减速器设计使用说明

1、一、设计任务见任务书原件二、电动机的选择计算按工作要求条件选用三相异步交流电动机，封闭式扇冷式结构,Y系列。1、选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pw731000.652.015kw10001000传动装置的总效率：740?中？刀2?刀3?刀4查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：刀00.95齿轮啮合效率：刀10.97（齿轮精度为8级）滚动轴承效率：刀20.99（球轴承）联轴器效率：刀30.99滚筒效率：.0.96传动总效率：00.950.9720.9940.990.960.816一一Pw2.015所需电动机功率：Pr-CC"=2.469kwri0.816查设计资料表27-1

2、,可选Y系列三相异步电动机Y100L2-4型，额定功率B-3kw;或选Y系列三相异步电动机Y132S-6型，额定功率R-3kw;均?f足R>Pr。2、选取电动机的转速60v600.65探筒轴转速：nw41.4r/minttD3.140.3现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表27-1查得电动机数据，计算总传动比列于表1中。Pw-2.015kw4-0.0816R-2.469kw表1:电动机数据及传动比Pc=3kwn°=1420r/mini三=34.3i带=2.8i减=12.25i12=4.061i23=3.012方案号电机型号额定功率同步转速满

3、载转速总传动比1Y100L2-43.01500142034.32Y132S-63.O100096023.2比较两种方案，方案1的减速器传动比更适合，由表27-2查得表2:电动机型号为Y100L2-4,其主要性能如下电动机额定功率P。/kw3电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速n0/(r/min)1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直径D/mm28堵转转矩/额定转矩T/N.m2.2三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比：i2匹142034.3nw41.4根据设计资料表17-9可知i带=24取i带2.8则减速器的传动比：i减34312.25i带2.8对减速器传动比进行分

4、配时，为使两级传动浸油深度相近，且避免中间轴大齿轮齿顶圆与低速轴不想碰，取双级齿轮减速器高速级的传动比：71.35i减=4.061则低速级的传动比：i23=LjL12型3.012i124.0672、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：0轴即电动机轴P0=Pr=2.469kwno=1420r/minpCPrc”2.469103To=9.55，9.5516.61Nmn。1420I轴：I轴即减速器高速轴P1=P0-401=P0-40=2.469X0.95=2.346kwn01420/.n1=-507r/min2.8P2.346103T1=9.559.5544.18Nmn1507II轴：II轴即减速器中间

5、轴P2=P14142=2.346X0.97X0.99=2.253kwn1507公/.n2=-124.6r/mini124.067P>2.253103T2=9.559.55172.66Nmn2124.6in轴：田轴即减速器的低速轴r=P24一刀2=2.253X0.97X0.99=2.163kwn2124.67M/n3=-41.4r/mini233.012P2.163103T3=9.559.55499.1Nmn341.4IV轴：IV轴即传动滚筒*由P4=P3t12Tl3=2.163X0.99X0.99=2.12kwn4=n3=41.4r/minP2.12103T4=9.559.55489.1

6、Nmn441.4将上述计算结果汇总如下Po=2.469kwn°=1420r/minT0=16.61NmP1=2.346kwn1=507r/minT1=44.18NmP2=2.2538kwn2=124.6r/minT2=172.66NmP3=2.163kwn3=41.4r/minT3=499.1NmP4=2.12kwm=41.4r/minT4=489.1Nm轴序号功率/KW转速/(r/min)转矩T/Nm传动形式传动比效率02.469142016.61带传动2.80.95I2.34650744.18齿轮传动4.0670.96R2.253124.6172.66齿轮传动3.0120.96m

7、2.16341.4499.1联轴器1.00.98IV2.1241.4489.1表三：各轴运动及动力参数四、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算1）确定设计功率Pc由教材书表4-4查得工作状况系数K=1.1计算功率：Pc=KaP=1.1X2.469=2.716kw2）选取V带型号根据Pc和小由图4-12确定，因Pc、n0工作点处于A型区，故选A型V带。3）确定带轮基准直径dd1、dd2选择小带轮直径dd1由表4-5和表4-6确定，由于占用空间限制不严格，取dd1>dminPc=2.716kwdd1=100mm对传动有利，按表4-6取标准值，取dd1=100mm验算带速V冗ddin。冗10

