一级齿轮减速器.docx

一级齿轮减速器

机械设计基础课程设计

机械设计基础
课程设计说明书

设计题目: 一级圆柱齿轮减速器
院 系: 机械与材料工程学院
专 业: 汽车服务工程
班 级: A1561
学 号: 15
设计者: 张忠
指导老师: 李海洲
成 绩:

2017年12月

目录
绪论 6
一、初步设计 7
1.1设计任务书 7
1.2原始数据 7
1.3传动系统方案的拟定 7
二、电动机的选择 9
2.1电动机类型和结构的选择 9
2.2电动机功率的选择 9
2.3确定电动机转速 10
2.4确定电动机结构尺寸 11
三、传动装置运动及动力参数计算 12
3.1计算总传动比 12
3.2合理分配各级传动装置传动比 12
3.3计算传动装置各级传动功率、转速与转矩 12
3.3.1计算各轴的转速 13
3.3.2计算各轴的输入功率 13
3.3.3计算各轴的输入转矩 13
3.3.4计算各轴的输出功率 14
3.3.5计算各轴的输出转矩 14
四、传动零件设计计算 16
4.1 V带传动设计 16
4.1.1 计算功率 16
4.1.2 带型选择 16
4.1.3验算带速 16
4.1.4确定中心距a和普通V带基准长度Ld 17
4.1.5包角及其验算 17
4.1.6带根数 17
4.1.7预紧力计算 18
4.1.8压轴力计算 18
4.2齿轮传动设计 18
4.2.1选择齿轮类型、材料、精度及参数 18
4.2.2按齿面接触疲劳强度进行设计 19
4.2.3确定几何尺寸 20
4.2.4校核齿根弯曲疲劳强度 20
4.2.5齿轮的圆周速度 21
4.2.6齿轮传动的几何尺寸计算 21
五、轴的设计与计算 23
5.1高速轴（Ⅰ轴）的设计 23
5.1.1选择轴的材料 23
5.1.2初步估算轴的最小直径 23
5.1.3轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 23
5.2低速轴设计 24
5.2.1选择轴的材料 24
5.2.2初步估算轴的最小直径 24
5.2.3轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸 24
5.3校核轴的强度 25
5.3.1按弯扭合成校核高速轴的强度 25
5.3.2 按弯扭合成校核低速轴的强度 27
六、滚动轴承的选择和计算 30
6.1高速轴上的滚动轴承设计 30
6.2低速轴上的滚动轴承设计 31
七、键连接的选择和计算 33
7.1高速轴V带轮用键连接 33
7.1.1选用键类型 33
7.1.2键的强度校核 33
7.2低速轴齿轮用键连接 33
7.2.1选用键类型 33
7.2.2键的强度校核 34
7.3低速轴联轴器用键连接 34
7.3.1选用键类型 34
7.3.2键的强度校核 34
八、联轴器的选择 35
8.1联轴器的转矩计算 35
8.2许用转速 35
8.3配合轴径 35
8.4配合长度 35
九、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 36
9.1润滑方式 36
9.2润滑油牌号及用量 36
9.3密封装置 36
十、铸造减速器箱体的主要结构尺寸 37
总结 38
参考文献： 39

绪论
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》 、 《机械制图》 、 《工程力学》 、 《公差与互换性》 等多门课程知识，并运用 《AUTOCAD》 软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：
（1）培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思、设计技能等方面得到相应的锻炼。
（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
（4）加强了我们Office软件中Word功能的认识和运用。

计算及说明
结果
一、初步设计
1.1设计任务书
设计课题：带式输送机上的一级圆柱齿轮减速器。
设计说明：1) 运输机连续单向运转，载荷平稳，空载起动。
2) 起动载荷为名义载荷的1.25倍。
3) 传动工作年限5年，每日工作24小时。
4) 输送带速度允许误差为±5%。
1.2原始数据
参数
编号
1
输送带工作拉力F（N）
2300
输送带工作速度V（m/s）
1.5
滚筒直径D/mm
400
每日工作时数T/h
24
传动工作年限/a
5
1.3传动系统方案的拟定
根据本课程设计要求，采用单级圆柱齿轮(斜齿)减速器传动方案，其传动简图如下：

