链式传动二级圆锥-圆柱齿轮减速器

下载可编辑仲恺农业工程学院机械设计课程设计设计说明书题 目 链式运输机用圆锥圆柱齿轮减速器设计设计者 郑晓伟指导教师 熊平原班 级 机械设计制造及其自动化提交日期.专业.整理.下载可编辑目录仲恺农业工程学院机械设计课程设计设计说明书.......................1一.设计任务...........................................................41.1传动方案示意图..................................................41.2工作情况：......................................................41.3原始数据（C7）：.................................................41.4设计内容：......................................................4二.传动方案的分析与拟定（传动方案简图）................................5三.电动机的选择与有关计算.............................................53.1电动机类型选择：................................................63.2电动机容量选择：................................................63.3确定电动机转速..................................................6四.传动装置运动及动力参数的计算........................................74.1传动装置总传动比和分配各级传动比................................74.2计算传动装置的运动和动力参数....................................7五.传动零件的设计计算.................................................95.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材《机械设计（第八版）》）......95.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材《机械设计（第九版）》）.......14六.轴的设计计算（轴的结构设计简图，轴的受力分析图弯矩图、扭矩图）.....176.1高速轴的设计...................................................176.2中间轴的设计...................................................226.3低速轴的设计...................................................25七.键和滚动轴承的选择和计算.........................................277.1键.............................................................277.2轴承...........................................................297.2.1高速级轴轴承.............................................297.2.2中间轴轴承的选择.........................................307.2.3低速轴轴承的选择.........................................31八.联轴器的选择......................................................31九.润滑方式及密封件的选择............................................32.专业.整理.下载可编辑十.箱体结构设计 33.专业.整理.下载可编辑一.设计任务1.1传动方案示意图此次以两级齿轮减速器的设计为主，如图 1所示为圆锥圆柱齿轮二级减速器的传动方案示意图：1．电动机 2．联轴器 3．圆锥齿轮减速器 4．链传动 5．链式运输机图11.2工作情况：工作平稳，经常满载，两班制工作。1.3原始数据（C7）：链条总拉力 F（N）：12×103N链条速度 V（m/s）：0.4 （引链容许速度误差为 5％）链轮齿数Z ：8链条节距 P（mm）：80mm使用期限：5年生产规模：减速器小批生产1.4设计内容：传动方案的分析与拟定（传动方案简图） ；电动机的选择与有关计算；.专业.整理.下载可编辑传动装置运动及动力参数的计算；传动零件的设计计算；轴的设计计算（轴的结构设计简图，轴的受力分析图弯矩图、扭矩图） ；滚动轴承的选择和计算键的选择和计算；联轴器的选择；润滑方式及密封件的选择；箱体结构设计；二.传动方案的分析与拟定（传动方案简图）根据课程设计任务书中提供的原始参数，分析减速器的工作条件（如运动特点，有无特殊要求等），工作性能（如运输带工作拉力Ｆ，运输带工作速度ｖ） ，再分析比较多种传动方案的特点，考虑总体结构，尺寸以及加工制造方便，使用和维护易于操作进行，成本低廉等因素从中选择出最佳的传动方案。如果设计的是多级传动，对于有几种传动形式的多级传动要充分考虑各种传动方式的传动特点， 合理布置传动顺序，主要考虑下面几点：1．带传动乘载能力小，传递同样功率时结构尺寸较大，但带能吸收振动，传动平稳，适宜布置在高速级，通常ｉ≤７。2．链传动因为有运动的不均匀性和附加动载荷，有冲击，最好布置在低速级 ，通常ｉ≤８。3．斜齿轮因为是逐渐进入和退出啮合其传动比直齿轮更平稳，故宜布置在高速级。4．大直径的圆锥齿轮加工较直齿轮和斜齿轮困难，宜将其布置在高速级，并采用小传动比以减小其直径和模数。5．蜗杆传动可得到较大的传动比，适合于用在高速传动中。总体传动方案的选择如图 1所示。三.电动机的选择与有关计算 Pw=4.8KW如无特殊要求，电机类型通常选用Ｙ系列的三相笼型异步电动机， 因其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便。.专业.整理.下载可编辑3.1电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流 380V。3.2电动机容量选择：（1）工作机所需功率3α=0.735Pw=FV/1000=（12×10×0.4/1000）KW=4.8KWF-工作机阻力v-工作机线速度电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为Pd=Pw/α为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即1254567Pd=6.53kwα30.7351-链轮传动效率取0.902-滚动轴承效率取0.993-弹性联轴器效率取0.994-弹性联轴器效率取0.99Ped=7.5KW5-开式圆柱齿轮传动效率取0.956-闭式圆柱齿轮传动效率取0.977-闭式圆锥齿轮传动效率取0.96pdpw4.86.53KW0.735a（3）确定电动机的额定功率Ped因工作有轻微振动，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。所以可以暂定电动机的额定功率为 7.5KW。3.3确定电动机转速电动机型号：Y132M-4链式运输机工作转速nw=60×1000V/ZP=（60X1000X0.4）/（8X80）=37.5r/min由于两级圆锥 -圆柱齿轮减速器一般传动比为 10-25，链式传动比范围 3-7。故电.专业.整理.下载可编辑动机的转速的可选范围为 nd=(30-175）nw=（1125-6562.5）r/min。查《机械设计课程设计手册》可选额定功率为 7.5kw，同步转速为 1500r/min，3000r/min的电动机都符合，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高,所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比，选定电动机型号为Y132S-4电动机型额定功率电动机转速（r/min）电动机传动装号（kw）同步满载质量置总传（kg）动比Y132M-47.5150014406838表1.传动装置运动及动力参数的计算4.1传动装置总传动比和分配各级传动比inm/nw=1440/37.5=38.4为了使减速器的传动比均匀点，链传动比2~5，则取i33，高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约i10.25i，为了使锥齿轮直径不至于过大，尽量使i13，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取i1=2i2=6.5取定各传动比，当前的总传动比iai1i2i326.5339传动后运输链速度的误差为：nwnm/ia0.15%5%，在运输链允许误差±5%内。=nw4.2计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）.专业.整理.下载可编辑n＝nm=1440r/minnⅡ＝nⅠ/i1=1440/2=720r/minnⅢ＝nⅡ/i2=720/6.5=110.77r/minnIV nⅢ=110.77r/minnV=nIV/i3=110.77/3=36.92r/min（2）各轴输入功率PIPd36.46kwPIIPI276.14kwPIIIPII265.90kwPIVPIII245.78kwPVPIV255.44kw（3）各轴转矩Td9550Pd43.31NmnmTITd342.87NmTIITIi12781.49NmTIIITIIi226508.68NmTIVTIII24498.56Nm2TVTIVi3251420.89Nm将计算结果汇总列表如下：

