华南理工大学二级减速器说明书两套1

1、机械设计基础课程设计计算说明书本科课程设计（论文）说明书 减 速 箱二级圆柱齿轮减速箱设计院 （系） 机械与汽车工程学院 专 业 学生姓名 学生学号 指导教师 黄平 孙建芳 提交日期 机械设计课程设计任务书一、 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。二、 传动简图V滚筒输送带减速装置电动机三、 原始数据运输带拉力F= 3551.14（N）运输带速度V= 2.12（m/s）滚筒直径D= 1330（mm）滚筒及运输带效率h

2、=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，试设计齿轮减速器（两级）。四、 设计工作量及要求每个同学独立完成总装图一张（一号图纸），高速轴、低速大齿轮各一张（二号或三号图纸）、设计计算说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用，轴承选用与校核，V带、齿轮、轴、齿轮箱设计（包括V带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计课程设计一书1。 教材:1 朱文坚，黄平.机械设计课程设计.广州: 华南理工大学出版社主要参考文献：2 朱文坚，黄平主编.

3、机械设计. 高等教育出版社，2005，2.3 机械零件设计手册，北京:冶金工业出版社4 机械零件设计手册，北京:化学工业出版社课程设计（论文）评语： 课程设计（论文）总评成绩： 课程设计（论文）答辩负责人签字： 年 月 日 计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计传动图如上图所示第21组：运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷有轻微冲击，室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%。轴承使用寿命不小于15000小时。滚筒及运输带效率h=0.94。（2） 原始数据：运输带拉力F=3551.1

4、4N；带速V=2.12m/s；滚筒直径D=2.12mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：连轴器为弹性连轴器，轴承为圆锥滚子轴承，齿轮为精度等级为7的闭式圆柱斜齿轮，带传动为V带传动。根据<机械设计课程设计>表2-3则有:总=带×3轴承×2齿轮×联轴器×滚筒=0.95×0.983×0.972×0.98×0.94=0.775(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=3551.14×2.12/（1000×0.7

5、75）=9.714KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.12/×1330=30.4583r/min按<机械设计课程设计>表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动高速级与低速级均为斜齿，传动比范围I1= I2=36（查表2-1得，两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比范围i=840）。取V带传动比I3=24，则总传动比范围为Ia=16160。故电动机转速的可选范围为nd=（16160）×30.4583=548.24944386r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500

6、r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选nd =1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上计算选用的电动机类型，由所需的额定功率及同步转速，由表16-1选定电动机型号为Y160M-4。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1460/30.4583=47.9342、分配各级传动比（1） 根据表2-4(以下无特殊说明则表格皆为机械设计课程设计一书表格)分配两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=5.0 i2

7、=3.15根据传动比关系式算得：V带传动比为：i带=3.04四、计算传动装置的运动及动力参数1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电动机轴)n0=n电机=1460r/minnI=n0/i带=1460/3.04=480.26(r/min)nII=nI/i 1=480.26/5.0=96.05(r/min)nIII=nII/i 2=96.05/3.15=30.49(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） 输入功率计算：P0=P工作=9.714KWP=P0×1=9.714×0.95=9.2283KWP=PI×2=9.2283×0.97=8.9515KWP=P

8、II×3=8.9515×0.97=8.6829KWP= PIII×4=8.6829×0.98=7.5284 KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）输入各轴的扭矩：T=9550P/n=9550×9.2283/480.286=183.51N·mT=9550P/n=9550×809515/96.05=890.02N·mT=9550P/n=9550×8.6829/30.49=2719.64N·m 运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查：电动机输出I轴II轴III轴N（r/min）1460480.