8、01420-V=7.4m/s601000601000在525m/s之间，故合乎要求。确定从动轮基准直径dd2dd2='带dd1=2.8100=280mm查教材表4-6取dd2=280mm实际从动轮转速n2和实际传动比i不计e影响，若算得n2与预定转速相差5%为允许。,dd2280i=2.8dd1100n01420/.n1507r/mini2.8507-5070%5%5074)确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心a°因没有给定中心距，故按教材书式4-25确定按：0.7(dd1+dd2)<a。<2(dd1+dd2)得：0.7X(100+280)<a0<2

9、X(100+280)266mm<a0<760mm取a0=500mm确定带的计算基准长度Lc：按教材式4-26:cc,九/Z.(.(dd2dd1)Lc2a0+c(dd1+dd2)+24a0九2801002=2X500+-(100+280)+24500=1613-取标准LdV=7.4m/sdd2=280mmi带=2.8查教材书表4-2取Ld=1600mmo确定中心距aLcLdc_16001613二a=a0+=500+=493.5mm22a调整范围：amax=a+0.03Ld=493.5+0.03X1600=541.5mmamin=a-0.015Ld=493.5-0.015X1600=4

10、69.5mm5)验算包角a1按教材书式4-28得：仃八。(dd1dd2)丫会八。(on0(280100)yda1-180-X60=180-X60=158>120°符合要求6)确定带根数Z按教材书式4-29：Z>PS<ZmaxP。按教材书式4-19,单根V带所能传递的功率Pc=Ka(P0+AP1+AP2)按教材书式4-20得包角系数Ka心1580(A1Ka=1.25(15180)=1.25X(15180°)=0.95由教材书表4-2查得：G=3.78X10-4C2=9.81X10-3C3=9.6X10-15一一-5C4=4.65义10L0=1700mm2九n

11、。2-1420一cd1=60=60=148rad/s由教材书式4-18、4-21、4-22可知：P0=dd1CD1C-C2-C3(dd1CD1)2-C4lg(dd11)dd1a=493.5mmLd=1600mma1=1580-49.81103-15，,八、2=100X148X3.78X104-9.6X1015(100148)2-4.65X10-5Xlg(100X148)=1.242p1=Gdd111g_co11110=一(_1)c4dd1S=4.65X10-5X100X1481g2=0.19.八9.811031/11105(1)4.651051002.8,Ldp2=C4ddi11gL°

12、;=4.65X10-5X100X148X1g1600=-0.002431700可得：p0水a(Po+Ap1+P2)=0.95X(1.24+0.19-0.00243)=1.36Pc2716由教材书式4-29:V带的根数：Z>一二2716取Z=2根P01.367)确定初拉力F。：查教材书表4-1:q=0.1kg/mPc252按教材书式4-30:F0=500(1)+qv2vzKa=500X2.716(25-1)0.17.427.420.95=155N8)计算轴压力Q按教材书式4-31:Q=2FZsin号=2X155X2Xsin1彳=608.6N9)确定带轮结构小带轮dd(2.53)ds,采用实

13、心结构R=1.24R=0.19P2=-0.00243R/=1.36Z=2F0=155NQ=608.6N大带轮米用孔板式结构d1=1.8d=1.8x26=46.8mm查设计资料表7-8得e=15,f=10,he=12,6=6,小=340,ba=11mmhamin=2.75带轮的宽度：B=(z-1)e+2f=(2-1)x15+2x10=35mm五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算原始数据：电动机的输出功率：2.345kW小齿轮转速：507r/min传动比：4.067单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作10年1、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质

14、处理，查教材书表5-1:齿面硬度为240HB大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1:齿面硬度为200HB选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材图5-16(b):小齿轮齿面硬度为240HB时，*而1580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，*位550MPa计算应力循环次数：由教材书式533得：_8帅=601jLh=60X507X1X(10X8X300)=7.3X10NN,7.3108=i.79x108i4.067查教材书图5-17得：Zni1.06,Zn21.12由教材书式5-29得：ZxiZx21.0取Zw=1.0,SHmin=1.0,Zlvr0.92(精加工齿轮)由教材书式

