学位论文-—180吨运梁车减速器设计说明书.doc

江西农业大学毕业设计
目录
一 设计任务………………………………………………………… 1
二 设计方案分析………………………………………………… 2
三 原动件的选择………………………………………………… 4
四 机构运动分析与动力参数选择与计算…………… 5
五 齿轮的设计及校核………………………………………… 8
六 轴的设计及校核…………………………………………… 16
七 轴承的选择及校核………………………………………… 24
八 花键的设计及校核………………………………………… 29
九 减速器机体结构设计……………………………………… 32
十 润滑与密封…………………………………………………… 33
十一 小结……………………………………………………………… 34
十二 参考文献……………………………………………………… 35

180t运梁车减速器设计
一、 设计任务
运梁车载重量180T，车辆自身质量（含拖梁小车）约15T，合计195T，空载时行驶速度为3-4km/h,满载时行驶最低速度0.8-0.9km/h，装载最大爬坡能力6%，根据轴线布置需要考虑运梁车通过的路基和桥涵结构的允许承载能力、与架桥机相适应的车身型式、以及运梁车的其它用途等多种因素，设计载荷分配为前桥25%，中桥38.5%,后桥36.5% 。
运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离短，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差而对桥梁造成损坏，整车运行过程平稳。该车设计使用寿命为十年，检修间隔期为四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天实际工作只有四个小时左右。工作环境：室外常温，灰尘较大。
运梁车的动力和传动系统是整车的核心设计部分，要求该车传动路线图如下所示：

变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比i变=6.4；
减速器Ⅰ要自行设计，是该课题的主要任务，采用展开式二级以上闭式齿轮传动，允许速度误差为5%，保持中心距a>=300mm., 能够挂倒档，以保证运梁车倒车时能保持前进时相同的速度，提高工作效率；
减速器Ⅱ采用单级开式斜齿轮传动，传动比iⅡ=2.03，
驱动桥采用东风—140，总传动比i驱=38/6=6.33；
轮胎处采用一对单级开式直齿轮传动，传动比i胎=86/14=6.14。
传动过程允许速度误差为5%；
二、 设计方案分析
传动方案1：
减速器Ⅰ（以下简称减速器）采用展开式二级闭式齿轮传动，结构简单，在满足中心距的条件下，由于齿轮和轴的减少，传动效率较高，但齿轮直径大，加工精度不高，而且噪声较大，大齿轮在经济方面不理想，加工起来又比较困难，减速箱的体积比较大，不利于安装。它的结构简图如图1-1所示：

图1-1
传动方案2：
减速器Ⅰ采用展开式三级闭式齿轮传动，特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命较长、维护方便，装拆容易，工作可靠，。当打倒档时，高速级滑移齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩下产生的扭转变形与轴在弯矩下产生的弯弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象在满足中心距的条件下，传动的齿轮的直径可以取小，这样可以使传动的传动比较精确可靠，寿命长，结构紧凑，而且滑移齿轮操作方便不费力。其结构简图如图1-2所示。
比较起来，方案2的三级闭式齿轮传动比较适合运梁车的减速传动，该机具有较强的市场竞争力。
三、 原动件的选择
发动机的计算：
1、 整车滚动阻力F1（平实路面地）

2、 整车上坡阻力F2

3、 总阻力F3

图1-2可跨档减速器
1— 滑移齿轮；2—轴承1；3—齿轮2；4—齿轮3；5—轴承3；6—齿轮4；7—轴承5；8—轴承7；
9—轴承8；10—输出齿轮6；11—齿轮5；12—轴承6；13—轴承4；14—轴承2
4、 总阻力矩T阻(轮胎半径R=530mm)