9、0696.0530.49P（kW）9.7149.22838.95158.6829T（Nm）63.54183.51890.022719.64五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 确定计算功率 Pca 由机械设计课本附表11.6得工作情况系数kA=1.2Pca=KA Ped=1.2×11=13.2KW（2） 选择普通V带截型根据Pca、nI，由机械设计课本的附图2.1确定选用B型V带。（3） 确定带轮基准直径，并验算带速由教材附表2.5a和附表2.7 得，选取小带轮基准直径为D1=132mm，大轮的基准直径为D2=400mm 带的传动比为： i带=425/180=3.0

10、4验算带速V：V= D1 nI /60×1000=×132×1460/（60×1000）=10.09m/s <Vmax带速合适。（4） 确定带长和中心矩根据0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(132+400)a02×(132+400)所以有：372.4mma01064mm初步确定中心矩a0=600mm由机械设计课本式（11.26）得：Ld2a0+/2(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×600+1.57(132+400)+(400-132)2/（4×600）=2056.56mm根据课本附表

11、2.3取Ld=2000mm根据课本式（11.27）计算实际中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=600+(2000-2056.56)/2=571.72mm(5)验算小带轮包角1=1800-( D2-D1)/a×600=1800-（400-132）/571.72×600=1520>1200（适用）2=1800+( D2-D1)/a×600=1800+（400-132）/571.72×600=2080（6）确定带的根数 由nI=14600r/min、D1=132mm、i带=3.04，根据机械设计课本附表2.5a和附表2.5b得P0=2.497KW（由

12、转速800和转速980插值而得），P0=0.46KW根据机械设计课本附表2.8得K=0.924根据机械设计课本附表2.9得KL=0.98由机械设计课本式（11.29）得Z= Pca/（P0+P0）KKL）=13.2/（2.497+0.46）×0.924×0.98）=4.937取Z=5根。(7)计算预紧力F0由机械设计课本附表2.2查得q=0.17kg/m，由式（11.30）得F0=500（Pca/ZV）（2.5/K-1）+qV2=500×（13.2/（10.09×5）×(2.5/0.924-1)+0.17×10.092N=240.44

13、N（8）计算作用在轴承的压力Q由机械设计课本式（11.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=2×5×240.44xsin（1520/2）=2332.98N2、齿轮传动的设计计算1）高速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表12.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选8级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=i1 z1=5.0x20=100D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分

14、别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5小齿轮传递的转矩TI=183510N·mm齿宽系数：由机械设计课本附表12.5选取=1弹性影响系数ZE：由机械设计课本附表12.4查得ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面压力角）=14.07670 （基圆螺旋角）则ZH=2.425端面重合度：=31.42760=23.33570代入上式得=1.625接触疲劳强度极限Hlim：由机械设计课本附图12.6按硬齿面查得Hli

15、m1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60x480.26x1x(2x8x360x10)=1.383x1010N2= N1/i1=1.420x109/4=2.766x109接触疲劳寿命系数KHN：由机械设计课本附图12.4查得KHN1=0.85，KHN2=0.87接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.85/1.0Mpa=850MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.87/1.0Mpa=870Mpa因（H1+ H2）/2=

16、860 Mpa <1.23H2=1113.15MPa，故取H=860 MpaB.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3= 2×1.5×183510×(5+1) ×（2.425×189.8/850）2/1×1.625×51/3mm=48.833mm(2)计算圆周速度v1.228m/s(3)齿宽b：b=d dt1=48.833mm计算齿宽与齿高比b/h：b/h9.202(4)计算载荷系数K：由v1.228m/s，查机械设计课本附图12.1，K=1.15 由附表12.2查得=

17、1.4，由附表12.2查得使用系数=1参考附表6.3中8级精度公式，估计>1.34=1.506取=1.505由附图12.2查得径向载荷分布系数=1.42载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=57.297mm模数：mn=cosxd1/Z1=57.297cos15°/20=2.767mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1) 确定公式中的参数1. 载荷系数KKa=1.4 KA=1 Kv=1.15 =1.42K=1.4x1x1.15x1.42=2.28622. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20，Z2=100当量齿数 zv1=z1/cos=22.192 Zv

