同轴式二级直齿圆柱齿轮减速器

- 1 - 目录 一、 题目及总体分析 . 错误 !未定义书签。 二、 电动机的选择 . 3 三、 计算总传动比和分配比 . 4 四、 计算传动装置的运动和动力参数 . 4 (一 ) 各轴转速： . 4 (二 ) 各轴功率： . 5 (三 ) 各轴转矩 . 5 五、 V 带传动的设计 . 6 六、 齿轮的设计 . 9 (一 ) 低速级齿轮设计 . 9 (二 ) 高速级齿轮设计 . 13 七、 轴的设计、联轴器和轴承的选择 . 18 (一 ) 确定每段轴的最小直径 . 18 (二 ) 轴设计 . 19 (三 ) 轴设计 . 21 (四 ) IV 轴设计 . 21 (五 ) 轴的校核： . 22 八、 滚动轴承的选择及计算 . 24 九、 键联接的选择 . 25 十、 减速器的箱体设计 . 26 十一、 润滑方式的确定 . 28 十二、 设计小结 . 28 十三、 参考文献 . 29 - 2 - 1. 题目：设计一用于带式运输机上的同轴式二级直齿圆柱齿轮 减速器 2. 工作条件：工作平稳，单向运转，双班制工作。运输带允许的速度误差为 5%，减速器成批生产，使用期限为 10 年，每年 300日。 带式输送机传动简图如下： 图示：为电动机 皮带轮 为减速器 为 高速级齿轮传动 为低速级齿轮传动， 6 为联轴器，为输送机滚筒。 3. 设计参数： 运输工作扭矩（ N m） 700 卷筒直径 D（ mm） 350 运输带速度（ m/s） 0.75 - 3 - 一、 电动机的选择 选择电动机的类型： 按已知的工作要求和条件，选用 Y型全封闭笼型三相异步电动机。 确定电动机的转速： 1. 选择电动机功率 由电动机至工作机之间的总功率为： 6 0 6 0 0 . 7 5 4 0 . 9 53 . 1 4 0 . 3 5W vn K Wd 7 0 0 4 0 . 9 5 3 . 1 2 79 5 5 0 9 5 5 0 0 . 9 6WW wTnP K W 886.099.097.099.0 224222 联轴器齿轮轴承 3 . 1 2 7 3 . 5 30 . 8 8 6WdPP K W 8 40nn 电卷 筒 ( 8 4 0 ) ( 3 2 7 . 6 1 6 3 8 )n n K W电 卷 筒 查表 12 1 Y132M 6的电机 960 2 3 . 4 44 0 . 9 5nin 电卷 筒 12 4 .8 4 1i i i Y112M 4的电机 1440 3 5 . 1 6 54 0 . 9 5nin 电卷 筒 12 5 .9 3i i i 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的smv /75.0 mmD 350wn Dv60 m in/95.4035.014.3 75.060 r - 4 - 传动选择选用 Y112M 4的电机并且加 V带传动。 电机型号 额定功率 满载转速 堵转转矩 最大转矩 Y112M-4 4KW 1440r/min 2.2 2.3 二、 计算总传动比和分配比 加 V带后 2 2 2 4 2 20 . 9 9 0 . 9 7 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 5V 轴 承 齿 轮 联 轴 器 3 . 1 2 7 3 . 6 7 90 . 8 5WdPP K W 1440 3 5 . 1 6 54 0 . 9 5nin 电卷 筒 传动比分配： 2.2Vi 二级减速器中两级齿轮传动比相等 三、 计算传动装置的运动和动力参数 (一 ) 各轴转速： 1440 6 5 4 . 5 5 m i n2 . 2wII Vnn n ri 6 5 4 . 5 5 1 6 3 . 6 4 m i n4IIIII Innri 1 6 3 . 6 4 4 0 . 9 m i n4IIIIV IInnri 4 0 . 9 m i nnr卷 筒 12 4Viiii - 5 - (二 ) 各轴功率： 0 4 0 . 9 6 3 . 8 4I d IP P K W 3 . 8 4 0 . 9 9 3 . 8 0I I I IP P K W 3 . 8 0 0 . 9 9 0 . 9 7 3 . 6 5I I I I I I I IP P K W 3 . 6 5 0 . 9 9 0 . 9 7 3 . 5 1I V I I I I VP P K W 3 . 5 1 0 . 9 9 0 . 9 9 3 . 