3级减速器设计说明书

目录一 设计任务 1二 设计方案分析 2三 原动件的选择 4四 机构运动分析与动力参数选择与计算 5五 齿轮的设计及校核 8六 轴的设计及校核 16七 轴承的选择及校核 24八 花键的设计及校核 29九 减速器机体结构设计 32十 润滑与密封 33十一 小结 34十二 参考文献 35180t 运梁车三级减速器设计一、 设计任务运梁车载重量 180T，车辆自身质量（含拖梁小车）约 15T，合计 195T，空载时行驶速度为 3-4km/h,满载时行驶最低速度 0.8-0.9km/h，装载最大爬坡能力 6%，根据轴线布置需要考虑运梁车通过的路基和桥涵结构的允许承载能力、与架桥机相适应的车身型式、以及运梁车的其它用途等多种因素，设计载荷分配为前桥 25%，中桥 38.5%,后桥 36.5% 。运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离短，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差而对桥梁造成损坏，整车运行过程平稳。该车设计使用寿命为十年，检修间隔期为四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天实际工作只有四个小时左右。工作环境：室外常温，灰尘较大。运梁车的动力和传动系统是整车的核心设计部分，要求该车传动路线图如下所示：万 向 节 万 向 节 连 联 器 减 速 器减 速 器 减 速 器变 速 器发 动 机 轮 胎轮 胎 最 终 传 动最 终 传 动驱 动 桥 驱 动 桥变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比 i 变 =6.4；减速器要自行设计，是该课题的主要任务，采用展开式二级以上闭式齿轮传动，允许速度误差为 5%，保持中心距 a=300mm., 能够挂倒档，以保证运梁车倒车时能保持前进时相同的速度，提高工作效率；减速器采用单级开式斜齿轮传动，传动比 i =2.03，驱动桥采用东风140，总传动比 i 驱 =38/6=6.33；轮胎处采用一对单级开式直齿轮传动，传动比 i 胎 =86/14=6.14。传动过程允许速度误差为 5%；二、 设计方案分析传动方案 1：减速器（以下简称减速器）采用展开式二级闭式齿轮传动，结构简单，在满足中心距的条件下，由于齿轮和轴的减少，传动效率较高，但齿轮直径大，加工精度不高，而且噪声较大，大齿轮在经济方面不理想，加工起来又比较困难，减速箱的体积比较大，不利于安装。它的结构简图如图 1-1 所示：当 该 减 速 器 挂 了 倒 档 时当 该 减 速 器 没 有 挂 倒 档 时 滑 移 齿 轮输 出 轴 输 入 轴 滑 移 齿 轮输 出 轴 转 向 轴 输 入 轴图 1-1传动方案 2：减速器采用展开式三级闭式齿轮传动，特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命较长、维护方便，装拆容易，工作可靠， 。当打倒档时，高速级滑移齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩下产生的扭转变形与轴在弯矩下产生的弯弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象在满足中心距的条件下，传动的齿轮的直径可以取小，这样可以使传动的传动比较精确可靠，寿命长，结构紧凑，而且滑移齿轮操作方便不费力。其结构简图如图 1-2 所示。比较起来，方案 2 的三级闭式齿轮传动比较适合运梁车的减速传动，该机具有较强的市场竞争力。