15、5-28确定疲劳许用应力：Ni=1X109N=3.58X108*im1ZZZZ_580ZN1Zx1ZwZlvr=SHmin1.01.061.01.00.92=565.6MpaH1565.6MPah2566.7MPa用2HHlim27777_550ZN2Zx2ZWZLVR=SHmin1.01.121.01.00.92=566.7MPa因为昨1昨2,所以计算中取中=昨1=565.6MPa2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩:T1=44180NmmZh=2.44初选KtZ2t1.2,暂取螺旋角013,k0.3由教材书式5-42得：Z3JcosBy*cos130.987由教材书表5-5得：ZE=1

16、89.8,MPaZe189.8MPa估取an=20°端面压力角:(%ttana.arctan(cos0n)tan20oarctan()20.4829cos13"基圆螺旋角:arctan(tan0cos%)12.2035o由教材书式a>(u+1)Z=0.987Zh=2.44=4.067圆整取:估算模数:取标准值:Zh2cosbcostsint5-39计算中心距a：2KTiZhZeZ,Zb2.4421.2441802.44189.80.987=121.7mm20.34.067a=125mm小齿轮齿数:565.6mn=(0.0070.02)a=0.875mm-2.5mmmn

17、=2mm2acos02125cos13八“=24.03mn(u1)2(4.0671)a=125mmZ2uZ1=4.067X24.03=97.7取乙24,Z298实际传动比:Z2Z984.0824传动比误差:100%4.08-4.067100%4.067=0.3%<5%在允许范围内修正螺旋角:mnZ1Z2=arccos2a29824=arccos-225=1234'41"与初选B=13接近,Zh,Zb可不修正。齿轮分度圆直径：dmnZ1cosB224=49.180mmcos12.578Zi=24圆周速度:V=d2mnZ2cosB7td1门160103298298=200.

18、81mmcos12.578九49.182507.=1.31m/s60103Z2=98m=2&=49.180mmd2=200.81mmV=1.31m/s3、校核齿面接触疲劳强度由教材书表5-3,电动机驱动，轻微冲击,查得Ka=1.25按VZ131241001000.31,8级精度查教材书图5-4(b)得动载系数Kv=1.024齿宽b=0.3X125=37.5mmb=40取b=40mm按2=0.8,低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于d149.180轴承为非对称布置查教材书图5-7(a)得：«=1.06按8级精度查教材书表5-4得：匕=1.2按教材书式5-4计算载荷系数：K=K

19、AKvK§Ka1.251.0241.061.21.628Ka=1.25K/=1.0242=1.06Ka=1.2K=1.628齿轮齿顶圆直径:da1=d1+2hamn=49.180+2X1.0X2=53.462mmda1=53.462mmda2=204.810mmda2=d2+2hamn=200.81+2X1.0X2=204.810mm端面压力角:,tanan、.,tan20._._0arctan(n)arctan()=20.452cos0cos12.578o齿轮基圆直径：db1=d1cosoh=49.180Xcos20.452°=46.156mmdb1=46.156mmdb

20、2=d2cosat=200.18xcos20.4520=188.475mmdb2=188.475mmd46156c防面齿顶压力角：aat1=arccos=arccos=29.782da153.180db2188.4750aat2=arccos=arccos=23.264da2204.810ea=Z2(tanaat1-tanat)+Z3(tanaat2-tanat)21一24(tan29.782tan20.452)+98(tan23.264tan20.452)=1.349bsin040sin12.578彳”£B=1.38Ttmn2冗由教材书式5-43计算：Zg=J=.349=0.86由

21、教材书式5-42计算：4Jcos0Jcos12.578=0.99由教材书式5-41计算Zh基圆螺旋角：Bb=arctan(tan0cosat)aat1=29.782民at2=23.264葭=1.349计算重合度aa,=arctan(tan12.578Xcos20.4520)Z,=0.86=11.808°ZhJ2cosBcosatsinw2cos11.808cos20.452sin20.452Zh=2.45=2.45由教材书式5-39计算齿面接触应力（ThbH=ZHZEZe乙2KT；u1bd2u=2.45X189.8X0.86X0.992441801.6284.06714049.180