4 4V I V I V VP P K W (三 ) 各轴转矩 49 5 5 0 9 5 5 0 2 6 . 5 314403 . 8 49 5 5 0 9 5 5 0 5 6 . 0 2 66 5 4 . 5 53 . 8 09 5 5 0 9 5 5 0 5 5 . 4 4 26 5 4 . 5 53 . 6 59 5 5 0 9 5 5 0 2 1 3 . 0 11 6 3 . 6 43 . 5 19 5 5 0 9 5 5 0 8 1 9 . 5 74 0 . 99550dddIIIIIIIIIIIIIIIIIVIVIVVVPT N mnPT N mnPT N mnPT N mnPT N mnPTn 卷 筒3 . 4 49 5 5 0 8 0 3 . 2 34 0 . 9Nm - 6 - 动力和动力参数的计算结果如表 四、 V 带传动的设计 原始数据： min14400 rn Wp 4 mN 63.26 2.2i 1. 确定计算功率 查表得 2.1A 得 kWPKPAC 8.442.1 2. 选择普通 V带型号 查图选用 A型带。 3. 确定带轮基准直径为1dd 2dd 根据表 ,选 mmdd 1001 2212 . 2(1 ) 1 0 0 (1 0 . 0 2 )dddi d 大轮直径基准直径为 mmdd 6.2152 轴名 参数 电动机轴 轴 轴 轴 IV轴 卷筒轴 转速min)(rn 1440 654.55 654.55 163.64 40.9 40.9 输入功率KWP 4 3.84 3.80 3.65 3.51 3.44 输入 转矩)( mNT 26.63 56.026 55.442 213.01 819.57 803.23 - 7 - 查表，选取标准值 mmdd 2242 ，则实际传动比 i ,从动轮的实际转速分别为21224 2 . 2 9(1 ) 1 0 0 (1 0 . 0 2 )dddi d 实 2 . 2 9 2 . 2 4 . 1 %2 . 2iii 理实理 在 %5 以内，合格 验算带速 smnd d 5 3 6.71 0 0 060 1 4 4 01 0 014.31 0 0 060 11 带速在 5 sm25 范围内合格。 4. 确定带的基准长度dL和实际中心距 a 按结构设计要求初定中心距 1 2 0 1 20 . 7 2 ( )（ d + d ） a d + d 0 1 21 . 5 ( ) 1 . 5 取 ： a d + d （ 100+224 ） =486mm 0 500mma mmaddddaLc dddd368.15165004)100224()224100(214.350024)()(2220201221 查表，选取基准长度 mmLd 1600 由式得实际中心距 a 为 mmLLaa cd 816.5412 368.1516160050020 - 8 - 中心距 a 的变动范围mmLaa d 8 1 6.4 9 01 6 0 00 1 5.08 1 6.5 4 10 1 5.0m i n mmLaa d 8 1 6.5 8 91 6 0 00 1 5.08 1 6.5 4 103.0m a x 5. 校验小带轮包角 1 1 2 027.1 6 6609 1 6.5 4 1 1 0 02 2 41 8 0601 8 0 121 a dd dd 6. 确定 V带根数 Z lcpp p )( 00 根据 1001 ddmm min14401 rn 查表： KWpO 32.1 KW17.00 95.0 99.0L 7. 计算普通 V带根数 （根）（ 425.399.095.0)17.032.1 8.4 圆整得 根4 8. 确定初拉力oF 查表 SPZ 型普通 V带的每米长度质量 07.0q ，根据公式得单根 V带的初拉力NqvpF c 6.1 3 55 3 6.71.0)195.0 5.2(5 3 6.74 8.45 0 0)15.2(5 0 0 220 9. 计算带对轴的压力 Q - 9 - NFQ 02.10772 27.166s i n46.13522s i n2 10 五、 齿 轮的设计 (一 ) 低速级齿轮设计 1. 选择材料 小齿轮材料选用 40Gr钢，调质处理，齿面硬度 250 280HBS（表 5 1）。大齿轮材料选用 45 号钢，调质处理，齿面硬度 217 255HBS 8336 0 6 0 1 6 3 . 6 4 1 0 3 0 0 1 6 4 . 7 1 0hN n J L 8 8344 . 7 1 0 1 . 1 7 5 1 03 . 