三、 原动件的选择发动机的计算：1、整车滚动阻力 F1（平实路面地 ）0.25.3f10.395879fNkN2、整车上坡阻力 F22sintatan130.614.78GWkN3、总阻力 F3127.1kN4321输 出 轴 转 向 轴输 出 轴 转 向 轴输 入 轴 输 入 轴 转 向 轴滑 移 齿 轮当 该 减 速 器 没 有 跨 倒 档 时 当 该 减 速 器 跨 了 倒 档 时图 1-2 可跨档减速器1 滑移齿轮；2轴承 1；3齿轮 2；4齿轮 3；5轴承 3；6齿轮 4；7轴承 5；8轴承 7；9轴承 8；10输出齿轮 6；11齿轮 5；12轴承 6；13轴承 4；14轴承 24、总阻力矩 T 阻 (轮胎半径 R=530mm)73172.309.120NmFRKNm阻5、半轴切应力 max7ax39.1250/16.40.870.2.T MPaWd6、轮功率 P 转 2/6091.254.965/04.1kW转 阻=7、发动机功率 P（总传动效率为 =0.66）总/40.1/6.7kW轮 总8、附着力 F 附93(5%).38.62GkN附不打滑条件： 附 阻 驱 动 力= 该车在工作情况下不会打滑。发动机选择柴油机，XY4108Q，功率 P=75kW，n=2800r/min。四、 机构运动分析与动力参数选择与计算（一）运梁车的总传动比和各传动比的分配方案选择(1) 总传动比的计算发动机转速 ，min280/nr发车轮的转速 ， （根据运梁车满载时每小min58504.1965/6.rD轮时只走 800-900m，而轮胎的直径为 1.06m）总传动比 /2/4.1967.2in总 发 轮(2)传动比的分配变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比 i 变 =6.4；减速器传动比 i =2.03，允许速度误差为 5%；驱动桥采用东风140，总传动比 i 驱 =38/6=6.33；轮胎处传动比 i 胎 =86/14=6.14；则减速器的传动比 67.21.32.403.4i总变 驱 轮（二）传动装置的运动和动力参数计算(1)各轴的转速将传动装置各轴由高速到低速依次定为轴、n发 动 机 转 速发 动 机 至 输 出 轴 的 传 动 比轴、轴;轴，分别表示为 。 1234,n减速器分为跨倒档与不跨档（见图 1-2）跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴右齿轮啮和，在通过转向轴齿轮 3 与传动轴齿轮 4 的啮和，在通过传动轴的齿轮 5 与输出轴齿轮 6 的啮和，从而传动动力。由发动机到输出，通过变速器最底档(i=6.4),推出 n1=2800/6.4=437.5r/min， 传到输入轴n=437.5r/min, ,传动轴 n=437.5r/min , ,传动轴 n=437.5r/min , 输出轴 1437.51./min2nri减不跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴右齿轮啮和，在通过传动轴右齿轮在和输出轴齿轮啮和，从而传递动力。(2)各轴的效率和功率根据条件已知：变速箱的机械传动效率 0.96变花键联轴器的传动效率 0.95联每对圆柱齿轮的传动效率 （很好的跑和的 7 级精度齿轮传动）8齿每对滚动轴承的传动效率 .滚万向节的传动效率 0.9(3)0.96(3)万 万a）各轴的传动效率第一级的传动效率 1.50.9.456变 联 滚第二级的传动效率 209872齿 滚第三级的传动效率 3.齿 滚第四级的传动效率 4 0齿 滚b) 各轴的功率减速器输入轴的输入功率：160.79.50.97.p kW变 联 滚转向轴的功率：215.8.Pk齿 滚转向轴的功率：325.809.54.1p kW齿 滚输出轴的功率434.1.2.齿 滚（3）各轴的转矩输入轴 66611 57.9.509.01043PT Nmn转向轴 66622 .8. 2转向轴 66633 5.19.5109.00437PTn输出轴 66644 2. Nm运动和动力参数结果如下表轴名 输出功率P（kW）转速 n(r/min) 转矩 T（N.mm） 效率 输入轴 57.437.5 61.2500.9456转向轴 55.8 437.5 80.9702转向轴 54.1 437.5 6. 0.9702输出轴 52.5 324.6 15400.9702五、齿轮的设计及校核（一） 、 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数由机械设计手册，考虑到工厂加工条件和减速器要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料都为 20CrMnTi,渗碳处理，硬度为 5560HRC，抗拉强度 ，屈1079bMPa服强度 ；精度 7 级。