1、分流式二級直齒圓柱齒輪減速器1 /135目錄一、設計任務書.3二、傳動方案擬定.3三、電動機的選擇.4.四、計算總傳動比及分配各級的傳動比.5五、運動參數及動力參數計算.7六、皮帶輪的設計計算.8七、齒輪的設計計算.10八、滾動軸承的選擇及校核計算.19九、鍵聯接的選擇及計算.31十、聯車由器的選擇.33H一、潤滑與密封.34十二、總結.35十三、參考文獻.37十三、附錄（零件及裝配圖）.分流式二級直齒圓柱齒輪減速器2 /235計 算 及 說 明一.設計任務書1.1.工作條件與技術要求：連續單向運轉，載荷有輕微震動，戶外工作有粉塵。兩班制工作，3年大修，使用期限10年（卷筒支撐及卷筒與運輸帶之

2、 間摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮）。1.2設計內容減速器裝配圖1張（A0或A1）零件圖2張設計說明書1份1.3設計參數運輸帶工作拉力F（N）:F=2600N運輸帶工作速v（m/s）： v 1.1m/s卷筒直徑D（mm）：D 300mm二.傳動方案的擬定輸送機由電動機驅動， 電動機1通過聯軸 器2將動力傳入減速器3,在經聯軸器4傳至 輸送機滾筒5,帶動輸 送帶6工作。 傳動系統 中采用兩級分流式圓 柱齒輪減速器結構較 復雜， 高速級齒輪相對 于軸承位置對稱， 沿齒寬載荷分布較均勻，高速級和低速級 分別為斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪傳動Lh=12000hF=5500NV=1.1m/sD=300

3、mm3減速至分流式二級圓柱齒輪減速器運輸機傳成方軍.1電成機2聯輯器一旺蜩 5德尚分流式二級直齒圓柱齒輪減速器3 /335計算及 說明結 果分流式二級直齒圓柱齒輪減速器4 /335三.電動機的選擇1選擇電動機類型 按已知工作條件和要求，選用Y系列一般用途的三相異步電動機2選擇電動機的容量1）滾筒所需功率P :P=T n/9550=4.2kw滾筒的轉速n :n=60 x 1000V/兀D=51r/min2）電動機至滾筒之間傳動裝置的總效率為：312311234其中1 ,2，3，4，分別為傳動系統中聯軸器、帶傳動效率、齒輪3傳動及軸承的效率，是滾筒的效率，10.99,20.96,30.96,40.

4、99,0.963123112340.803）確定電動機的額定功率Ped電動機的輸出功率為PdPdP /4.2/0.80=5.25kw確定電動機的額定功率Ped選取功率儲備系數為K=1RdK Pd5.25kw選定電動機的額定功率Ped=5.5kw3、選擇電動機的轉速n=51 r/mini初選25n i n1273.25r/min電動機Y132M-4查得：Pw=2.86kwnw=70r/minr=0.83Pd=3.43kwPed=4 kw分流式二級直齒圓柱齒輪減速器4似35計算及 說明結 果方案電動機型 號額定功 率(Kvy電動機轉速n/(r/min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩電動機型號為Y

5、112M-41=20.57i1= 3.15i2=2.42同步轉速湎載轉速Y132M-47.5150014402.22.2二由表中數據，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量，價格以及總 傳動比，即選定電動機Y132M-4四.總傳動比確定及各級傳動比分配4.1計算總傳動比由參考文獻1中表16-1查得：滿載轉速nm=1440 r / min；總傳動比i= nm/n =1440/50.93=28.274.2分配各級傳動比查閱 M文獻1機械設計課程設計中表2 3各級傳動中分配各級傳動比一 ，. .:取V帶傳動的傳動 比|=2.7 ,則兩級圓柱齒輪減速器的傳動比為320.57/2.7=7.62取高速級的圓

6、柱齒輪傳動比II=(1.3 1.4)i=3.15,則低速級的圓柱齒輪的傳動比為i2=i/|1=7.62/3.15=2.42分流式二級直齒圓柱齒輪減速器6 /535計 算 及 說 明結 果五.計算傳動裝置的運動和動力參數1.各軸轉速電動機軸為軸,，減速:,V,滾筒軸為軸V,器高速級軸為軸n,中速軸為軸 川，低速級軸為軸則n,1440r/minn,533r /minn,n,533r / min169.20r/minn69.92r/minn.lv70r / min69.92r/minn,169.20r/minnv70r/min解得滾筒速度在輸送帶速度允許誤差為土5 %范圍內2按電動機額定功率Ped計

