二级圆柱齿轮减速器课程设计说明书1

目 录

一、 选择电动机

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 三、计算传动装置的运动和动力参数 四、减速器的结构

五、传动零件的设计计算 六、轴的计算 七、键的选择和校核 八、轴承的的选择与寿命校核 九、联轴器的选择

十、润滑方法、润滑油牌号

设计任务书

一、设计题目：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

二、系统简图：

减速器

滚筒联轴器

联轴器

v

电动机 输送带

三、工作条件：，单向转动，有轻微震动，经常满载，空载启动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。 四、原始数据：

题 号 3 参 数 运输带工作拉力F(kN) 运输带工作速度υ(m/min) 卷筒直径D(mm) 2000 0.9 300 五、设计工作量：

1、设计说明书一份 2、减速器装配图1张 3、减速器零件图2~3张

2

计算及说明

一、选择电动机

(1) 选择电动机的类型

按工作要求和条件，选用三相笼式式异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。

（2） 选择电动机的容量

电动机所需功率计算工式为：（1）Pd=

Pw?a KW，（2） Pw=

Fv Kw 1000 因此 Pd=

Fv Kw

1000?a3 所以由电动机至卷筒的传动总功率为：?a??1?2?32?4?5

式中：?1，?2，?3，?4，?5分别为带传动、轴承、齿轮传动、连轴器和卷筒的传

动效率。

取?1=0.96(带传动)，?2=0.98（滚子轴承），?3=0.97, ?4=0.99, ?5=0.94. 则：

满载

方案 电动机型号 额定功率 转

Ped Kw r/min

1 Y112M -6 2.2 940

2 Y100L - 4 2.2 1420

3 Y132S-8 2.2 710

速?a=0.96?0.983?0.972?0.99?0.94=0.79

又因为: V =0.9m/s 所以: Pd=

2000?0.9Fv==2.28 Kw 1000?0.791000?a (3) 确定电动机的转速

卷筒轴工作转速为 n =

60000?60000?0.9?=57.3r/min ?D?300' 按表1推荐的传动比合理范围,取一级齿轮传动的传动比i1=2~4,二级圆柱齿轮

减速器的传动比i2=8~40,则总的传动比范围为 ia=16~160 ,所以电动机转速的可

'' 3

选范围为: n'd =i'an = (16~160) ?52.55= 841~8408 r/min

符合这一范围的同步转速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min

根据容量和转速,由机械设计课程设计手册查出有三种适用的电动机型号,因此

有四种传动比方案,如下表:

选用Y112M-6电动机：

满 载 起动转矩 最大转矩

转速 额定转矩 额定转矩

型号 额定功率 （r/min）

（kw）

Y100L -4 2.2 1420 2.2 2.2

低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案1比较合适。所以，选定电动机型号为 Y112M -6

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 由电动机的的型号Y112M-6 ，满载转速nm?940r/min

（1）总传动比 ia?nm9401420?=24.8 n57.3 （2）分配传动装置传动比 ia?i0i

式中i0表示滚子链传动比，i 表示减速器传动比。 初步取i0=2.5 ，则减速器传动比为： i?ia24.8=9.92 ?i02.5 （3）分配减速器的各级传动比

按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图12展开式

线查得 i1=5.8, 则： i2?i22.0??3.79。 i15.8三、计算传动装置的运动和动力参数

为了进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩。如将传动装置各轴由高速

至低速依次为I 轴、II 轴、III轴……，以及

4

i0、i1，……为相邻两轴间的传动比； ?01、?12，……为相邻两轴间的传动效率； PI 、PII，……为各轴的输入功率（Kw）； TI、 TII，……为各轴的输入转矩（Nm）； nI、nII，……为各轴的转速（r/min）； （1） 各轴的转速 I轴 nI?nm2890??1156 r/min 2.5i0 II轴 nII?nI1156??199.3 r/min i15.8nII199.3??52.59 r/min i23.79 III轴 nIII? 卷筒轴 nIV?nII?52.59 r/min (2) 各轴输入功率