计算及说明
结果

图1 一级直齿圆柱齿轮减速器带式输送机的传动示意图
1.V带传动 2.电动机 3.圆柱齿轮减速器 4.联轴器 5.输送带 6.滚筒

计算及说明
结果
二、电动机的选择
2.1电动机类型和结构的选择
选择Y型全封闭笼型三相异步电机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2.2电动机功率的选择
电动机所需的工作功率为

工作机所需工作功率为

因此

由电动机至运输带的传动总效率为

式中：分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。
取η１=0.96，，η２＝0.99(滚子轴承)，(齿轮精度8级，不包括轴承效率)，(齿轮联轴器)，，则

选择Y型全封闭笼型三相异步电机
计算及说明
结果
η总=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.87
所以 电机所需的工作功率：

=(2300×1.5)/(1000×0.87)
=3.97(kw)
2.3确定电动机转速
滚筒轴工作转速为

=(60×1000×1.5)/（400·π）
=71.62 r/min
根据推荐的传动比合理范围：取圆柱齿轮一级减速器传动比为3～６。取Ｖ带的传动比为２～４ 。
则总传动比理论范围为６～２４。故电动机转速的可选范为：

=(6～24)×71.62r/min
=429.72～1718.87 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min

取V带传动的传动比，一级圆柱齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为

Pd=3.97
kw

n卷筒=71.62
(r/min)
计算及说明
结果
表1.电动机选择方案及参数
方
案
电机
型号
额定
功率
电动机转速(r/min)
质量Kg
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
20.11
3.36
6.00
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
13.40
3.35
4.00
3
Y160M2-8
5.5
750
720
119
10.05
2.23
4.50
表2.电动机主要参数
型号
额定功率
同步转速
满载转速
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y160M2-8
5.5
750
720
2.2
2.3
2.4确定电动机结构尺寸

图2 电动机形状及尺寸
表3 电动机安装及有关尺寸主要参数
中心高
外形尺寸
L´（AC/2+AD）´HD
底脚安装尺寸A´B
地脚螺栓直径K
轴伸尺寸D´E
键公称尺寸F´h
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41

选用Y160M2-8
型号的电机，额定功率5.5KW，满载转速720r/min
计算及说明
结果
三、传动装置运动及动力参数计算
3.1计算总传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得
传动装置总传动比为：
=720/71.62
=10.05
总传动比等于各传动比的乘积
（式中i0、i1分别为带传动和减速器的传动比）
3.2合理分配各级传动装置传动比
齿轮的传动比范围约为3~6，取i1=4.5
因为：
所以： i1
=10.05/4.5
=2.23
3.3计算传动装置各级传动功率、转速与转矩
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......
以及i0 , i1， ......为相邻两轴间的传动比
η01，η12， ......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ， ......为各轴的输入功率 （kw）

ia=10.05

i0=2.23

计算及说明
结果
TⅠ，TⅡ， ......为各轴的输入转矩 （N·m）
nⅠ , nⅡ, ......为各轴的输入转速 （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
3.3.1计算各轴的转速
Ⅰ轴：nⅠ=nm/ i0
= 720/ 2.23
= 322.29（r/min）
Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i1
=322.29/4.5
=71.62 (r/min)
卷筒轴：nⅢ= nⅡ
3.3.2计算各轴的输入功率
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=3.97×0.96
=3.81（kw）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
=3.81×0.99×0.97
=3.66（kw）
卷筒轴： PⅢ= PⅡ·η23 = PⅡ·η2·η4
=3.66×0.99×0.97
=3.58（kw）
3.3.3计算各轴的输入转矩

n1=332.
29r/min

nⅡ=71.
62r/min

PⅠ=3.8
1(kw)

PⅡ=3.6
6(kw)

PⅢ=3.5
8(kw)

计算及说明
结果
电动机：Td=9550·Pd/nm
=9550×3.97/720
=52.60N·m
Ⅰ轴：TⅠ= Td·i0·η01
= Td·i0·η1
=52.60×2.23×0.96
=112.81N·m
Ⅱ轴：TⅡ= TⅠ·i1·η12
= TⅠ·i1·η2·η4
=112.81×4.5×0.99×0.97
=497.52N·m
3.3.4计算各轴的输出功率
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率,故：
Ⅰ轴：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承
=3.81×0.99
=3.77kw
Ⅱ轴：P’Ⅱ= PⅡ×η轴承
=3.66×0.99
=3.62kw
3.3.5计算各轴的输出转矩
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率，则：
Ⅰ轴：T’Ⅰ= TⅠ×η轴承
=112.81×0.99
=111.68 N·m

