机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器说明书

PAGEPAGE34计算及说明 结果第一章设计任务书§1-1设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：一班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（F中考虑。3、使用期限：十年，大修期三年。4、生产批量：10台。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（V。7、运输带速度允许误差：土5%8、原始数据：输送带的工作拉力F=2600N输送带的工作速度v=1.1ms输送带的卷筒直径第二章传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示皮带轮4联轴器1 230电动机1．电动机容量选择

计算及说明 结果§2-1电动机的选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv 26001.1

P2.86kwwP 1000w

1000

2.86kw w轴 设： ——对滚动轴承效率。 轴 01 ——为齿式联轴器的效率。01=0.9901齿 ——为7级齿轮传动的效率。 齿 筒 ——输送机滚筒效率。 筒 估算传动系统的总效率：201

4轴

2齿

0.9920.9940.9820.960.86 0.86r工作机所需的电动机攻率为：pr

pww

0.86

pr

3.33kwY系列三相异步电动机技术数据中应满足：po m

p,因此综合应选电动机额定功率rp 4kwm2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60v 601000 1.1n 105.1r minw D 2003.14

n 105.1rmiw方案比较

方案号 型号

额定功率KW

同步转速r/min

满载转速r/min—1 Y112M——2 Y112M—

2890144036Y132M1—4.0KW100096048Y160M1—4.0KW750720计算及说明 结果综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下表：方案 型号

额定功率KW

同步转速r/min

满载转速r/min

堵转转矩额定转矩

最大转矩额定转矩3 Y6 W 0 0 主要外形和安装尺寸见下表：§2-2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：inm 960 9.13n 105.1w

i9.13i 2ii

i 2.6523 i 2

i 3.453传动系统各传动比为：i 01

2.65,i3

3.45,i 14§2-3传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：轴——电动机轴n960rminp0 p

3.33kw3.33T9550 0 n0

9550 33.13Nm960轴——减速器中间轴nn 0960rminp1 i 101

p0

3.330.993.297kwTTi

计算及说明 结果33.1310.9932.8Nm1 00101轴——减速器中间轴nn ni3

9603.45278.3r

pp2 1

3.2970.973.2kwTTi2 13

32.83.450.970.97106.5Nm轴——减速器低速轴nn23 i

278.32.65105.02rmin2p p3 2TTi

3.20.973.104kw23106.52.650.97273.8Nm3 2223轴——工作机n n 105.02rmin4 3p p4 3

3.1040.98013.04kwT Ti 273.810.9801268.4Nm4 3434电动机减速器工作机各参数如左图所示轴号0轴1轴2轴3轴4轴r/min960960278.3105.02105.02功率kw3．333.2973.23.1043.04转矩N•m33.1332.8联轴器106.5齿轮273.8齿轮268.4联轴器传动比13.452.651传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计已知条件为PI=3.297kW，小齿轮转速n1=960r/min，传动比i1=3.45由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。计算及说明 结果一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。选用直齿圆柱齿轮传动7级精度（GB10095-88）材料选择：1r（调质S，5钢（调质SS。4)选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.45×24=82.8取Z2=83。§3-1按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：d1t

≥23

KTI∅du±1u

ZE 2）[σH]）1）确定公式内的各计算数值（1）试选Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩：

95.5×105PI T=1==195.5×105×3.297

1 nI

3.28104Nmm960

N·mm=3.28×104N·mm10-7选取齿宽系数∅d=。10-6查得材料的弹性影响系数

=189.8MP1。a210-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限a2计算齿轮应力循环次数：N1=60nIjLh=60×960×1×（1×8×365×10）=1.68192×109N=N1=1.68192×109=4.88×1082 i1

3.4510-19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.88；KHN2=0.91计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：[σ]=KHN1σlim1=0.88×600MP=528MPH1 S a a计算及说明 结果[σ]=KHN2σlim2=0.91×550MP=500.5MPH2 S a a2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值。√T1·

ZE 2

313314·6(82∅d1t≥2.32∅dmm

（u [σH

）=2.32]

1 3.46

mm≈46.21 d

v。v=πd1t60×10003)b。

3.14×46.21×960=60×1000 m/s=2.32m/s=

v2.32mb=∅dd1t=1×46.21mm=46.21mm4)计算齿宽与齿高之比b。h模数m=d1t

=46.21tz1

24mm=1.93mm m

1.93mmt齿高h=2.25mt=2.25×1.93mm=4.34mmth 4.345)计算载荷系数。根据v=2.32m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.20；直齿轮，KHα=KFα=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.417。由b=10.65，K =1.417查图10-13K