6 7NN i 3 1.06NZ ；4 1.12NZ 341 .0XXZZ 取min 1.0HS 取 1.0wZ 取 0.92LVRZ 按齿面硬度 250HBS和 220HBS 得：3 690L im M pa ；4 640L im M pa 3 333m i n690= 1 . 0 6 1 . 0 1 . 0 0 . 9 2 6 7 2 . 8 81 . 0L i mH N X w L V RH Z Z Z Z M P aS 4 444m i n640= 1 . 1 2 1 . 0 1 . 0 0 .9 2 6 5 9 . 4 5 61 . 0L i mH N X w L V RH Z Z Z Z M P aS - 10 - 因 43HH，计算中取 34= = 6 5 9 . 4 5 6 M p aHH 2. 按齿面 接触强度决定中心距 小齿轮转矩3T=9.55333 . 6 59 5 5 0 2 1 3 . 0 11 6 3 . 6 4P Nmn 2 1.1ttKZ 查相关资料得 1 8 9 .8eZ M P a ,减速传动 ,u=i=4， 22 2 . 5c o s s i n c o s 2 0 s i n 2 0HZ 计算中心距 a 223 33 1 . 1 2 1 3 0 1 0 2 . 5 1 8 9 . 8( 1 ) ( ) ( 4 1 ) ( ) 1 6 7 . 9 62 2 0 . 4 4 6 5 9 . 4 5 6HEt aHK T Z Z Za u m mu 取 a=180mm m=(0.0070,02)a=(0.0070.02) 180=1.263.6 m=3 32 2 1 8 0 24( 1 ) 3 ( 4 1 )az mu ； 43 4 2 4 9 6z u z 取3z=24 4z=96 实际传动比 i实= 4396 424zz ， 传动比误差 - i 4 - 41 0 0 % = 1 0 0 % 0i4ii 在允许范围内。 - 11 - 齿轮分度圆直径33d 2 4 3 7 2mz mm 44 9 6 3 2 8 8d m z mm 齿轮齿顶圆直径 *33d 2 7 2 2 1 3 7 8aad h m m m *44 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6aad d h m m m 齿轮基圆直径33 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m 44 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 3333d 3 . 1 4 7 2 1 6 3 . 6 4v = = 0 . 6 2 m / s6 0 1 0 6 0 1 0n 查相关资料 取齿轮精度为 8级 3. 验算齿面接触疲劳 强度 按电机驱动，载荷平稳，查相关资料取 K =1.0A。 查相关资料，按 9级精度和 3 0 . 6 2 2 4 0 . 1 4 8 8 / , K 1 . 0 1 21 0 0 1 0 0 vvz ms 齿宽 b= a 0 . 4 1 8 0 7 2a m m 查相关资料，按3b 72 1d 72考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承的非对称布置， 得 1 . 0 7 2 (1 5 % ) 1 . 0 2K 查相关资料，得 1.2K 载荷系数， K=KA KV K K= 1 1 .0 1 2 1 .0 2 1 .2 1 . 2 4 计算断面重合度 3336 7 . 6 5 8a r c c o s a r c c o s 2 9 . 8 4 178bat add - 12 - 4442 7 0 . 6 3 1a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 4296bat add 3 3 4 41 ( t a n t a n )212 4 ( t a n 2 9 . 8 4 1 t a n 2 0 ) 9 6 ( t a n 2 3 . 8 9 4 t a n 2 0 )22 . 0 1aaz ( t a n - t a n ) + z 4 4 3 . 0 1 0 . 8 1 433z 计算齿面接触应力 1221H2 1 2 1 . 2 4 2 1 3 0 1 0 4 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 8 1 47 2 7 2 45 1 3 . 