I轴 PI?Pd II轴 PII?PI?01?Pd?1?3.48?0.96?3.34Kw

?12?PI?2?3?3.34?0.98?0.97?3.18Kw ?23?PII?2?3?3.18?0.98?0.97?3.02Kw

III轴 PIII?PII 卷筒轴 PIV?PIII 各轴输出功率

' I轴 PI?PI?34?PIII?2?4?3.02?0.98?0.99?2.93Kw

?2?3.34?0.98?3.27Kw

23.K1w' II轴 P?0.9?8II?PI?I2?3.18 III轴 PIII?PIII 卷筒轴 PIV?PIV （3） 各轴输入转矩

''?2?3.02?0.98?2.96Kw

?5?2.93?0.96?2.75Kw

3.48?14.50Nm 2890 电动机轴输出转矩为： Td?9550? I轴 TI?Td0i?01?Ti0d?0?114.5?

5

2.?50.?9627.N 6m0

II轴 TII?TI1i?12?TI1i? III轴 TIII?TII22???5.?80.?980.?97327.601N5 2.m17 mN548.24i?23?TIIi?2??152.17?3.7?90.?980.?9723 卷筒轴 TIV?TIII 各轴输出转矩 I轴 TI'?TI' II轴 TII?TII?2?4?548.24?0.98?0.99?531.90Nm

?2?27.60?0.98?27.05Nm

?2?152.17?0.98?149.13Nm

' III轴 TIII?TIII' 卷筒轴 TIV?TIV?2?548.24?0.98?537.28Nm ?5?531.90?0.94?500.00Nm

运动和动力参数计算结果整理于下表： 轴名 电动机轴 效率P （Kw） 输入 输出 3.48 转矩 T （Nm） 输入 输出 14.50 转速n r/min 2890 转动比 i 2.5 5.8 3.79 III轴 卷筒轴 3.02 2.93 2.96 2.75 548.24 531.90 537.28 500.00 25.59 1 52.59 0.94 0.97 效率 ? 0.96 I 轴 II轴 3.34 3.18 3.27 3.12 27.60 152.17 27.05 149.13 1156 199.3 0.95 0.95 四、减速器的结构

铸铁减速器机体结构尺寸表：

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 符号 数值 8 8 12 12 ? ?1 b b1 6

机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座联接螺栓直径 联接螺栓d2的间距 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 b2 20 20 4 16 12 180 8 6 8 26 22 18 24 16 22 49 50 10 8 7 7 126和135 10 146、186、170 df n d1 d2 l d3 d4 d df至外机壁距离 d1至外机壁距离 d2至外机壁距离 c1 c1 c1 df至凸缘边缘距离 d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 圆柱齿轮外圆与内机壁距离 圆柱齿轮轮毂端面与内机壁距离 机座肋厚 机盖肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁联接螺栓距离

7

c2 c2 R1 h l1 ?1 ?2 m m1 D2 t s

五、传动零件的设计计算

第一对齿轮（高速齿轮） 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按卷扬机传动方案，选用直齿圆柱轮传动； （2）精度等级选7级精度（GB10095-86）

（3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr（调质），硬

度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数为 Z1=20，大齿轮齿数 Z2?i1Z1?5.8?20?116 其中i=u

2、按齿面接触强度设计

公式如下：

d1t?2.323 （1）确定公式内的各值计算 1）、试选Kt=1.3

4）、计算小齿轮传递的转矩 T1?95.5?10?5KtT1u?1ZE2()

?du??H?3.34?2.759?104Nmm 1156 5）、由表10-7选取齿宽系数?d=1

6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限?Hlim1=600MPa，大齿

轮的接触疲劳强度极限?Hlim2=550MPa

8）、由式（10-30） N=60n1jLh 计算应力循环次数。

12N1=60?1156?1?（2?8?280?8）=2.486?109.

