1、1机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器学 院： 专 业： 班 级： 学 号： 姓 名： 2目录一、 传动方案的确定 3二、 电动机的选择 52.1 电动机类型和结构形式选择 52.2 确定电动机功率 52.3 确定电动机型号 滚筒工作转速5三、 计算总传动比及分配各级的传动比53.1 计算总传动比 53.2 分配各级传动比 6四、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算64.1、计算各轴转速64.2、计算各轴的功率64.3、计算各轴的扭矩6五、 带的设计计算 75.1、确定计算功率 Pca 75.2、选择 V 带的带型 75.3、确定带轮的基准直径 dd=及验算带速 v 75.4、根据 V 带
2、的中心距和基准长度 Ld75.5、验算小带轮上的包角75.6、计算带的根数 75.7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 835.8、计算压轴力 85.9、带轮结构设计8六、 齿轮的设计计算 9第一对齿轮：6.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 96.2、按齿面接触强度设计106.3、计算相关数值106.4、按齿根弯曲强度设计116.5、设计计算126.6、齿轮结构设计13第二对齿轮6.7、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数146.8、按齿面接触疲劳强度设计146.9、确定公式数值146.10 计算相关数值156.11 按齿根弯曲强度设计166.12 设计计算166.13 齿轮结构设计18七
3、、轴的设计及强度校核187.1、轴的选材187.2、各轴最小直径估算187.3、装配工作底图的设计1947.4、高速轴的结构设计及强度校核197.5、中速轴的结构设计及强度校核237.6、低速轴的结构设计及强度校核267.7、轴承润滑方式确定 30八、键联接的选择及校核计算308.1、高速轴（A 型键）308.2、中速轴（A 型键）308.3、低速轴（A 型键）31九、设计小结 32十、参考资料 325计算及说明 主要结果一传动方案的确定传动装置选用 V 带传动和闭式二级圆柱齿轮传动系统，具有结构简单、制造成本低的特点。V 带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点。但本
4、方案结构尺寸较大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。因而，在对尺寸要求不高、环境条件允许的情况下，可以采用本方案。二电动机的选择2.1 电动机类型和结构形式选择按照已知的动力源和工作条件选用 Y 系列三相异步电动机。2.2 确定电动机功率1）传动装置的总效率查表得： =0.97（传动滚筒） ， =0.97（V 带） ， =0.99， =0.98，滚 筒 带 轴 承=0.99。联 轴 器0.970.970.9940.9820.99=0.859=总 带 轴 承 齿 轮 联 轴 器滚 筒2）工作机所需电动机功率 由公式得：Pd= = =3.725kw1000总 20001.610000.8592
5、.3 确定电动机型号 滚筒工作转速nw= = =87.36r/min601000 6010001.6350按推荐传动比常用范围，取 V 带传动比 = 24，二级圆柱齿轮传动比i带=35，则总传动比的范围为 = =620。因此，电动机转速的可i齿 i总 带 齿选范围为d 62087.36524.17.2/wi mn rin符合这一范围的电动机同步转速有 1000r/min 和 1500r/min。因为电动机转速越高，价格越低，而传动装置的轮廓尺寸越大，综合考虑电动机价格和和传动装置尺寸及环境条件，先选择 1500r/min。即电动机型号为Y112M-4。其满载转速 nm=1440r/min,额定
6、功率 Ped=3kw。附表 1 电动机数据及总传动比电动机型号 额定功率 满载转速 额定转速 额定最大转速Y112M-4 4kw 1440r/min 2.2 2.3三传动装置总传动比的计算及各级传动比的分配=0.859总Pd=3.725kwnw=87.36r/min63.1 计算总传动比i 总 = = =16.48144087.363.2 分配各级传动比查表得，带的传动比取为 i 带 =2，则圆柱齿轮的传动比i 齿 = = =8.24总带 16.482i f =(1.21.3)i,i 1=3.21 , i 2=2.567四传动装置运动及动力参数的计算4.1 计算各轴转速n0=nm=1440r/
7、minn1= = =720r/min0带 14402n2= = =224.30r/min17203.21n3= =87.378r/min22=224.302.567n4= =n3=87.378r/min|34.2 计算各轴功率P0=Pd=3.725kwP1=P0 带 =3.725 0.97=3.576kwP2=P1 轴承 齿轮 =3.5760.990.98=3.470kwP3=P2 轴承 齿轮 =3.4700.980.99=3.367kwP4=P3 轴承 联轴器 =3.30kw4.3 计算各轴转矩T0= = =24.70Nm955000 95503.7251440T1= = =47.432Nm
8、955011 95503.576720T2= = =147.742Nm955022 95503.470224.3T3= = =368.04Nm955033 95503.36787.367传动比 效率2 0.96（带）3.21 0.980.992.567 0.980.99i 总 =16.48i 1=3.21 , i 2=2.567n0=1440r/minn1=720r/minn2=224.30r/minn3=87.378r/minn4=87.378r/minP0=3.725kwP1=3.576kwP2=3.470kwP3=3.367kwP4=3.30kwT0=24.70NmT1=47.432Nm