7、算各軸輸入功率P=4kwPed=4 kwP,=3.86 kwP,1=4 x 0.96 kw=3.86kwPnPn3=3.86 x 0.96 x 0.98 kw=3.82kwPvPm3=3.82 X 0.97X 0.98 kw=3.56kwPVPv1=3.56 X 0.98 X 0.99 kwP川=3.82kwPiv=3.56 kwR =3.52 kw分流式二級直齒圓柱齒輪減速器7 /535計 算 及 說 明結 果=3.52 kw2.各軸轉矩PT 9550 =9550 X 4/1440N m=26.53N mT|9550=9550 x 3.86/533N m=69.16N m_ _ nTIII9

8、550 =9550 X 3.82/169.2N m=215.61N m_PIVTIV9550 =9550 X 3.56/ 70N m h=485.7N m表3軸的運動及動力參數項目電動機軸I高速級軸II中間軸III低速級軸IV帶輪軸V轉速(r/min)1440533169.2069.9270功率（kw）43.863.823.563.52轉矩(N m)26.5369.16215.61485.7480.22傳動比13.152.421效率0.990.940.940.97六、皮帶輪設計和計算1.求Pc查表13-8得：KA1 .1P TI9550I=nI26.53N m.PITII9550=ni69.1

9、6N mT川9550P|=niii215.61N mPVTIV9550VniV=485.7N m分流式二級直齒圓柱齒輪減速器8 /735計算及 說明結 果分流式二級直齒圓柱齒輪減速器9 /735PCp KA4.1.1 4.4kw2.選V帶型號選用普通V帶，由p 44kW和小帶輪轉速n=1440r/min查圖13-15得此坐標位于B型區域內3、求大小帶輪基準直徑d 180mm大帶輪的基切徑d2id2.7 1804864、驗算帶速VM dn 13.57m/s 60 1000帶的速度合適5、求V伸準長度Ld和中心距a初定中心距a。400mm2d dLd02a- d1d2d11846mm24a查表得L

10、d1800mma a377mm26、驗算小帶輪包角57 31800d2d,573133.490900a故小帶輪上的包角符合要求。7、 確定V帶根數Z查表得p 4.39kwP 0.46kwK 0.88 KL0.95則RZPeaP KKL1.109P 4.4kwA帶V=13.57m/sL=1846ma=377mm133.490Z=2分流式二級直齒圓柱齒輪減速器8啟35計 算 及 說 明故取2根8、求作用在帶輪軸上的壓力Fa查表13-1得：q 0.1kg /m，由式13-17得：單根V帶初拉力作用在帶輪軸上的壓力Fa為:七、齒輪傳動設計1.高速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數a .按圖1所示

11、傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動b.帶式運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）c .材料選擇。查圖表（P191表10-1），選擇小齒輪材料為40Cr（調質）， 硬度為280 HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240 HBS ,二 者的硬度差為40 HBS。d .初選小齒輪齒數ZI=20,則大齒輪齒數500P 2.5Zv Kqv2167.64NFO167.64 NF 2ZFsin1616.08N2F 616.08N7級精度（GB10095-88）小齒輪：40Cr（調質）280 HBS大齒輪：45鋼（調質）9、帶輪結構尺寸同*II分流式二級直齒圓柱齒輪減速器1

12、1 Q35計 算 及 說 明結 果Z2=3.15 X 20=63U1=3.15e.初選螺旋角3 =14f .選取齒寬系數d:d=12）按齒面接觸強度設計1）確定公式內的各計算數值a .試選kt1=1.6b.分流式小齒輪傳遞的轉矩T1=T|/2=34.58N mc.查圖表（P217圖10-30）選取區域系數ZH=2.4331（表10-6）選取彈性影響系數ZE=189.8MPa2d.查圖表（P215圖10-26）得a1=0.76，a2=0.86a1 a2=0.768+0.87=1.62e.按齒面硬度查表:小齒輪接觸疲勞強度極限:H lim1600MPa大齒輪接觸疲勞強度極限:H lim 2550M