2.486?1098=4.286?10 N2=

5.8 9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95, KHN2=0.98

8

10）、计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： ??H?1? ??H?2KHN1?Hlim1=0.95?600=570MPa sK??HN2Hlim2=0.98?550=539MPa

s (2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径

41.3?2.759?105.8?1.189.82()=40.230 mm d1t?2.32315.8539 2)、计算圆周速度 V?3.14?40.230?1156=2.43 m/s

60?100060?1000=

?d1tn1 3）、计算齿宽b及模数mnt

b??dd1t=1?40.230=40.230 mm mt?d1t40.230==2.012 mm

20Z1 h=2.25?mt=2.25?2.012=4.53mm b/h=40.230／4.53=8.88

4）、计算载荷系数K

已知使用系数KA?1。根v=2.43 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数

由表10-4用插入法查得7级精度的小齿轮相对支承非对称布量时Kv=1.10。

KH?=1.417

由图10-13查得KF?=1.33

由表10-3查得KH??KF?=1.0 ，所以载荷系数 K?KAKVKH?KH?=1?1.10?1.0?1.417=1.559

6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得： d1?d1t3 7)、计算模数mn

K1.559=40.230?3=42.742mm Kt1.3 9

m?d142.742?2.13 mm =

20Z13 按齿根弯曲强度设计

mn?32KT1YFYSa（a） 2?dZ1??F? （1）确定计算参数

1）、计算载荷系数

K?KAKVKF?KF?=1?1.06?1.4?1.35 =2 2)、根据纵向重合度 3)、计算当量齿数 ZV1?，从图10-28查得螺旋角影响系数Y?=0.88 ???1.90 3Z124??26.7

cos3?cos3140Z2120??131.36 330cos?cos14 ZV2? 4)、查取齿形系数,由表10－5查得 YFa1?2.592 ， YFa2?2.152

5)、查取应力校正系数得： Ysa1?1.596 ，Ysa2?1.825

6）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MP大齿轮的弯a ，

曲疲劳强度极限

?FE2?380MPa

7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82, KFN2=0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力

取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： ??F?1? ??F?2KFN1?FE10.82?500?292.86MPa =

s1.4K?0.86?380?FN2FE2??233.43MPa

s1.4 9）、计算大、小齿轮的

YFa1YSa1??F?1，并加以比较

YFa1YSa1??F?1?2.592?1.596?0.01413

292.86 10

YFa2YSa2??F?2??2.15?1.825?0.01682

233.43 大齿轮的数值大 （2）设计计算

2?2?3.084?104?0.88?cos3? mn??0.01682?1.21mm 21?24?1.6543 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计

算的法面模数，取mn=1.46 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.99 mm来计算应有的齿数。于是有：

d1cos?36.18?cos140??24.04 取 Z1 =24 Z1?2mn Z2?i?Z1=5?24=120 取 Z2=120

4几何尺寸计算

（1）计算中心距

a?(Z1?Z2)mn(24?120)?1.46??108.37mm

2?cos1402cos? 将中心距圆整为：153mm

(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 ??arccos(Z1?Z2)mn(24?120)?1.46?arccos?14.110

2a2?108.37 因?值改变不多，所以参数??、K?、ZH等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1?Z1mn24?1.46??36.24mm 0cos?cos14.11Z2mn120?1.46??181.18mm cos?cos14.110 d2? (4) 计算齿轮宽度

b??dd1?1?36.24?36.24mm 圆整后取 B2=40mm, B1=60mm

5 验算

11

2?3.084?1042T1?1701.99Nm Ft? ?36.24d1 合适

KAFt1?1701.99??42.55Nm?100Nm b40第二对齿轮（低速齿轮）

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按卷扬机传动方案，选用斜齿圆柱轮传动；

（2）精度等级选7级精度（GB10095-86）

（3）材料选择。由表10-1（常用齿轮材料及其力学特性）选择小齿轮为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 （4）选小齿轮齿数为 Z1=24，大齿轮齿数 Z2?i1Z1?3.01?24?72.24。取Z2=72 （5）选取螺旋角。初选螺旋角 ?=14