7 4 = 6 6 5 9 . 4 5 6 M P a H H EKT uZ Z Zb d uM P a 安 全 4. 验算齿根弯曲疲劳强度 由34Z 2 4 , 9 6Z,查相关资料得34Y 2 . 6 8 , 2 . 2 5F a F aY 341 . 5 8 , 1 . 7 9S a S aYY；l i m 3 l i m 42 9 0 , 2 8 0 ,FF；341 . 0 , 1 . 0NNYY m=45mm, 取m i n2 . 0 , 1 . 4S T FYS 计算齿根弯曲应力 l i m 33 3 3m i n2 9 0 2 1 . 0 1 . 0 4 1 4 . 31 . 4F S TF N XFY Y Y M P aS l i m 44 4 4m i n2 8 0 2 1 . 0 1 . 0 4 0 01 . 4F S TF N XFY Y Y M P aS 由式计算齿根弯曲应力 - 13 - 33 3 33322 1 . 2 4 2 1 3 0 1 02 . 6 8 1 . 5 8 0 . 6 2 37 2 7 2 38 9 . 6 4 1 4 . 3F F a S anFKTY Y Yb d mM P a M P a 安全 44433342 . 2 5 1 . 7 98 9 . 62 . 6 8 1 . 5 88 5 . 2 4 0 0F a S aFFF a F aFYYYYM P a M P a 安全 5. 齿轮主要几何参数 342 4 , 9 6 , 4 , 3nZ Z u m m m 33d 2 4 3 7 2mz mm 44 9 6 3 2 8 8d m z mm *33d 2 7 2 2 1 3 7 8aad h m m m *44 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6aad d h m m m 33 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m 44 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 3411( ) ( 7 2 2 8 8 ) 1 8 022a d d m m 齿宽4 4 3b 7 2 , ( 5 1 0 ) 7 8b m m b b m m (二 ) 高速级齿轮设计 1. 选择材料 - 14 - 小齿轮材料选用 40Gr钢，调质处理，齿面硬度 250 280HBS（表5 1）。大齿轮材料选用 45号钢，调质处理，齿面硬度 217 255HBS 116 0 6 0 6 4 5 . 5 5 1 1 0 3 0 0 1 6 1 . 8 9hN n J L 910 9 9121 . 8 9 1 0 0 . 4 7 2 5 1 04NN i 查有关材料得：1 1.0NZ 2 1.06NZ （允许有一定点蚀） 查有关材料得：121 .0XXZZ 取min 1.0HS 取 1.0wZ 取 0.92LVRZ 按齿面硬度 250HBS 和 220HBS 得：1 690L im M pa ；2 640L im M pa 计算许用接触应力 1 111m i n690= 1 . 0 1 . 0 1 . 01 . 0L i mH N X w L V RH Z Z Z ZS 0.92 =634.8Mpa 2 222m i n440= 1 . 0 6 1 . 0 1 . 0 0 .9 21 . 0L i mH N X w L V RH Z Z Z ZS = 6 2 4 .1 2 8 M p a 因 21HH 计算中取 2= = 6 2 4 . 1 2 8 M p aHH 2. 按齿面接触强度确定中心距 - 15 - 小齿轮扭矩1T=9.55113 . 8 09 5 5 0 5 5 . 4 4 26 5 4 . 5 5Pn Nm 初取 2 1.1ttKZ 查相关资料得 1 8 8 .9eZ M P a,减速传动 ,u=i=4 221 33 1 . 1 5 5 4 4 2 2 . 5 1 8 9 . 8 1( ) ( 4 1 ) ( ) 1 1 1 . 2 52 2 0 . 4 4 6 2 4 . 1 2 8HEt aHZ Z Z ZKTa u mm 取 a=180mm m=(0.0070,02)a=(0.0070.02) 180=1.263.6 m=3 32 2 1 8 0 24( 1 ) 3 ( 4 1 )az mu ； 43 4 2 4 9 6z u z 取3z=24 4z=96 实际传动比 i实= 4396 424zz ， 传动比误差 - i 4 - 41 0 0 % = 1 0 0 % 0i4ii 在允许范围内。 