n=nm=1440nⅡ=720nIV nⅢ=110.77nV=36.92PI 6.46kwPII 6.14kwPIII 5.90kwPIV 5.78kwPV 5.44kwTI 42.87NmTII 81.49NmTIII 508.68NmTIV 498.56NmTV 1420.89Nm2.专业.整理.下载可编辑项目电动机高速级轴中间轴低速级轴轴IV工作机轴轴IIIIIIV转速14401440720110.77110.7736.92r/min）功率（kw）6.536.466.145.905.785.44转矩42.8781.49508.68498.561420.8943.31(Nm)传动比126.513表2五.传动零件的设计计算5.1斜齿圆柱齿轮传动的设计 （主要参照教材《机械设计（第八版） 》）已知输入功率为PII=6.14kw、小齿轮转速为nⅡ=720r/min、齿数比为6.5。工作寿命5年（设每年工作300天），二班制，链式输送，有轻微振动，转向不变。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88）b.材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。c.选小齿轮齿数20,则大齿轮齿数z24.5z190初选螺旋角12。（2）按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 kt1=1.62）查教材图表（图10-30）选取区域系数ZH=2.45013）查教材表10-6选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2

小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：钢（调质）HBS7级精度kt1=1.6ZH=2.450ZE=189.8.专业.整理.下载可编辑4）查教材图表（图10-26）得a1=0.765a2=0.887aa1a2=1.6525）由教材公式10-13计算应力值环数N1=60n1jLh=60×720×1×（2×8×300×20）4.1472×109hN2=0.401X109h6）查教材10-19图得：K1=0.9K2=0.957）查取齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650MpaHlim2550Mpa8）由教材表10-7查得齿宽系数d=19）小齿轮传递的转矩 T110）齿轮的接触疲劳强度极限： 取失效概率为 1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[H]1=KHN1Hlim1=0.9×650=585MPaS[H]2=KHN2Hlim2=0.95×550=522.5MPaS许用接触应力为[H]([H]1[H]2)/2553.75MPa设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径d1t3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]3104=21.64.7775.5(2.450189.8)243.04mm11.6524.5553.752）计算圆周速度Vd1tn10.706m/s6010003）计算齿宽 b及模数mnt