834sMPa取滑移齿轮 ，且由于要满足中心距达到 300mm，取齿轮 2、齿轮 3、齿轮 4、齿12Z轮 5 的齿数都为 23，即 ，输出齿轮 取模数 m=6,234523Z61Z 实际传动比 ,613.482Zi传动比误差 ，满足传动要求。|1.3248|0%10%2.5i:实际输入轴转速 47.5/minnr实际输出轴转速 1534.6/min.zri发变（二） 、 校核齿轮强度1 滑移齿轮和齿轮 2 的设计计算a)、设计参数传递功率 P=57.5kW传递转矩 T1= N.mm 6.250齿轮 1 转速 n1=437.5r/min齿轮 2 转速 n2=437.5r/min该啮合传动比 i=1.00原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳预定寿命 取 6000 时（寿命 4 年，每年工作 360 天，每天工作436057H时用 4 小时）b)、齿面接触疲劳强度设计计算公式按 3 2114.6EHdZKTud:闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移齿轮 5 采用非对称布置（轴钢性较大） ，齿轮 6 也采用非对称布置（轴钢性较大）取齿宽系 ，0.2d齿面啮合类型 ：硬齿面，热处理质量级别 ML齿轮 1、2 材料及热处理 20CrMnTi 渗碳齿轮 1、2 硬度取值范围 HRC=5560齿轮 1、2 硬度 HRC=59齿轮 1、2 接触强度极限应力 Hlim=1500MPa 齿轮 1、2 抗弯疲劳基本值 FE=580MPa由机械设计表 6-7，查得使用系数 ，试取动载荷系数 ，按齿轮在1.0AK1.05vK两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数 ，按齿面硬化，直齿轮，7 级.6精度， ，取齿间载荷分布系数 。1/0AtKFbNm:载荷系数 .05.61.24V节点区域系数 2.5hZ材料的弹性系数 189EMPa接触强度重合度系数 0.接触强度螺旋角系数 Z重合、螺旋角系数 .8910.齿面接触许用应力 limHNWZS齿轮 1、2 的应力循环次数 81260437.5160.5710Hnt接触疲劳寿命系数由机械设计表 6-11 得（不允许有一定量点蚀）0.360.367712 85151.95.NZ查表得润滑油膜影响系数 .9lvrZ工作硬化系数 1.0W最小安全系数 HS接触强度尺寸系数 Zx=1.0 齿面接触许用应力： 1250.9651.047.5HMPaMPa3 2114.6134EHdZKTud m:齿宽 ，圆整取齿宽 b=30,模数 ,取 m=6,由10.23.8db 1346.82tdz此可知大小齿轮直径 d=138mm。按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆速度 13847.516/6060dnv ms由此可得13.2./Zs动载系数 Kv=1.033。圆周力61.51083TFNd由此可知，原假设合理：11/8/AtKbm:齿间分布载荷系数 1.重新设计后数据如下：载荷系数 .031.6.204AVK齿向载荷分布系数 KH=0.137综合变形对载荷分布的影响 Ks=0.0安装精度对载荷分布的影响 Km=0.137节点区域系数 Zh=2.5材料的弹性系数 ZE=189.800接触强度重合度系数 Z=0.89接触强度螺旋角系数 Z=1.0重合、螺旋角系数 Z=0.89接触疲劳寿命系数 Zn=1.3润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97模数(法面模数) Mn=6.0端面模数 Mt=6.0螺旋角 =0 度基圆柱螺旋角 b=0 度齿轮 1、2 变位系数 X=0齿轮 1、2 齿宽 B=30mm齿轮 1、2 齿宽系数 d=30/138=0.217齿顶高系数 ha*=1.顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20 度端面齿顶高系数 ha*t=1.