02、按齿面接触强度设计

公式如下：

d1t?32KtT1u?1ZHZE()

?d?u??H? （1）确定公式内的各值计算 1）、试选Kt=1.6

2）、由图10-30选项取区域系数ZH=2.433。 3）、由图10-26查??1=0.78, 4）、计算小齿轮传递的转矩 T1?95.5?10?5??2=0.88则 ??=??1+??2=1.66

2.95?1.4673?105Nmm 192 5）、由表10-7选取齿宽系数?d=1

6）、由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa

7）、由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限?Hlim1=600MPa，大齿

轮的接触疲劳强度极限?Hlim2=550MPa。

8）、由式（10-30） N=60n1jLh 计算应力循环系数。

12

12N1=60?192?1?（3?8?300?15）=1.244?109. N2=1.139?109/3.01=4.133?108

9）、由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.92, KHN2=0.96。 10）、计算接触褡许用应力

取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得： ??H?1? ??H?2 所以

KHN1?Hlim1=0.92?600=552MPa sK??HN2Hlim2=0.96?550=528MPa

s

??H?=(??H?1+??H?2)/2=(552+528)/2=540MPa (2) 计算 1）、试算小齿轮分度圆直径

52?1.6?1.4673?103.01?12.433?189.82 d1t?3()=65.07mm

1?1.6543.01540 2)、计算圆周速度 V?3.14?65.07?192=0.65 m/s

60?100060?1000=

?d1tn1 3）、计算齿宽b及模数mnt b??dd1t=1?65.07=65.07 mm

d1tcos?65.07?cos140 mnt?==2.63 mm

24Z1 h=2.25?mnt=2.25?2.63=5.92mm b/h＝65.07 / 5.92=10.99 4)、计算纵向重合度??

???0.318?dZ1tan??0.318?1?24?tan140=1.903

5）、计算载荷系数K

已知使用系数KA?1。根v=0.65 m/s ,7级精度，由图10-8查得动载荷系数

Kv=1.01 。由表10-4查得KH?的计算公式与直齿轮相同，则：

KH??1.12?0.18(1?0.6?d)?d?0.23?10b=1.42 由图10-13查得KF?=1.35

13

22?3 由表10-3查得KH??KF?=1.4 ，所以载荷系数 K?KAKKVKH??H=1?1.01?1.4?1.42=2.0

6)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10）得： d1?d1t3K/Kt=65.0732/1.6=70.09mm 7)、计算模数mn

d1cos?70.09?cos140?2.83 mm mn?=

24Z13 按齿根弯曲强度设计

22KTY(co?sY)1?FYaSa mn?32?dZ1????F?

（1）确定计算参数

1）、计算载荷系数

K?KAKVKF?KF?=1?1.01?1.4?1.35 =1.91 2)、根据纵向重合度 3)、计算当量齿数 ZV1?，从图10-28查得螺旋角影响系数Y?=0.88 ???1.90 3Z124??26.7 330cos?cos14Z272??78.82 330cos?cos14 ZV2? 4)、查取齿开系数

由表10-5查得 YFa1?2.59 2 ， YFa2?2.230 5)、查取应力校正系数得： Ysa1?1.596 ，Ysa2?1.766

6）、由图10-20C，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?500MP大齿轮的弯a ，

曲疲劳强度极限

?FE2?380MPa

7）、由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.82, KFN2=0.86 8)、计算弯曲疲劳许用应力

取疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得： ??F?1?KFN1?FE10.82?500?292.86MPa =

s1.414

??F?2?KFN2?FE20.86?380??233.43MPa s1.4 9）、计算大、小齿轮的

YFa1YSa1??F?1，并加以比较

YFa1YSa1??F?1?2.592?1.596?0.01413

292.862.230?1.766?0.01687

238.86

YFa2YSa2??F?2?? 大齿轮的数值大 （2）设计计算

5302?1.91?1.4687?10?0.88?cos14mn?3?0.01687?1.98mm 21?24?1.66 对比计算结果；由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计