齿轮分度圆直径11d 2 4 3 7 2mz mm 22 9 6 3 2 8 8d m z mm 齿轮齿顶圆直径 *11d 2 7 2 2 1 3 7 8aad h m m m *22 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6aad d h m m m 齿轮基圆直径11 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m - 16 - 22 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 3333d 3 . 1 4 7 2 6 5 4 . 5 5v = = 2 . 4 7 m / s6 0 1 0 6 0 1 0n 查相关资料 取齿轮精度为 8级 3. 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动，载荷平稳，查相关资料取 K =1.0A。 查相关资料，按 9级精度和 3 2 . 4 7 2 4 0 . 5 9 2 8 / , K 1 . 0 61 0 0 1 0 0 vvz ms 齿宽 b= a 0 . 4 1 8 0 7 2a m m 查相关资料，按3b 72 1d 72考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承的非对称布置， 得 1 . 0 7 (1 5 % ) 1 . 0 2K 查相关资料，得 1.2K 载荷系数， K=KA KV K K= 1 1 .0 6 1 .0 2 1 .2 1 . 2 9 7 计算断面重合度 3336 7 . 6 5 8a r c c o s a r c c o s 2 9 . 8 4 178bat add 4442 7 0 . 6 3 1a r c c o s a r c c o s 2 3 . 8 9 4296bat add 3 3 4 41 ( t a n t a n )212 4 ( t a n 2 9 . 8 4 1 t a n 2 0 ) 9 6 ( t a n 2 3 . 8 9 4 t a n 2 0 )22 . 0 1aaz ( t a n - t a n ) + z - 17 - 4 4 3 . 0 1 0 . 8 1 433z 计算齿面接触应力 1221H2 1 2 1 . 2 9 7 5 5 4 4 2 4 12 . 5 1 8 9 . 8 0 . 8 1 47 2 7 2 44 5 5 . 2 4 0 = 6 2 4 . 1 2 8 M P aH H EKT uZ Z Zb d uM P a 安 全 4. 验算齿根弯曲疲劳强度 由12Z 2 4 , 9 6Z,查相关资料得12Y 2 . 6 8 , 2 . 2 5F a F aY 121 . 5 8 , 1 . 7 9S a S aYY；l i m 1 l i m 22 9 0 , 2 8 0 ,FF；121 . 0 , 1 . 0NNYY m=45mm, 取m i n2 . 0 , 1 . 4S T FYS 计算齿根弯曲应力 l i m 11 1 2m i n2 9 0 2 1 . 0 1 . 0 4 1 4 . 31 . 4F S TF N XFY Y Y M P aS l i m 22 2 2m i n2 8 0 2 1 . 0 1 . 0 4 0 01 . 4F S TF N XFY Y Y M P aS 由式计算齿根弯曲应力 11 1 11322 1 . 2 4 5 5 4 4 22 . 6 8 1 . 5 8 0 . 6 2 37 2 7 2 32 4 . 4 4 1 4 . 3F F a S anFKTY Y Yb d mM P a M P a 安全 2221 4112 . 2 5 1 . 7 98 9 . 6 8 5 . 2 4 0 02 . 6 8 1 . 5 8F a S aF F FF a F aYY M P a M P aYY 安全 - 18 - 5. 齿轮主要几何参数 122 4 , 9 6 , 4 , 3nZ Z u m m m 11d 2 4 3 7 2mz mm 22 9 6 3 2 8 8d m z mm *11d 2 7 2 2 1 3 7 8aad h m m m *22 2 2 8 8 2 1 3 2 9 6aad d h m m m 11 c o s 7 2 c o s 2 0 6 7 . 