5、 半轴切应力

6、 轮功率P转

7、 发动机功率P（总传动效率为=0.66）

8、 附着力 F附

不打滑条件：
∴该车在工作情况下不会打滑。
发动机选择柴油机，XY4108Q，功率P=75kW，n=2800r/min。
四、 机构运动分析与动力参数选择与计算
（一）运梁车的总传动比和各传动比的分配方案选择
(1) 总传动比的计算
发动机转速 ，
车轮的转速，（根据运梁车满载时每小时只走800-900m，而轮胎的直径为1.06m）
总传动比
(2)传动比的分配
变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比i变=6.4；
减速器Ⅱ传动比iⅡ=2.03，允许速度误差为5%；
驱动桥采用东风—140，总传动比i驱=38/6=6.33；
轮胎处传动比i胎=86/14=6.14；
则减速器Ⅰ的传动比
（二）传动装置的运动和动力参数计算
(1)各轴的转速
将传动装置各轴由高速到低速依次定为Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴;Ⅳ轴，分别表示为。
减速器分为跨倒档与不跨档（见图1-2）跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴Ⅱ右齿轮啮和，在通过转向轴Ⅱ齿轮3与传动轴Ⅲ齿轮4的啮和，在通过传动轴Ⅲ的齿轮5与输出轴Ⅳ齿轮6的啮和，从而传动动力。
由发动机到输出，通过变速器最底档(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min，
传到输入轴Ⅰn=437.5r/min, ,
传动轴Ⅱ n=437.5r/min , ,
传动轴Ⅲ n=437.5r/min ,
输出轴Ⅳ
不跨倒档时，通过输入轴Ⅰ的滑动齿轮与转向轴Ⅲ右齿轮啮和，在通过传动轴Ⅲ右齿轮在和输出轴Ⅳ齿轮啮和，从而传递动力。
(2)各轴的效率和功率
根据条件已知：变速箱的机械传动效率
花键联轴器的传动效率
每对圆柱齿轮的传动效率（很好的跑和的7级精度齿轮传动）
每对滚动轴承的传动效率
万向节的传动效率
a）各轴的传动效率
第一级的传动效率
第二级的传动效率
第三级的传动效率
第四级的传动效率
b) 各轴的功率
减速器输入轴Ⅰ的输入功率：

转向轴Ⅱ的功率：

转向轴Ⅲ的功率：

输出轴Ⅳ的功率

（3）各轴的转矩
输入轴Ⅰ
转向轴Ⅱ
转向轴Ⅲ
输出轴Ⅳ
运动和动力参数结果如下表
轴名
输出功率P（kW）
转速n(r/min)
转矩T（N.mm）
效率η
输入轴Ⅰ

437.5

0.9456
转向轴Ⅱ
55.8
437.5

0.9702
转向轴Ⅲ
54.1
437.5

0.9702
输出轴Ⅳ
52.5
324.6

0.9702

五、齿轮的设计及校核
（一）、 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数
由机械设计手册，考虑到工厂加工条件和减速器要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料都为20CrMnTi,渗碳处理，硬度为55～60HRC，抗拉强度，屈服强度；精度7级。
取滑移齿轮，且由于要满足中心距达到300mm，取齿轮2、齿轮3、齿轮4、齿轮5的齿数都为23，即，输出齿轮 取模数m=6,
实际传动比,
传动比误差，满足传动要求。
实际输入轴转速
实际输出轴转速
（二）、 校核齿轮强度
1 滑移齿轮和齿轮2的设计计算
a)、设计参数
传递功率 P=57.5kW
传递转矩T1= N.mm
齿轮1转速 n1=437.5r/min
齿轮2转速 n2=437.5r/min
该啮合传动比 i=1.00
　　原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳
　预定寿命取6000时（寿命4年，每年工作360天，每天工作用4小时）
b)、齿面接触疲劳强度设计
计算公式按
闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移齿轮5采用非对称布置（轴钢性较大），齿轮6也采用非对称布置（轴钢性较大）取齿宽系，
齿面啮合类型 ：硬齿面，
　　热处理质量级别 ML
齿轮1、2材料及热处理 20CrMnTi渗碳
　　齿轮1、2硬度取值范围 HRC=55～60
　　齿轮1、2硬度 HRC=59
齿轮1、2接触强度极限应力 σHlim=1500MPa 齿轮1、2抗弯疲劳基本值σFE=580MPa
由机械设计表6-7，查得使用系数，试取动载荷系数，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数，按齿面硬化，直齿轮，7级精度，，取齿间载荷分布系数。
载荷系数
节点区域系数
　　材料的弹性系数
　　接触强度重合度系数　　
接触强度螺旋角系数
　　重合、螺旋角系数　
齿面接触许用应力
齿轮1、2的应力循环次数　
接触疲劳寿命系数由机械设计表6-11得（不允许有一定量点蚀）