18、2=z2/ cos=112.07由机械设计课本附表12.6查得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.18 YSa2=1.792. 计算螺旋角影响系数Y：轴面重合度 0.318 1.704>1，所以取=1带入下式运算：Y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力F由机械设计课本附图12-3查得：KNF1=0.83， KNF2=0.87由机械设计课本附图12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系数SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1= Flim1 KNF1/SF=296.429MPaF2= Flim2 KNF2/SF=310.71

19、4MPa5.计算确定YFYS/FYF1YS1/F1=0.01464YF2YS2/F2=0.01256所以选大值YF1YS1/F1带入公式计算(2)计算齿轮模数：m=2.489比较两种强度校核结果，确定模数为mn2.5取小齿轮齿数为：21，则大齿轮齿数为：1054.几何尺寸计算（1） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=2.5*(21+105)/（2*cos150）=163.05mm取a163mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.92640（3） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos54.33mmd2mn*Z2/cos271.67mm

20、（4） 计算齿轮齿宽：b154.33mm调整后取B255mm，B160mm计算数据总结如下：（高速齿轮）齿数模数传动比分度圆直径齿宽小齿轮212.555403360大齿轮105271.67551）低速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表12.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选8级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=i2 z1=3.15x20=63D.初选螺旋角为=150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按

21、接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5小齿轮传递的转矩T=890020N·mm齿宽系数：由机械设计课本附表12.5选取=1弹性影响系数ZE：由机械设计课本附表12.4查得ZE=189.8节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.6470 （端面压力角）=14.07670 （基圆螺旋角）则ZH=2.425端面重合度：=31.42760=24.77920代入上式得=1.596接触疲劳强度极限Hlim：由机械设计课本附图12.6按硬齿面查得Hlim1=

22、Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60x96.05x1x(2x8x360x10)=2.766x109N2= N1/i1=2.766x109/3.15=8.782x108接触疲劳寿命系数KHN：由机械设计课本附图12.4查得KHN1=0.87，KHN2=0.89接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求（失效概率为1%），选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.87/1.0Mpa=870MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.89/1.0Mpa=890Mpa因（H1+ H2）/2=88

23、0 Mpa <1.23H2=1131.6MPa，故取H=880 MpaB.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=2×1.5×890020×(3.15+1)×（2.425×189.8）2/1×1.596×3.151/3mm=84.481mm(2)计算圆周速度v0.425m/s(3)齿宽b：b=d dt1=84.487mm计算齿宽与齿高比b/h：b/h9.202(4)计算载荷系数K：由v0.7999m/s，查机械设计课本附图12.1，K=1.02 由附表12.2查得=1.

24、2，由附表12.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式，估计>1.34=1.512取=1.512由附图12.2查得径向载荷分布系数=1.44载荷系数K=2.159(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=95.385mm模数：mn=cosxd1/Z1=92.74cos15°/30=4.607mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (2) 确定公式中的参数3. 载荷系数KKa=1 KA=1.15 Kv=1.02 =1.44K=1x1.15x1.02x1.44=2.056322. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20，Z2=63当量齿数 zv1=z1/cos=22

25、.192 Zv2=z2/ cos=69.905由机械设计课本附表12.6查得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.27 YSa2=1.7364. 计算螺旋角影响系数Y：轴面重合度 0.318 1.704>1，所以取=1带入下式运算：Y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力F由机械设计课本附图12-3查得：KNF1=0.80， KNF2=0.93由机械设计课本附图12-5查的：Flim1=Flim2 =500MPa取安全系数SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1= Flim1 KNF1/SF=285.714MPaF2= Flim2 KNF2/S

26、F=296.429MPa5.计算确定YFYS/FYF1YS1/F1=0.01519YF2YS2/F2=0.01329所以选大值YF1YS1/F1带入公式计算(2)计算齿轮模数：m=4.143比较两种强度校核结果，确定模数为mn54.几何尺寸计算（5） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=5*(20+63)/（2*cos150）=214.8mm取a215mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=15.17820（7） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos103.61mmd2mn*Z2/cos326.37mm（8） 计算齿轮齿宽：b1103.61

