

0 2a0 2(dd1 dd2) 4a

2 600 2 (560 140) (560 140)2

4 600 mm

2372.5mm

由表8-1，选取带的基准长度Ld=2500mm。 ⑦实际中心距

中心距a可调整，则

a aLd L00

2 2500 2372.5

600 2

mm 664mm

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计算及说明 结果 ⑧小带轮包角

0

dd2 dd1

1 180 a 57.30 1800

560 140

664

57.30

143.80 1200

，能满足要求。 ⑨单根V带所能传递的功率

根据n1 960r/min和dd1 140mm查表8-2a，用插值法求得Po=2.10KW。 ⑩单根V带传递功率的增量 P0

已知B型V带，小带轮转速n1 960r/min，传动比 i

n1n dd2 560 4 2dd1140

查表8-2b得： P0=0.29KW。 计算V带的根数 z

Pc

(P

0 P0)K KL

由表8-5查得Kα=0.90；由表8-6查得KL=1.03，故 z

3.6

(2.10 0.29) 0.90 1.03

1.62

取z=2根。所采用的V带为B-2500×2. 作用在带轮轴上的力

由式（8-17）求单根V带的张紧力

F500Pc0

zv(2.5

K 1) qv2N

查表8-8得 q 0.17Kg/m,故

F 500 3.62.5 0 2 7.0 (0.9 1) 0.17 7.02

N 236.9N

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计算及说明 结果 所以作用在轴上的力为

2zF 1

143.80

F∑ 0sin2 2 2 236.9 sin2

900.7N

2、齿轮的设计

㈠ 齿面接触强度计算

① 确定作用在小齿轮上的转矩T1

T1 96.21N m 96.21 103N mm

② 选择齿轮材料、确定许用接触应力【 H】 根据工作要求，采用齿面硬度 350HBS。

小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS； 大齿轮选用45钢，正火，硬度为220HBS。

由书P184表9-5的公式可确定许用接触应力【 H】： 小齿轮【 H】1=380+0.7HBS=(380+0.7×260)MPa=562MPa 大齿轮【 H】2=380+0.7HBS=(380+0.7×220)MPa=534MPa ③ 选择齿宽系数 a：查书P185得 a 0.4。 ④ 确定载荷系数K ：查书P183得K=1.4 ⑤ 计算中心距a

a 48(i 1)KT1

i a H2

48 (5.522 1)1.4 96.21 10

3

5.522 0.4 5342

mm

187.2mm

⑥ 选择齿数并确定模数 取z1 28,则z2 iz1 5.522 28 154 m

2a2 187.2

zz 154

mm 2.06mm

1 228 取标准模数（表9-1），m 2.5mm ⑦ 齿轮几何尺寸计算

小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径

d1 mz1 2.5 28mm 70mm

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计算及说明 结果 da1 d1 2m (70 2 2.5)mm 75mm 大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径

d2 mz2 2.5 154mm 385

da2 d2 2m (385 2 2.5)mm 390mm 中心距 a d1 d22 70 385

2

mm 227.5mm 大齿轮宽度

b2 a a 0.4 227.5 91mm

小齿轮宽度 因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿 轮齿面上造成压痕，一般b1比b2宽些，取 b1 b2 5 96mm ⑧ 确定齿轮的精度等级 齿轮圆周速度

v d1n160000 3.14 70 241.2160000

m/s 0.88m/s

根据工作要求及圆周速度，由书P172表9-3选用8级精度。

㈡ 轮齿弯曲强度验算

① 确定许用弯曲应力 根据表9-7查得 [ F]1=140+0.2HBS=(140+0.2×260)MPa=192MPa [ F]2=140+0.2HBS=(140+0.2×220)MPa=184MPa ② 查齿形系数YF，比较YF/[ F]

小齿轮z1 28,由P187表9-6查得YF=2.56； 大齿轮z2 154，由P187表9-6查得YF=2.18。

YF1

2.56

F1192

0.013

YF2

2.18

F2

184

0.012

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计算及说明 因为

YF1[ >Y

F2,所以应验算小齿轮。 F]1[ F]2

③ 验算弯曲应力 计算时应以齿宽b2代入，则

2KT1YF12 1.4 96.21 103 2.56F1

bzm2 91 28 2.5

2

MPa 1 43.3MPa 192MPa，安全。

七、减速器轴的设计

1、减速器高速轴的设计

（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1得： 毛坯直径≤100mm，硬度≤241HBS,抗拉强度 B 600MPa,屈服强 度 s 355MPa,弯曲疲劳极限 1 275MPa （2）初算轴的最小直径dmin，并进行初步结构设计： 由书P261表12-2查得C=118~107。 d CP2.n (107~118) 43

