机械设计课程设计—减速器设计

机械设计课程设计—减速器设计

目录

第 1 章机械设计课程设计任务书 (1)

1.1.设计题目 (1)

1.3.设计要求 (1)

1.4.设计说明书的主要内容 (2)

1.5.课程设计日程安排 (2)

第 2 章传动装置的总体设计 (3)

2.1.传动方案拟定 (3)

2.2.电动机的选择 (3)

2.3.计算总传动比及分配各级的传动比 (4)

2.4.运动参数及动力参数计算 (5)

第 3 章传动零件的设计计算 (6)

第 4 章轴的设计计算 (13)

第 5 章滚动轴承的选择及校核计算 (18)

第 6 章键联接的选择及计算 (19)

第 7 章连轴器的选择与计算 (20)

设计小结 (21)

参考文献 (22)

第 1 章 机械设计课程设计任务书

1.1. 设计题目

设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%。

图 1带式运输机

1.2. 设计数据

表 1设计数据

运输带工作拉力 F （N ）

运输带工作速度 V(m/s ) 卷筒直径

D(mm) 5000 0.44 400

1.3. 设计要求

1.减速器装配图A0一张

2.设计说明书一份约6000～8000字

机械设计课程设计

1.4.设计说明书的主要内容

封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)

目录（包括页次）

设计任务书

传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)

电动机的选择计算

传动装置的运动及动力参数的选择和计算

传动零件的设计计算

轴的设计计算

滚动轴承的选择和计算

键联接选择和计算

联轴器的选择

设计小结(体会、优缺点、改进意见)

参考文献

1.5.课程设计日程安排

表2课程设计日程安排表

1)准备阶段12月14日～12月14日1天

2)传动装置总体设计阶段12月15日～12月15日1天

3)传动装置设计计算阶段12月16日～12月18日3天

4)减速器装配图设计阶段12月21日～12月25日5天

5)零件工作图绘制阶段12月28日～12月29日2天

6)设计计算说明书编写阶段12月30日～12月30日1天

7)设计总结和答辩12月31日1天

第 2 章 传动装置的总体设计

2.1. 传动方案拟定

由题目所知传动机构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器，本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭矩变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分的抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。但此结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

在多级传动中，各类传动机构的布置顺序不仅影响传动的平稳行和传动效率，而且对整个传动装置的结构尺寸也油很大的影响。因此，应根据各类传动机的机构特点合理布置，使各类机构得以发挥其特点。

带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，常布置在高速级。低速级也采用圆柱斜齿轮传动。

按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V.

2.2.电动机的选择

根据已知条件由计算得知工作机所需工作功率为

w

w Fv

P η1000=

电动机实际工作时的输出功率为

η

w d p

p =

查机械课程设计手册表1-7得 ： 带传动效率-------96.01=η； 球轴承效率-------99.02=η； 齿轮传动效率-----97.03=η； 联轴器效率-------99.04=η； 滚筒传动效率-----96.0=w η； 可得，总效率

86.042

3421=???=ηηηηη 所以

kw

p P kw

p w

d w 66.229.296

.0100044.05000===??=η

卷筒轴工作转速为

21.01r/min 400

0.44100060100060=???=??=ππνD n w

经查表推荐的传动比合理范围，v 带传动比,12~4i =，二级圆柱齿轮减速器的传动比

128~40i =，则总的传动比合理范围为)160~16('

=a i ，电动机同步转速m in /3361~33601.21)160~16(''r n i n a d =?=?=

查机械课程设计手册表12-1得

选用电动机的型号为Y132S-6 额定功率为3KW,同步转速为了min

1000r

n =,满载转速

min

960r

n m =

2.3.计算总传动比及分配各级的传动比

⑴总传动比 69.4501.21960n ===w m n n i

⑵分配传动装置的传动比 ;

,00减速器的传动比带传动的传动比----?=i i i

i i n 为使v 带传动外廓尺寸不致过大，初取30=i ，则减速器的传动比23.153

69.450===i i i n ⑶分配减速器的传动比

由展开式二级圆柱斜齿轮减速器,取214.1i i =

得：2

2214.1i i i i =?= 298.34.1/2==?i i ； 618.44.121==∴i i ； 1i ----高速级传动比； 2i ----低速级传动比。