=1.652K 1=0.9K 2=0.95Hlim1 650MpaHlim2 550Mpad=1=H553.75MPaV=0.706m/sb=dd1t=43.04mmmnt=d1tcos43.04cos122.105mmmnt=2.105Z1204) 计算齿宽与高之比 bh.专业.整理.下载可编辑齿高h=2.25mnt=2.25×2.105=4.74 mmb =43.04 =9.084.745) 计算纵向重合度 =0.318 dZ1tanβ=0.318X1X20tan12=1.352计算载荷系数K系数KA=1.25，根据 V=0.706m/s，7级精度查图表（图 10-8）得动载系数Kv=1.02查教材图表（表 10-3）得齿间载荷分布系数 KH KF =1.4由教材图表(表10-4）查得KH1=1.418查教材图表（图 10-13）得KF1=1.350所以载荷系数K KAKVKHKH =2.5317)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1K3ddt=43.042.53150.102mm31.6Kt8)计算模数mn1d1cos50.105cos122.450mmmn=Z120(3)按齿根弯曲疲劳强度设计3由弯曲强度的设计公式2KT1Ycos2YFYS)设计mn≥2(F]dZ1a[a.确定公式内各计算数值1）计算载荷系数KKAKVKFKF=2.4332）根据纵向重合度=1.744查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数Y=0.983）计算当量齿数Zv1Z13.37cos=21βZv2 Z2 cos3=96.184）查取齿形系数查教材图表（表10-5）Y=2.7452，YF2=2.18764F1

=9.08h=1.352KH KF=1.4KH1=1.418KF1=1.50d1=50.102mmmn1=2.450mmZV1=21.37ZV2=96.18Y=2.7452F1Y =2.18764F2.专业.整理.下载可编辑5）查取应力校正系数查教材图表（表10-5）Y=1.5637，Y=1.78618S1S26）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=540MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE2=400MPa。7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.888）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式FKFNFE得S[KFN1FF10.85540327.86MPaF]1=S1.4[]2KFN2FF20.88400251.43MPaF=S1.49）计算大、小齿轮的YFYS，并加以比较FYF1FS12.74521.56370.013093[F]1327.86YF2FS22.187641.786180.015541大齿轮的数值大(选用).[F]2251.43b.设计计算1）计算模数322.4334.7771040.9cos2120.015541mn1.676mm12021.652mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.102mm来计算应有的齿数.2）计算齿数z=50.102cos12=24.481mn取z1=24那么z2=4.5×24=108

YS1=1.5637YS2=1.78618KFN1=0.85KFN2=0.88FE1=327.86FE2=251.4mn=2mmz1=24z2=108.专业.整理.下载可编辑几何尺寸计算计算中心距a=(z1z2)mn=(24108)2=134.949mm圆整为135mm2cos2cos12按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Ζ1Ζ2)mn(24108)2αarccos135126522因值改变不多,故参数,k,Zh等不必修正.c.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=z1mn242mmcos=49.091cos12.1015d=z2mn10822cos=220.901mmcos12.1015计算齿轮宽度B= d1 49.091mmB2 50 B1 50结构设计小齿轮（齿轮 1）齿顶圆直径为 53.901mm 采用实心结构大齿轮（齿轮 2）齿顶圆直径为 224.901mm 采用腹板式结构其零件图如下

a=135mm=1265d1=49.091mmd2=220.901mmB1 55B2 50z1 23z2 69.专业.整理.下载可编辑kt1=1.8R 0.35图25.2直齿圆锥齿轮传动设计 （主要参照教材《机械设计（第九版） 》）已知输入功率为PI=6.46kw、小齿轮转速为n=1440r/min、齿数比为2，由电动机驱动。工作寿命5年（设每年工作300天），二班制，链式输送，有轻微振动，连续单向运动。（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）b.材料选择由《机械设计（第八版）》表10-1小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。c.选小齿轮齿数z23,则大齿轮齿数z3z69121按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式：32ZEKT1d1t≥2.92R(10.5R)2uF