13、Pa查表得接觸疲勞強度系數:KHNI0.92KHN20.97取失效概率為1%,安全系數為S=1KNlimS240HBSZ1=20Z2=63U13.153 =14d=1kt1=1.6T1=34.58N mZH=2.433ZE=189.82Mpa泌=0.76a2=0.86a1.62H1=552MPaH 2=533.5MPaH=565 MPaU1分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 12 35計 算 及 說 明結 果許用接觸應力H1=552MPa,H2=533.5MPa貝UH= ( H 1+H2)/2=(600+530) /2=565 MPa f.由式N=60njLh計算應力循環次數N160n1jLh8

14、=60X 533 X 1X 19200=6.14 X10N2NI/4.8088=6.14X10/3.15=1.95X102)計算a.按式計算小齒輪分度圓直徑dt】2 1.6 6.9103(3.15 1) ,2.433 189.8dt3-(-1 1.62 3.15542.6=50.67mmb.計算圓周速度Vdm/60 1000=3.14 X 50.67 X 533/ (60X 1000) m/s=1.41m/sc.計算齒寬b及模數mntb=dd1t=1 x 50.67mm=50.67mmmnt=d1tcos 6 /Z1= 2.458mmh =2.25mnt=2.25 x 1.983mm=5.53

15、1mmb/h=51.76/4.462=9.16d.計算縱向重合度=0.318dZ1tan3VI1.41m/sb=50.67mmmnt=2.458 mmh=5.531mmb/h=9.16NI6.14 1088N21.95 X10分流式二級直齒圓柱齒輪減速器13 1 353）按齒根彎曲疲勞強度設計22K1TY cosYFYSdZ計算F1）確定計算系數a.計算載荷系數由式=0.318 x 1X 20 x tan14=1.59e.計算載荷系數KKA=1，根據V=1.4m/s, 7級精度查圖表（P194圖10-8）得由式得載荷系數K1=1 X 1.06 X 1.2X 1.417=2.1f.按實際載荷系數

16、校正所得分度圓直徑 由式g.計算模數mn1mi=d1cos 3/乙=55.48 x cos14/20 mm動載系數Kv=1.06查圖表（P195表10-3)得齒間載荷分布系數KHKF=1.4由公式KH1.120.18d20.23 103bKA=1Kv=1.06KHKF=1.4得KH11.120.181.220.23 10349.3921.417查圖表（P198圖10-13)得KF1=1.40KH11.390=1.59使用系數KKAKVKHKHKF1=1.351KI=2.65d 50.672.1mm 55.481.6d,55.48mm=2.69mmmi=2.69mmKdt3Kt分流式二級直齒圓柱

17、齒輪減速器32 14 35根據縱向重合度=1.59查圖表（P圖10-28）輪彎曲疲勞強度極限FEI=380 MPa,由式得1=0.85 X 500/1.4 MPa=303.57 MPa2=0.88 X 380/1.4 MPa=238.86 MPaY Yo .計算大小齒輪的 一并加以比較FYFIYS1F 1 S 1=2.80 X 1.55/303.57=0.01430F 1YF2YS22=238.86 MPab.得K1=1 X 1.06 X 1.4 X 1.4=2.078K1=2.078c.d.e.f.得螺旋角影響系數Y計算當量齒ZVIZ1/cos3V 1ZV2Z2/cos3查取齒形系數查圖表（

18、P表10-5）查取應力校正系數查圖表（P表10-5）=0.8720/cos31463/cos3141=2.80 ,YF 2=2.77Y=0.87YS1=1.55 , K2=1.74計算彎曲疲勞許用應力21.8968.96ZV127.37ZV2131.36YF1=2.563YFYSYS2=2.1871=1.6042=1.786取彎曲疲勞安全系數S=1.4，彎曲疲勞 壽命系數KFN1=0.85 ,KFN2=0.88。查得小齒輪彎曲疲勞強度極限FE1=500 MPa,大齒S=1.4KFN1=0.85KN limSKFN2=0.88FE1=500MpaFE1=380 MPa1=303.57 Mpag.