2.4.运动参数及动力参数计算

为进行传动件的设计计算，要推算出各轴的转速和转矩(或功率)，如将传动装置各轴

由高速至低速依次定为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴﹍以及 ;

min

,)(T ,T P ,ⅡⅠⅡⅠⅡⅠ

120110）为各轴的转速（

；为各轴输入转矩

；为各轴输入功率，率；

为相邻两轴间的传动效，；

为相邻两轴间的传动比r n n m N kw P i i ?ηη

则可按电动机轴至工作运动路线推算，得各轴的运动和动力参数： ⑴各轴转速

min /01.21min

/01.21298

.329

.69Ⅲmin /29.69618.4320Ⅱmin /3203

960

ⅠⅢⅣ2ⅡⅢ1Ⅰ

Ⅱ0Ⅰr n n r i n n r i n n r i n n m ========

===

卷筒轴：轴：轴：轴： ⑵各轴输出功率

kw p p p kw p p p kw

p p p kw

p p p kw

P P ed 603.299.099.0656.2-----656.297.099.0766.2-------Ⅲ766.297.099.088.2--------Ⅱ88.296.03--------Ⅰ3---42Ⅲ24ⅢⅣ32Ⅱ23ⅡⅢ32Ⅰ12ⅠⅡ10010Ⅰ0=??=??=?==??=??=?==??=??=?==?=?=?===ηηηηηηηηηηη卷筒轴轴轴轴电动机轴

(3)各轴输出转矩

m N T T m

N i T T m

N i T T m

N i T T m

N n p T m ?=??=??=?=???=???=?=???=???=?=??=??=?=?=?=14.118399.099.016.1207-----16.120797.099.0298316.381-------Ⅲ16.38197.099.0618.495.85-------Ⅱ95.8596.0384.29--------Ⅰ84.29960

3

95509550----42ⅢⅣ322ⅡⅢ321ⅠⅡ100Ⅰ00ηηηηηηη卷筒轴输入转矩。轴输出转矩轴输出转矩轴输出转矩电动机轴输出转矩

转速（min /r ）

功率（kw ）

转矩（m N ?）

电动机轴

960 3 29.84 Ⅰ轴 320 2.88 85.95 Ⅱ轴 69.29 2.766 381.16 Ⅲ轴 21.01 2.656 1207.16 卷筒轴 21.01 2.603 1183.14

第 3 章 传动零件的设计计算

一.V 带的设计

⑴确定设计功率。由机械设计基础表12.6查得工作情况系数2.1=A K ,则 kw P K P A c 6.332.10=?=?=

⑵选取带的型号。根据m in /960,6.3r n kw P m C ==，由图12-13查取，选A 型带 ⑶确定带的基准直径，根据表12.7推荐用最小直径，可选小带轮直径为mm D 1001=,

查得%1=ε，则大带轮直径为mm D n n D 297%99100320

960

)1(1ⅡⅠ2=??=

-?=ε。 根据表12-7取mm D 3002=，其传动比误差%5

2503.51000

60960

10014.3100060)//(m 1<=???=?=n D s m v π

故符合要求

⑸确定v 带长度和中心距

根据式（12-18）得：)(2)(55.021021D D a h D D +≤≤++初步确定中心距,查表12.2得h=10mm ，所以8002200≤≤a 。由于要求结构紧凑，中心距不宜过大也不宜过小，故初取mm a 4000=。

根据式12-2计算v 带基准长度

mm a D D D D a L 32.14534)()(220

2

12210=-+++=π

由表12.3选v 带基准长mm L d 1400=。 由式（12-3）计算实际中心距 ()[]()mm

D D D D L D D L a d d 41.3728

82)(22

1221221=--+-+

+-=

ππ

⑹计算小带轮包角。由式（12-1）得

1202.1493.571802

1

01≥=?--=a

D D α 所以合格。

⑺确定v 带根数。

由表12.4查得kw p 95.00= 由表12.5查得kw p 109.00=?

由表12.8查得918.0=αk 由表12.3查得96.0=L k 则由式（12-19）得：

带的根数为86.3)(00=?+=

L

c

k k p p P z α , 故取4根。

（8）求压轴力Q F 。

由表12.2查得m kg q /10.0=,由式（12-20）得单根V 带张紧力

N qv k zv

P F C

703.15615.25002

0=+?