9、T2=147.742NmT3=368.04NmT4=360.72Nm7T4= = =360.72Nm 附表 2 各轴的运动955044 95503.3087.367及动力参数轴 功率 转速 转矩0 3.725 1440r/miin 24.70Nm1 3.576 720r/min 47.432 Nm2 3.470 224.30r/min 147.742 Nm3 3.367 87.378r/min 368.00 Nm4 3.30 87.378r/min 360.67 Nm五减速器外的传动零件的设计带传动的设计计算5.1 确定计算功率 Pca由载荷变动较小、每天单班制工作，查表取带传动工作情况系数
10、KA=1.0，则Pca=KAPd=1.03.725=3.725kw。5.2 选择 V 带的带型根据求得的 Pca=3.725kw 以及 n0=1440r/min，查图得选用 A 型 V 带。5.3 确定带轮的基准直径 dd=及验算带速 v1）初选小带轮的基准直径 dd1取小带轮的基准直径 dd1=90mm。2）验算带速 vV= = =6.7824m/s106010009014406010005m/s1.5d=42mm，所以：L1=（1.52 ） d=（1.52） 28=4256mm。又电动机输出长度为 60mm，取 L1=62mm。2）大带轮结构设计大带轮采用腹板式。大带轮毂直径由后续高速轴设
11、计而定，取 d=25mm。同理：d12=(1.82)d=(1.82)25=4550mm，取 48mm。da2=dd2+2ha=180+23=186mm。B2=B1=50mm。由于 B2=50mm1.5d=37.5mmL 2=（1.52）d=（1.52） 25=37.550mm，取 L2=50mm。S=( )B2=( )50=7.14312.5mm，取 S=12mm。由表取 =10mm。1714 1714 d11=52mmda1=96mmB1=50mmL1=62mmd=25mmd12=48mmda2=186mmB2=50mmL2=50mmS=12mm=10mm7 级精度250HBW200HBW1
12、0六减速器内的传动零件的设计齿轮传动设计的设计计算第一对齿轮6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度要求不高，故选用 7 级精度。3）材料选择。查表可选择小齿轮材料为 45 钢 (调质)，硬度为 250HBW；大齿轮材料为 45 钢(正火)，硬度为 200HBW，二者材料硬度差为 50HBW。4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取 。12Z23.167.4Z267Z5）齿数比 u= = =3.190。2167216.2 按齿面接触强度设计按计算式试算即： 3212.tEtdHkTZud1）试选 Kr=1.3，由图得： 2) 小齿
13、轮传递的转矩 T1=T1=47.432Nm=4.743104Nmm3）查表选取齿宽系数 d=14）查表可得材料的弹性影响系数1289.EZMP5）查取齿面硬度小齿轮的接触疲劳强度极限 lim3570Ha大齿轮的接触疲劳强度极限 li486）应力循环次数 91067201301.3610hNnjL8212.5Z12Z67u=3.190Kr=1.3T1=4.743104Nmmd=1 1289.EMPlim3570Hali48P91.036N82.5109HNk2.153HaMP26a117) 查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。10.9HNk20.5HNk8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%
14、安全系数为 1，得许用应力为：lim0.95713HNakMPS2li 866.3 计算相关数值1）试算 d1t(小齿轮分度圆直径)，代入 minH31 24.7103.918.2. 65.38t 2）计算圆周速度 31.465.82.466001tdnv ms3） 计算齿宽 b13dt4) 计算齿宽与齿高之比 模数 mt= = =3.11mm1165.38621齿高 h=2.25mt=2.253.11=6.998mm = =9.344 65.3866.9985) 计算载荷系数a.根据 v=2.464m/s、齿轮 7 级精度，查得动载系数 Kv=1.085b.查表得直齿轮传动齿间载荷分配系数
15、KHa=KFa=1c.查表得齿轮传动使用系数 KA=1.0d.齿轮 7 级精度、小齿轮相对支承对称 (65.3840)(1.26.47)1.41.23HKe.由 =9.344、 查得弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分配系数 .H。.35F165.38td2.4vms65.38bmt=3.11mmh=6.998mm=9.344KHa=KFa=1KA=1.0 1.423H.5FK=1.4169.25dm12载荷系数： =1.54VHAK6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 331 .65.869.2451ttkd m7)计算模数 19.243.7mZ6.4 按齿根弯曲强度设计 312()FaSdYkT
16、Z1） 确定公式内各计算数值。a. 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1385FEaMP大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。20b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。1.FNk2.95FNkc. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得：10.8354FNEakMPS29217d. 计算载荷系数 1.085.3.40AVFke. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.76，Y Fa2=2.268f. 查取应力校正系数。同表，Y Sa1=1.56，Y Sa2=1.744g. 计算大、小齿轮12.650.146FaS2.87.8FaSY6.5 设计计算3.297m1385FEaMP20FEa