端面顶隙系数 c*t=0.25端面压力角 *t=20 度标准中心距 a=138mm实际中心距 a=138mm齿数比 U=1.0端面重合度 =1.59纵向重合度 =0.00总重合度 =1.591校核：由式：612 21.04.51268.468.412.589381375HEHKTuZbdMPa1. 7.HHMPa结果：齿轮的接触疲劳强度安全。c)、齿根弯曲疲劳强度校核计算公式 12FFaSFKTYbdm由查表可知，齿轮 1 复合齿形系数 Yfs1=2.72齿轮 1 应力修正系数 Ysa1=1.57齿轮 2 复合齿形系数 Yfs2=2.72齿轮 2 应力修正系数 Ysa2=1.57抗弯强度重合度系数 Y=0.72抗弯强度螺旋角系数 Y=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.721按式计算弯曲疲劳许用应力 F limFNXSTY查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力 li1li2385FMPa寿命系数 0.20.6612 83194.57NY查表可知尺寸系数 Yx=0.99实验齿轮的应力修正系数 YST=2.0弯曲疲劳强度安全系数一般取 SF=1.25弯曲疲劳许用应力 Flim123850.924.0567.1NXSTFFYMPa校核：弯曲疲劳强度 611.204.52.750.2374.138FFaS FKTYbd 结果： 齿根弯曲疲劳强度校核满足要求两个齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)2、 齿轮 5 和输出齿轮 6 的设计计算a)、设计参数传递功率 P=54.1kW传递转矩 T3= N.mm 61.80齿轮 5 转速 n1=437.5r/min齿轮 6 转速 n2=324.6r/min该啮合传动比 i=1.348原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳预定寿命 取 6000 时436057H时b)、齿面接触疲劳强度设计计算公式按 3 2114.6EHdZKTud:闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移齿轮 1 采用非对称布置（轴钢性较大） ，齿轮 2 也采用非对称布置（轴钢性较大）取齿宽系 ，0.2d齿面啮合类型 ：硬齿面，热处理质量级别 Q=ML齿轮 1、2 材料及热处理 20CrMnTi齿轮 1、2 硬度取值范围 HRC=5560齿轮 1、2 接触强度极限应力 Hlim=1500MPa 齿轮 5、6 抗弯疲劳基本值 FE=580MPa由机械设计表 6-7，查得使用系数 ，试取动载荷系数 ，按齿轮在1.0AK1.0vK两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数 ，按齿面硬化，直齿轮，7 级.6精度， ，取齿间载荷分布系数 。1/0AtKFbNm:载荷系数 .05.61.24V节点区域系数 2.5hZ材料的弹性系数 1E接触强度重合度系数 0.89接触强度螺旋角系数 Z重合、螺旋角系数 .10.89齿面接触许用应力 limHNWZS齿轮 5、6 的应力循环次数 8560437.5160.5710nt2H接触疲劳寿命系数由机械设计表 6-11 得（不允许有一定量点蚀） 0.360.36775 8151.95.NZ0.360.36776 8.74.查表得润滑油膜影响系数 9lvrZ工作硬化系数 1.0W最小安全系数 HS接触强度尺寸系数 Zx=1.0 齿面接触许用应力： 510.9651.047.5HMPaMPa6.7.计算公式 3 2114. 134EHdZKTud m:齿宽 ，圆整取齿宽 b=30,模数 ,取 m=6,由10.236.8db 16.382tdz此可知大小齿轮直径 d=138mm。按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆速度 13847.516/6060dnv ms由此可得13.2./Zs动载系数 Kv=1.033。圆周力61.81073TFNd由此可知，原假设合理：11/7/5AtKbm:齿间分布载荷系数 1.