27、mm调整后取B2105mm，B1110mm计算数据总结如下：（低速齿轮）齿数模数传动比分度圆直径齿宽小齿轮2053.15103.61110大齿轮63326.37105六：轴以及轴承的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (9.2283/480.26)1/3mm=29.46mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配有一个键槽，d29.46*（1+5%）=30.933，取装带轮处轴径=30mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=35mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表13-

28、1，选定圆锥滚子轴承（在后续计算中会发现，轴承承受的轴向力比较大，因此选用圆锥滚子轴承），由轴颈d=55mm选定轴承30207，轴承参数如下：内径d=35mm，外径D=72mm，T=18.25mm，B=17mm，a=13.8mm，e=0.37，Y=1.6，Cr=51.5KN，C0r=37.2KN（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸简图可见A1图:(3) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图（略）2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft16755.4N径向力 Fr12544.6N 轴向力 Fa1Ft1tan=1800.8N带传动作用在轴上的压力为Q2332.98N计

29、算支反力：垂直面 RAV=5047.3N RBV=Ft1-RAV=1708.1N水平面 因为-RAH+ RAH =1290.8N因为=0， RBH=-RAH+Q-Fr1=3586.8N3.作弯矩图垂直面弯矩：MCV=RBVx61.125=308516.2N*mm水平面弯矩：MAH=Qx84.225=-196495.2N*mmMCH1=-QxCD+RAHxBC=29976.0N*mmMCH2=RBHx56.75=-181585.81N*mm合成弯矩：MA=MAH=196495.2 N*mm MC1= =318445.4 N*mmMC2= =309969.0N*mm4.扭矩计算： T=48918.

30、7N*mm5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为： MCAD=29351.2N*mm MCAA=198675.3 N*mm MCAC1=319795.2 N*mm MCAC2=311355.5 N*mm6.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得=650MPa，=30MPa由计算弯矩图可见，C1剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为:D剖面的轴径最小，该处得计算应力为:=29351.2/（0.1*303）=10.87MPa<，故安全。3.校核输入轴轴承1）计算轴承的径向载荷：(2) 计算轴承的轴向载荷：e=0.37，Y=1.6两轴的派生轴向力

31、为：因为：Fd2+Fa=1241.5+1800.8=3042.3N>Fd1=1628.0N轴左移，左端的轴承被压紧，右端轴承放松，所以：Fa1 =Fd2+Fa=3042.3 Fa2 =1241.5（3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为fp=1.3（轻微冲击） 因为：Fa1/Fr1>e=0.42 所以：X1=0.4，Y1=1.4 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=9037.0N 又因为：Fa2/Fr2=0.23<e=0.42 所以：X2=1，Y2=0 P2=fp*X2*Fr2=5164.5N 因此取P=P1=9037.0N来校核轴承的寿命（4）校核轴承的寿命 因此初选的轴承3

32、0210满足使用寿命的要求。中间轴的设计计算及轴承校核1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110110 (8.9515/96.05)1/3mm=49.87mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配由于有一个键槽，d49.87（1+5%）=52.36mm取装轴承处轴径=55mm，根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承（在后续计算中会发现，轴承承受的轴向力比较大，因此选用圆锥滚子轴承），由轴颈d=55mm选定轴承30211，轴承参数如下：内径d=55mm，外径D=100mm，T=22.75m

33、m，B=21mm，a=21mm，e=0.4，Y=1.5，Cr=86.5KN，C0r=65.5KN（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸可见A1图（3）按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图（略）2.计算作用在轴上的力 大齿轮受力分析圆周力 Ft2=Ft1=6552.2N径向力 Fr2Fr12468.1N 轴向力 Fa2Fa1=1746.4N 小齿轮受力分析圆周力 Ft3（2*T/d）=17180.2径向力 Fr3671.4N 轴向力 Fa3Ft3tan=466.1N计算支反力：垂直面 RAV=12549.7N RBV=Ft2+Ft3-RAV=11182.7N水平面 因为 所以