241.21

mm 23~25mm

取 dmin=24mm，,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是V 带轮）标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03×24mm=24.7mm，

取d=25mm。

（3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中 央的顺序确定

A．外伸端（与V带轮相连）：取最小直径d1=25mm； B．V带轮定位轴肩高H=0.08d1=2mm,故d2=d1+2H=29mm； C．安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3=30mm；

D．要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4 d3 30mm，外 径为40mm；

E．为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=32mm；

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计算及说明 取40mm。

F．考虑轴承固定要求，取轴环直径d6 d5 0.18d5 37.76mm； G．d7 d3 30mm。

（4）选择轴承类型：

由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6306。, 基本尺寸d=30mm,D=72mm，B=19mm。

安装尺寸damin 37mm,Damax 65mm,rasmax 1mm。 基本额定动载荷Cr 27.0KN，基本额定静载荷Cor 15.2KN （5）轴承盖的设计：

带有密封件的轴承盖，轴承外径D=72mm，取d3 8mm；即M8 d0 9mm时，e 1.2d3 9.6mm

D2 D (5~5.5)d3 (72 5 8)mm 112mm

D0 0.5(D2 D) 0.5 (112 72) 92mm （6）轴各段的长度设计：

A.箱盖壁厚 1 0.02a 1 0.02 227.5 1 5.55mm 8mm，故

1取8mm；

B.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙 1 1.2 9.6mm,取 1=10mm；

C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙 2 =8mm，故取 2=9mm； D.因为内壁至轴承座端面的距离L2 C1 C2 (8~12),查手册P161 表11-2得：C1min=14mm,C2min 12mm, 8mm L2 (8 14 12 10)mm 44mm

E.根据d1 25mm，查手册P17表1-29得：外伸轴长度l1 42mm F.轴承宽度B=19mm，l2 30 e (L2 B 10) 54.6mm

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计算及说明 结果 G. l3 B 10 2 5 36mm，5mm为套筒宽度； H.小齿轮宽度b1 96mm，故取l4 95mm

I.查手册P17表1-31得轴环宽度l5 1.4h 1.4 0.1d4 4.2mm，取 l5 5mm （7）挡油环

d n 30 241.21 7236

.3mm r/min 2 105

mm r/min 所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取 3=10mm （8）轴的强度校核

按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1所示： A．决定作用在轴上的载荷：

F2T3

圆周力2t d 2 96.21 1070

2748N（d 径向力Fr F0t tan 2748 tan20 1000N（ 为啮合角） B．决定支点反作用力及弯曲力矩：

a l1 l2 0.5B (42 54.6 0.5 19)mm 106.1mm b 0.5B 12 7 0.5l4 0.5 19 19 0.5 95 76mm c 0.5l4 l5 12 0.5B 0.5 95 5 12 0.5 19 74mm 支承反力F1

RBH FRCH

2

Ft 1374N 截面I-I的弯曲力矩 M 3

IH FRBHb 1374 76 10N m 104N m 支承反力F1

RBV FRCV 2

Fr 500N 截面I-I的弯曲力矩M'IH

FRBVb 500 76 10 3N m 38N m

合成弯矩M''IH

M2IH M'2IH 2 382N m 110.7N m

轴上的转矩T 96.21N m,画出轴的当量弯矩图，如附图2所示。 从图中可以判断截面I-I弯矩值最大，而截面 - 承受纯扭，故校 核这两个截面。

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计算及说明 结果 C．计算截面I-I与 - 的直径：

已知轴的材料为45钢，正火，其 B=600MPa；查书P262表 12-3得：[ -1b] 55MPa，[ 0b] 95MPa。则 [ 1b][ 55

0.58 0b]95

截面I-I处的当量弯矩 M'

I

M''

2IH

( T)2 .72 (0.58 96.21)2 124.0N m 轴截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩 M'

2Ⅱ

( T) T 0.58 96.21N m 55.8N m

故轴截面I-I处的直径 '

dI1 M3

0.1 124 10

28.25mm

1b0.1 55

因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为29mm。

轴截面 - 的直径 '

d.8 103

2 MⅡ0.1 55 21.65mm

1b0.1 55

因为在截面 - 处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为 前面取d1 25mm 22.2mm，故强度合适。

2、减速器低速轴的设计

（1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1 得：毛胚直径≤100mm，硬度≤241HBS,抗拉强度 B 600MPa, 屈服强度 s 355MPa,弯曲疲劳极限 1 275MPa （2）初算轴的最小直径dmin，并进行初步结构设计： 由书P261表12-2查得C=118~107。 d CP2.n (107~118) 3843.68

mm 40.6~44.7mm

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计算及说明 取 dmin=42mm，,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是 联轴器）标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03×42mm=43.3mm， 取d=45mm。