算的法面模数，取mn=3.0 mm。已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.09 mm来计算应有的齿数。于是有：

d1cos?70.09?cos140??24.03 取 Z1 =24 Z1?3.0mn Z2?i?Z1=3.01?24=72.44 取 Z2=72

4几何尺寸计算

（1）计算中心距 a?(Z1?Z2)mn(24?72?)3.0??140.04mm 02?cos142cos? 将中心距圆整为：140mm

(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 ??arccos(Z1?Z2)mn(24?72)?2?arccos?14.070

2a2?140.04 因?值改变不多，所以参数??、K?、ZH等不必修正 （3）计算大小齿轮的分度圆直径 d1?Z1mn24?3.0??70.03mm 0cos14.07cos? 15

d2?Z2mn72?3.0??210.08mm 0cos?cos14.07 (4) 计算齿轮宽度

b??dd1?1?70.03?70.03mm 圆整后取 B2=70mm, B1=75mm 5 验算

2?1.4673?1052T1?4190.49Nm Ft? ?70.03d1 合适

KAFt1?4190.49??59.86Nm?100Nm b90六、轴的计算

1、第III轴的计算

轴的输入功率为P3?2.80Kw，轴的转速为n3?63.79r/mm，

轴的输入转矩为T3?419.22? 2、求作用在齿轮上的力

由前面齿轮计算所得：低速大齿轮的分度圆直径d2?210.08mm ，则：

10N3mm 。

Ft?2T3d22?419.22?10??3991N

210.083Fr?Fttan?ncos??3991?tan20??1497.5N 0cos14.07F?Fattan??3991?tan14.07??1000.25N

3、初步确定轴的最小直径

按式（5-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3

A0?112,于是有：

dmin?A0? 取最小直径为40mm.

16

3P32.80?112?3?39.6mm n363.794轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

选用图15-22a所示的装配方案

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a．为了满足轴向定位要求，1-2轴段要制出一轴肩，故取2-3段的直径

d2?3=46mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。先取

L1?2=82mm。

b．初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用但列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2?3=46mm，查手册P72由轴承产品目录中初步选取03尺寸系列，0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为d?D?T?50mm?110mm?29.25mm，故d3?4和d7?8均取50mm，所以

L3?4=29.25 L7?8=T+a+s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mm。 右端滚动轴承采用轴肩进行定位。则定位高度h=（0.7~0.1）d，取h=5mm，则d6?7=55mm。

c．取安装齿轮处的轴段6-7的直径d6?7=55mm；而d4?5＝d6?7＝55mm;齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm。为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L6?7=66mm，齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07~0.1）d，取h=5mm，则轴环的直径d5?6=60mm。轴环宽度1.4h?b，取L5?6=12mm。L4?5=79.75

d．轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与一轴的距离l=30mm（参考图15-21），故L2?3=50mm。

5、求轴上的载荷

在确轴承的支点位置时，从手册中查得30310型圆锥滚子轴承a=21mm.由图可知作为支梁的轴的支承跨距：0L2?L3?63.5?131?194.5mm。所得轴的弯矩图和扭矩图如下所示：

17

18

（1）计算支反力 FNH1?FtL33991?131??2688N

L2?L363.5?131FtL23991?63.5??1303N

L2?L363.5?131 FNH2? 又 FNv1?FNv2?Fr ?FrL2?(1)

(2)

1Fad2?FNv2(L2?L3)?02 将各已知数代入解得

FNv1=1548.79 N ， FNv2??51.29N （2）计算弯矩M MH?FtL2L33991?63.5?131??170690Nmm

L2?L363.5?131 Mv1?FNv1L2?1548.79?63.5?98348Nmm Mv2?FNv2L3?(?51.29)?131??6719Nmm （3）计算总弯矩 M1? M2? （4）计算扭矩T