22、24.067h=537.9Mpa=537.9MPa<*=565.6MPa安全4、校核齿根弯曲疲劳强度Zv2乙3ccosBZ23ccosB24cos312.578o98cos312.578o25.8105.4Zv1=25.8Zv2=105.4取Zvi=25.8,Zv2=105.4查教材书图5-14得:YFa1=2.65,YFa2=2.24YFa1=2.65查教材书图5-15得：Y5al=1.58,Ka2=1.81由教材书式5-47计算Y,因年=1.38>1.0yb=1-1=1-1.078=0.9120120由教材书式5-48计算YYFa2=2.24Ysa1=1.58Ysa2=1.81

23、2-、,0.75cosBY=0.25+b0.75cos211.808b=0.25+1.349查教材书图查教材书图=0.79(TFlim1=230MPa5-18b得：*而1230MPa”1m2210MPa(TFlim2=210MPa5-19得：Yn1YN21.0取：Yst2.0,SFmin1.4由教材书式5-32,因为m=2<5,所以取Yi=W=1.0计算许用齿根弯曲应力bF1SFlim1YSTYN1YX1=2302.01.01.0=328.6MpaSFmin1.4(TF2bFlim2YST2102.0Yn2Yx2=1.01.0=300MpaSFmin1.4由式5-44计算齿根弯曲应力。一

24、2KtiYY°F1=Fa1sa1sYbd1mn21.628441802.651.584049.26220.790.9=108.6MPa<吓1=328.6Mpa安全(rF2=bF1F2FlwwYFa1Ysa1=108.62.241.812.651.58fi328.6MPaF2=300MPa(TF1=108.60MPa(TF2=105.29MPa=105.2MPa<bF2=300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z124,Z298,u=4.067,m=2mmB=12°34'41d1=49.180mmd2=200.81mmda1=53.180mmda2=204.8

25、1mmdf1=d1-2(hac)mn=49.180-2X2X(1.0+0.25)=43.180mma=25mmdf2=d2-2(hac)mn=200.81-2X2X(1.0+0.25)=195.81mm齿宽：b1=45mmb2=40mm六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算已知：传动功率B=2.252kw,小齿轮转速n2=124.6r/min,传动比i=u=3.0121、选择齿轮材料，确定精度等级及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，查教材书表5-1:齿面硬度为240HB大齿轮为45钢，正火处理，查教材书表5-1:齿面硬度为200HB选齿轮精度等级为8级(GB10095-88)。查教材书图5-16(b

26、):小齿轮齿面硬度为240HB寸，/而1580MPa大齿轮齿面硬度为200HB时，叫而2550MPa(对于工业用齿轮，通常按MQI取值)计算应力循环次数：由式533得：N1=60n2jLh=60X124.6X1X(10X8X300)=2.24乂108zNi2.24108«N2=-=7.45X10i3.012查教材书图5-17得：Zni1.12,Zn21.19由教材书式5-29得：ZxiZx21.0取Zw=1.0,SHmin=1.0,Zlvr0.92(精加工齿轮)由式5-28确定疲劳许用应力：r1"Hlim17777H1QZN1Zx1ZWZLVRSHmin580=1.121.

27、01.00.92=597.6MPa1.0k"Hlim2Z777H20ZN2Zx2ZWZLVRSHmin550=1.191.01.00.92=602.14MPa1.0因为即】1<即上，所以计算中取为=bH1=597.6MPaN=2.24X1082=7.45X1076h|1=597.6MPa6H|2=602.14MPa2、按接触疲劳强度确定中心距a小齿轮转矩：Ti=172660Nmm初选KtZ2t1.2,暂取螺旋角B13,K0.35由教材书式5-42得：Z§cosj、'cos130.987由教材书表5-5得：ZE=189.8jMPa由教材书式5-41计算Zh估取*