重新设计后数据如下：载荷系数 1.03.61.204AVK校核：公式如下： 612 2.1.80.3481268.48.4.5893130HEHTuZbdMPa5. 7.HHMPa结果： 齿轮的接触疲劳强度安全。c)、齿根弯曲疲劳强度校核计算公式 12FFaSFKTYbdm查表可知：齿轮 5 复合齿形系数 Y fa5=2.72齿轮 5 应力修正系数 Y sa5=1.57齿轮 6 复合齿形系数 Y fa6=3.58齿轮 6 应力修正系数 Y sa6=1.63抗弯强度重合度系数 Y =0.72抗弯强度螺旋角系数 Y =1.000抗弯强度重合、螺旋角系数 Y =0.721按式计算弯曲疲劳许用应力 FlimNXSTFY查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力 li5li6385MPa寿命系数0.20.2665 8313194.7NY0.20.2666 8.查表可知尺寸系数 Yx=0.99 实验齿轮的应力修正系数 YST=2.0弯曲疲劳强度安全系数一般取 SF=1.25弯曲疲劳许用应力 Flim53850.924.0563.41NXSTFYMPali6 .XSTFF比较： 52.7150.7834aSFY63.58160.3FaSY 应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。56aSaSFFY校 核: 61221.04.813.50.72481.3aS FKT MPabdm 结 果：齿根弯曲疲劳强度校核满足要求3、 齿轮 3、4 校核计算由于齿轮 3 和齿轮 4 的转速与齿轮相相同，且它们的材料和外形尺寸一样，但它的输入功率和输入转矩却比齿轮 2 要小，而齿轮 2 已经满足齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，所以同理可以推出齿轮 3 和齿轮 4 满足设计要求。结果： 强度校核满足要求。4、 齿轮主要几何参数表 名 称滑移齿轮 1小齿轮 2、3、4、5大 齿 轮 6m法 向 模 数6 6法 向 压 力 角 0 20*a齿 顶 高 系 数 h11*顶 隙 系 数 c0.25 0.25齿 数 Z23 31分 度 圆 直 径 d(m)138 186a齿 顶 圆 直 径150 198()f齿 根 圆 直 径123 171齿 宽 b30 30六、 轴的设计及校核（一） 、轴材料选择由于该减速器中各轴所承受的载荷都很大，传递的转矩较大，且又是在高速状况下工作，运行平稳，无很大的冲击，但安装齿轮的位置不对称，对材料的刚度有一定的要求，考虑到加工的难易程度和工厂现有的材料，选择 40Cr.调质处理，加工精度为 7 级。材料牌号: 40Cr热处理: 调质毛坯直径/mm: 80硬度（HB）: 241286抗拉强度 b: 750MPa屈服点 s: 550 MPa弯曲疲劳极限 -1: 350 MPa扭转疲劳极限 -1: 200 MPa许用静应力+1: 300 MPa许用疲劳应力-1: 194233 Mpa（二） 、 输入轴的设计计算1、输入轴的基本技术参数轴的转向方式：双向旋转轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：n=437.5r/min 功率: P=57.5kW转矩：T=1255000Nmm齿轮直径 d=138mm2、轴上滑移齿轮和轴的力分析 圆周力 621.50813TNdtF径向力 antan20rt 轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N初算最小直径 3369.51045.62TPdCmn 当 量 弯 矩 图转 矩 图合 成 弯 矩 图垂 直 面 弯 矩 图垂 直 受 力 图水 平 面 弯 矩 图水 平 受 力 图轴 受 力 图图 1-3取轴承处（即 A，B 点）的直径 d=50mm取滑移部分（如危险截面 C、D）花键分度圆直径 d=57.5mm轴的结构简图如图 1-3 所示：A、B 点在水平面的支承反力 94.5109487BHtFN2AtB危险截面 C、D 在水平面的弯矩 6.5CHMm134798DBFNA、B 点在垂直面的支承反力 94.57BVr06ArBV危险截面 C、D 在垂直面的弯矩 2.8975CMFNm13DVB危险截面 C、D 的合成弯矩 25.0CHCV27DDNm画轴转矩图 150TNm画当量弯矩图 .6530校 核：C 点的当量弯矩 2 225557.8107.310.4710CMTNm314.9.6CCbdD 点的当量弯矩 2 25710DMT331.49.0.6bdm取 57.Cdm5D结 果：轴的强度满足要求。