T?T3?419220Nmm

5、按弯矩合成应力校核轴的强度

校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据（15-5），取??0.6 ，则：

2MH?Mv21?1706902?983482?196996Nmm 2MH?Mv22?1706902?67192?170822Nmm

M12?(?T3)31969962?(0.6?419220)2 ?c???21.73MPa 3W0.1?60 根据选定材料为45钢，调质处理，由表15-1查得

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???1??60MPa

因此

?c?????1?， 所以安全。

6、精确校核轴的疲劳强度 （1）判断危险截面

由轴的简图加以受力分析可知只需校核第IV个截面两侧即可 （2）截面VII左侧

抗弯截面系数 W?0.1d?0.1?55?16637.5mm 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?553?33275mm3 截面IV左侧的弯矩 M?384145?33363.5?33?166362Nmm

63.5 截面上的扭矩为 T3?419220Nmm 截面上的弯曲应力 ?b? 截面上的扭转切应力 ?t?M166362??10MPa W16637.5T3419220??12.60MPa WT33275 由轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得

?B?640MPa,??1?275MPa,??1?155MPa.

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 ??及??按附表3-2查取。由

r2.0D54??0.04,??1.08，经插值后可查得 d50d50 ??=1.0 ??=1.31 又由附图3-1可查得轴的材料的敏性系数为 q??0.82 q??0.85 故有效应力集中系数按式（附3-4）为

k??1?q?????1??1?0.82?(2.0?1)?1.82 k??1?q?????1??1?0.85(1.31?1)?1.26

查附图3-2得

???0.69，???0.83；

轴按磨削加工，查附图3-4得

??????0.92，则：

K???k???1??1??1.821??1?2.72 0.690.92 20

K???k???1??1??1.261??1?1.60 0.830.92? 又由

???0.1~0.2，取??0.1；

??S?S???0.5?，取??0.05；

?? 于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得

K??????a??1?1?m275?14.85

2.72?6.81?0.1?0K??????S?S??SS??S?am???155?5.59

1.60?33.6?2?0.05?33.6?2ca22?14.85?5.5914.852?5.5932?5.23?s?1.5

故可知其安全。 （3）截面VII左侧校核

抗弯截面系数 W?0.1d?0.1?50?12500mm 抗扭截面系数 WT?0.2d3?0.2?503?25000mm3

3363.5?33?94620Nmm

63.5M72904??5.83MPa 截面上的弯曲应力 ?b?W12500 截面IV右侧的弯矩 M?196996? 截面上的扭转切应力 ?t?T3419220??16.77MPa WT25000 截面上的扭矩为 T3?419220Nmm

过盈配合处的

k?值，由附表3-8用插入法求出，并取k?=0.8k?,于是得：

??????

k?=3.02 , k?=0.8k?=0.8?3.02=2.42 ?????? 轴按磨削加工，查附图3-4得

??????0.92，则：

K???k???1??1?3.02??1?1?3.11 0.92 21

K???k???1??1?2.42??1?1?2.51 0.92于是，计算安全系数按式15-6、15-7、15-8则得

S?S???K??????a??1?m275?16.87

3.11?5.24?0.1?0Sca?K??????S?S?S??S?a??1?m155?9.6

2.51?12.6?2?0.05?12.6?222?16.87?9.616.872?9.62?8.4?s?1.5

故可知其安全。

七、键的选择和校核

1、I轴

（1）键联接的类型和尺寸选择

由于精度等级为7级，故采用平键联接。当轴（与联轴器连接）的直径d=40mm。根据此直径从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=12mm,高度h=8mm. 由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=110。

（2）键联接强度的校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力???p???100~120MPa取其平

均值，???p???110MPa。键的工作长度l=L-b=110-12=98mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5?8=4mm。 由式（6-1）得：