28、=20°端面压力角：atarctan(an.n)arctan(tan20)20.4829cos0cos13基圆螺旋角：0barctan(tan0cosat)arctan(tan13cos20.4829)12.20352cos0b|2cos12.2035-，Zh=1=2.44Hcosatsin0tcos20.4829sin20.4829由式5-39计算中心距a：,、qKT1ZhZeZZb2a>(u+1)3L2小aU0-H/,1.01726602.44189.80.987=3.01213,20.353012597.6=154.38mm圆整取：a=155mm估算模数：mn=(0.00

29、70.02)a=1.085mm-3.1mm取标准值：mn=2.5mm小齿轮齿数:2acos22155cos13“)Z1=30.1mn(u1)2.5(3.0121)Z2uZ1=30.1X3.012=90.6取乙30,Z291实际传动比:Z2乙91303.03KtZ2t1.2M0.35Z=0.987ZE=189.8MPaZh=2.44a=155mmmn=2.5乙二30Z2=91传动比误差：i100%100%0.7%<5%修正螺旋角:在允许范围内3.012mnZ1=arccos2a1237'44"且=arccos25-30+91=12。37'442155与初选B=13

30、°接近,齿轮分度圆直径：d1乙=_2530_=76.86mm1cosBcos12.628d2mnZ2cosB2.591=233.14mmcos12.628回国由存冗dm九76.86124.6/圆周速度：V=3=3=0.50m/s60103601033、校核齿面接触疲劳强度由表5-3,电动机驱动，轻微冲击，查得Ka=1.25按V乙0.5。300.15100100d1=76.86mmd2=233.14mmv=0.50m/sKa=1.25(=1.025b=54.25mm8级精度查教材书图5-4(b)得动载系数Kv=1.025齿宽b=小aa=0.35x155=54.25mmK=1.03Ka=

31、1.2K=1.6362取b=55b55按2=0.7,低速轴的刚性较大，二级传动中齿轮相对于轴d176.86承为非对称布置查教材书图5-7(a)得：。=1.03按8级精度查表5-4得：(=1.2按式5-4计算载荷系数：da1=81.86mmda2=238.14mmK=KaKvKKa=1.25X1.025X1.03X1.2=1.58计算重合度aa,齿轮齿顶圆直径:da1=d1+2hamn=76.86+2X1.0x2.5=81.86mmda2=d2+2hamn=233.14+2x1,0x2.5=238.14mm端面压力角:at=20,460atarctan(tantan20o0n)arctan()=

32、20.460cosBcos12.628db1=72.00mmdb2=218.43mm齿轮基圆直径:db1=d1cosat=76.86xcos20.460=72.000mmdb2=d2cosat=233.14xcos20.460=218.43mm端面齿顶压力角:aat1=arccosdb=arccos72.00=28.410da181.86db2218.43”/Q。aat2=arccos=arccos=23.48da2233.141葭一2九Z2(tanaat1-tanat)+Z3(tanaat2-tanaJ=1.69at1=28,410at2=23.480“=1.69b=1.295bsin054

33、.25sin12.63彳=1.2952.5九=0.769由教材书式5-43计算:z.1；Sa=0.7691.69Zb=0.988由教材书式5-42计算:Z3cosB、cos12.628=0,988由教材书式5-41计算ZhBb=11,860基圆螺旋角:Bb=arctan(tanBcosat)Zh=2.44=arctan(tan12.628Xcos20.460)=11.86°由教材书式Zh2cosB2cos11.86cosatsinatcos20.46sin20.46=2.445-39计算齿面接触应力（Th2K1u1bbd2u=2.44X189.8X0.769X0.988X217266

34、01.583.01215576.8623.012(th=574.4MPa=574.4MPa<(rH=597.6MPa安全4、校核齿根弯曲疲劳强度Z130Zv23ccosBZ23cosBcos312.628o91cos312.628o32.397.94Zv1=32.3Zv2=97.94取Zv1=32,Zv2=98,查教材书图5-14得：YFa1=2.56,YFa2=2.27查教材书图5-15得：Ka1=1.63,Ysa2=1.82由教材书式5-47计算Y,因年=1.295>1.0丫3=1-=1-1.012012.628=0.86120Yb=0.86Ye=0.677由教材书式5-48计