6 5 8bd d m m 22 c o s 2 8 8 c o s 2 0 2 7 0 . 6 3 1bd d m m 1211( ) ( 7 2 2 8 8 ) 1 8 022a d d m m 齿宽2 2 1b 7 2 , ( 5 1 0 ) 7 8b m m b b m m 六、 轴的设计 、联轴器和轴承的选择 原始参数： 3 .8 0IIP KW 5 5 .4 4 2IIT N m 3 .6 5IIIP KW 2 1 3 . 0 1IIIT N m 3 .5 1IVP KW 8 1 9 . 5 7IVT N m (一 ) 确定每段轴的最小直径 轴：33m i n 0 3 . 8 0d (1 1 8 1 0 7 ) ( 2 1 . 2 1 1 9 . 2 3 ) m m6 5 4 . 5 5pA n 考虑到轴的最小直径处要安装连轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 %7 ，取为 mm58.1021.22 ,由设计手册取标准直径 - 19 - 选取 22IId mm。 查表：选择 LX1 型弹性柱销联轴器。 轴：33m i n 0 3 . 6 5d (1 1 8 1 0 7 ) ( 3 3 . 2 2 3 0 . 1 2 ) m m1 6 3 . 6 4pA n 选取 35IIId mm IV 轴：33m i n 0 3 . 5 1d (1 1 8 1 0 7 ) ( 5 2 . 0 5 4 7 . 2 ) m m4 0 . 9pA n 考虑到轴的最小直径处要安装连轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大 %7 ，取为 mm58.1021.22 ,由设计手册取标准直径选取 55IVd mm查表：选择 LX4 型弹性柱销联轴器。 (二 ) 轴设计 确定各段直径 a段： 1d =22mm 有最小直径算出 b段： 2d =26mm，根据轴间高度， 1( 0 . 0 7 0 . 1 ) (1 . 5 4 2 2 . 2 )h d m m 取 2h mm - 20 - c段：3d=30mm，与轴承（深沟球轴承 6206）配合，取轴承内径 d段： 4d =35.5mm， 根据标准尺寸和轴间高选取 e段：5d=40.5mm，根据轴环高度， 4( 0 . 0 7 0 . 1 ) ( 2 . 4 8 5 3 . 5 5 )h d m m 取 2.5h mm f段， 6d=30mm, 与轴承（深沟球轴承 6206）配合，取轴承内径 确定各段轴的长度 A段： 1L =52mm，根据此段轴径，选取联轴器确定轴长 B段： 2L =59mm，考虑轴承盖与其螺钉长度，外机壁至轴承端面之间距离 C段：3L=32mm, 与轴承（深沟球轴承 6206）配合 ,加上阶梯套筒长度 D段： 4L =75mm, 由小齿轮宽度确定 E段：5 8mmL ， 1 .4 4 .2a h m m ，取 8mm F段：6 17mmL ，与轴承（深沟球轴承 6206）配合 轴总长 L=243mm 根据以上方法可以分别确定剩下的两个轴的尺寸 - 21 - (三 ) 轴设计 a段： 1d =35mm 1L =36mm， b段： 2d =40mm， 2L =70mm c段：3d=45mm， 3L=65mm d段： 4d =40mm， 4L =76mm e段：5d=35mm， 5 34mmL 轴总长 L=281mm (四 ) IV 轴设计 a段： 1d =55mm 1L =112mm， b段： 2d =63mm， 2L =70mm - 22 - c段：3d=70mm， 3L=65mm d段： 4d =80mm， 4L =76mm e段：5d=92mm， 5 34mmL f段：6d=70mm 6 17mmL 轴总长 L=374mm (五 ) 轴的校核： 选 轴校核： t122 2 2 1 3 0 1 0 1 4 7 9 . 2 N288IIITF d t232 2 2 1 3 0 1 0 5 9 1 6 . 9 N72IIITF d 12 t a n 2 0 1 4 7 9 . 2 t a n 2 0 4 3 8 . 4rtF F N 22 t a n 2 0 5 9 1 6 . 9 t a n 2 0 2 1 5 3 . 