　　查表得润滑油膜影响系数
　　工作硬化系数
最小安全系数
　　接触强度尺寸系数 Zx=1.0
齿面接触许用应力：

齿宽，圆整取齿宽b=30,模数,取m=6,由此可知大小齿轮直径d=138mm。
按计算结果校核前面的假设是否正确：
齿轮节圆速度
由此可得
动载系数 Kv=1.033。
圆周力
由此可知，原假设合理：
齿间分布载荷系数
重新设计后数据如下：
载荷系数
　　齿向载荷分布系数 KHβ=0.137
　　综合变形对载荷分布的影响 Kβs=0.0
　　安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.137
　　节点区域系数 Zh=2.5
　　材料的弹性系数 ZE=189.800
　　接触强度重合度系数 Zε=0.89
　　接触强度螺旋角系数 Zβ=1.0
　　重合、螺旋角系数 Zεβ=0.89
　　接触疲劳寿命系数 Zn=1.3
　　润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97
模数(法面模数) Mn=6.0
　　端面模数 Mt=6.0
　　螺旋角 β=0度
　　基圆柱螺旋角 βb=0度
齿轮1、2变位系数 X=0
　　齿轮1、2齿宽 B=30mm
　　齿轮1、2齿宽系数 Φd=30/138=0.217
齿顶高系数 ha*=1.
　　顶隙系数 c*=0.25
　　压力角 α*=20度
　　端面齿顶高系数 ha*t=1.
　　端面顶隙系数 c*t=0.25
　　端面压力角 α*t=20度
　 标准中心距 a=138mm
　　实际中心距 a=138mm
　　齿数比 U=1.0
　　端面重合度 εα=1.59
　　纵向重合度 εβ=0.00
　　总重合度 ε=1.591
校核：由式：

　 结果：齿轮的接触疲劳强度安全。
c)、齿根弯曲疲劳强度校核
　 计算公式
由查表可知，
齿轮1复合齿形系数 Yfs1=2.72
　　齿轮1应力修正系数 Ysa1=1.57
　　齿轮2复合齿形系数 Yfs2=2.72
　　齿轮2应力修正系数 Ysa2=1.57
抗弯强度重合度系数 Yε=0.72
　　抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000
　　抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.721
　　按式计算弯曲疲劳许用应力

查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力
寿命系数
　　查表可知尺寸系数 Yx=0.99
实验齿轮的应力修正系数YST=2.0
弯曲疲劳强度安全系数一般取SF=1.25
弯曲疲劳许用应力