（3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中 央的顺序确定

A．外伸端（与V带轮相连）：取最小直径d1=45mm；

B．V带轮定位轴肩高H=0.08d1=3.6mm,故d2=d1+2H=52.2mm，取 53mm；

C．安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3=55mm；

D．要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d4 d3 55mm，外 径为70mm；

E．为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=57mm； F．考虑轴承固定要求，取轴环直径d6 d5 0.18d5 67.3mm； 取68mm。

G．d7 d3 55mm。

（4）选择轴承类型：

由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6311。, 基本尺寸d=55mm,D=120mm，B=29mm。

安装尺寸damin 65mm,Damax 110mm,rasmax 2mm。 基本额定动载荷Cr 71.5KN，基本额定静载荷Cor 44.8KN （5）轴承盖的设计：

带有密封件的轴承盖，轴承外径D=120mm，取d3 12mm；即 M12.

d0 13mm时，e 1.2d3 14.4mm

D2 D (5~5.5)d3 (120 5 12)mm 180mm D0 0.5(D2 D) 0.5 (180 120) 150mm （6）轴各段的长度设计：

A.箱盖壁厚 1 0.02a 1 0.02 227.5 1 5.55mm 8mm，

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计算及说明 故 1取8mm；

B.箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙 1 1.2 9.6mm,取 1=10mm；

C.箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙 2 =8mm，故取 2=9mm； D.因为内壁至轴承座端面的距离L2 C1 C2 (8~12),查手册P161 表11-2得：C1min=18mm,C2min 16mm, 8mm L2 (8 18 16 10)mm 52mm

E.根据d1 45mm，查手册P17表1-29得：外伸轴长度l1 82mm F.轴承宽度B=29mm

则l2 10 e (L2 B 10) 10 14.4 13 37.4mm G. l3 B 10 2 8 49mm，8mm为套筒宽度； H.大齿轮宽度b1 91mm，故取l4 90mm

I.查手册P17表1-31得轴环宽度l5 1.4h 1.4 0.1d4 7.7mm，取 l5 8mm J.l6 l3 50mm （7）挡油环

.4mm r/min 2 10mm r/min d n 55 43.68 2402

所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取 3=10mm （8）轴的强度校核

按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1所示： A．决定作用在轴上的载荷：

5

2T22 520.35 103

2703N（d为大齿轮的节圆直径） 圆周力Ft d385

径向力Fr Ft tan 2703 tan20 984N（ 为啮合角）

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计算及说明 结果 B．决定支点反作用力及弯曲力矩：

a l1 l2 0.5B (82 37.4 0.5 29)mm 133.9mm b 0.5B 12 9 0.5l4 0.5 29 21 0.5 90 80.5mm c 0.5l4 l5 12 0.5B 0.5 90 8 12 0.5 29 79.5mm 支承反力FRBH FRCH

1

Ft 1351.5N 2

截面I-I的弯曲力矩 MIH FRBHb 1351.5 80.5 10 3N m 109N 支承反力FRBV FRCV

1

Fr 492N 2

截面I-I的弯曲力矩M'IH FRBVb 492 80.5 10 3N m 40N m 合成弯矩M''IH

M2IH M'2IH 2 402N m 116.1N m

轴上的转矩T 520.35N m,轴的当量弯矩图同高速轴，同理可以 判断截面I-I弯矩值最大，而截面 - 承受纯扭，故校核这两个截 面。

C．计算截面I-I与 - 的直径：

已知轴的材料为45钢，正火，其 B=600MPa；查书P262表 12-3得：[ -1b] 55MPa，[ 0b] 95MPa。则 截面I-I处的当量弯矩 MI

'

[ 1b]55

0.58 [ 0b]95

M''

2IH

( T)2 .12 (0.58 520.35)2 323.4N m

轴截面Ⅱ-Ⅱ处的当量弯矩 MⅡ

'

( T)2 T 0.58 520.35N m 301.8N m

故轴截面I-I处的直径 d1 3

MI323.4 10

38.89mm

0.1 1b0.1 55

'

因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为40mm。 前面取d5 57mm 40mm，故强度合适。

减速器设计,机械课程设计

计算及说明 结果 轴截面 - 的直径 d2 MⅡ301.8 103

38.37mm

0.1 1b0.1 55

'

因为在截面 - 处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为39.5mm 前面取d1 45mm 39.5mm，故强度合适。

八、轴承的选择与校核

1、高速轴的轴承校核

（1）前面已选择代号为60306的深沟球轴承 基本尺寸d=30mm,D=72mm，B=19mm。

安装尺寸damin 37mm,Damax 65mm,rasmax 1mm。

基本额定动载荷Cr 27.0KN，基本额定静载荷Cor 15.2KN （2）计算当量动载荷： 径向载荷FrB FrC F2RCH F2RCV 2 5002 1462N