19、YF IYS1=0.01430分流式二級直齒圓柱齒輪減速器15 1 35=2.27 X 1.74/238.86=0.01653F 2分流式二級直齒圓柱齒輪減速器i3 35計算及 說明結 果大齒輪的數值大設計計算YF2YS2-=0.0i653F 222.078 69 i030.87 cosi4八八“”mniU-2 0.0i653 i.8ii 20 i.653由以上計算結果，取mni=2，按接觸疲勞強度得的分度圓直徑di=53.83mm計算應有的齒數Zidicos /mn=53.83 X cos14/2=27分流式二級直齒圓柱齒輪減速器17科35取Zi=27，貝UZ2UiZi=3.15 X 27=

20、85mni=2Zi27(4)幾何尺寸計算i)計算中心距2 (27 85) a -2 cosi4ii5.432)將中心距圓整為ii5mm按圓整的中心距修正螺旋角mni(ZiZ2)arccos- i5.i2 a.因值改變不多，故參數a, K , ZH等不必修正3)計算大小齒輪的分度圓直徑diZimni/ cos=27 x 2/cosi5. i=55.93 mmd2Z2mni/ cos=85 x 2/ cosi5.i=i76.08mm4)計算齒輪寬度燈ddi=i x 55.42mm=55.42mmZ285aiii5.43mmi5.idi55.93 mmd2i76.08mm分流式二級直齒圓柱齒輪減速器

21、18科35計算及 說明結 果圓整后取B1=55mm ,B2=60mm5）結構設計由e v 2mt1,小齒輪做成齒輪軸由160mmda2500mm，大齒輪采用腹板式結構2.低速級齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數a.按圖1所示方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b.選用7級精度（GB10095-85）c.材料選擇小齒輪：40Cr（調質），硬度為280HBS大齒輪：45鋼（調質），硬度為240HBSd.初選小齒輪齒數Z3=20 ,Z4Z3i2=20 X 2.42=48e.選取齒苑系數d2=1（2）按齒面接觸強度設計按下式試算Kt2T2u 1ZFd3t2.323- Vd2U2H1）確定公式1內各計算數值a

22、.試選Kt2=1.3b.確定小齒輪傳遞的轉矩T3Tm=215.61N m一一一5 =2.1561 x10 N mm1c.查圖表（P表10-6）選取彈性影響系數ZE=189.8MPa2d.查圖表（P圖10-21d）得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim3=600MPa ,Hlim4=550MPae.由式確定應力循環次數N360n3jLh=60 x 533x 1X 19800=6.14x108N,NJ2.42=6.14X108/2.42=42.54 X108b55.48mmB1=55mmB2=60mm7級精度（GB10095-85）小齒輪：40Cr（調質）280HBS大齒輪：45鋼（調質）240HBS

23、 ;Z3=25Z477d2=1.2Kt2=1.3T3=2.1561 X105N mmZE=189.8MPa2Hiim3=550MpaHiim4=530MPaN36.14 X108M 2.54 108分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 19 35計算及 說明結 果分流式二級直齒圓柱齒輪減速器20松35KHN3=0.95 ,KHN4=0.97g.計算接觸許用應力，取失效概率為1%,安全系數S=1,由式得H 3=0.95 x 600MPa=540MPaH4=0.97 x 550Mpa=522.5Mpa2）計算a.由式試算小齒輪分度圓直徑d3t，代入H中的較小值H4=522.5MPa得,c cc Kt2

24、T2u21 ZEd3t- 2.323 d2U2H=85.5mmb.計算圓周速度V3V3d3tn川/60 1000=3.14X 85.5 X 533/60000m/s=2.39m/sc.計算齒寬t3bsd2d3t=1 x 85.5 mm=85.5mmd.計算模數、兇免局比模數m2=d3t/Z3=85.5/20=4.275齒高h3=2.25mt 2=2.25 X 4.275mm=9.62 mm則b3/h3=85.5/9.62=8.89e.計算載荷系數根據V3=0.51 m/s ,7級精度，查圖表（P圖10-8）得動載荷系數KV2=1.03，直齒輪KH2KF2=1，由d2=1和b3=85.5mm,根

25、據式得KH2=1.424由b3/h38.89和KH2=1.424查圖表（P圖10-13）得KF2=1.34KHN3=0.95KHN4=.97H3=540MpaH 4=522.5MPad3t85.5mmV32.39mm/ sb385.5mmmt24.275h39.62mmb3/h38.89KV2=1.03KH2=1424KF2=1.34分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 21 35m2d3/ Z3=89.01/20mm=4.45 mm查圖表（P圖10-20c）得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE3=500MPa ,大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4=380MPa。FFE得F3KFN；FE3=0.87 X 5