17、1.8Nk295F14aMP27.Fa1.470kYFa1=2.76 YFa2=2.268YSa1=1.56 Y-Sa2=1.7441.83m131）3 4221.54.7310.871.3mm2）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，且齿轮模数 主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接1.832mn触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算169.245dm应有的齿数，于是有： 1 169.2453.34dZZm， 取 21 2.10. 109i Z， 为 了 使 中 心 距 圆 整 ， 取 3）计
18、算中心距 123492143Za m4）几何尺寸计算a. 168db齿 宽圆整后取 ， 。75Bm2b. 计算齿顶圆直径 *a112()(341)27aadhZm209C. 计算齿全高 h*()(1.5)24.ahcmd. 计算齿厚 S 23.2Pe. 齿顶高 ha*1amf. 齿根高 hf2mn134Z209143am68b175B2ma1d24.5hm3.12Sahm14*()(10.25).fahcmmg. 齿根圆直径1268.63ffd21251ffh6.6 齿轮结构设计小齿轮 1 由于直径较小，所以采用齿轮轴结构。#第二对齿轮6.7 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选
19、直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度要求不高，故选用 7 级精度。3）材料选择。查表可选择小齿轮材料 45 钢（调质） ，硬度 240HBW。大齿轮材料 45 钢（正火） ，硬度 200HBW。两者硬度相差 40HBW。4）选小齿轮齿数 Z1=29，大齿轮 ，取 。2.56794.3Z275Z5）齿数比 u= = =2.586。2175296.8 按齿面接触疲劳强度设计1）由式试算小齿轮分度圆直径 3212.tEtdHkTZud6.9 确定公式数值1）试选 Kt=1.3，由图得： 2) 小齿轮传递的转矩 T2=T2=147.742Nm=1.477105Nmm3）查表选取齿宽系数 d
20、=14）查表可得材料的弹性影响系数1289.EZMP5）查取齿面硬度2.5fhm163fd2f小齿轮 1 采用齿轮轴结构。240HBW200HBW12975Zu=2.586Kt=1.3T2=1.477105Nmmd=1 1289.EZMP15小齿轮的接触疲劳强度极限 lim3560HaMP大齿轮的接触疲劳强度极限 li486）应力循环次数 81062.31013.20hNnjL8122.5Z7) 查图可选取接触疲劳寿命系数 ， 。10.9HNk20.5HNk8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%安全系数为 S=1，得许用应力为：1lim0.95604HNakMPS2li3816.10 计
21、算相关数值1）试算 d1t(小齿轮分度圆直径)，代入 minH3 251.14702.8619.2. 7.63t m2）计算圆周速度 v31.9146060tdnv ms4） 计算齿宽 b17.2.dt4) 计算齿宽与齿高之比 模数 mt= = =3.3531197.22629齿高 h=2.25mt=2.253.353=7.544mm = =12.888 97.2267.5445) 计算载荷系数a.根据 v=1.141m/s、齿轮 7 级精度，查得动载系数 Kv=1.07lim3560HaMPli48a813.20N510.9HNk25104HaMP236197.26tmd1.4vs97.26
22、bmmt=3.353h=7.54416b.查表得直齿轮传动齿间载荷分配系数 KHa=KFa=1c.查表得齿轮传动使用系数 KA=1.0d.齿轮 7 级精度、小齿轮相对支承对称 (9.2680)(1.436.2)1.41.430HKe.由 =12.888、 查得弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分配系数 .H。.35F载荷系数： 2=1.530VHAK6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 332 .97.6102.654ttkd m7)计算模数 10.543.029mZ6.11 按齿根弯曲强度设计 32()FaSdYkTZ2） 确定公式内各计算数值。a. 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，1380FEaMP
23、大齿轮的弯曲疲劳强度极限 。2b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数 ， 。1.9FNk2.95FNkc. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，得：10.93847FNEakMPS2521d. 计算载荷系数 1.07.34.9AVFkke. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.53，Y Fa2=2.23=12.888Kv=1.07KHa=KFa=1KA=1.0 1.430H.5FK2=1302.654dm3.5401380FEaMP2FEa10.9Nk25147FaMPComment W1: 传动比误差计算17f. 查取应力校正系数。同表，Y Sa1=1.62，Y Sa2=1.
