1、機械設計（論文）說明書 題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器 系 別： XXX系 專 業： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：二零一二年五月一日目 錄第一部分 課程設計任務書-3第二部分 傳動裝置總體設計方案-4第三部分 電動機的選擇-5第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數-6第五部分 V帶的設計-7第六部分 齒輪的設計-9第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計-19第八部分 軸的分析與校核-22第九部分 鍵連接的選擇及校核計算-25第十部分 軸承的選擇及校核計算-26第十一部分 減速器及其附件的設計-28第十二部分 潤滑與密封設計-30設計小結-31參考文獻-32第一部分 課程設計任務

2、書一、設計課題： 設計兩級展開式圓柱直齒輪減速器,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),使用期限5年(300天/年),1班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設計要求:1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪等零件圖各一張。3.設計說明書一份。三. 設計步驟:1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯接設計8. 箱體結構設計9. 潤滑密封設計第二部分 傳動裝置總體設計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2

3、.特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3.確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h13h22h32h4=0.993×0.972×0.992×0.96=0.86h1為軸承的效率,h2為齒輪嚙合傳動的效率,h3為聯軸器的效率,h4為工作機的效率（包括工作機和對應軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇皮帶速度v:v=1.15m/s工作機的功率pw:pw= 4

4、.49 KW電動機所需工作功率為:pd= 5.22 KW執行機構的曲柄轉速為:n = 54.9 r/min 經查表按推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱直齒輪減速器傳動比ia=840，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (8×40)×54.9 = 439.22196r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=960r/min，同步轉速1000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n

5、，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=960/54.9=17.5（2）分配傳動裝置傳動比:取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為:i12 = 則低速級的傳動比為:i23 = 3.54第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數（1）各軸轉速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/4.95 = 193.9 r/minnIII = nII/i23 = 193.9/3.54 = 54.8 r/minnIV = nIII = 54.8 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h3 = 5.22×0.99 = 5.17 KWPII

6、= PI×h1×h2 = 5.17×0.99×0.97 = 4.96 KWPIII = PII×h1×h2 = 4.96×0.99×0.97 = 4.76 KWPIV = PIII×h1×h3 = 4.76×0.99×0.99 = 4.96 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 5.12 KWPII' = PII×0.99 = 4.91 KWPIII' = PIII×0.99 = 4.71 KWPIV&#

7、39; = PIV×0.99 = 4.91 KW(3)各軸輸入轉矩:TI = Td×h3 電動機軸的輸出轉矩:Td = = 51.9 Nm 所以：TI = Td×h3 = 51.9×0.99 = 51.4 NmTII = TI×i12×h1×h2 = 51.4×4.95×0.99×0.97 = 244.3 NmTIII = TII×i23×h1×h2 = 244.3×3.54×0.99×0.97 = 830.5 NmTIV = TIII

8、×h1×h3 = 830.5×0.99×0.99 = 814 Nm 輸出轉矩為：TI' = TI×0.99 = 50.9 NmTII' = TII×0.99 = 241.9 NmTIII' = TIII×0.99 = 822.2 NmTIV' = TIV×0.99 = 805.9 Nm第六部分 齒輪的設計（一） 高速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器。 材料：高速級小齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為小

9、齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 4.95×20 = 99 ?。篫2 = 962 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 51.4 Nm 3) 選取齒寬系數yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節點區域系數ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560

10、 MPa。 7) 計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N1 = 60nkth = 60×960×1×5×300×1×8 = 6.91×108大齒輪應力循環次數：N2 = 60nkth = N1/u = 6.91×108/4.95 = 1.4×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.89,KHN2 = 0.92 9) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH1 = = 0.89×610 = 542.9 MPasH2 = = 0.92×5

11、60 = 515.2 MPa許用接觸應力:sH = (sH1+sH2)/2 = (542.9+515.2)/2 = 529.05 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 50.1 mm4 修正計算結果： 1) 確定模數：mn = = = 2.51 mm取為標準值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 計算齒輪參數：d1 = Z1mn = 20×2.5 = 50 mmd2 = Z2mn = 96×2.5 = 240 mmb = d×d1 = 50 mmb圓整為整數為：b = 50 mm。 4) 計算圓周速度v:v = =

12、= 2.51 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為8級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1.25×1.1×1.1×1.34 = 2.03 3) 由圖8-17、8-18查得齒