Td=52.6 Nm

TⅠ=112
.81Nm

TⅡ=497
.52Nm

P1’=
3.77kw

P’Ⅱ=
3.62kw

T’Ⅰ=
111.68 N·m

计算及说明
结果
Ⅱ轴：T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承
=497.52×0.99
=492.55N·m
表4 各级传动功率、转速与转矩
参数
输入功率
（kW）
转速n（r/min）
输入转矩T（N×m）
传动比
i
效率
h
电动机轴
3.97
720
52.60
2.23
0.96
轴I
3.81
322.29
112.81
4.50
0.96
轴II
3.66
71.62
497.52

T’ Ⅱ=
492.55
N·m
计算及说明
结果
四、传动零件设计计算
4.1 V带传动设计
4.1.1 计算功率
平稳载荷，查表8.4,可得工况系数
计算功率
4.1.2 带型选择
根据,由图8.6初选A型，
由表8.1取小带轮基准直径
则大带轮基准直径

由表8.1取(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)
4.1.3验算带速
带速:

介于5~25m/s范围内，故合适

KA=1.1
PC=6.05
Kw

d1=150
mm

d2=400
mm

V=5.65
m/s

计算及说明
结果
4.1.4确定中心距a和普通V带基准长度Ld
确定带长和中心距a
0.7·（d1+d2）≤ a0≤2·（d1+d2）
0.7×（150+400）≤a0≤2×（150+400）
385≤a0≤1100
初定中心距，则带长为

由表8.5选取A型V带的基准长度Ld=1900mm
实际中心距

4.1.5 包角及其验算
验算小带轮上的包角α1：

,合适
4.1.6带根数
由n1=720r/min,d1=150mm,查表8.3得P0=3.08Kw;查表8.5得KL=1.00，查 表8.3得ΔP0=0.5Kw;查表8.7得Kα=0.95

Ld=1900
mm

a=502.6
3mm

α1=
159o

计算及说明
结果
确定带的根数：
=6.05/（（3.08+0.30）×1.00×0.95）
= 2.68
故取3根A型V带
4.1.7预紧力计算
A型V带线密度q=0.11kg/m
预紧力：
=500×6.05×（2.5/0.95-1）/（3×5.65）+0.11×5.652
=294.59 N
4.1.8压轴力计算
压轴力：
=2×3×294.59×sin(159/2)
=1740.67N
V带轮采用HT200制造，允许最大圆周速度为25m/s。
4.2齿轮传动设计
4.2.1选择齿轮类型、材料、精度及参数

Z=3

F0=294.
9N

FQ=1740
.67N
计算及说明
结果
由于传递功率较小，转速较低，有轻微载荷，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS，齿轮精度初选8级。
4.2.2按齿面接触疲劳强度进行设计
（1）许用接触应力
极限应力

取安全系数
许用接触应力

取两者中的较小者作为带入计算
（2）计算小齿轮分度圆直径
小齿轮转矩
3.81/322.29=112805.24N.mm
单级齿轮传动轴承相对齿轮对称分布，取齿宽系数φd=1
取微小冲击取载荷系数K=1.1
标准直齿圆柱齿轮传动，取节点区域系数ZH=2.4
由表9.5，取弹性系数ZE=189.8