轴向载荷FaB FaC 0

因为Fa/C0r 0，所以查书P298表13-7得e 0.20 又因为Fa/Fr 0 e,所以查书P298表13-7得X 1,Y 0 根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp 1.1 当量载荷

P fp(XFr YFa) 1.1 (1 1462)N 1608.2N （3）计算必需的额定动载荷： C Pn2Lh241.2116667f 8 300 16

p 1608.2 16667

1.1N

14544N 27000N （4）求轴承寿命Lh10： L16667n(CP) 16667h10

241.21 (271.608

)3

32711 1Lh 故所选轴承满足要求。

减速器设计,机械课程设计

计算及说明 2、低速轴的轴承校核

（1）前面已选择代号为60311的深沟球轴承 基本尺寸d=55mm,D=120mm，B=29mm。

安装尺寸damin 65mm,Damax 110mm,rasmax 2mm。

基本额定动载荷Cr 71.5KN，基本额定静载荷Cor 44.8KN （2）计算当量动载荷： 径向载荷FrB FrC

F2RCH F2RCV .52 4922 1438N

轴向载荷FaB FaC 0

因为Fa/C0r 0，所以查书P298表13-7得e 0.20 又因为Fa/Fr 0 e,所以查书P298表13-7得X 1,Y 0 根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数fp 1.1 当量载荷

P fp(XFr YFa) 1.1 (1 1438)N 1581.8N （3）计算必需的额定动载荷： C P3

n3Lh43.68 8 300 16

16667fp 1581.8 16667

1.1N

8093N 71500N （4）求轴承寿命Lh10： L16667C 16667h10

n(P) 43.68 (71.51.582

)3

3522682 4Lh 故所选轴承满足要求。

九、键的选择与校核

1、高速轴与带轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=25mm,查手册P53表4-1得b=8mm,h=7mm,

L 1.5d 37.5mm，根据键的标准长度，选择L 36mm 轴t=4.0mm, 毂t1=3.3mm，R=b/2=4mm。

减速器设计,机械课程设计

计算及说明 结果 （2）校核键联接的强度

F2T22 96.21 103

t d 25

N 7696.8N

工作长度l L 2R=36-8=28mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： Ft2 P

2hl 7696.8

7 28

MPa 78.54MPa 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度：

Ftbl 7696.88 28

MPa 34.36MPa 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[ p]=125～150MPa, 且[ ]=120MPa

因为 p [ p], [ ],所以所选键符合条件。

取键标记为：8×7×45AGB/T 1096-2003 2、高速轴与小齿轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=32mm,查手册P53表4-1得b=10mm,h=8mm, L 1.5d 48mm，根据键的标准长度，选择L 50mm 轴t=5.0mm, 毂t1=3.3mm，R=b/2=5mm。 （2）校核键联接的强度

2T3

F22 96.21 10t d 32

N 6013N 工作长度l L 2R=50-10=40mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： FtP

2hl 2 6013

8 40

MPa 37.58MPa 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度：

Ftbl 601310 40

MPa 15.03MPa 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[ p]=125～150MPa, 且[ ]=120MPa

因为 p [ p], [ ],所以所选键符合条件。

取键标记为：10×8×63AGB/T 1096-2003

减速器设计,机械课程设计

计算及说明结果 3、低速轴与大齿轮的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=57mm,查手册P53表4-1得b=16mm,h=10mm, L 1.5d 85.5mm，根据键的标准长度，选择L 90mm 轴t=6.0mm, 毂t1=4.3mm，R=b/2=8mm。 （2）校核键联接的强度

2T3

F32 520.35 10t d 57

N 18258N

工作长度l L 2R=90-16=74mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： P

2Fthl 2 18258

10 74

MPa 49.34MPa 由书P105公式（7-21）验算键的剪切强度：

Ftbl 1825816 74

MPa 15.42MPa 由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳,[ p]=125～150MPa且[ ]=120MPa

因为 p [ p], [ ],所以所选键符合条件。

取键标记为：16×10×90AGB/T 1096-2003 4、低速轴与联轴器的连接键 （1）选择键的类型和基本尺寸

一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 根据d=45mm,查手册P53表4-1得b=14mm,h=9mm,

L 1.5d 67.5mm，根据键的标准长度，选择L 70mm 轴t=5.5mm, 毂t1=3.8mm，R=b/2=7mm。 （2）校核键联接的强度

F2T32 520t d .35 103

45

N 23127N 工作长度l L 2R=70-14=56mm

由书P105公式（7-20）验算键的挤压强度： 2Ft2 23127

P hl 9 56

MPa 91.77MPa

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