??

? ??-?=

α； 由式（12-21）得，压轴力 N zF F Q 614.12082

sin

20==α

二、高速级斜齿圆柱齿轮传动设计

1． 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级

选择大、小齿轮材料均选为用40Cr ，采用软齿面，调质处理，均为8级精度。小齿轮齿面硬度取280HBW ，大齿轮齿面硬度取250HBW 。 2. 初步计算传动主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度进行设计。由式

[]3

2

d Ⅰ112???

?

???+?Φ≥H H E t Z Z Z Z T k d σμμβε

（1） 小齿轮传递的转矩

mm N T ?=85950Ⅰ

（2） 设计时，因υ值未知，V k 不能确定，故可初选载荷系数t k =1.1~1.8，

初选4.1=t k 。

（3） 查机械设计（下同），由表8.6查得取齿宽系数1.1=Φd 。 （4） 由表8.5查得弹性系数MPa Z E 8.189=。

（5） 初选螺旋角 12=β，由图8.14查得节点区域系数46.2=H Z . （6） 齿数比618.41==i μ。

（7） 初选211=z ，则978.9612==z z μ，取972=z ； 由式（8.1）得端面重合度

66.1cos 112.388.121=?????

????? ??-?-=βεz z a

由式（8.2）得轴面重合度

56.1tan 318.01=Φ=βεβz d

由图8.15查得重合度系数775.0=εZ 。 （8）由图8.24查得螺旋角系数99.0=βZ 。 （9）许用接触应力由式（8.26）[]H

H N H S Z lim

σσ=

算得。 由图8.28（e ）得接触疲劳极限应力MPa MPa H H 700,7502lim 1lim ==σσ。 大齿轮1与小齿轮2的应力循环次数分别为：

8

Ⅰ11084.360?==h

aL n N ； 71

1

210315.8?==

i N N 由图8.29查得寿命系数18.1,1.121==N N Z Z （允许局部点蚀）；

由表8.7，取安全系数0.1=H S

[]825/1lim 11=?=H

H N H S Z MPa σσ

[]826/2

lim 22=?=H

H N H S Z MPa σσ

故取

[][]MPa H H 8251==σσ

初算小齿轮1的分度圆直径t d 1，由 []3

2

d Ⅰ112???

?

?

??+?Φ≥H H E t t Z Z Z Z T k d σμμβε计

算得：mm d t 886.361≥。 3 .确定传动尺寸

（1） 计算载荷系数。由表8.3查得使用系数0.1=A k ，得 s m n d V t /618.01000

601

1=??=

π

由图8.7查得动载系数08.1=V k ；

由图8.11查得齿向载荷分布系数)(105.1设轴的刚性大=βk ； 由表8.4查得齿间载荷分布系数2.1=αk ； 得载荷系数432.1=???=βαk k k k k V a

（2） 对t d 1进行修正。

mm k k

d d t

t 165.373

11=?=； （3） 确定模数n m 。

73.1cos 1

1

=?=z d m n β

；

由表8.1，取标准值mm m n 2=。

（4） 计算传动尺寸。

中心距mm a z z m a n 121,94.120cos 2)

(21

==+=圆整为β

； 螺旋角'''2164712785.122)

(arccos

==+=a

z z m n β；

由于β值与初选值相差较小，故无需修正与β有关的数值；

则 m m 068.4364712cos 2

21cos '''11=?=

=?βn m z d ； m m 932.1986

4712cos 2

97cos '

'22=?== βn m z d ； 故mm b mm d b d 47,375.47212==Φ=取；

又mm b mm b b 54,)10~5(121=+=取。 4.校核齿根弯曲疲劳强度。

[]F F S n F Y Y Y Y d bm KT σσβε≤=

1

1

2 式中各参数：（1）086.43,2,85950N ,432.11Ⅰ==?==d mm m mm T k n ；

（2）齿宽mm b b 472==；

（3）齿形系数F Y 和应力修正系数S Y 。 当量齿数

588.104cos 643.22cos 3

2

23

1

1====β

β

z z z z v v

由图8.19查得2.2,64.221==F F Y Y ； 由图8.20查得825.1,575.121==S S Y Y ； （4）由图8.21查得重合度系数72.0=εY ；