[б]=
572.7
3MPa

T1=112.
805Nm
计算及说明
结果
小齿轮计算直径

59.27mm
4.2.3确定几何尺寸
取小齿轮齿数z1=20
大齿轮齿数4.5×20=90
模数59.27/20=2.96
查表9.1，取标准模数m=3
小齿轮分度圆直径3×20=60mm
大齿轮分度圆直径3×90=270mm
中心距(60+270)/2=165mm
齿宽1×60=60mm
取大齿轮齿宽60mm
则小齿轮齿宽60+5=65mm
4.2.4校核齿根弯曲疲劳强度
（1）许用齿根应力
极限应力

m=3

d1=60
mm

d2=270
mm

a=165
mm

b=60mm
b2=b
b1=65mm

计算及说明
结果

取安全系数
许用齿根应力

(2)验算齿根应力
由表9.8，经线性插值取复合齿形系数

齿根应力
85.91MPa
20.37MPa
结论：，满足设计要求
4.2.5齿轮的圆周速度

=1.01m/s
对照表11-2可知选用8级精度是合宜的
4.2.6齿轮传动的几何尺寸计算

[б]F1=
414.29
MPa
[б]F2=
385.71
MPa

бF1=
85.91
MPa
бF2=
20.37
MPa

V=1.01
m/s
计算及说明
结果
名称
代号
计算公式与结果
模数
m
3
压力角
α
20
齿顶高系数
h*
1
顶隙系数
c*
0.25
小齿轮齿数
z1
20
大齿轮齿数
z2
90
小齿轮分度圆直径
d1
d1=m.z1=60mm
大齿轮分度圆直径
d2
d2=m.z2=270mm
中心距
a
a=(d1+d2)/2=165mm
齿顶圆直径
da1、da2
da=m(z+2ha*);da1=66mm;da2=276mm
齿根圆直径
df1、df2
df=m(z-2ha*-2c*);df1=52.5mm;df2=262.5mm
齿顶高
ha
ha=ha*m=3mm
齿根高
hf
hf=(ha*+c*)m=3.75mm
齿高
h
h=(2ha*+c*)m=6.75mm
齿距
p
p=πm=9.42mm
齿厚
s
s=πm/2=4.71mm
齿槽宽
e
e=πm/2=4.71mm
基圆齿距
pd
pb=πmcosα=8.85mm
螺旋方向
右旋
表6 齿轮几何尺寸

m=3

α=200
h=1
c=0.25
Z1=20

Z2=90

d1=60

d2=270

a=165
da1=66
da2=276
df1=52.5
df2=262.5

hf=3.75
h=6.75
p=9.42
s=4.71

e=4.71
pd=8.85
计算及说明
结果
五、轴的设计与计算
5.1高速轴（Ⅰ轴）的设计
5.1.1选择轴的材料
选用45#调质，硬度217~255HBS
5.1.2初步估算轴的最小直径
轴的输入功率为PⅠ=3.81KW
转速为nⅠ=322.29r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115

5.1.3轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸
从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度 B=（m-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 则第一段长度L1=60mm。
右起第二段直径取D2=Φ38mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm。
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm。

d=26.19
mm

L1=60
mm

L2=70
Mm

L3=20
mm
计算及说明
结果
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm。
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ66mm，分度圆直径为Φ60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=Φ66mm，长度为L5=65mm。
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm,长度取L6= 10mm。
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm。
5.2低速轴设计
5.2.1选择轴的材料
选用45#调质，硬度217~255HBS
5.2.2初步估算轴的最小直径
轴的输入功率为PⅡ=3.66KW
转速为nⅡ=71.62 r/min

5.2.3轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.1×497.52=547.27N.mm，查标准GB/T 5014—2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,

L4=10
mm

L5=65
mm

L6=10
mm

L7=18
mm

d=42.66
mm

计算及说明
结果
轴段长L1=82mm。
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm。
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36mm。
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm。
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=10mm。
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm。
5.3校核轴的强度
5.3.1按弯扭合成校核高速轴的强度
(1)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=60mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =112805.24 N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T1/d1=2×112805.24/60=3760.17N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3760.17×tan200=1368.70N

L1=82mm

L2=74mm

L3=36mm

L4=58mm

L5=10mm

L6=21mm

Ft=3760.17N

Fr=1368.7N

计算及说明
结果
（2）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1880.09N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124=684.35N
（3）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=RA×62/1000=116.57N.m
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62/1000=42.43N.m
合成弯矩：

（4）画转矩图： T= Ft×d1/2/1000=112.805Nm
（5）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（6）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知Me=141.31N.m ,［σ-1］=60Mpa 则：
σe= Me/W= Me/(0.1·D43)
=141.31×1000/(0.1×483)=12.78N.m<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