34、RAH =1210.7N因为=0， RBH=RAH+Fr2 -Fr3=1928.8N3.作弯矩图垂直面弯矩：MCV=-109079.738N*mm MDV=-680746.8625 N*mm水平面弯矩：MCH1=107145.0N*mmMCH2=170457.7N*mm MDH1=73701.4N*mmMDH2=-16770.9 N*mm合成弯矩：MA=0 N*mm MC1=1114243.2N*mmMC2=1122102.3N*mm MD1=684724.9N*mm MD2=680953.4N*mm5.扭矩计算： T=27159.6N*mm6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计

35、算弯矩为： MCAC1=1114362.4N*mm MCAC2=1122220.6N*mm MCAD1=684753.8N*mmMCAD2=681148.4 N*mm7.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得=650MPa，=30MPa由计算弯矩图可见，C1剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为:D1处轴径最小（除安装轴承处外），故应校核此处轴的强度其他剖面处轴径大于C1处（安装轴承处除外）或者弯矩小于C1处，可以不做校核，因此中间轴也是安全的。8.校核输入轴轴承1）计算轴承的径向载荷：(2) 计算轴承的轴向载荷：e=0.4，Y=1.5两轴的派生轴向力为：因为：Fd1

36、+Fa>Fa2轴左移，左端的轴承放松，右端轴承被压紧，所以：Fa13749.3NFa2 Fd1+Fa5029.6N（3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为fp=1.3（轻微冲击） 因为：Fa1/Fr1=0.333e=0.4 所以：X1=1，Y1=0 P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=14622.4N 又因为：Fa2/Fr2=0.396e=0.4 所以：X2=1，Y2=0 P2= fp（X2Fr2+Y2Fa2）=16506.2N 因此取P=P2=16506.2N来校核轴承的寿命（4）校核轴承的寿命 因此初选的轴承30211满足使用寿命的要求。低速轴的设计计算及轴承校核1、按扭矩初算轴径选用

37、40Cr调质，硬度260HBS，许用应力-1b=70MPa根据机械设计课本9.14式，并查表10-2，取A=110d110 (8.6829/30.49)1/3mm=72.4mm2、轴的结构设计，初选轴承（1）轴上零件的定位，固定和装配由于有两个键槽，则d72.4（1+10%）=79.64，取安装联轴器处轴径=80mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径d=85mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表13-1，选定圆锥滚子轴承（在后续计算中会发现，轴承承受的轴向力比较大，因此选用圆锥滚子轴承），由轴颈d=85mm选定轴承30217，轴承参数如下：内径d=85mm，外径D=140mm，T=30.5mm，B=

38、26mm，a=28.1mm，e=0.42，Y=1.4，Cr=178KN，C0r=212KN（2）确定轴各段直径和长度整个轴的设计结构尺寸简图可见A1图(4) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图（略）2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft4= Ft3=16666.0N径向力 Fr4= Fr3=6285.2N 轴向力 Fa4Fa3=4521.1N计算支反力：垂直面 RAV=6187.3N RBV=Ft4-RAV=1048.7N水平面 因为RAH- RAH =-718.4N因为=0， RBH=-RAH +Fr1=7003.6N3.作弯矩图垂直面弯矩：MCV=-RBVxAC=9

39、40469.6N*mm水平面弯矩：MCH1=-10919608N*mmMCH2=628573.1N*mm合成弯矩： MC1= =946787.7N*mmMC2= =1131188.4N*mm4.扭矩计算： T=737775.7N*mm5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为： MCAD=442665.42N*mm MCAC1=1045160.1N*mm MCAC2=1214718.0N*mm6.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择40Cr钢，调质处理，查表得=650MPa， 许用应力-1b=60MPa 由计算弯矩图可见，C2剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为:D剖面的