=1.35；h Hβ Fβ

KVKHα

=1×1.20×1×1.417=1.7004

K1.70046）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d=d1

√K

1×√mm1.3mm

=50.4mm

d 50.4mm17)计算模数m。=d1=50.4

计算及说明

结果m=2.1mmm z1 24mm=2.1mm§3-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）确定公式内的各计算数值

√TIYaYa)1∅dz2 [σF]11）10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500=3802）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

K σ 0.85×500=FN1FE1MP=FN1FE11 S 1.4 a a

=KFN2σFE2=0.87×3802 S 1.4

MPa=236.14MPa4）计算载荷系数K=K=KAKVKFαKFβ=1×1.20×1×1.35=1.6210-5YFa1=2.65，YFa2=2.206。10-5YSa1=1.58，YSa2=1.745。计算大、小齿轮的YFaYSa并加以比较。[σF]YFa1YSa1=2.65×1.58=0.0138

K=1.62[σF]1

303.57YFa2YSa2=2.206×1.745=0.0163[σF]2

236.14因此，大齿轮的数值大。２)设计计算m≥√4×1×242计算及说明 结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=50.40mm，算出小齿轮齿数z=d1=50.40=33.6≈34 Z1m 1.5

1=34大齿轮齿数z2=3.45×34=117.3，取z2=118这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=34×1.5mm=51mm

Z2=118d 1d 177mm2d2=z2m=118×1.5mm=177mm（2）计算中心距a=d1+d2=51+177

a114mm2 2 mm=114mm（3）计算齿轮宽度b=∅dd1=1×51mm=51mm

B56mm1取B2=51mm，B1=56mm。

B 2第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率

=3.2kW，小齿轮转速n

=278.3r/min，传动比i２

=2.652由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。21、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数传动方案为直齿圆柱齿轮传动。7级精度（GB10095-88）.1G（调质S5钢（调质S，二者材料硬度差40HBS。计算及说明 结果24）选小齿轮齿数z =24，z =2.65×24=63.6，取z=64。2３ ４§4-1按齿面强度设计≥ √TI·1（E）2设计公式为：d2t

2.32

∅∅d u

[σH]确定公式内的各计算数值=1.32）计算小齿轮传递的转矩：T=

95.5×105P2=

95.5×105×3.2

T2N·mm2 n2=1.098×105N·mm

278.3

1.098105Nm10-7选取齿宽系数∅d=。10-6查得材料的弹性影响系数

=189.8MP1。a2d3Maa2计算齿轮应力循环次数：N3=60n2jLh=60×278.3×1×（1×8×365×10）=4.876×108N=N1=4.876×108=1.84×1084 i2

2.6510-19取接触疲劳强度寿命系数=0.91；KHN4=0.921计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：[σ]=KHN3σlim3=0.91×600MP=546MPH3 S a a[σ]=KHN4σlim4=0.921×550MP=506.55MPH4 S a a计算试算小齿轮分度圆直径d2t，代入中较小的值。d ≥2√tT2·1(ZE)2

计算及说明 结果2t ∅d

u [σH]=√5·5(82 ≈=

d 70.11mm2.32

1 2.65

mm70.11mm2tv。v=πd2tn260×1000

3.14×70.11×278.3=60×1000 m/s=1.02m/s=

v1.02msb。b=∅dd2t=1×70.11mm=70.11mm。b。计算齿宽与齿高之比h模数m=d2t

=70.11tz3

24mm=2.92mm

m 2.92mm齿高h=2.25mt=2.25×2.92mm=6.57mmtb=70.11=10.671 H=6.57mmth 6.57计算载荷系数。根据v=1.02m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.1；直齿轮，KHα=KFα=1；由表10-2查得使用系数KA=1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.420。=b=由

=1.42010-13K

=1.38；h Hβ Fβ

K1.562故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1×1.420=1.5626）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d2=d2t

√K

1×√mm1.3mm

≈74.4mm

d 74.4mm27)计算模数m。m=d2=74.4z3 24mm=3.1mm

m3.1mm计算及说明 结果§4-2按齿根弯曲强度设计由式（10-5）1）确定公式内的各计算数值

√2(YaYa)3∅dz2 [σF]31）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE3=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE4=380MPa；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.87，KFN4=0.89；3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得