35、算Y2-一0.75cosBY=0.25+“0.75cos211.86=0.25+=0.6771.677与高速级齿轮相同昨1=328.6MPa,(tf2=300MPa由教材书式5-44计算齿根弯曲应力_2KT1bF1=bd1mnYFa1Ysa1丫丫.bF1=328.6MPa(rF2=300MPa21.581726602.561.630.6770.865576.862=149MPa<rf1=328.6Mpa安全YFa2%22.261.80bF2=bF1=147.867F1YFa1Ysa12.541.64FaiSal(TF1=149MPa(tf2=144.402MPa=144.402MPa&l

36、t;吓2=300MPa安全5、齿轮主要几何参数Z130,Z291,u=3.012,m=2.5mmB=12°37'44d1=76.86mmd2=233.14mmda1=81.86mmda2=238.14mmdfi=di-2(hac)mn=76.86-2X2.5乂(1.0+0.25)=70.61mmdf2=d2-2(hac)mn=233.14-2X2.5X(1.0+0.25)=226.89mma=155mm齿宽：b1=55mmb2=50mm七、轴的设计计算1、减速器轴的设计计算1)选择轴的材料：轴的材料为45号钢，调质处理2)按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴

37、外伸段上安装带轮，其轴径可按下式求得：按设计资料式8-2得：dA03-查教材书表8-2得：A0=130,nn估算高速轴外伸端最小直径：何(2.346dminA03130；23.32mmM5507圆整取：d126mm该段轴长：l=(Z-1)e+2f=(2-1)x15+2X10=35mm估算低速轴外伸端最小直径：daA03户120J221645.1mm明41.4圆整取：d348mm估算中间轴安轴承处最小直径：d236mm2、高速轴强度计算已知：双级斜齿轮圆柱减速器高速轴传递的转矩为=44.18Nm,带轮上的压轴力Q=609N齿轮的分度圆直径di=54.18mm齿根圆直径df=49.180mm螺旋角

38、0=12.578°,at=20.452°。1）设计轴的结构a、两轴承之间的跨距12112mmb、布置轴上零件，设计轴的结构。根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图图12）按弯矩合成强度条件校核轴a、画出空间力系图，如图a所示。b、将空间力系分解为H和V两个平面力系，分别求支反力并画弯矩图如图b-e所示。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图b圆周力：Ft2T1=1794Nd1轴向力：FaFtan0400N径向力：FrFtan的669N248Q25.7Fa54RR1HFt=1794NFr=669NFa=400NRih=787NRh=847N1

39、6624860925740054669166R2HM1hRivR2Vc、求轴的弯矩MM1M2od、画轴的扭矩图,787N82Q25.7Fa112Far1668260925.7400112669847N16682Q8260949938Nmm54R2H5484745738NmmM2h54F166112F166Fad135458Nmm2541749584N16611217941661210N112Bv11258465408Nmm画弯矩图，如图fM1h49938Nmm所示。M22HM2VM2HOM2V79813Nmm74400NmmT=44180Nmm,如图g所示。e、求计算弯矩Ma,画计算弯矩图ho

40、取根据：McaVM2(aT)2,a0.6Mao20.64418026508NmmM1H49938N?mmM2H45738N?mmM2H035458N?mmRiv584NR2V2689.9NM2V65408N?mmM2M20ca0ca179813N?mm744002650861432N?mmmmmmMca20Mca278981Nmm84100Nmm61432Nmm84100NmmMC78981NmmFrFaQRIH图bWTFtR2v图dM一,皿|川1口川1M24993820.644180MCa2M220.6TM1H图C7981320.644180caca10.44MPa14.3MPaf、确定危险

41、剖面，校核强度根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩最大的I剖面和弯矩较大,轴颈较细的II剖面进行验算。根据主教材表8-3查得：45号钢，(rb-i=55MPaI剖面的计算应力:°caMCa2W841000.143.180310.44MPa<(rb-i=55MPa合格II剖面的计算应力:°caMaiW614320.135314.3MPa<(rb-1=55MPa合格3)按疲劳强度安全系数校核轴分别选择田、IV剖面进行验算：出剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。IV剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：63

42、7MPa,a1268MPa,r1155MPaoa、III剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，循环处理。°max(T.min弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动M81000W0.149.1803bmax6.8MPamin6.8MPa6.8MPamax0.975Mpamin0.975MPaa6.8MPa°amax6.8MPa°m0maxTWT0.24418049.18031.85MPamax(a-2-125OS75Mpa-m0根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据:Dd54.18049.480r1.52.66r1.5d49.1800.