24、76g. 计算大、小齿轮12.5360.147FaS28aSFY6.12 设计计算1）352.49170.12.096mm2）对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，且齿轮模数 主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。故取 ，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接.0962.5n触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算120.654dm应有的齿数，于是有： 1210.654.4dZZm， 取 21 2.7.2107i Z齿 ， 为 了 使 中 心 距 圆 整 ， 取 3） 计算分度圆直径 324.510.dZm4764）计算中心距 124102.
25、58a5）几何尺寸计算a. 3.dbm齿 宽取 ， 。108B215b. 计算齿顶圆直径217.4FaMP.9kYFa1=2.53，Y Fa2=2.23YSa1=1.62YSa2=1.762.096m2.5n14Z20731.5dm4267185a18*a332()(412).5107.aadhZmm44072C. 计算齿全高 h*2()(1.5)2.65ahcd. 计算齿厚 S23.4.9mPme. 齿顶高 ha*21.5af. 齿根高 hf*2()(0.)3.125facmmg. 齿根圆直径31.5.96.ffdh42673215ff6.13 齿轮结构设计小齿轮 3 采用实心式结构。大齿轮
26、 4 采用腹板式结构。七轴的设计及强度校核7.1 轴的选材因传递功率不大，并无其他特殊要求，初选轴的材料为 45 钢，调质处理，查得轴材料硬度为 217225HBW。抗拉强度极限 B=640MPa，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。7.2 各轴最小直径估算1）高速轴的最小直径、输入端与大带轮相连接，取 A0=1263311min0.571262.4980PdAm102.5bm8B2.a3107.5d42m5.62h3.925Sm.ah3.125fm396.fd421.5fm小齿轮 3 采用实心式结构
27、。大齿轮 4 采用腹板式结构。19考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴截面应设置一个键槽，故将此轴径增大 5%7%，则 ，查表取标准尺寸 。1min23d1min25d2）中速轴最小直径，安装两个键槽，强度也应较大，取 A0=1253322min0.4751.PdA考虑到中速轴安装两个键槽，按标准尺寸取 。2min40d3）低速轴最小直径，安装键槽和联轴器，强度和扭矩应较大，则低速轴最小直径为：A 0=126333min.671242.58Pd考虑到低速轴安装联轴器，该轴端截面设有键槽，同理参考联轴器、轴承、标准尺寸，选 。3min507.3 装配工作底图的设计根据轴上零件结构、定位、装配关
28、系、轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图。其中：箱底壁厚 =0.025a+38，取 =10mm;箱盖壁厚 1=0.02a+38，取 1=10mm;由 2，取 2=14mm; 11.2，取 1=12.5mm；故箱体内宽 W=B1+B2+3 2=75+108+314=225mm想体内长 L=d1+ + +d4+2ha+2 1=522.75，取 L=525mm。22 327.4 高速轴的结构设计及强度校核1）轴上零件的位置与固定方式的确定：高速轴采用齿轮轴，齿轮部分安装在轴的一端，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。
29、B=640MPaS=355MPa-1=275MPa-1=155MPa-1=60MPaA0=1261min2.498d1min25dA0=1252in3.472min40dA0=1263min42.56d3min50d=10mm1=10mm202）各轴段直径和长度的确定a. 各轴段直径确定。d11 : 最小直径，安装大带轮外伸段处，d 11= d1min=25mm。d12 : 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度h=(0.070.1)d11,考虑密封圈标准，故取 d12=30mm.该处轴的圆周速度为：V= = =1.1304m/s d12，现取d13=35mm。考虑到轴承主要承