KHN10.88K2=0.9[H]1=572MPa[H]2=495MPad1t=52.146mmV=2.57m/s.专业.整理.下载可编辑确定公式内的各计算值1）试选载荷系数kt1=1.8K=3.0942）小齿轮传递的转矩T=15.38Nm13）取齿宽系数R0.35d=62.465mm4）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1650Mpa大齿轮的接触疲劳极限Hlim2550Mpa15）查表10-6选取弹性影响系数ZE=189.8MPa2m=2.716mm6）由教材公式10-13计算应力值环数N1=60n1jLh=60×940×1×（2×8×300×20）=5.414×109hN2=1.805×109h7)查教材10-19图得：K1=0.88K2=0.98)齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:[H]1=KHN1Hlim1=0.88×650=572MPaS[H]2=KHN2Hlim2=0.9×550=495MPaS设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入 H 中的较小值得2d1t2.923189.80.351.81538052.146mm49510.50.35232）计算圆周速度VVd1tn12.57m/s6010003）计算载荷系数系数KA=1.25，根据V=2.57m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数Kv=1.10查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数KHKF=1.210-9得K根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表=1.25的HββbKHβKFβ=1.5X1.25=1.875，得载荷系数K=3.094KKAKVKHKH=3.094.专业.整理.下载可编辑4）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得K3ddt3.0943=52.14662.465mmKt1.85）计算模数 Md162.465m2.716mmz123（3）按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式：3m≥ 4KT1 YFaYSaR(1 0.5R)2z12 u2 1 F确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K KAKVKFKF2）计算当量齿数Zv1Z1=24.24cos1Zv2Z2=218.20cos23）由教材表 10-5查得齿形系数YF12.6428YF22.06应力校正系数YS11.5824YS21.974)由教材图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1540MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2400MPa5)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.825KFN2=0.866)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，得[F]1KFN1FE10.825540318.21MPa=1.4S

YF1 2.6428YF2 2.06YS1 1.5824YS2 1.97FE1540MPaFE2400MPaKFN1=0.825KFN2=0.86M=2mm.专业.整理.下载可编辑[KFN2FF20.86400F]2=S245.71MPa1.47)计算大小齿轮的YFaFSa,并加以比较[F]YFa1FSa12.64281.5824[F]10.01314318.21YFa2FSa22.061.97[F]20.016516245.71大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 .b.设计计算33.094153800.0165164mm1.991mm，取M=2mmm10.50.3522323210.35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，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.465mm来计算应有的齿数..轴的设计计算（轴的结构设计简图，轴的受力分析图弯矩图、扭矩图）根据《机械设计手册》选择轴的材料为 45号钢，经调质处理，抗拉强度 b=640Mpa，

Ft 601.4NFr207.7NFa69.2N屈服强度极限s=355Mpa，弯曲疲劳极限1=275Mpa，剪切疲劳极限1=155Mpa，许用弯曲应力[1]=60Mpa，T30MPa(25~45)。6.1高速轴的设计1、确定输入轴上的功率 P1，转速n1和转距T1由前面可知 n1 1440r/min、p1 6.46kw、T1 42.87Nm2、求作用在小锥齿轮上的力dm d(1 0.35R) 62 (1 0.5 0.35) 51.15mm.专业.整理.下载可编辑圆周力：Ft2T215380d14.35mmdm601.4N51.15径向力：Fr Fttan cos轴向力：Fa Fttan sin

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601.4tan20cos180266207.7N601.4tan20sin18026669.2N3、初步确定轴的最小直径根据《机械设计》中以下式子来初步估算轴的最小直径：LT3/J120389550000p395500001.5113.67mmd30.2309400.2Tn若锥齿轮与轴分开，则其键槽底面到齿根的距离x 4.05 1.6m 1.6 2 3.2mm，故可不用做成齿轮轴。考虑轴端开有键槽，因此轴的最小轴径增大 5%~7%，则d 13.671.05 14.35mm显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距：取KA 1.3,Tca KAT 1.3 15.38 20.0N/mm故查机械设计手册选用的弹性套柱销联轴器 LT3/J12038,半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L'=38mm，公称转矩为 31.5Nm，所以取最小轴径 20mm。4、轴的结构设计.专业.整理.下载可编辑L12=36mm。选33006L34=20mmd4537mmd5630mm5、（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：l6748mmL23=50mml45 55mm图32）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径d2327mm。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L'所以取L。122）初步选择滚动轴承，因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d2327mm，由《机械设计课程设计》表13-1中初步选取单列圆锥滚子轴承 33006，其尺寸为 d D T 30mm55mm20mm所以d34 30mm而L34=20mm。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册查.专业.整理.下载可编辑得33006轴承的定位轴肩高度 damin 36mm，因此取d45 37mm，d56 30mm。为了使套筒可靠的压紧右边的轴承，故 56段的长度略小于轴承的宽度 20，取l56 18mm。3）取安装锥齿轮的轴段直径d6725mm，67段的长度根据锥齿轮的轮毂和套杯的M=24291.6N.m相对位置来确定，暂定取l6748mm。4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l30mm，取L23=50mm。5）为了使高速轴有较好的刚度，取L12.5d。所以取l4555mm。（3）轴上零件的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d67 25mm由《机械设计（第八版） 》表6-1查得平键截面bh8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；同样，半联轴n6器处平键截面为bhl6mm6mm28mm与轴的配合为H7；滚动轴承与轴的k6周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。（5）、求轴上的载荷（33006型的a=13mm。所以俩轴承间支点距离为69mm右轴承与齿轮间的距离为 39mm。）.专业.整理.载荷支反力F弯矩M总弯矩扭矩T水平方向竖直方向