26、00/1.4MPa=310.71MPaF4KFN4FE4=0.89x380/1.4MPa=241.57MPaS2計算載荷系數K2。由式得K2=1x1.03x1X 1.34=1.38YF3YS 3F 3 S 3=0.013968F 3故根據式得f.按實際d3dg.計算模數K2=1.467載荷系數系數校正所得分度圓直徑。由式得K2=1.467dtK=89.01mmKtd389.01 mm(3)按齒根彎曲強度設計計算公式為m24.45mm1)m232K2T2冷2% 2d2Z2確定公式內各計算數值a.FE3=500Mpab.查圖表（P圖10-18）取彎曲疲勞壽命系數KFN3=0.87,KFN4=0.8

27、9FE4=380Mpac.計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數S2=1.4 ,由式KFN 3=0.87KFN4=0.869 S=1.4F3310.71MPaF4241.57Mpad.e.查取齒形系數。查圖表（P表10-5）得YF3=2.80YF4=2.33K2=1.38f.查取應力校正系數。查圖表（P表10-5）得YS 3=1.55, YS 4=1.69Y=2.80YF 4=2.33F 3g.計算大、小齒輪的YFYS,并加以比較FYs 3=1.55, Y.4=1.69=2.80乂F 31.55/310.71 =0.013968分流式二級直齒圓柱齒輪減速器22松35計 算 及 說 明結 果Y

28、F4YS4=2.33 X 1.69/241.57=0.016300F 4大齒輪的數值大2）設計計算（4）幾何尺寸計算1）計算中心距m2（Z3Z4）a2-=3X （ 30+73） /2 mm=155mm22）計算分度圓直徑d3m2Z33x 30mm=90mmd4m2Z43x 73mm=219mm3）計算齒輪寬度b3d2d3=1 x 90 mm=90mm取B3=90mm ,B4=95 mm5）結構設計小齒輪（齒輪3）采用實心結構大齒輪（齒輪4）采用腹板式結構八、滾動軸承的選擇及校核計算YF4YS4=0.016300m22 1.38 2.156 1051 2020.016302.89由以上計算結果，

29、取模數m2=3mm。按分度圓直徑d3=89.1mm計算應有的齒數得Z3d3/m2=89.1/3=30 ,則Z4U2Z3=2.42X 30=73m23乙30L73a2204mmd390mmd4219mmB3=90 mmB4=95mm分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 23 35高速軸的設計分流式二級直齒圓柱齒輪減速器24 1 35N m1.求作用在齒輪上的力Fa1Ft1tan=2473.09 Xtan15.1 N=641.61N圓周力Ft1,徑向力Fr1及軸向力Fa1的方向如圖所示初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼r，調質處理。查圖表 （表15-3）, 取A011=126,得P33 86

30、 dminA3P1263.8624.38mmn533該軸直徑d 1.4hII的設計，取LIV VbIV V=c=10mm因為B33=85.5B2B2=55mm取L|IV=92 mm ,則L11IIIB2c (B3LIIIIV)3=55+10-7-3mm=55mm:VVVi VI1 vir分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 29 35齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接分流式二級直齒圓柱齒輪減速器30 /2 35計算及 說明結 果分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 31 35按dm|V=50mm , LmIV=92 mmd.=44mm ,B2=55mmdV VI=45mm ,LV VI=53mm查圖表（

31、P表6-1）取各鍵的尺寸為III-IV段：b x h x L=10mm x 8mm x 80mmII-III段及V-VI段：bx hx L=8mm x 8mm x 40mm滾動軸承的周向定位靠過渡配合來保證，選公差為m61）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-2），取軸端倒角為1.0X45，各軸肩處的圓角半徑為R1（三）低速軸（軸IV）的設計已知PIV=3.56kw ,TIV=485.7N m , nIV=69.92r/min1.求作用在軸上的力Ft4Ft3=2377.90NF4F3=896.44N2.初步確定軸的最小直徑按式（10）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼調質處理。查圖

32、表（P表15-3）取A0IV=112,于是得3.56dmin1123,41.50mm 70該軸的最小直徑為安裝聯軸器處的直徑，選取聯軸器的型號。根據式（11）,查圖表（P表14-1）,取KA=1.5,則TcaIV=1.5 X 485.7N m=728.55N m根據TcaIV728.55N m ,查標準GB5014-85（指導書表17-4）考慮到帶式運輸機運轉平穩，帶具有緩沖的性能，選用HL6型彈性柱銷聯軸器。選取軸孔直徑d=45mm，其軸孔長度L=107mm，則軸的最小直徑dIV min=45mm3.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案。經比較，選取如下圖所示的方案分流式二級直齒圓柱齒輪