K σ 0.87×500=FN3FE3MP=FN3FE33 S 1.4 a a

=KFN4σFE4=0.89×3804 S 1.4

MPa=241.57MPa4）K=K=KAKVKFαKFβ=1×1.1×1×1.38=1.51810-5YFa3=2.65，YFa4=2.256。10-5YSa3=1.58，YSa4=1.738。YFaYSa

K 1.518计算大、小齿轮的

[σF]

并加以比较。YFa3YSa3=2.65×1.58=0.0135[σF]3 310.70YFa4YSa4=2.256×1.738=0.0162[σF]4 241.57因此，大齿轮的数值大。设计计算≥√05×m 1×242

mm=2.11mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数3mm，按接触强度算得的分度圆直径d2=70.11mm算出小齿轮齿数z

计算及说明=d2=70.11=23.37≈24

结果Z 243m 3 3大齿轮齿数z4=2.65×24=63.6，取z4=64这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d3=z3m=24×3mm=72mmd4=z4m=64×3mm=192mm（1）计算中心距a=d3+d4=72+192

Z 644d 72mm3d 192mm42 2 mm=132mm（3）计算齿轮宽度b=∅dd3=1×72mm=72mm取B4=72mm，B3=77mm。

a132mmB 77mm3第五章各轴设计方案§5-1高速轴的1)p13.297KW转速n1960r/min转矩T132.8N/min2)、计算作用在齿轮上的力：P

B72mm4T1

9.551061n12Ft

1 d 51103径向力：FFtan201286.30.36397468.17Nr t3、初步估算轴的直径：45217~255HBSA=11203根据公式dA0槽的影响。

3.297960mm16.9mm计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键计算及说明 结果、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-1。1 2 3 4 5 6 7图3-2-1 输入轴轴段①主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为Tca

KT，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取A 1K 1.3，则：AT KTca A 1

1.332.842.64Nm。根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为 TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d20mm①的直径为d20mm。半联轴器轮毂总长度L52mm，1 1（J型轴孔L1

38mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段①直径为d1

20mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段①的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm，轴段①总长为L36mm。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d23mm。对于轴承端盖的宽度有 e=1.2×6=7.2mm，取轴承端盖的宽度为241mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，故取l2=71mm。3:6305B17mm。所以轴段③直径应为轴承内圈直径d225mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。计算及说明 结果4a=11mm滚动轴承位置时应距箱体内壁一定距离s,取s=10mm，已知滚动轴承宽度为B=17mm77mm，在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为30mm，则此段轴的长L4=77+10+11+10−6−30=72mmL3=B+s+a+(56−52)=42mm取其直径为d4=32mm轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07𝑑，故h>0.07×28=1.96，h=4mm，则轴环处直径d5=34mm。轴环宽度b≥1.4h，取L5=8mm。d428mm56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L52mm。4轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。直径为25mm，长度为47mm。§5-212p23.2KW转速n278.3r/min2转矩T106.5N/min2、计算作用在齿轮上的力：PT2

9.55106 2n2圆周力：2106.5F 2 1203.4Nt d 177103Fr

Ftan201203.40.36397438Nt计算及说明 结果、初步估算轴的直径：45217~255HBSA=11203根据公式dA0

3.2278.3

mm25.3mm计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响，轴结构如图3-2-2所示。1 2 3 4 5、.轴的结构设计：

图3-2-2中间轴（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。：该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306深沟球轴承。宽度B17mm。所以轴段①直径应为轴承内圈直径d30mm；为保证轴承的轴向2定位用挡油盘定位。2：为安装齿轮部分d236mm已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L248mm。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07𝑑h>0.0735.5=2.485h=4mmd3=43mmb≥1.4h，取L3=12mm。4：为安装齿轮部分d436mm77mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L473mm。轴段⑤为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径d530mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度L545mm计算及说明 结果§5-31p3.104KW3转速n105.02r/3转矩T273.8N/32、计算作用在齿轮上的力：PT3

9.55106 3n333

2T2273.84591.9NFr

t d 192103Ftan204591.90.363971671.3Nt、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217~255HBS查表取A0=112

min

3A0

3.104105.02

mm34.63mm计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。7 6 54 3 2 1图3-2-3输出轴选择联轴器。联轴器的计算转矩为Tca