校核：弯曲疲劳强度

结果： 齿根弯曲疲劳强度校核满足要求
两个齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)
　　 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm)
2、 齿轮5和输出齿轮6的设计计算
a)、设计参数
传递功率 P=54.1kW
传递转矩T3= N.mm
齿轮5转速 n1=437.5r/min
齿轮6转速 n2=324.6r/min
该啮合传动比 i=1.348
　　原动机载荷特性:均匀平稳;工作机载荷特性:均匀平稳
　 预定寿命 取6000时
b)、齿面接触疲劳强度设计
计算公式按
闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移齿轮1采用非对称布置（轴钢性较大），齿轮2也采用非对称布置（轴钢性较大）取齿宽系，
齿面啮合类型 ：硬齿面，
　　热处理质量级别 Q=ML
齿轮1、2材料及热处理 20CrMnTi<渗碳>
　　齿轮1、2硬度取值范围 HRC=55～60
齿轮1、2接触强度极限应力 σHlim=1500MPa 齿轮5、6抗弯疲劳基本值σFE=580MPa
由机械设计表6-7，查得使用系数，试取动载荷系数，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数，按齿面硬化，直齿轮，7级精度，，取齿间载荷分布系数。
载荷系数
节点区域系数
　　材料的弹性系数
　　接触强度重合度系数　　
接触强度螺旋角系数
　　重合、螺旋角系数　
齿面接触许用应力
齿轮5、6的应力循环次数

接触疲劳寿命系数由机械设计表6-11得（不允许有一定量点蚀）

　　查表得润滑油膜影响系数
　　工作硬化系数
最小安全系数
　　接触强度尺寸系数 Zx=1.0
齿面接触许用应力：

计算公式
齿宽，圆整取齿宽b=30,模数,取m=6,由此可知大小齿轮直径d=138mm。
按计算结果校核前面的假设是否正确：
齿轮节圆速度
由此可得
动载系数 Kv=1.033。
圆周力
由此可知，原假设合理：
齿间分布载荷系数
重新设计后数据如下：
载荷系数
校核：公式如下：

　 结果： 齿轮的接触疲劳强度安全。
c)、齿根弯曲疲劳强度校核
　 计算公式
查表可知：
齿轮5复合齿形系数 Yfa5=2.72
　　齿轮5应力修正系数 Ysa5=1.57
　　齿轮6复合齿形系数 Yfa6=3.58
　　齿轮6应力修正系数 Ysa6=1.63
抗弯强度重合度系数 Yε=0.72
　　抗弯强度螺旋角系数 Yβ=1.000
　　抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.721
　　按式计算弯曲疲劳许用应力

查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力
寿命系数

　　查表可知尺寸系数 Yx=0.99
实验齿轮的应力修正系数YST=2.0
弯曲疲劳强度安全系数一般取SF=1.25
弯曲疲劳许用应力

比较：
∴ 应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。
校 核:
结 果：齿根弯曲疲劳强度校核满足要求
3、 齿轮3、4校核计算
由于齿轮3和齿轮4的转速与齿轮相相同，且它们的材料和外形尺寸一样，但它的输入功率和输入转矩却比齿轮2要小，而齿轮2已经满足齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，所以同理可以推出齿轮3和齿轮4满足设计要求。
结果： 强度校核满足要求。
4、 齿轮主要几何参数表

滑移齿轮1
小齿轮2、3、4、5

6
6

1

0.25
0.25

23
31

138
186

150
198

123
171

30
30
六、 轴的设计及校核
（一）、轴材料选择
由于该减速器中各轴所承受的载荷都很大，传递的转矩较大，且又是在高速状况下工作，运行平稳，无很大的冲击，但安装齿轮的位置不对称，对材料的刚度有一定的要求，考虑到加工的难易程度和工厂现有的材料，选择40Cr.调质处理，加工精度为7级。
材料牌号: 40Cr
热处理: 调质
毛坯直径/mm: ≤80
硬度（HB）: 241～286
抗拉强度σb: ≥750MPa
屈服点σs: ≥550 MPa
弯曲疲劳极限σ-1: ≥350 MPa
扭转疲劳极限τ-1: ≥200 MPa
许用静应力[σ+1]: ≥300 MPa
许用疲劳应力[σ-1]: 194～233 Mpa
（二）、 输入轴Ⅰ的设计计算
1、输入轴Ⅰ的基本技术参数
轴的转向方式：双向旋转
轴的工作情况：无腐蚀条件
轴的转速：n=437.5r/min
功率: P=57.5kW
转矩：T=1255000N·mm
齿轮直径d=138mm
2、轴上滑移齿轮和轴的力分析
圆周力
径向力
轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）
初算最小直径