33、減速器32 32 35（2）根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度1）取dvili IX=45mm ,為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，采用軸肩定位,由h= （0.07-0.1） d，取dvii viii=50mm,聯軸器用軸端擋圈緊固，查圖表（指導書表13-19），取D2=75mm ,LVIII IX=130mm2）初步選擇滾動軸承根據軸上受力及軸頸，初步選用0組游隙，0級公差的深溝球軸承6313,其尺寸為d x D x B=65mm x 140mm x 33mm故dI IIdVI VII=55mm3）軸承米用套筒定位，取dii iiidv vi=60mm,LiIILvi vii=36mm4）

34、根據軸頸查圖表（P表15-2,指導書表13-21）取安裝齒輪處軸段diii iiidiv iv=66mm，齒輪采用軸肩定位，根據h= （ 0.07-0.1 ） d=4.34mm-6.4mm ,取h=5mm，貝Udiv v=74mm，軸環寬度b 1.4h=1.4x 5mm=7mm，取Liv v10mm5)查圖表(指導書 表13-21)，已知B4=90 mm。取dIIIiv.=57.8mm ,LIII.iv.=2.3mm ( S=2mm)Liv，iv=89.7mm ,L.,=8mm6)根據軸II ,軸III的設計，取滾動軸承與內壁之間的距離&=10mm,則Lii iii=S3+a?+B2+

35、c+2.5- (n+S) -16=(10+14.5+70+10+2.5-8-2-16 ) mm=81mm分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 33 35計算及 說明結果LVvi=S3+ & +B2+C+2.5-LIV V-16=(10+14.5+70+10+2.5-10-16 ) mm=81mm6）根據箱體內壁至軸承座孔端面的距離L1=60mm ,及S3=10mm ,B=20mm，根據指導書表9-9，取軸承蓋的總苑度為39.6mm,軸承蓋與聯軸器之間的距離為SU聯=20.4mm貝ULVIIviii=60mm7)3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用普通平鍵連接，根據diV

36、iV=62mm ,LiViV=89.7mmdvmix=42mm ,堂山區=110mm查圖表（P表6-1）得IV -IV段：b x hx L=16mm x 11mm x 60mmVIII-IX段：b x h x L=12mm x 8mm x 100mm滾動軸承與軸的周向定過渡配合來保證，選用直徑尺寸公差為m6（4）確定軸上圓角和倒角尺寸查圖表（P表15-12），取軸端倒角尺寸為1.6 X45。軸上圓角RIIR/iRVIIRVIII=1.0mm,RIIIRIVRv=1.6mm4.求軸上的載荷軸的計算簡圖如下圖所示，由機械設計圖15-23知，深溝球軸承6210,a=10mm,從軸的結構圖及彎矩圖和扭

37、矩圖（見下圖）可以看出Ft作用處是危險截面，L=162mm ,將該截面的所受彎矩和扭矩列于下表分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 34 35表4危險截面所受彎矩和扭矩分流式二級直齒圓柱齒輪減速器35 25 35_ _一2一_ _ _ 一 _計 算 及 說 明結 果載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1FNH2=485.7NFNV1FNV2=856.44N彎矩MH=78683.4N mmMV=138743.28N mm總彎矩MM=217426.68N mm扭矩TT=295120.09N mm5.按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表對危險截面進行校核，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取a =

38、0.6,軸的計算應力分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 36 35217426.680.6 295120.09622；18 5.5(62 5.5)2/2 62=280408.40/20849.146MPa=13.449MPaca分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 37 35計算及 說明結 果分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 38 35前已選定軸的材料為45鋼，倜質處理，查圖表（P表15-1）得1=60MPa,因此caLh=72000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承60082.軸III上的軸承選擇與計算由軸III的設計已知，初步選用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206 ,由于受力對稱，故只需

39、要校核一個。其受力Fr=896.44N ,Fa-0,=10/3, n=533r/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-5）知外圈無擋邊圓柱滾子軸承N206的基本額定動載荷C=36200N，基本額定靜載荷C0=22800N2）求軸承當量動載荷P因為Fa=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0,因工作情況平穩，按課本（P表13-6）,取P= f （xFr+YFa）=1.2X（1 X 896.44+0）Np 1=1075.728N分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 39 35計算及 說明結 果3）驗算軸承壽命66L. H（必L）h60n P 60 533 1075.728_=777446hLh=