KT，考虑到转矩变化很小，根据工A 3作情况选取KA

1.3，则：T KTca A 3

1.3273.8355.94Nm。计算及说明 结果根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径d40mm因此选取轴段①的直径为d 40mm半联轴器轮毂总长度L，1 6（J型轴孔L1

84mm。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段①:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度Bd1

45mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段①的长度为L1

55mm轴段2：为安装齿轮部分d4

50mm，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度L4

69mm。轴段③：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07𝑑h>0.0750=3.56h=4mmd3=58mmb≥1.4h，取L3=10mm。轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：4d50mm。长度为综合计算后得到的L 50mm42段⑤:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段⑤直径应为轴承内圈直径5d45mm；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为L50mm55轴段⑥：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：d 43mm6离l=30mm，故取l6=65.4mm。轴段⑦:d40mm77略短2~3mmL82mm。7第六章 轴的强度校核§6-1高速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力d151mm计算及说明 结果2T 232.8而：Ft

1 1286.3Nd 51101r 径向力F Ftan 1286.3tan20 468.17r 在垂直面上：F0，FRFNV1FNV2 M0,F57F 2040r NV2解得：FNV1=417.41NFNV2=161.85NM417.415723792.37Nmmv

F0,F F t NH1M0,F57F

NH22040t解得FNH1=1130.2NFNH2=360NM 1130.25754001.2NmmH危险截面在安装齿轮处d=25mm

NH23 3.14253W 2150mm332 32M MH

M2 65368.742237922mmV M2ca

T1

1

60MPa所以轴安全。弯矩图如图3-2-4计算及说明 结果§6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力Tt 圆周力F 2Tt 1

2106.51203.4N1771031径向力F Ftan 1203.4tan20r1 t作用在小齿轮上的力

438N圆周力Ft2

2T2d

2106.52958.33N721031径向力F Ftan 2958.33tan20r2 t在垂直面上：

1076.7N∑F=0，FR1+FR2=FNV1+FNV2=438+1076.7=1514.7N MFr1

58Fr2

135FNV2

2060解得：FNV1=862.46NFNV2=1034.75NM 862.465850022.68NmmV1M 589673.82NmmH1HM M H1

M V1

50949.5Nmm在水平面上

FFF F Ft1 NH1 t2 NH2MF58F 206Ft1 H2 t

1350计算及说明 结果解得：FNH1=166.79NFNH2=1979.68NM 1034.757173467.25Nmmv2M 1979.6871mmH2M 2

2M H2 V2

158599.45NmmW d32

0.1d3M2T2 509426137982 ca1

2 MpaW

60MPa1M2T2 15859426137982 ca2

2 MpaW

60MPa1所以轴安全。§6-3低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力d227.5mm12T

2273.8Ft

3 2852.1Nd 192101Fr

Ftan2852.1tan20 1037Nt在垂直面上：∑F=0，Fr=FNV1+FNV2 M0,Fr

138F

NV2

2120解得：FNV1=450.08NFNV2=839.35NM450.0813862111.04Nmmv FFF F

t NH1 NH2MF138F 212t NH2解得FNH1=1236.6NFNH2=2306.08NMH1236.6138170650.8Nmm危险截面在安装齿轮处d=50mm计算及说明 结果d3d3W 32 12500mm3M

2M2H V

170650.8262111.042181601.8NmmM2T2 1816026402982 3ca W

Mpa12500

60MPa1所以轴安全。弯矩图如图3-2-6计算及说明 结果第七章 滚动轴承选择和寿命计算1）.高速轴上轴承采用6305型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=25mm 外径D=62mm 宽度B=17mm校核Ⅰ轴轴承是否满足工作要求求轴承径向支反力F、Fr1 r2垂直平面支反力F、Fv1 v2F 417.41NV1F 161.85NV2水平面支反力F 、FH1 H2F 1146.82NH1F 444.68NH2合成支反力F、Fr1 r2F F2F2 1146.8221220.42Nr1 V1F F2r2 V

H1F2H

161.852444.682473.22N计算轴承的当量载荷P、Pr1 r2①查表13-5 有：X1

1,Y01取f PPr1

f(XFP 1

YF1

)fFp

1.11220.42N1342.46N计算及说明 结果②213-5X2

1,Y2

0，取fP

1.1，得：P fFr2 P r

520.542NPPr1 r2因此轴承1危险。校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承313-7ft