图1-3
取轴承处（即A，B点）的直径d=50mm
取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径d=57.5mm
轴的结构简图如图1-3所示：
A、B 点在水平面的支承反力

危险截面 C、D在水平面的弯矩

A、B点在垂直面的支承反力

危险截面 C、D在垂直面的弯矩

危险截面 C、D的合成弯矩

画轴转矩图
画当量弯矩图
校 核：
C点的当量弯矩

D点的当量弯矩

取
结 果：轴的强度满足要求。
（三） 转向轴Ⅱ设计计算
1 轴的转向方式：双向旋转
轴的工作情况：无腐蚀条件
轴的转速：n=437.5r/min
功率: P=55.8kW
转矩：T=1218000N·mm
齿轮直径d=138mm
2、轴的力分析
圆周力
径向力
轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）
法向力
取轴承处（即A，B点）的直径d=45mm
取导程部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径d=57.5mm
A、B 点在水平面的支承反力

危险截面 C、D在水平面的弯矩

A、B点在垂直面的支承反力

危险截面 C、D在垂直面的弯矩

危险截面 C、D的合成弯矩

画轴转矩图
画当量弯矩图
校 核：
C点的当量弯矩 显然此轴的C点当量弯矩小于传动轴Ⅰ的C点当量弯矩 ,故不用作校核
D点的当量弯矩 由于D点不受转矩 当量弯矩等与合成弯矩
即

取
结 果：轴的强度满足要求。
（四） 转向轴Ⅲ设计计算
1 轴的转向方式：双向旋转
轴的工作情况：无腐蚀条件
轴的转速：n=437.5r/min
功率: P=54.1kW
转矩：T=1181000N·mm
齿轮直径d=138mm
2、轴的力分析
圆周力
径向力
轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）
法向力
取轴承处（即A，B点）的直径d=45mm
取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径d=57.5mm

A、B 点在水平面的支承反力

危险截面 C、D在水平面的弯矩

A、B点在垂直面的支承反力

危险截面 C、D在垂直面的弯矩

危险截面 C、D的合成弯矩

画轴转矩图
画当量弯矩图
校 核：
C点的当量弯矩 显然此轴的C点当量弯矩小于传动轴Ⅰ的C点当量弯矩 ,故不用作校核
D点的当量弯矩 由于D点不受转矩 当量弯矩等与合成弯矩
即

取
结 果：轴的强度满足要求。
（五） 输出轴Ⅳ的设计计算
轴的转向方式：双向旋转
轴的工作情况：无腐蚀条件
轴的转速：n=324.5r/min
功率: P=52.5kW
转矩：T=1545000N·mm
齿轮直径d=186mm
2、轴的力分析
圆周力
径向力
轴向力 （由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）
法向力
取轴承处（即A，B点）的直径d=55mm
取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径d=60mm
轴的结构简图如图1-4所示：
A、B 点支承反力