下载可编辑水平面H垂直面VFNH1339.9NFNV191.7NFNH2941.3NFNV2299.4NMv1 MH Ma M 23453.12 6327.32T=15380NmmⅠ表3图4ca 9.62MPa图5.专业.整理.下载可编辑W=1275.12mm3ca 1安全图6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图可知右端轴承支点截面和锥齿轮作用点为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为右轴承caM212/W24291.62(15380X0.6)2(T)0.1303=9.62Mpa锥齿轮：Wd3btdt21275.12mm3，322dcaM2(T1)2/W24291.62(15380X0.6)2=20.38Mpa1275.12前已选定轴的材料为45钢（调质），由《机械设计（第八版）》表15-1查得160MPa,ca1，故安全。6.2中间轴的设计中间轴的各方面尺寸、 形状设计以及校核同高速轴设计的方法相似， 这里不再赘述。以下为最终设计结果及示意图。轴的结构设计.专业.整理.（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：图7载荷水平面H支反力FNH11645.9NFFNH2898.8NMH149434N.mm弯矩MMH278998.4N.mmM1494342总弯矩M278998.421636.82扭矩TⅠT表4

下载可编辑垂直面VFNV1 34.1NFNV2 620.1NMv1 34105.5N.mmMa 34105.52=47770Nmm.专业.整理.下载可编辑图8160MPa,ca1安全图9.专业.整理.下载可编辑根据已选定轴的材料为 45钢（调质），由《机械设计（第八版） 》表15-1可得160MPa,ca1故安全。6.3低速轴的设计查机械设计手册选用的弹性套柱销联轴器 GY5。低速轴的各方面尺寸、形状设计以及校核同高速轴设计的方法相似，这里不再赘述。以下为最终设计结果及示意图。1、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如下图：图10.专业.整理.下载可编辑载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1639.6NNV1529.2NFFNH21303.7NFNV2194.2NMH67792.4N.mmMv156095.2N.mm弯矩MMv210098.4N.mmM156095.2267792.42=87991.4N.mm总弯矩M267792.4210098.4268540.4Nmm扭矩TⅠT=183510Nmm表5图11sca s安全.专业.整理.下载可编辑图12较验低速轴根据第三强度理论进行较核，其校核结果为：sca s故可知其安全，同理校核另一截面也满足，故该轴是安全的。七. 键和滚动轴承的选择和计算7.1键高速轴的键连接高速轴的输入端与联轴器的键连接：采用普通圆头平键连接，由d20mm，查“机械设计书”中表6-1（P106）得bh66，因l1236mm，故取键长l28mm。B)小锥齿轮与高速轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由d25mm，查“机械设计书”中表6-1（P106）得.专业.整理.下载可编辑b h 8 7，因l孔 40mm，故取键长l32mm。中间轴的键连接小斜齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由 d 28mm，查“机械设计书”中表 6-1（P106）得bh87，因l4553mm，故取键长l50mm。B)大锥齿轮与中间轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由d30mm，查“机械设计书”中表6-1（P106）得bh87，因l2334mm，故取键长l28mm。3.低速轴的键连接A)低速轴的输出端与联轴器的键连接：p110MPa采用普通半圆头平键连接，由d32mm，查“机械设计书”中表6-1（P106）得，因此上述键皆bh108，因l7858mm，故取键长l50mm。安全B)大斜齿轮与低速轴的键连接：采用普通圆头平键连接，由d50mm，查“机械设计书”中表6-1（P106）得bh149，因l7848mm，故取键长l40mm。键的强度校核：上述键连接都属于静连接，其主要失效形式是工作面被压溃，因2T103h6-1（P106）pkLb（A此根据“机械设计书”中式kld，其中2，l型）lLb/2（B型）。轴径键的工作长度键型转矩N·m极限应力高速轴2028A15.3818.3MPa2532A15.3810.7MPa中间轴3028A47.7732.5MPa2850A47.7719.5MPa.专业.整理.下载可编辑低速轴5040A189.1542.0MPa3250B189.1559.1MPa表6由于键采用静连接，轻微冲击，材料选用45钢，所以许用挤压应力p110MPa，'352.1N因此上述键皆安全Fr17.2轴承Fr2'987.8N 高速级轴轴承根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为 33006。Fa 69.2NFa1 304.4N图13其主要参数：d30mm，D55mm，e0.29，YFa2Fd2235.2N2.1，Y01.1,Cr43.2kN，Cr058.8kN。查“机械设计书”中表13-5（P321）得当Fa/Fre时，X=1,Y=0。当Fa/Fre时，X=0.40,Y=Y。计算轴承的受力：支反力的计算，由前面对高速轴受力分析中可得：'22339.9291.72P=1185.4NFr1Fr1Ft1352.1N'22299.42941.32987.8NFr2Fr2Ft2B)附加轴向力（对滚动轴承而言FdFr/2Y）.专业.整理.下载可编辑Fd1Fr1'/2Y325.183.8N4.2L10h1205849.4h987.8Fd2Fr2/2Y235.2N4.2轴向外载荷计算各轴承的轴向受力：Fa69.2N经过分析，由于Fd2FaFd1，因此轴承1被压紧，轴承2被放松，可得实际轴向力：Fa1Fd2Fa235.269.2304.4NFa2Fd2235.2N计算各轴承的当量载荷：由于承受轻微冲击，查“机械设计书”表13-6（P321)得fp1.2。由于Fa1''304.40.86e0.29/Fr1352.1因此PfpXFrYFa1.20.4352.12.1304.4936.1N由于Fa2'/Fr2'252.20.26e0.29987.8因此PfpXFrYFa1.2987.81185.4N计算轴承寿命：理论寿命：10610106ftC3143200L10hP609401533.660n使用要求寿命：