13、形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.21應力校正系數:YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.8 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應力循環次數:N1 = 6.91×108大齒輪應力循環次數:N2 = 1.4×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數為：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.89 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 160.2sF2 = = = 1

14、50.6 = = 0.02678 = = 0.02641小齒輪數值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.41 mm2.412.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 50 mmd2 = 240 mmb = yd×d1 = 50 mmb圓整為整數為：b = 50 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 55 mm b2 = 50 mm中心距：a = 145 mm，模數：m = 2.5 mm（二） 低速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速器。 材料：高速

15、級小齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數：Z3 = 22，則：Z4 = i23×Z3 = 3.54×22 = 77.88 ?。篫4 = 782 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T2 = 244.3 Nm 3) 選取齒寬系數yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節點區域系數ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒

16、輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N3 = 60nkth = 60×193.9×1×5×300×1×8 = 1.4×108大齒輪應力循環次數：N4 = 60nkth = N1/u = 1.4×108/3.54 = 3.94×107 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數:KHN1 = 0.92,KHN3 = 0.95 9) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數S=1,得:sH3 = = 0.92×610 = 561.

17、2 MPasH4 = = 0.95×560 = 532 MPa許用接觸應力:sH = (sH3+sH4)/2 = (561.2+532)/2 = 546.6 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 84.3 mm4 修正計算結果： 1) 確定模數：mn = = = 3.83 mm取為標準值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 175 mm 3) 計算齒輪參數：d3 = Z3mn = 22×3.5 = 77 mmd4 = Z4mn = 78×3.5 = 273 mmb = d×d3 = 77 mmb圓整為整數為：b = 77 mm

18、。 4) 計算圓周速度v:v = = = 0.78 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為8級。5 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 9.78求得:KHb = 1.09+0.26fd4+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×77 = 1.38，由圖8-12查得：KFb = 1.15 2) K = KAKVKFaKFb = 1.25×1.1×1.1×1.15 = 1.7

19、4 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa3 = 2.69 YFa4 = 2.24應力校正系數:YSa3 = 1.58 YSa4 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim3 = 245 MPa sFlim4 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應力循環次數:N3 = 1.4×108大齒輪應力循環次數:N4 = 3.94×107 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數為：KFN3 = 0.89 KFN4 = 0.91 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 =

20、= = 167.7sF4 = = = 154 = = 0.02534 = = 0.02575大齒輪數值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 3.5 mm3.53.5所以強度足夠。(3) 各齒輪參數如下：大小齒輪分度圓直徑：d3 = 77 mmd4 = 273 mmb = yd×d3 = 77 mmb圓整為整數為：b = 77 mm圓整的大小齒輪寬度為：b3 = 82 mm b4 = 77 mm中心距：a = 175 mm，模數：m = 3.5 mm第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計軸的設計1 輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1:P1 = 5.17

21、KW n1 = 960 r/min T1 = 51.4 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 50 mm 則:Ft = = = 2056 NFr = Ft×tanat = 2056×tan200 = 748.3 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 19.6 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩:Tca = KAT1，查機

22、械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×51.4 = 61.7 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯軸器定位可靠?。簂12 = 36 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 mm。右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利

23、地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×16 mm，軸承右端采用擋油環定位，取:l34 = 16 mm。右端軸承采用擋油環定位，由軸承樣本查得6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 55 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位

24、，則:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 82+12+10+8 = 112 mml78 = T = 16 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6206深溝球軸承查手冊得T= 16 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (50+5)/2+16+112-16/2)mm = 147.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (50+5)/2+18+16-16/2)mm = 53.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 547.2 NFNH2 = = = 1508.8 N垂直面支反力（見圖d）：FN

25、V1 = = = 199.2 NFNV2 = = = 549.1 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 547.2×147.5 Nmm = 80712 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 199.2×147.5 Nmm = 29382 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 85894 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且

26、軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 7.3 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設計1 求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：P2 = 4.96 KW n2 = 193.9 r/min T2 = 244.3 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知高速級大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 240 mm 則:Ft = = = 2035.8 NFr = Ft×tanat = 2035.8×tan200 = 741 N

27、 已知低速級小齒輪的分度圓直徑為:d3 = 77 mm 則:Ft = = = 6345.5 NFr = Ft×tanat = 6345.5×tan200 = 2309.6 N3 確定軸的各段直徑和長度: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0× = 107× = 31.5 mm 中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：6207型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 35×72×17 mm，則：d1