（5）由图8.26查得螺旋角系数90.0=βY ；

（6）许用弯曲应力可由式（8.29）[]F

F N F S Y lim σ

σ=算得。

由图8.28(f)得弯曲疲劳极限应力MPa MPa F F 299,3052lim 1lim ==σσ； 由图8.30查得寿命系数0.121==N N Y Y ； 由表8.7查得安全系数25.1=F S ，故

[]a 244/1lim 11MP S Y MPa F F N F ==σ

σ

[]a 2.239/2lim 22MP S Y MPa F

F N F ==σ

σ

[]1183.1632111

Ⅰ

F S F n F MPa Y Y Y Y d bm KT σσβε≤==

；

[]21

12

2122.158F S F S F F F MPa Y Y Y Y σσσ≤=?

=； 满足齿根弯曲疲劳强度 三、低速级斜齿圆柱齿轮传动设计 1..选择齿轮材料、热处理方式和精度等级

选择大、小齿轮材料均选为用40Cr ，采用软齿面，调质处理，均为8级精度。小齿轮齿面硬度取280HBW ，大齿轮齿面硬度取250HBW 。 2. 初步计算传动主要尺寸

因为是软齿面闭式传动，故按齿面解除疲劳强度进行设计。由式

[]3

2

d Ⅱ312???

?

???+?Φ≥

H H E t Z Z Z Z T k d σμμβ

ε

(1)小齿轮传递的转矩

mm N T ?=381160Ⅱ

（2）设计时，因V 值未知，V k 不能确定，故可初选载荷系数t k =1.1~1.8，初选3.1=t k 。

（3）查机械设计（下同），由表8.6查得取齿宽系数0.1=Φd 。 （4）由表8.5查得弹性系数MPa Z E 8.189=。

（5）初选螺旋角 12=β，由图8.14查得节点区域系数46.2=H Z . （6）齿数比298.32==i μ。

（7）初选233=z ，则854.7534==z z μ，取764=z ； 由式（8.1）得端面重合度

66.1cos 112.388.143=???

??

????? ??+?-=βεz z a

由式（8.2）得轴面重合度

56.1tan 318.03=Φ=βεβz d （8）由图8.15查得重合度系数776.0=εZ 。 （9）由图8.24查得螺旋角系数99.0=βZ 。

（10）许用接触应力由式（8.26）[]H

H N H S Z lim

σσ=

算得。 由图8.28（e ）得接触疲劳极限应力MPa MPa H H 700,7504lim 3lim ==σσ。 大齿轮1与小齿轮2的应力循环次数分别为： 7Ⅱ310315.860?==h aL n N ； 72

3

410521.2?==

i N N 由图8.29查得寿命系数3.1,18.143==N N Z Z （允许局部点蚀）；

由表8.7，取安全系数0.1=H S

[]MPa S Z MPa H

H N H 885/3lim 33=?=σσ

[]MPa S Z MPa H

H N H 910/4

lim 44=?=σσ

故取

[][]MPa H H 8853==σσ

初算小齿轮3的分度圆直径t d 3，由 []3

2

d Ⅱ312???

?

???+?Φ≥

H H E t t Z Z Z Z T K d σμμβ

ε计

算得：mm d t 642.591≥。 4 .确定传动尺寸

（1）计算载荷系数。由表8.3查得使用系数0.1=A k ，得 s m n d V t /216.01000

60Ⅱ

3=??=

π

由图8.7查得动载系数05.1=V k ；

由图8.1查得齿向载荷分布系数)(09.1设轴的刚性大=βk ； 由表8.4查得齿间载荷分布系数2.1=αk ； 得载荷系数373.1=???=βαk k k k k V a

（2）对t d 3进行修正。

mm k k

d d t

t 738.603

33=?=； （3）确定模数n m 。

58.2cos 3

3

=?=z d m n β

； 由表8.1，取标准值mm m n 3=。 （4）计算传动尺寸。

中心距mm a mm z z m a n 152,82.151cos 2)

(43==+=

圆整为β

；

螺旋角'''2181912319.122)

(arccos

==+=a

z z m n β；

由于β值与初选值相差较小，故无需修正与β有关的数值；

则 m m 626.7081912cos 3

23cos '''33=?=

=?βn m z d ； m m 373.2338

1912cos 3

76cos '