40、轴径最小，该处得计算应力为:=1442665.42/（0.1*853）=7.2MPa<，故安全。3.校核低速轴轴承1）计算轴承的径向载荷：(2) 计算轴承的轴向载荷：e=0.42，Y=1.4两轴的派生轴向力为：因为：Fd1+Fa=2224.6+4521.1=6745.7N>Fd2=2529.2N轴右移，右端的轴承被压紧，左端轴承放松，所以：Fa1=2224.6 Fa2=Fd1+Fa=6745.7N（3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为fp=1.3（轻微冲击） 因为：Fa1/Fr1=0.357e=0.42 所以：X1=1，Y1=0 P1=fpX1Fr=8097.57N 又因为：Fa2/

41、Fr2=0.953>e=0.42 所以：X2=0.4，Y2=1.4 P2=15959.7N 因此取P=P2=15959.7N来校核轴承的寿命（4）校核轴承的寿命 因此初选的轴承30216满足使用寿命的要求。七.键连接的选择和强度校核1. 高速轴与V带轮的键连接：（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈30mm，轮毂长度45mm，查表10-1得：选键8*7（GB/T 1095-1979），长度选用40mm，即键的代号为8*40（2）键的材料为45钢，V带轮的材料为铸铁，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为p=5060MPa，键的工作长度为：l=l-b=40-8=32mm，键与

42、轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=3.5mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/（kld）=2*183510/（3.5*32*30）=49.2MPa<p=5060MPa所以此处键的强度符合要求。2. 中间轴与齿轮的键连接：（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈65mm，轮毂长度55mm，查表10-1得：选键16*10（GB/T 1095-1979），长度选用50mm，即键的代号为16*50（2）键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为p=100120MPa，键的工作长度为：l=l-b=55-16=39mm，键与轮毂槽的接触高度为：k

43、=0.5h=5mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/（kld）=2*890020/（5*39*65）=140.4MPa>p=100120MPa不安全，该用双键（此处轴的直径远大于最小轴径，故改用双键之后不需要重新校核轴的强度） 改用双键之后的工作及压应力为： p=2T/（nkld）=2*848667/（1.5*4*32*65）=93.6MPa<p=100120MPa故改用双键之后，键的工作挤压应力满足要求。3. 低速轴与齿轮的键连接：（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈90mm，轮毂长度105mm，查表10-1得：选键25*14（GB/T 1095-1979），长度选用100

44、mm，即键的代号为25*100（2）键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为p=100120MPa，键的工作长度为：l=l-b=105-25=80mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=7mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/（kld）=2*2719640/（7*80*90）=107.9MPa<p=100120MPa键的工作挤压应力满足要求。安全4. 低速轴与联轴器之间的键连接（1）选用A型普通平键，参数如下：按轴颈80mm，轮毂长度172mm，查表10-1得：选键22*14（GB/T 1095-1979），长度选用160mm，

45、即键的代号为25*160（2）键的材料为45钢，齿轮与轴的材料均为45钢，查机械设计课本附表8-1得，该处键连接的许用应力为p=100120MPa，键的工作长度为：l=l-b/2=172-11=161mm，键与轮毂槽的接触高度为：k=0.5h=7mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/（nkld）=2*2719640/（7*161*80）=60.3MPap=100120MPa安全八.联轴器的选定联轴器的计算转矩：TcaKAT1.25*2719.64=3399.55Nm故选用LX5弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003），其参数如下：联轴器型号dDLnTZLD580192172400040

46、00九.减速器的润滑v1=2.12m/s;v2=0.427m/s因为v <12m/s，所以齿轮采用油润滑，选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，且不少于10mm。对于轴承，因为v1<2m/s，故可以用脂润滑.由表14.2选用钙基润滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987)，只需填充轴承空间的1/31/2，并在轴承内侧设档油环，使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂.F=3551.14NV=2.12m/sD=1330mm总=0.775P工作=7.5284KWPed=9.714KW电动机转速：nd =1500r/min电动机型号Y160M-4i总=47.934V带传动比：i带=3.04i1=5.0i2=3.15n0 =1460r/minnI=480.26r/minnII=96.05r/minnIII=30.49(r/min)P0=9.714KWP=9.2283KWP=8.9515KWP=8.6829KWP=7.5284KWT0 =6