40、72000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用外圈無擋邊圓柱滾子軸承N2063.輸出軸上的軸承選擇與計算由軸IV的設計知，初步選用深溝球軸承6210,由于受力對稱，只需要計算一個，其受力Fr=jFr42Ft42=2541.26 N ,Fa=0 ,=3,轉速n=69.20/min1）查滾動軸承樣本（指導書表15-3）知深溝球軸承6210的基本額定動載荷C=27000N，基本額定靜載荷C0=19800N2）求軸承當量動載荷P因為Fa=0，徑向載荷系數X=1，軸向載荷系數Y=0,因工作情況平穩，按課本（P表13-6），取 舄=1.0,則pP= L （XFr+YFa） =1.X （ 1X 3706.4

41、6+0） Np 1=2541.26N3）驗算軸承壽命,106,CV106, 27000 L （）（-）hh60n P 60 169.20 2541.26=118139hLh=72000h故所選用軸承滿足壽命要求。確定使用深溝球軸承6210。分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 40 35計算及 說明結果九、鍵連接的選擇與校核計算1.輸入軸與聯軸器的鍵連接1）由軸II的設計知初步選用鍵C10X 70,Tn=69.16N m2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力p=100-120MPa ,取p=110MPa。鍵的工作長度l=L-b/2=70mm-5mm=65mm

42、 ,鍵與 輪轂鍵槽的接 觸高度k=0.5h=0.5 X_.2T 1038mm=4mm。由式p-可礙pkld2L_=2 X 69.16103/4X 65X 35MPapkld=15.2MPap=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵C10 X 702.齒輪2 （2）與軸III的鍵連接1）由軸III的設計知初步選用鍵10X 56,T=TIII/2=107.805N m2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力p=100-120MPa ,取p=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=56mm-10mm=46mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 X_.2

43、T 1038mm=4mm。p可礙pkld2TJi_1=2 x 107.805103/4X 46 X 32MPapkld=36.62MPap=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵10X 563.齒輪3與軸III的鍵連接1）由軸III的設計知初步選用鍵10X 80,T=Tm=215.61N m2）校核鍵連接的強度分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 41 35計算及 說明結果鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力p=100-120MPa ,取p=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=80mm-10mm=70mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 X_.2T 1038m

44、m=4mm。由式p-可礙pkld2TII_=2 x 215.61103/4 X 70X 34MPapkld=45.29MPap=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵10X 804.齒輪4與軸IV的鍵連接1）由軸IV的設計知初步選用鍵18X 80,T=TIV=485.7N m鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力p=100-120MPa ,取p=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=80mm-18mm=62mm ,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 X一 _2T 10311mm=5.5mm。由式p可礙pkldp11=2 X 485.710/5.5X62 X 62MP

45、apkld=45.95MPap=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵18X 805.聯軸器與軸IV的鍵連接1）由軸IV的設計知初步選用鍵12X 100,T=T|v=383.53N m2）校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由課本（P表6-2）查得許用應力p=100-120MPa ,取p=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=100mm-12mm=88mm,鍵與輪 轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 X_.2T 1038mm=4mm。由式p可礙pkld分流式二級直齒圓柱齒輪減速器32 42 35計 算 及 說 明結 果=51.88MPap=110MPa可見連接的強度足夠，選用鍵12X

46、100十、聯軸器的選擇1.輸入軸（軸II）的聯軸器的選擇根據軸II的設計，選用TL6型彈性套柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如卜表所小型號T( N m)n(r/min)d2(mm)L (mm)轉動慣量,-2（kg m）TL6250380035820.0262.輸出軸（軸IV）的聯軸器的選擇根據軸IV的設計，選用HL3型彈性柱銷聯軸器（35鋼），其尺寸如下表所示型號T ( N m)n(r/min )d2(mm)L (mm)轉動慣量，-2（kg m ）HL36305000421120.6十、減速器附件設計1.視孔蓋選用A=120mm的視孔蓋。2.通氣器選用通氣器（經兩次過濾）M18 X 1.53.油面指示器根據指導書表9-14,選用2型油標尺M164.油塞根據指導書9-16,選用M16 X 1.5型油塞和墊片5.起吊裝置根據指導書表9-20，箱蓋選用吊耳d=20mm6.定位銷根據指導書表14-3,選用銷GB117-86 A6 X 302TH103=2 X 383.533 ,一 _10/4 X 8