'44=?== βn m z d ； 故mm b mm d b d 71,626.70434==Φ=取；

又mm b mm b b 78,)10~5(343=+=取。 5.校核齿根弯曲疲劳强度。

[]F F S n F Y Y Y Y d bm KT σσβε≤=

3

Ⅱ

2 式中各参数：（1）mm d mm m mm T k n 626.70,3,381160N ,373.13Ⅱ==?==；

（2）齿宽mm b b 714==；

（3）齿形系数F Y 和应力修正系数S Y 。 当量齿数

501

.81cos 655.24cos 34

433

3====

β

β

z z z z v v

由图8.19查得24.2,62.243==F F Y Y ； 由图8.20查得77.1,59.143==S S Y Y ；

（4）由图8.21查得重合度系数72.0=εY ；

（5）由图8.26查得螺旋角系数90.0=βY ；

（6）许用弯曲应力可由式（8.29）[]F

F N F S Y lim σ

σ=算得。

由图8.28(f)得弯曲疲劳极限应力MPa MPa F F 299,3054lim 3lim ==σσ； 由图8.30查得寿命系数0.121==N N Y Y ；

由表8.7查得安全系数25.1=F S ，故

[]a 244/3lim 33MP S Y MPa F F N F ==σσ ； []a 2.239/4lim 44MP S Y MPa F F N F ==σ

σ

[]1818.1872333

Ⅱ

3F S F n F MPa Y Y Y Y d bm KT σσβε≤==

； []2334434756.178F S F S F F F MPa Y Y Y

Y σσσ≤=?=；

故满足齿根弯曲疲劳强度。

第 4 章 轴的设计计算

一、轴的材料选择和最小直径估算

根据工作条件，初选轴的材料为40Cr ，调质处理，按扭矩强度法进行最小直径

估算，即3

min /n p c d =初算轴径时，若最小直径段开有键槽，还要考虑槽对轴强度的影响，当该轴段截面上有一个键槽时，d 增大5%，两个键槽时增大10%-15%，c 值由表可查得，取C=102.带入相关数据得：

(1)高速轴mm d 433.23'min 1=，因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一键槽，取mm d 25min 1=；

（2）中间轴mm d 86.34'

min 2=，设有一键槽，故mm d 6.36min 2=因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取标准值mm d 40min 2=；

（3）低速轴mm d 19.51min 3'=，因低速轴最小直径处安装联轴器，且轴上设有两键槽，根据联轴器标准直径选择，取mm d 55min 3=。

二、轴的设计

1.高速轴的设计。

轴的结构图如上图所示： (1)各段轴径的确定

L7处为最小直径，mm d 257=；

L6处由密封毡圈及轴肩确定，mm d 306=；

L5处为安装滚动轴承处，由轴承标准直径确定mm d 355=；， L4处直径由轴肩确定，mm d 374=；

L3处为高速级小齿轮分度圆直径，mm d 07.433=； L2处直径由轴肩确定，mm d 372=；

L1处直径由滚动轴承直径确定，mm d 351=。 (2)各段轴长的确定

L7:由大带轮的毂孔宽度取为mm L 647=；

L6:由箱体结构，轴承端盖，挡油环及配位关系等确定mm L 556=； L5：由滚动轴承宽度，确定mm L 325=；

L2、L4:由装配关系，箱体结构等确定mm L mm L 5.934,01.42==； L3:由高速级小齿轮宽度，确定mm L 543=；

L1:由滚动轴承宽度、挡油环及装配关系确定mm L 99.321=。

2.中间轴结构设计，结构图如下图所示：

（1）各段轴径的确定

L1、L6处为最小直径处，由滚动轴承标准直径，确定mm d d 4061==； L2处根据轴肩要求，确定mm d 482=；

L3处为低速级小齿轮分度圆直径，mm d 63.703=； L4处由高速级大齿轮轴肩定位，确定mm d 484=； L5处由L6处滚动轴承轴肩定位，确定mm d 425=；

(2)各段轴长度的确定

L1：由滚动轴承宽度，挡油盘环装配关系,取mm L 01.331=； L2、L4：由装配关系及箱体结构确定，mm L mm L 154,52==； L3:由低速级小齿轮的毂孔宽度确定,取mm L 783=； L5：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，取mm L 455=；