2T?1032?60.91?103??7.77MPa?? ?p???p???110MPa kld4?98?40 可见联接的挤压强度满足要求。

同理第二轴第三轴算法一样。

八、轴承的的选择与寿命校核

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第III轴的轴承计算 已知：

Fte?3991N，Fre?1498N，Fae?1000N。

'轴承预期计算寿命：Lh?3×8×15×300×=108000h，轴的转速为n?63.79r/min

（1）选择轴承型号为30310。

（2）求两轴承受到的径向载荷Fr1和 Fr2

将轴系部件受到空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。 由力分析可知

Fr1v11Fre?63.5?Fae??210.081498?63.5?1000??210.0822????50.99N

63.5?13163.5?131Fr2v?Fre?Fr1v?1498?50.99?1548.99N

Fr1H?Fte?63.563.5?3991??1303N

63.5?13163.5?131FFr2?

r2H?Fte?Fr1H?3991?1303?2688N

2r1v2r1HFr1?F?FFr2v2r2v?2(?50.99)?2?21303?2?1304N

2?r1HF、

r2H1548.992688?3102N

Fr1v、

F、

FFr2H分别为左右轴承的水平面方向径向载荷和铅垂面方向径向载

荷；

Fr1、

Fr2分别为左右轴承的径向载荷。

(3) 求两轴承的计算轴向力Lh?Fa1和Fa2

对于30310型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd?Fr/2Y，

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' 查表6-7得e?0.4，额定动载荷c?90.8?10N，Y?1.5 。则：

3 Fd1?Fr1/2Y?1303/2?1.5?977.25N Fd2?Fr2/2Y?3102/2?1.5?2326.5N 按式13-11得

FFFFa1?Fae?Fd2?1000?2326.5?3326.5N ?Fd2?3326.5N

a2（4）求当量载荷P1、P2

a1r1?3326.5?2.6?e

13032326.5?00.75?e

3102

FFa2r2?由表13-5分别查表或插入值得径向载荷系数和轴向载荷系数为 对轴承1 X1?0.4,Y1?1.5 对轴承2 X2?0.4,Y2?1.5

因轴承运转中载荷变动较小，按表13-6，fp?1.0~1.2取fp?1 故左右轴承当量动载荷为：

因为

P?0.4F1r1?YFa1?0.4?1303?1.5?3326.5?5511N

P22?1Fr2?0Fa2?0.4?3102?1.5?2326.5?4731N

P?P，所以按左边轴承的受力大小验算：

1?c?10L?60n???P1?6h??90.8?10??60?63.79?5511???10633 =1169223h >> Lh? 108000h

'

故所选轴承可满足寿命要求。

九、联轴器的选择 1、类型选择

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为了隔离振荡和冲击，选用弹性套柱销联轴器 2、载荷计算

由前面计算得轴的输入转矩为T?30.83Nm， 根据表14-1，选取工作情况系数 于是计算转矩按式14-3得

KA?1.5

TTca?KAT?1.5?30.83?46.25Nm

3、型号选择

查表8-5弹性套柱销联轴器 按满足

ca??T?，被联接轴的转速不应超过所选联轴器允许的最高转速nmax，即n?nmax，

协调轴孔的直径等校核的要求选择联轴器 选取型号为：HL3型

此型号联轴器的一些参数如下列：

公称转矩 500Nmm ，许用转速为 5000r/min ，轴孔直径d = 40 轴孔类型为Y型，其长度为112 mm， D = 160mm

质量为8 Kg6 ，转动惯量为0.6Kg·㎡，径向补偿量?Y=0.15㎜，角向??= 0?30

'十、润滑方法、润滑油牌号

本减速器采用油润滑方法 参考表7-1

选取全损耗系统用油（GB443-89） 牌号：L-AN22

因为此牌号润滑油主要适用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机，风动工具等。

参考资料

《机械设计》（第七版）； 《机械设计课程设计手册》（第二版）； 《机械设计课程设计指导书》（第二版）； 《机械设计课程设计图册》（第三版）； 《机械设计手册2.0》（软件版）。 《机械原理》 （第六版） 《材料力学》（第三版）

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