1031205849.4h'L10h 20 30016 96000h由于L10h L10h'，因此此对滚动轴承满足寿命要求。 中间轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为 33005。其验算过程如高速轴承类似。.专业.整理.下载可编辑图14其主要参数：d25mmD47mme0.29Y2.1Y01.1,Cr32.5kN，，，，，Cr042.5kN。7.2.3低速轴轴承的选择根据轴的直径和工作条件，选用单列圆锥滚子轴承的型号为32909。其验算过程LT3/J12038如高速轴承类似。图15其主要参数：d45mm，D68mm，e0.32Y1.9Y01,Cr32.0kN，，，Cr0 48.5kN。八.联轴器的选择因轴的转速较高，为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器，此处选用弹性套柱销联轴器。根据工作时转矩变化很小，并且属于运输机类的，原动机为电动机，据此查“机.专业.整理.下载可编辑械设计书”中表14-1（P351）得KA1.5根据“机械设计书”中式14-1（P351）TcaKAT1.51538023070N.mm转速n940r/min查“机械设计手册”选用弹性套柱销联轴器LT3/J12038，其技术参数：许用转矩T31.5N.m，许用转速nmax6300r/min，可选孔径：20、22。结构参数：两个半联轴器选用长圆柱孔（J1型），A型槽，电动机的输出直径及长度为2036，减速器的输入直径及长度为2036。九.润滑方式及密封件的选择(一)齿轮的润滑在减速器中齿轮的润滑方式根据齿轮的圆周速度 v而定，高速级齿轮的圆周速度约为2.57m/s，低速级的齿轮圆周速度约为1.27m/s，采用浸油润滑。高速级大齿轮与低速级大齿轮半径相差17.5mm，可以直接浸油润滑，不需另设溅油轮，低速级大齿轮离池底30mm，大斜齿轮应至多浸油1/3的分度圆半径，故最高油面取66.7mm，而大锥齿轮的润滑条件为至少浸没 0.5b（b：圆锥齿轮齿宽），因此，油面高度取 60mm，润滑油选用L-CKC68。（二）滚动轴承的润滑根据“机械设计书”中表13-10（P332）中的dn值，选定滚动轴承的润滑方式为脂润滑。（三）密封方法的选取减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接合能力面和轴