L6:由滚动轴承宽度，挡油环及装配关系确定，取mm L 5.436=。

3.低速轴的设计，结构图如下图所示：

（1）各段轴径的确定

L1、L5处由滚动轴承直径确定，mm d d 6551==

L2处为低速大齿轮轴段，由L1处滚动轴承轴肩定位确定，取mm d 672=； L3处由大齿轮轴环定位确定，取mm d 773=；

L4处由L5出滚动轴承的轴肩定位确定，取mm d 734=；

L6处根据联轴器轴肩定位要求及密封圈（采用毡圈密封）确定，取mm d 606=； L7处安装联轴器，为使轴与联轴器吻合，由联轴器标准直径，确定mm d 557=。 （2）各段轴长度的确定

L1:由滚动轴承、挡油环及装配关系确定，取mm L 5.461=； L2:由低速级大齿轮的毂孔宽度确定，取mm L 692=；

L3、L4:由箱体结构及装配关系确定，取mm L mm L 664,73==； L5:由滚动轴承、挡油环及装配关系确定,取mm L 365=； L6:由箱体结构及装配关系确定，取mm L 8.506=； L7:由联轴器的毂孔宽度确定，取mm L 847=。

(三)低速轴强度的校核 ⑴.判断危险截面

截面A,Ⅱ,Ⅲ,B 只受扭矩作用，所以截面A 、Ⅱ、Ⅲ、B 无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅵ和Ⅶ处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C 上的应力最大。截面Ⅵ的应力集中的影响和截面Ⅶ的相近,但是截面Ⅵ不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C 上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C 截面也不必做强度校核,截面Ⅳ和Ⅴ显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中系数较过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面Ⅶ左右两侧截面即可。

已知低速级大齿轮的分度圆直径为mm d 373.2334=； 得：圆周力：N 3.3103451073.32336

.11207223

4Ⅲ=??==

-d T F t ； 径向力：N F F o o

n t 13.38548

1912cos 20tan 33.10345cos tan '

''=?=?=βαγ； 轴向力：N F F a 68.841tan ==βγ； mm mm mm L L 75.18175.5712432=+=+

N F L L L F t

NH 17.328775

.18175

.5733.103453231=?=+= N L L d F L F F a r NV 176575

.1812373

.23368.84175.5713.385423231=?+?=+?+

= N F F F NV r NV 13.2089176513.385412=-=-=

mm N L F M NH H ?=?=?=74.40760875.5716.705832 mm N L F M NV V ?=?==2188601241765211

mm L F M NV V 26.12064775.5713.2089322=?==

mm N M M M V H ?=+=

+=46264921886074.407608222121

（3）.校核轴的强度

A 剖面的左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的引力集中，故A 剖面的左侧为危险剖面。由附表10.1，抗弯剖面模量：

323

2333.26113672)5.767(5.720671.02)(1.0mm d t d bt d W =?-??-?=--

= 323

236.5618967

2)5.767(5.720672.02)(2.0mm d t d bt d W T =?-??-?=--

= 弯曲应力：a b MP W M 8.1233

.26113462649

1===σ；

MPa b a 8.12==σσ；0=m σ；

扭剪应力：a T T MP W T 5.216.561891016.12073

3=?==τ

a T

m a MP 75.102

==

=τττ

对于调制处理的40Cr ，由表10-1查得;200,350,75011a a a B MP MP MP ===--τσσ 由表10-1注()2得材料的等效系数1.0,2.0==τσψψ

键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得795.1,95.1==τσK K 绝对尺寸系数，由附图10.1查得6.0,6.0==τσεε 轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得92.0=β 安全系数：74.70