危险截面 C、D的弯矩

画轴转矩图
画当量弯矩图
校 核：
C点的当量弯矩

D点的当量弯矩

取
结 果：轴的强度满足要求。
图1-4
七、 轴承的选择及校核
（一） 输入轴承1的设计计算
1、设计基本参数
　　径向力
　　轴向力 Fa=0 N
　　轴颈直径 d1=50 mm
　　转速 n=437.5r/min
　　要求寿命 Lh'=3000 h（以两年一次中修，每年工作360天，每天工作4小时）
　　润滑方式 油润滑
2、被选轴承信息
　　由于没有轴向力，且是高速运转，在满足强度的前提下一般都考虑用深沟球轴承，此种轴承噪声低，使用寿命较长，精度高，价格低廉,互换性好。
　　试选轴承型号6310
　　轴承内径 d=50 mm
　　轴承外径 D=110 mm
　　轴承宽度 B=27 mm
　　基本额定动载荷 C=61800 N
　　基本额定静载荷 Co=38000 N
　　极限转速(油) nlimy=7000 r/min
3、当量动载荷
　　接触角 a=0 (度)
　　负荷系数 fp=1.2
　　判断系数 e=0.16
　　径向载荷系数 X=1
　　轴向载荷系数 Y=0
　　当量动载荷 　　
轴承所需基本额定动载荷 C'=61141.632 N
校核：由式计算轴承寿命
结果：选用深沟球轴承6310满足要求
（二） 输入轴承2的设计计算
1、设计基本参数
　　径向力
　　轴向力 Fa=0 N
　　轴颈直径 d1=50 mm
　　转速 n=437.5r/min
　　要求寿命 Lh'=3000 h（以两年一次中修，每年工作360天，每天工作4小时）
　　润滑方式 油润滑
2、理由和选轴承1一样。
　　试选轴承：深沟球轴承
　　轴承型号 6310和 轴承型号 6210
　　轴承内径 d1=50 mm 轴承内径 d2=50 mm
　　轴承外径 D1=110mm 轴承外径 D2=90 mm
　　轴承宽度 B1=27mm 轴承宽度 B2=20 mm
　　基本额定动载荷 C1=61800 N 基本额定动载荷 C2=35000N
　　基本额定静载荷 Co1=38000 N 基本额定静载荷 Co2=23200 N
　　极限转速(油) nlimy=7000 r/min 极限转速(油) nlimy=8500 r/min
3、当量动载荷
　　接触角 a=0度 接触角 a=0 (度)
　　负荷系数 fp=1.2 负荷系数 fp=1.2
　　判断系数 e=0.271 判断系数 e=0.304
　　径向载荷系数 X1=0.56 径向载荷系数 X2=0.56
　　轴向载荷系数 Y1=1.624 轴向载荷系数 Y2=1.435
　　当量动载荷
　　轴承所需基本额定动载荷 C1'=45199.236 N C2'=42574.471 N
校核：轴承 6310的寿命
轴承 6210的寿命
结果：轴承2选用轴承6310满足要求。
（三） 转向轴轴承3，4，5，6的设计计算
由于转向轴ⅡⅢ和输入轴一样都没有轴向力，轴承3所受载荷最大，
轴承3选用的是6209故轴承，计算过程略， 4、5、6只需要采用深沟球轴承6209不用作校核就可以满足要求。
结果：轴承3，4，5，6选用轴承型号6209。
（四） 输出轴轴承7的设计计算
1、设计基本参数
　　径向力
　　轴向力 Fa=0 N
　　轴颈直径 d1=55 mm
　　转速 n=324.6r/min
　　要求寿命 Lh'=3000 h
　 润滑方式 油润滑
2、被选轴承信息
　　由于其所受的径向力很小，但又要保持其轴颈直径，所以试选深沟球轴承6211
　　轴承内径 d=55 mm
　　轴承外径 D=100 mm
　　轴承宽度 B=21 mm
　　基本额定动载荷 C=43200 N
　　基本额定静载荷 Co=29200 N
　　极限转速(油) nlimy=7500 r/min
3、当量动载荷
　　接触角 a=0 (度)
　　负荷系数 fp=1.2
　　判断系数 e=0.16
　　径向载荷系数 X=1
　　轴向载荷系数 Y=0
　　当量动载荷
　　轴承所需基本额定动载荷 C'=13489.735 (N)
校核：轴承寿命
　 轴承寿命
由此可知该轴承远远满足要求，每次大修时也可以不必更换这个轴承。
结果：轴承7选用6211。
（五） 输出轴轴承8的设计计算
1、设计基本参数
　　径向力
　　 轴向力 Fa=0 N
　 轴颈直径 d1=55 mm
　 转速 n=324.6 r/min
　 要求寿命 Lh'=3000 h
　 润滑方式 油润滑
2、被选轴承信息
　　试选轴承型号 6311
　　轴承内径 d=55mm
　　轴承外径 D=120mm
　　轴承宽度 B=29mm
　　基本额定动载荷 C=71500 N
　　基本额定静载荷 Co=44800 N
　　极限转速(油) nlimy=6700 r/min
3、当量动载荷
　　接触角 a=0度
　　负荷系数 fp=1.2
　　判断系数 e=0.16
　　径向载荷系数 X=1
　　轴向载荷系数 Y=0
　　当量动载荷
　　轴承所需基本额定动载荷 C'=68785.076 (N)
校核：轴承寿命
　 结果：轴承选用6311
（六） 各轴承的参数如下表所示
名称
轴承1
轴承2
轴承3
轴承4
轴承5
轴承6
轴承7
轴承8
轴承代号
6310
6310
6209
6209
6209
6209
6211
6311
轴颈直径
50
50
45
45
45
45
55
55
轴承外径
110
110
85
85
85
85
100
120
轴承宽度
27
27
19
19
19
19
21
29
八 花键的设计及校核
（一）输入轴Ⅰ花键设计参数及校核
传递的转矩 T = 1255000 N·mm
　模数　 m = 2.5 mm
　花键压力角　 α = 30°
　齿数　 z = 23
　分度圆直径　 D= 57.5 mm
　键齿工作高度　 h = 2.50 mm
　键的长度　 L = 52 mm
　不均匀系数　 ψ = 0.75
　使用和制造情况 中等
　齿面热处理　 齿面经热处理
　移动情况　 载荷作用下移动
　许用应力　 [p] = 45.0 MPa
校核：