43、030查得：K。1.88,七1.57,=0.84,£t0.78,00.95,取上0.21S=16.72S=68.26S16.23则:2681.880.840.95=16.726.80ST=KT1551.57=68.260.780.950.9750.210.975S=S。S=16.7268.26=16.23min15.08MPaS2S：6.7268.26取S=1.51.8S>S,满足要求，所以III剖面疲劳强度15.08MPa才两足要求。b、IV剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动,弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动max12.56MPa循环处理。12.56MPaa

44、6;maxM26508M315.08MPaW0.1263minminbmax15.08MPa“max15.08MPabm0X-max44180W0.226312.56MPamax(a-2-12.5626.28MPaTmin0=10.48根据教材附表查取应力集中系数,绝对尺寸影响系数和表面质量系数。=12.147.98查得:0.91,£t0.89,B0.95,取L0.21则:(Ta巾tCTm2681.760.910.95=10.4812.560取S=1.5才两足要求。1551546.280.216.280.890.95=12.14SS10.4812.14S2S2,10.48212.14

45、2=7.981.8S>S,满足要求，所以IV剖面疲劳强度八、滚动轴承的选择和寿命验算1、滚动轴承的选择减速器中的轴承承受较小的径向载荷，可采用深沟球轴承。高速轴上按课程设计教材表21-1标准可得轴直径35mm选取轴承代号6207。中间轴端在直径40mm可得轴承代号6208。Ri=980N低速轴安装轴承处直径55mm可得轴承代号6211。2、高速轴滚动轴承寿命验算r2=1470N已知：轴的直径d=35mm该轴承所承受的轴向载荷Fa=400N轴转速n=507r/min,工作有轻度冲击，初选深沟球轴承6207,要求轴承预期寿命24000ho1）计算支反力R,R和轴向合理Fa由前面计算得知：R1

46、H787N合成支反力:R2HRivR2VRi847N584NA1=01210NA2=400N7R2HRV=V78725842=980NR2诉2HR2V=847212102=1470NFA=Fa=400NR=1176N2）确定轴承的承载能力，查课程设计教材表21-1,查得6207轴承:Cr（动）=19.8KNCr°（青争）=13.5KN3）计算当量动载荷故:P2=1943.04NA=Fa=400NAi=0L10h=14.49年因为:与卫叱0.029,确定e=0.22Cr（静）13500由：AL400.0.27>e=0.22R1270所以：X2=0.56,Y2=1.99轴承承受轻度

47、载荷冲击，按教材书表9-17取fd=1.2,按教材书表9-4得1=1,因为轴承不承受力矩载荷，故fm=1oP2fdfn(X2R2Y2A.)1.21(0.5614701.99400)1943.04NRfdfmR11.219801176N4)校核轴承寿命因为P>P,所以按已计算轴承寿命。R一3R3,106ftc106119800L10h34784h60nP605071943.04因为L10h=34784>24000h,故6207轴承适用。九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为45钢，轴的材料为45钢，轮毂长为33mm

48、传递转矩T=44180Nmm1 .选择键联接的类型和尺寸。选择最常用的圆头(A型)平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的截面尺寸由键所在轴段的直径d由标准中选定，键的长度由轮毂的宽确定，查课程设计教材表20-1得两个键为：bh=8X7,L=28mm2 .键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于带轮材料是钢，许用挤压应力由表3-1查得=100MPa键的工作长度：l=L-=28-=24mm22bp=87.65MpaTc=611.37Nm4Ti444180、.由式3-1得：(Tp=87.65MPa<bp=100MPa安全Pdhl26728p十、联轴器的选择和验算在减速器低速轴与工作机之间需采用联轴器联接，因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选择弹性柱销联轴器。减速器中低速轴转矩为489.1