2.08.126

.092.095

.1350

1

=?+??=

?+=

-m a K S σψσβεσσσ

σ

σ

56.575

.101.075.106

.092.0795

.1200

1

=?+??=

?+=

-m

a K S τψτβετττ

τ

τ

52.456

.574.756.574.72

2

2

2

=+?=

+?=

τ

στσS S S S S

由表10.5得许用安全系数[],5.13.1-=s 因[],S S >故a-a 面安全、取折合系数6.0=α， 则当量应力：

()()()a b e MP 8.285.216.048.124222

2

=??+=

+=ατσσ

前已选轴材料为40Cr ，调质处理。查表10-4得[]a b MP 701=-σ； 显然，[]b e 1-<σσ，故此轴合理安全

第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算

1. 传动轴承的设计

初步选择滚动轴承. 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故可选用深沟球轴承。

高速轴：选用的轴承代号为6007； 中间轴：选用的轴承代号为6008； 低速轴：选用的轴承代号为6013； 2. 低速轴传动轴承的校核

⑴低速轴的输出功率ⅢP ，转速Ⅲn ，转矩ⅢT ； m N T r n kw P ?===16.1207m in,/01.21,656.2ⅢⅢⅢ； ⑵计算作用在齿轮上的力

已知低速级大齿轮的分度圆直径为mm d 373.2334=； 故圆周力：N T F t 33.1034510

373.23316

.12072d 23

4Ⅲ=??=

- 径向力：N F F o o

n t 13.385481912cos 20tan 33.10345cos tan '

''=?=?

=βαγ 轴向力：N F F a 68.841tan ==βγ

（3）低速轴轴承型号为6013,查机械设计手册表6-1得kN C kN C r r 8.24,0.320==； ① 计算当量动载荷

相对轴向载荷：0.418/24800841.68×3.12/3.120==r a C F ； 由机械设计基础表16.5用线性插值法求判别系数e

()229.0345.0418.0345

.0689.022

.026.022.0=-?--+=e

由于e F F r a ≤===218.081912tan tan /''' β，由表16.5查得径向系数1=X ,轴向系

数0=Y ,载荷平稳，故查表16.6取1.1=p f ，得轴承的当量动载荷 ()()N YF XF f P a r p 54.4239013.385411.1=+??=+= ②校核轴承寿命

由于工作温度正常，取0.1=t f ，得轴承的寿命为

h P C f n L t h 34112754.4239320000.101.21601060103

6

6=??

? ????=??? ??=ε 已知减速器使用5年，两班工作制，则预期寿命 20000/='h L h

显然h

h L L '>>,故轴承寿命很充裕。

第 6 章 键联接的选择及计算

1.高速轴

（1）选择键的型式

高速轴与V 带轮用键联接，根据安装带轮处轴径d=25mm ，及带轮宽B=64mm ，查机械设计手册，表4-1选择键的型式 键8×7×56（GB/T 1096-2003）。 （2）键的强度校核

轴、键的材料均选用40Cr ，查机械设计表6.1得[]MPa P 150~120=σ；带轮材料选用HT200，查表6.1得[]MPa P 80~70=σ；

键的工作长度mm h k mm b L l 5.32/72/,48856====-=-=，得带轮处键联接的挤压应力为：

MPa kld T P 93.4025

485.31000

5.985210002Ⅰ

=????=?=σ 显然，[]故强度足够,P P σσ<。

2.中间轴

（1）选择键的型式

中间轴与高速级大齿轮用键联接，由安装齿轮处轴径d=42mm,齿轮宽度B=47mm,查表4-1选择键的型式 键 B12×8×40（GB/T 1096-2003）。 （2）键的强度校核

轴、键材料均选用40Cr ，齿轮材料为40Cr 调质处理，查机械设计表6.1得许用应力[]MPa P 150~120=σ；

键的工作长度mm h k mm L l 42/82/,40=====，得齿轮处键联接的挤压应力为：

MPa kld T P 44.11342

4041000

16.381210002Ⅱ

=????=?=σ； 显然，[]故强度足够,P P σσ<。

3.低速轴

（1）低速轴与低速级大齿轮的键联接 ① 选择键的型式

低速轴与低速级大齿轮用键联接，由安装齿轮处轴径d=67mm,齿轮宽 B=71mm ，查表4-1选择键的型式 键20×12×63（GB/T 1096-2003）。 ② 键的强度校核

轴、键材料均选用40Cr ，齿轮材料为40Cr 调质处理，查表6.1得许用应力 []MPa P 150~120=σ；

键得工作长度mm h k mm b L l 62/122/,432063====-=-=，得齿轮处键连接的 挤压应力：

MPa kld T P 7.613967

4361000

6.11207210002Ⅲ

=????=?=σ 显然，[]故强度足够,P P σσ<。