（三） 转向轴设计计算1 轴的转向方式：双向旋转轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：n=437.5r/min 功率: P=55.8kW转矩：T=1218000Nmm齿轮直径 d=138mm2、轴的力分析 圆周力 621.807523TNdtF径向力 antan39rt 轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N法向力 175628cos.94tnFN取轴承处（即 A，B 点）的直径 d=45mm取导程部分（如危险截面 C、D）花键分度圆直径 d=57.5mmA、B 点在水平面的支承反力 94.5cos2016.5907nnBHFN。84AnBH危险截面 C、D 在水平面的弯矩 94.516CHMm32DBFNA、B 点在垂直面的支承反力 2.sin049157Vi1AnBV危险截面 C、D 在垂直面的弯矩 62.38CVBMFNm59D危险截面 C、D 的合成弯矩 25.10CHCV78DDNm画轴转矩图 1280TNm画当量弯矩图 0.6128730TNm校 核：C 点的当量弯矩 显然此轴的 C 点当量弯矩小于传动轴的 C 点当量弯矩 ,故不用作校核D 点的当量弯矩 由于 D 点不受转矩 当量弯矩等与合成弯矩即 50.781MNm3 531.023.6Dbd取 57.Cm45结 果：轴的强度满足要求。（四） 转向轴设计计算1 轴的转向方式：双向旋转轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：n=437.5r/min 功率: P=54.1kW转矩：T=1181000Nmm齿轮直径 d=138mm2、轴的力分析 圆周力 621.80713TNdtF径向力 antan230rt 轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N法向力 17689cos.4tnFN取轴承处（即 A，B 点）的直径 d=45mm取滑移部分（如危险截面 C、D）花键分度圆直径 d=57.5mmA、B 点在水平面的支承反力 126.547nBHFN3AnB危险截面 C、D 在水平面的弯矩 30.5471CHBMFNm982DA、B 点在垂直面的支承反力 BV14672AFN危险截面 C、D 在垂直面的弯矩 30.51879CVBMm42D危险截面 C、D 的合成弯矩 25.60CHCVN1DDm画轴转矩图 180TNm画当量弯矩图 .67086校 核：C 点的当量弯矩 显然此轴的 C 点当量弯矩小于传动轴的 C 点当量弯矩 ,故不用作校核D 点的当量弯矩 由于 D 点不受转矩 当量弯矩等与合成弯矩即 52.041MNm3 531.032.4.6Dbd取 57.Cm45结 果：轴的强度满足要求。（五） 输出轴的设计计算轴的转向方式：双向旋转轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：n=324.5r/min 功率: P=52.5kW转矩：T=1545000Nmm齿轮直径 d=186mm2、轴的力分析 圆周力 621.540128TNdtF径向力 antan4rt 轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N法向力 1697cos.4tnFN取轴承处（即 A，B 点）的直径 d=55mm取滑移部分（如危险截面 C、D）花键分度圆直径 d=60mm轴的结构简图如图 1-4 所示：A、B 点支承反力 30.5289716nBFN4AnB危险截面 C、D 的弯矩 30.56CMm192DAFN画轴转矩图 154TN画当量弯矩图 0.6760校 核：C 点的当量弯矩 2 225554.109.810.310CMTNm331.6.CCbdD 点的当量弯矩 2 2594810DMT331.60.bdm取 60Cdm5D结 果：轴的强度满足要求。 