30、受径向力，选用深沟球轴承。查表选取 0 基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承 6207。基本尺寸为dDB=35mm72mm17mm.其安装尺寸为 da=42mm。d14 : 过度轴段，取 d14=45mm d 齿 : 齿轮处轴段，由于小齿轮结构较小，采用齿轮轴结构。d 齿=da1=72mmd15 : 滚动轴承处轴段，应与右支承相同，d 15= d13=35mm。b. 各轴段长度确定L11 : 应比大带轮的轮毂长度短 23mm，故取 L11=48mm。L12 : L12= L2+ k1=75mm。L13 : L13= B+ 4+2+17+14+2=33mm。L14 : 考虑到该小齿轮和另一组小齿
31、轮在空间上可能会互相交涉的关系，则L14=B1+B3+ 22=75+108+214=211mm。 2=14mm 1=12.5mmW=225mmL=525mm封油环定位d1125mmd12=30mmV=1.1304m/sd13=35mm6207da=42mmd14=45mm21L15 : L15= L13=33mm.高速轴总长 L1= L11+L12+L13+L14+L15=400mm。c. 按弯扭合成应力校验轴的强度。小齿轮所受圆周力 Ft1= = =1395.059N211247.4320.068小齿轮所受径向力 Fr1=Ft1tan=507.76N高速轴两轴间的跨距由上设计可得：LA1BA
32、=260mm，L B1D1=107.5mm，L C1D1=277.5mm，L A1D1=367.5mm。两支点的支反力：R A1H=RB1H= = =697.53N12 1395.0592由 解得：111-0ABBArPDMAFRF（ ）。1039.78BVN由 ，解得： 。11ABVrP1632.AVRNA 1 点和 B1 点的总支反力：222697.53.94.AHAVR11107850BB N求 C1 处的水平弯矩312697.59.6m2ABHLMR求 C1 处的垂直弯矩3103.182.2ABV N求 B1 处的垂直弯矩 3195.47.9.mVPDMFL求 C1 处的合成弯矩222
33、2110.68.1.HCV N 求 B1 处的合成弯矩 222213.7.mHBVMd 齿 =72mmd15 =35mmL11=48mmL12 =75mmL13=33mmL14=211mmL15=33mmL1=400mmFt1=1395.059NFr1=507.76NLA1BA=260mmLB1D1=107.5mmLC1D1=277.5mmLA1D1=367.5mmRA1H=RB1H=697.53N1039.78BVN162.AVR194.AN2507B19.6mCHMN22高速轴所受的转矩 147.32mTN由图可知，B 1 轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，所以 B1 为危险截面，又是双向回转
34、轴，所以转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面 B1 的当量弯矩22221()83.170.6438.043meMTN（ ）e1ca3304=.5MPaWd因为 45 钢调质，所以查表得其许用弯曲应力为 -1=60MPaca，故安全。182.9mCVMN1.3BV12.39mCMN183.7B147.32mTN18.043meMNca20.53P安全23d. 滚动轴承校验1）查表得：深沟球轴承 6207 的基本额定动载荷 Cr=25.5kN,基本额定静载荷CO=15.2KN。现预计寿命 h8301920Lh194.62rAFRN2507rB2）查表得，当减速器收到轻微冲
35、击，取滚动轴承载荷系数 fp=1.2，因为=0，所以查得深沟球轴承的最小 e 值为 0.22，所以 e。则径向动载荷系数 X1=X2=1，轴向动载荷 Y1=Y2=0。 1().(941.620)19.754praPfFN222.58r又P1=9L轴承寿命合格。7.5 中速轴的结构设计及强度校核1）轴上零件的位置与固定方式的确定：中速轴上安装两个齿轮，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。Cr=25.5kNCO=15.2KNh1920L4.6rFN257rfp=1.2129.754PN20.8242）各轴段直径和长度的确定a. 各轴段直径确定。d21 : 最小
36、直径，滚动轴承处轴段，安装大带轮外伸段处，d 21= d2min=25mm。d22 : 安装第二个小齿轮（ z3） ，因为需要安装键槽，考虑到此处轴段受扭矩、受弯矩较大， d22=401.07=42.8mm，选 d22=45mm。d23 : 轴环处，用于轴上零件的轴向定位， d23= d22+2(0.070.1)d21=51.354mm。取标准值 53mm。d24 : 安装第二个大齿轮（Z 2）,安装需要键槽，考虑到此处轴段强度也应较大。取 d24=44mm。 d25 : 滚动轴承处轴段，应与右支承相同，d 25= d21=40mm。b. 各轴段长度确定L21 : 由箱体结构位置设计，取 L2