1 ，计算轴承工作寿命：L106(C

106 17200 r)3 ( )3 h 60n P 609601342.46满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63056306内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求求轴承径向支反力F、Fr1 r2垂直平面支反力F、Fv1 v2F 862.46NV1F 1034.75NV2计算及说明 结果水平面支反力F 、FH1 H2F 166.79NH1F 1979.68NH2合成支反力FFr1 r2F F2r1 V

F2H1

862.462166.792

878.44NF F2r2 V

F2H

1034.7521979.682

2233.79N计算轴承的当量载荷PPr1 r2①查表13-5 有：X1

1,Y01取f PPr1

f(XFP 1

YF1

)fFp

1.1878.44966.28N②213-5X2

1,Y2

0，取fP

1.1，得：P fFr2 P r

2457.169NP Pr2 r1因此轴承2危险。校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴3，查表13-7取度系数ft 1 ，计算轴承工作寿命：6309载荷，大量生产，价格最低.内径d=45mm 外径D=100mm 宽度校核Ⅲ轴轴承是否满足工作要求3-3-3。计算及说明 结果FFr1 r2FFv1 v2F 450.08NV1F 839.35NV2水平面支反力F 、FH1 H2F 1236.6NH1F 2306.08NH2FFr1 r2F F2r1 V

F2H1

450.0821236.621315.96NF F2r2 V

F2H

839.352

2454.08NPPr1 r2①查表13-5 有：X1

1,Y01取f PPr1

f(XFP 1

YF1

)fFp

1.11315.961447.56N②213-5X2

1,Y2

0，取fP

1.1，得：计算及说明 结果P fFr2 P r

2699.49NP Pr2 r1因此轴承2危险。校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承3，查表13-7取温度系数f 1 ，计算轴承工作寿命：tL106(C

106 40800 r)3 ( )3 h 60n P 6086.52699.49满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6309第八章 键连接选择和校核§8-1高速轴上键的选择和校核键的选择选用普通圆头平键 A型,轴径d1

20mm;d2

28mm,查表13-20得（联轴器）1：bh1 1（小齿轮）2：bh2

6687键的校核键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长；1L1

32mm2L2

40mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：100~120MPa，则：P1：

2T1

103232.8103MPa42.1Mpa[ ]P1

ld111

32026 P2：

计算及说明 结果12T103232.8103MPa20.9Mpa[]1P2

ld222

3.53228 P所以所选用的平键强度足够1：6×32GB1096-79键2：8×40GB1096-79§8-2中间轴上键的选择和校核键的选择选用普通圆头平键 A型,轴径d1

36mm;d2

36mm,查表13-20得（大齿轮）1：bh1 1（小齿轮）2：bh2

108108键的校核键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。1L1

40mm2L2

63mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：[]100~120MPa，则：P1：

2T1032106.5103MPa49.31Mpa[]2P1 Kld2111

43036 P2：

2T1032106.5103MPa27.91Mpa[]1P2 1

ld222

45336 P所以所选用的平键强度足够取键标记为： 键1：10×40GB1096-79键2：10×63GB1096-79键的选择

计算及说明 结果§8-3 低速轴上键的选择和校核选用普通圆头平键 A型,轴径d1

50mm;d2

40mm,查表13-20得：（大齿轮）1：bh1 1（联轴器）2：bh2

149128键的校核键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得大齿1：L1

63mm2：L2

70mm查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：[]100~120MPa，则：P1：

2T1032273.8103MPa49.7Mpa[]3P1 Kld3111

4.54950 P2：

2T1032273.8103MPa59Mpa[]3P2 K3

ld222

45840 P所以所选用的平键强度足够1：14×63GB1096-79键2：12×70GB1096-79第九章 联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为Tca

KT，考虑到转矩变化A 1很小，根据工作情况选取KA

1.3，则：T K Tca A 1

1.332.842.64Nm。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径d20mm。半联轴器轮毂总长度L5mm（J，与轴配合的轮毂孔长1L1

38mm。计算及说明 结果低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩为Tca

KT，则：A 3T K Tca A 3

1.3273.8355.94Nm。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径d40mmL11mm（J，与轴配合的轮毂孔1L1

84mm

第十章 润滑和密封形式的选择齿轮传动润滑

§10-1传动零件的润滑因为齿轮圆周速度v12ms，并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用SH0357-9250入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~60mm。滚动轴承的润滑1 1轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的 ~ ，采用稠度较3 2小润滑脂。二、减速器密封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。轴外伸端密封毛毡圈油封。轴承靠箱体内侧的密封挡油环箱体