当 量轴 受 力 图当 量 弯 矩 图水 平 受 力 图水 平 面 弯 矩 图垂 直 受 力 图垂 直 面 弯 矩 图合 成 弯 矩 图转 矩 图图 1-4七、 轴承的选择及校核（一） 输入轴承 1 的设计计算1、设计基本参数径向力 2187rAHVFN轴向力 Fa=0 N轴颈直径 d1=50 mm转速 n=437.5r/min要求寿命 Lh=3000 h（以两年一次中修，每年工作 360 天，每天工作 4 小时）润滑方式 油润滑2、被选轴承信息由于没有轴向力，且是高速运转，在满足强度的前提下一般都考虑用深沟球轴承，此种轴承噪声低，使用寿命较长，精度高，价格低廉,互换性好。试选轴承型号 6310轴承内径 d=50 mm轴承外径 D=110 mm轴承宽度 B=27 mm基本额定动载荷 C=61800 N基本额定静载荷 Co=38000 N极限转速(油) nlimy=7000 r/min3、当量动载荷接触角 a=0 (度)负荷系数 fp=1.2判断系数 e=0.16径向载荷系数 X=1轴向载荷系数 Y=0当量动载荷 1426.praPfXFYN轴承所需基本额定动载荷 C=61141.632 N校核：由式计算轴承寿命610103980hCLhnP结果：选用深沟球轴承 6310 满足要求（二） 输入轴承 2 的设计计算1、设计基本参数径向力 2227403678rAHVFN轴向力 Fa=0 N轴颈直径 d1=50 mm转速 n=437.5r/min要求寿命 Lh=3000 h（以两年一次中修，每年工作 360 天，每天工作 4 小时）润滑方式 油润滑2、理由和选轴承 1 一样。试选轴承：深沟球轴承轴承型号 6310 和 轴承型号 6210轴承内径 d 1=50 mm 轴承内径 d 2=50 mm轴承外径 D 1=110mm 轴承外径 D 2=90 mm轴承宽度 B 1=27mm 轴承宽度 B 2=20 mm基本额定动载荷 C 1=61800 N 基本额定动载荷 C 2=35000N基本额定静载荷 C o1=38000 N 基本额定静载荷 C o2=23200 N极限转速(油) nlimy=7000 r/min 极限转速(油) nlimy=8500 r/min3、当量动载荷接触角 a=0 度 接触角 a=0 (度)负荷系数 fp=1.2 负荷系数 fp=1.2判断系数 e=0.271 判断系数 e=0.304径向载荷系数 X 1=0.56 径向载荷系数 X 2=0.56轴向载荷系数 Y 1=1.624 轴向载荷系数 Y 2=1.435当量动载荷 1054praPfXFYN293.6praPfFN轴承所需基本额定动载荷 C1=45199.236 N C2=42574.471 N校核：轴承 6310 的寿命6110076830hCLhn 轴承 6210 的寿命62102106730hCLhnP结果：轴承 2 选用轴承 6310 满足要求。（三） 转向轴轴承 3，4，5，6 的设计计算由于转向轴和输入轴一样都没有轴向力，轴承 3 所受载荷最大，轴承 3 选用的是 6209 故轴承，计算过程略， 4、5、6 只需要采用深沟球轴承 6209不用作校核就可以满足要求。结果：轴承 3，4，5，6 选用轴承型号 6209。（四） 输出轴轴承 7 的设计计算1、设计基本参数径向力 2897rBHVFN轴向力 Fa=0 N轴颈直径 d1=55 mm转速 n=324.6r/min要求寿命 Lh=3000 h润滑方式 油润滑2、被选轴承信息由于其所受的径向力很小，但又要保持其轴颈直径，所以试选深沟球轴承 6211轴承内径 d=55 mm轴承外径 D=100 mm轴承宽度 B=21 mm基本额定动载荷 C=43200 N基本额定静载荷 Co=29200 N极限转速(油) nlimy=7500 r/min3、当量动载荷接触角 a=0 (度)负荷系数 fp=1.2判断系数 e=0.16径向载荷系数 X=1轴向载荷系数 Y=0当量动载荷 3476.praPfXFYN轴承所需基本额定动载荷 C=13489.735 (N)校核：轴承寿命轴承寿命 61010985230hCLhnP由此可知该轴承远远满足要求，每次大修时也可以不必更换这个轴承。