6rtF F N 水平受力 0AM 2 1 2 0V r rF A D F A B F A C 2 1 4 9 4 .5VFN 1 1 1 9 7 .5VFN 1 1 1 9 7 . 5 6 2 . 5 7 4 8 4 3 . 7 5V B VM F A B N m 2 1 4 9 4 . 5 9 5 . 5 1 4 2 7 2 4 . 7 5V C VM F C D N m - 23 - 水平受力和弯矩图： 垂直受力 0AM 2 1 2 0H t tF A D F A B F A C 2 4 1 0 6 .1HFN 1 3920VFN 1 3 9 2 0 6 2 . 5 2 0 5 6 2 5H B HM F A B N m 2 4 1 0 6 . 1 9 5 . 5 4 1 7 2 9 8 . 8H C HM F C D N m 垂直受力和弯矩图： - 24 - 22 2 1 8 8 2 2 . 4B V B H BM M M N m 22 4 1 7 2 9 8 . 8C V C H CM M M N m 合成弯矩图： 221 ( ) 2 5 3 4 1 1 . 9 5BM M T N m 222 ( ) 4 3 6 4 3 1 . 7CM M T N m 2 34 3 6 4 3 1 . 7 6 8 . 1 90 . 1 4 0C M M P aW 查表得： 40Gr 1 7 5b M P a 6 8 . 1 9 7 5c M P a M P a 故轴的强度足够。 七、 滚动轴承的选择及计算 根据轴设计和减速器工作需求， 轴上选用深沟球轴承 6206， 轴上选用深沟球轴承 6207， IV 轴上选用深沟球轴承 6214。 轴承寿命校核： - 25 - 1. 深沟球轴承 6206 查手册 19.5rC KN 3 6 5 4 . 5 5 / m i nIInr 2 2 5 5 4 4 2t a n 2 0 t a n 2 0 t a n 2 0 1 3 4 5 . 330rt TP F F Nd 336 6 31 0 1 0 1 9 . 5 1 07 7 5 4 4 . 76 0 6 0 6 5 4 . 5 5 3 6 9 6 . 1rhIICLhnP L=16年 2. 深沟球 轴承 6207 查手册 2 5 .5rC KN 3 1 6 3 . 6 4 / m i nIIInr 2 2 2 1 3 0 1 0t a n 2 0 t a n 2 0 t a n 2 0 4 4 3 0 . 235IIIrt TP F F Nd 336 6 31 0 1 0 2 5 . 5 1 01 9 4 2 2 . 76 0 6 0 1 6 3 . 6 4 4 4 3 0 . 2rhIICLhnP L=4年 3. 深沟球轴承 6214 查手册 6 0 .8rC KN 3 4 0 .9 / m i nIVnr 2 2 8 1 9 5 7 0t a n 2 0 t a n 2 0 t a n 2 0 8 5 2 2 . 870IVrt TP F F Nd 336 6 31 0 1 0 6 0 . 8 1 01 4 7 9 4 1 . 36 0 6 0 4 0 . 9 8 5 2 2 . 8rhIICLhnP L=30.8年 八、 键联接的选择 II轴 与联轴器连接的键： b h=6 6，长度 40l mm 与小齿轮连接的键： b h=10 8，长度 63l mm - 26 - III轴 与大齿轮连接的键： b h=12 8，长度 56l mm 与小齿轮连接的键： b h=12 8，长度 63l mm IV 轴 与大齿轮连接的键： b h=20 12，长度 56l mm 与联轴器连接的键： b h=16 10，长度 100l mm 九、 减速器的箱体设计 减速器箱体起着支承和固定轴组件零件，保证传动件的啮合精度和良好润滑以及轴组件的可靠。为了安装方便因此采用剖分式结构。 确定箱体的尺寸与形状。 1. 减数器附件的结构设计 名 称 符号 公 式 尺 寸 箱座的壁厚 3025.0 a 8 箱盖壁厚 1 )85.08.0(1 6.6 箱盖凸圆厚度 1b 11 5.1 b 12 箱座凸圆厚度 b 5.1b 9.9 箱体底凸圆厚度 b 5.22 b 20 地脚螺钉直径 fd 12036.0 ad f 20 轴承旁连接螺栓直径 1d fdd 75.01 16 盖与座连接螺栓直径 2d fdd )6.05.0(2 12 轴承端盖螺钉直径 3d fdd )5.04.0(3 10 - 27 - 2. 减数器附件的结构设计 1) 窥见孔和窥视孔盖