结果： p ≤[p]
轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算：
传递的转矩 T = 1255000 N·mm
花键参数 N×d×D×B = 8×42×48×8 mm
倒角　c = 0.4 mm
键齿的工作高度
不均匀系数　ψ = 0.75
键的长度　L = 60 mm
使用和制造情况中等，齿面经热处理，键系列采用中系列
许用挤压应力范围　σpp = 100～140 MPa
取许用应力　[σp] = 120.0 MPa
校 核：
计算应力　　
结果： σp≤[σp] 满足
（二）传动轴Ⅱ的花键设计参数及校核
　传递的转矩 T = 1218000 N·mm
　模数　 m = 2.5 mm
　花键压力角　 α = 30°
　齿数　 z = 22
　分度圆直径 D = 57.5 mm
花键轴大径直径 　Dmax = 60.0 mm
　键齿工作高度 　h = 2.50 mm
　键的长度 　L = 32 mm
　不均匀系数　 ψ = 0.75
　使用和制造情况　 中等
　齿面热处理 齿面经热处理
　许用应力　 [p] = 120.0 MPa
校核：
结果： p ≤[p] 满足要求
（三）传动轴Ⅲ的花键设计参数及校核
　传递的转矩 T = 1181000 N·mm
　模数　 m = 2.5 mm
　花键压力角　 α = 30°
　齿数　 z = 22
　分度圆直径 D = 57.5 mm
花键轴大径直径 　Dmax = 60.0 mm
　键齿工作高度 　h = 2.50 mm
　键的长度 　L = 32 mm
　不均匀系数　 ψ = 0.75
　使用和制造情况　 中等
　齿面热处理 齿面经热处理
　许用应力　 [p] = 120.0 MPa
校核：
结果： p ≤[p] 满足要求
（四）输出轴Ⅳ的花键设计参数及校核
轴右段花键
传递的转矩 T = 1545000 N·mm
　模数　 m = 2.5 mm
　花键压力角　 α = 30°
　齿数　 z = 23
　分度圆直径 D = 57.5 mm
花键轴大径直径 　Dmax = 60.0 mm
　键齿工作高度 　h = 2.50 mm
　键的长度 　L = 32 mm
　不均匀