结果：轴承 7 选用 6211。（五） 输出轴轴承 8 的设计计算1、设计基本参数径向力 21472rAHVFN轴向力 Fa=0 N轴颈直径 d1=55 mm转速 n=324.6 r/min要求寿命 Lh=3000 h润滑方式 油润滑2、被选轴承信息试选轴承型号 6311轴承内径 d=55mm轴承外径 D=120mm轴承宽度 B=29mm基本额定动载荷 C=71500 N基本额定静载荷 Co=44800 N极限转速(油) nlimy=6700 r/min3、当量动载荷接触角 a=0 度负荷系数 fp=1.2判断系数 e=0.16径向载荷系数 X=1轴向载荷系数 Y=0当量动载荷 1726.4praPfXFYN轴承所需基本额定动载荷 C=68785.076 (N)校核：轴承寿命610103690hCLhnP结果：轴承选用 6311（六） 各轴承的参数如下表所示名称 轴承 1 轴承 2 轴承 3 轴承 4 轴承 5 轴承 6 轴承 7 轴承 8轴承代号 6310 6310 6209 6209 6209 6209 6211 6311轴颈直径 50 50 45 45 45 45 55 55轴承外径 110 110 85 85 85 85 100 120轴承宽度 27 27 19 19 19 19 21 29八 花键的设计及校核（一）输入轴花键设计参数及校核传递的转矩 T = 1255000 Nmm模数 m = 2.5 mm花键压力角 = 30齿数 z = 23分度圆直径 D= 57.5 mm键齿工作高度 h = 2.50 mm键的长度 L = 52 mm不均匀系数 = 0.75使用和制造情况 中等齿面热处理 齿面经热处理移动情况 载荷作用下移动许用应力 p = 45.0 MPa校核： 6333221.5020.40.72157.mTNmp MPaNhlD 结果： p p 轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算：传递的转矩 T = 1255000 Nmm花键参数 NdDB = 842488 mm倒角c = 0.4 mm键齿的工作高度 4820.422DdhCm不均匀系数 = 0.75键的长度L = 60 mm使用和制造情况中等，齿面经热处理，键系列采用中系列许用挤压应力范围pp = 100140 MPa取许用应力p = 120.0 MPa校 核：计算应力 212507.426120.78.6p PmTMaaZhld 结果： pp 满足（二）传动轴的花键设计参数及校核传递的转矩 T = 1218000 Nmm模数 m = 2.5 mm花键压力角 = 30齿数 z = 22分度圆直径 D = 57.5 mm花键轴大径直径 D max = 60.0 mm键齿工作高度 h = 2.50 mm键的长度 L = 32 mm不均匀系数 = 0.75使用和制造情况 中等齿面热处理 齿面经热处理许用应力 p = 120.0 MPa校核： 230.7mTpMPNhlD结果： p p 满足要求（三）传动轴的花键设计参数及校核传递的转矩 T = 1181000 Nmm模数 m = 2.5 mm花键压力角 = 30齿数 z = 22分度圆直径 D = 57.5 mm花键轴大径直径 D max = 60.0 mm键齿工作高度 h = 2.50 mm键的长度 L = 32 mm不均匀系数 = 0.75使用和制造情况 中等齿面热处理 齿面经热处理许用应力 p = 120.0 MPa校核： 29.8mTpMPNhlD结果： p p 满足要求（四）输出轴的花键设计参数及校核轴右段花键传递的转矩 T = 1545000 Nmm模数 m = 2.5 mm花键压力角 = 30齿数 z = 23分度圆直径 D = 57.5 mm花键轴大径直径 D max = 60.0 mm键齿工作高度 h = 2.50 mm键的长度 L = 32 mm不均匀系数 = 0.75使用和制造情况 中等齿面热处理 齿面经热处理许用应力 p =120.0 MPa校核： 241.5mTpMPNhlD结果： p p 满足要求 轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算：传递的转矩 T = 154500