37、1=48mmL22 : 安装齿轮处，应比轮毂小一些（L 22=9L轴承寿命验算合格。7.6 低速轴的结构设计及强度校核1）轴上零件的位置与固定方式的确定：低速轴由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，轴承对称布置。选用弹性套柱销联轴器。查表得 KA=1.5。Tca=KAT3=1.5368Nm=552Nm查表得选用 LT9 型，公称转矩 Tn=1000Nm，故 Tcad32，取 d33=60mm。d34 : 轴肩段， d34=1+(0.070.1)d33=65mm。d35 : 轴环处， d35=1+(0.070.1)d34=70mm。d36 : 安装大带轮 Z4 处，取 d36=d34=65mm。
38、d37 : 滚动轴承段，对称布置，d 37=d33=60mm。b.各轴段长度的确定L31 : 联轴器安装位置，应比联轴器短 23mm，取 110mm。L32 : L2+ t+e+K2-B- 4=60+2+12+55-31-14=84mm。L33 : 轴环宽度，b1.4h=5.6mm，再根据轴承宽度，取 L33=31mm。L34 : 过度轴颈，L 34=211-L36-L35，取 L34=96mm。L35 : 轴环宽度，b1.4h=7mm ，取 b=10mm，L 35=15mmL36 : 该段对应另一个齿轮，其齿宽 B 为 102.5mm，取 L36=100mm。L37 : 固定段，L 37B，
39、取 L37=45mm。L 3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。4）按弯扭和合成应力校验轴的强度大齿轮所受圆周力 Ft3= = =2751.402N23323680.2675大齿轮所受径向力 Fr3=Ft3tan=1001.428N高速轴两轴间的跨距由上设计可得：LA3B3=256mm，L B3A3=154.5mm，L A3C3=171.5mm，L A3D3=154.5mm。两支点的支反力：R A3H=RB3H= =1375.7N32RA3V=RB3V= =500.714N32A 3 点和 B3 点的总支反力： 2223175.0.1435.9AAHVR N
40、求 C1 处的水平弯矩轴承验算合格KA=1.5Tca=552Nmd31=50mmd32=56mmd33=60mm2933175235.9mCHACMRLN求 C3 处的垂直弯矩38.VACN求 C3 处的合成弯矩2222335.938.751.04mHCVMN由图可知，C 3 处轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，所以 B1 为危险截面，又是双向回转轴，所以转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面 B1 的当量弯矩222233()51.074.6384.351meCMTN（ ）eca336.=.0.1MPaWd因为 45 钢调质，所以查表得其许用弯曲应力为 -1=60MPaca
41、，故安全。d34=65mmd35=70mmd36=65mmd37=60mmL31=110mmL32=84mmL33=31mmL34=96mmL35=15mmL36=100mmL37=45mmL3=481mmFt3=2751.402NFr3=1001.428NLA3B3=256mmLB3A3=154.5mmLA3C3=171.5mmLA3D3=154.5mmRA3H=1375.7NRA3V=500.714N325.9AN3.mCHM30d. 滚动轴承校验1）查表得：深沟球轴承 6312 的基本额定动载荷 Cr=81.8KN基本额定静载荷 CO=51.8KN。现预计寿命 h8301920Lh134
42、6.9rAFRN2rB2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数 fp=1.2，因为=0，所以查得深沟球轴承的最小 e 值为 0.22，所以 e。则径向动载荷系数 X1=X2=1，轴向动载荷 Y1=Y2=0。 ().(1463.980)1756.8praPfXFN轴承在 100以下工作，查表得温度系数 ft=1，663h1f00()()87.314.98trCLn。7h3.2=92L轴承寿命合格。7.7 轴承润滑方式确定齿轮的圆周速度：V = = =2.562m/s 2m/s； 封油润滑触 16010003.1468720601000V = = =2.559m/s 2m/s； 封油润
43、滑触 26010003.14218224.30601000V = = =1.223m/s 2m/s； 脂润滑触 36010003.14267.587.378601000八键联接的选择及校核计算8.1 高速轴（ A 型键）1）外伸端处。d 11=25mm，长 48mm，查表选取键 840GB/T 1096-2003，b=8mm ，h=7mm，L=40mm 。选择材料为 45 钢，查表得：当键静连接时，许用应力 p=100120MPa，取 p=110MPa。工作长度 l=L-b=40-8=32mm，键与轮毂键槽的接触高度385.72mCVMN3251.074C34.51meMNca2.7P安全6312