28、2 = d67 = 35 mm。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 40 mm，由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，則：l23 = 48 mm，軸肩高度：h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm，軸肩寬度：b1.4h = 1.4×2.8 = 3.92 mm，所以：d34 = d56 = 46 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 77 mm，l45 = 82 mm，則：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.5 mml56 = 10-3 = 7 mml6

29、7 = T2+s+a-l56 = 17+8+10-7 = 28 mm4 軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 高速大齒輪齒寬中點距左支點距離L1 = (50/2-2+39.5-17/2)mm = 54 mm 中間軸兩齒輪齒寬中點距離L2 = (50/2+14.5+b3/2)mm = 80.5 mm 低速小齒輪齒寬中點距右支點距離L3 = (b3/2+7+28-17/2)mm = 67.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 3612 NFNH2 = = = 4769.3 N垂直面支反力（見圖d）：

30、FNV1 = = = -228.9 NFNV2 = = = -1339.7 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面B、C處的水平彎矩：MH1 = FNH1L1 = 3612×54 Nmm = 195048 NmmMH2 = FNH2L3 = 4769.3×67.5 Nmm = 321928 Nmm截面B、C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L1 = -228.9×54 Nmm = -12361 NmmMV2 = FNV2L3 = -1339.7×67.5 Nmm = -90430 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎

31、矩：M1 = = 195439 NmmM2 = = 334388 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面B）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 38.2 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：III軸的設計1 求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3：P3 = 4.76 KW n3 = 54.8

32、r/min T3 = 830.5 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:d4 = 273 mm 則:Ft = = = 6084.2 NFr = Ft×tanat = 6084.2×tan200 = 2214.5 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 49.6 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器直徑處d12，所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩:Tca = KAT3，查機械設計（

33、第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT3 = 1.2×830.5 = 996.6 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯軸器型號為:LT9型，其尺寸為：內孔直徑50 mm，軸孔長度84 mm，則：d12 = 50 mm，為保證聯軸器定位可靠取：l12 = 82 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 60 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 53 mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿

34、足軸承內徑標準，故?。篸34 = d78 = 55 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6211型深溝球軸承，其尺寸為：d×D×T = 55mm×100mm×21mm。由軸承樣本查得6211型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm，故取：d45 = 64 mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內徑為：d4 = 64 mm，所以：d67 = 64 mm，為使齒輪定位可靠?。簂67 = 75 mm，齒輪右端采用軸

35、肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×64 = 4.48 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×4.48 = 6.27 mm，所以：d56 = 73 mm，l56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T3 = 21 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 50+10+8+5+12+2.5-10 = 77.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 21+8+10+2.5+2 = 43.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據6211深溝球軸承查手冊得T= 21 mm 齒寬中點距左

36、支點距離L2 = (77/2+10+77.5+21-21/2)mm = 136.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (77/2-2+43.5-21/2)mm = 69.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 2052.7 NFNH2 = = = 4031.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 747.1 NFNV2 = = = 1467.4 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 2052.7×136.5 Nmm = 280194 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV = FNV1L2 = 747.

37、1×136.5 Nmm = 101979 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M = = 298175 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 19 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第八部分 鍵聯接的選擇

38、及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核高速聯軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 中間軸鍵計算： 校核高速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 12mm×8mm×45mm，接觸長度:l' = 4

39、5-12 = 33 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×33×40×120/1000 = 316.8 NmTT2，故鍵滿足強度要求。3 輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 18mm×11mm×70mm，接觸長度:l' = 70-18 = 52 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×11×52×64×120/1000 =

40、 1098.2 NmTT3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核低速聯軸器處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×56×50×120/1000 = 756 NmTT3，故鍵滿足強度要求。第九部分 軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命：Lh = 5×1×8×300 = 12000 h1 輸入軸的軸承設計計算:(

41、1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 748.3 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 748.3× = 6616 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 3.07×105Lh所以軸承預期壽命足夠。2 中間軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 2309.6 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 2309.6× = 11981 N(3) 選擇軸承型號

42、: 查課本表11-5，選擇:6207軸承，Cr = 25.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.16×105Lh所以軸承預期壽命足夠。3 輸出軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 2214.5 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 2214.5× = 7539 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 2.26×106Lh所以軸承預期壽命足夠。第十部分 減速器及其附件的設計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設計時應力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材料：