RA=RB=
684.35N

MC1=
MC2=
124.05
Nm

T=112.
805Nm

Me=141
.31Nm

бe=
12.78
Nm
计算及说明
结果
σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=67.68×1000/(0.1×303)=25.07Nm<［σ-1］，安全。
(7)绘制弯矩、扭矩图

图4 高速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图
5.3.2 按弯扭合成校核低速轴的强度
(1) 求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d1=270mm
作用在齿轮上的转矩为：T2=497521.88N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×497521.88/270=3685.35N

бe=25.07
Nm

Ft=368
5.35N

计算及说明
结果
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3685.35×tan200=1341.47N
(2）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1842.67N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 670.73N
(3) 画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=RA×62/1000= 114.25Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62/1000=41.59Nm
合成弯矩：

(4) 画转矩图： T= Ft×d2/2=497.522 Nm
(5) 画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

(6) 判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知Me=322.32Nm ,［σ-1］=60Mpa 则：
σe= Me/W= Me/(0.1·D43)
=322.32×1000/(0.1×603)=14.92Nm<［σ-1］

Fr=1341
.47N

RA=670
.3N

MC1=121
.58Nm

T=497.
522Nm

Me=322
.32Nm

бe=
14.92
Nm
计算及说明
结果
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=298.51×1000/(0.1×453)=32.76Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
(7)绘制弯矩、扭矩图

图5 低速轴的受力、弯矩、合成弯矩、转矩、计算弯矩图

бe=
32.76
Nm
计算及说明
结果
六、滚动轴承的选择和计算
6.1高速轴上的滚动轴承设计
根据条件，24小时制，五年，轴承预计寿命≥5×365×24=43800小时
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，必须求出当量动载荷P
深沟球轴承查表16-13取静载荷系数X0=0.6
当量动载荷P=X0.Fr=0.6×1368.70=821.22N
即轴承在Fr=1368.70N和Fa=0N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为821.22N作用下的使用寿命。
（2）求轴承所需的径向基本额定载荷值
轻微载荷查表16-9取载荷系数fp=1.2,
因工作温度不高查表16-8取温度系数ft=1

=9323.92KN
（3）选择轴承型号
查设计手册，选择6208轴承，其Cr=29.5KN>9.32KN
（4）轴承寿命校核
6208轴承的寿命：

P=821
.22N

C=9323
.92Kn

选择6208轴承
计算及说明
结果
=1387215>>43800
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
6.2低速轴上的滚动轴承设计
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，必须求出当量动载荷P
深沟球轴承查表16-13取静载荷系数X0=0.6
当量动载荷P=X0.Fr=0.6×1341.47=804.88N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
轻微载荷查表16-9取载荷系数fp=1.2,
因工作温度不高查表16-8取温度系数ft=1

=5535.18KN
（3）轴承选型
查课程设计手册，选择6211轴承 Cr=43.2KN
（4）轴承寿命校核
6211轴承寿命:

=6630484>>46720

P=
804.88N

C=5535
.18kN

选择6211轴承
计算及说明
结果
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
表8 滚动轴承参数
参数
轴承型号
基本额定动载荷（N）
高速轴轴承
6208
9323.92
低速轴轴承
6211
5535.18

计算及说明
结果
七、键的选择和计算
7.1高速轴V带轮用键连接
7.1.1选用键类型
此段轴径d1=30mm,L1=60mm
根据轴径查《机械设计课程设计手册》或GB/T 1096-2003，选用A型平键，
键规格为： GB/T 1096 键 8X7X45 ，即
键宽b=8mm;键深h=7mm;键长L=45mm,轴上转矩T=112.81N·m
7.1.2键的强度校核
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×112.81×1000/（30×7×45）
=23.87Mpa < [σP] (110Mpa)
7.2低速轴齿轮用键连接
7.2.1选用键类型
输出轴与齿轮连接用平键连接
轴径d3=60mm L3=58mm TⅡ=497.52Nm
根据轴径查《机械设计课程设计手册》或GB/T 1096-2003，选用A型平键，
键规格为： GB/T 1096 键 18X11X50 ，即
键宽b=18mm;键深h=11mm;键长L=50mm

σp=
23.87MPa

计算及说明
结果
7.2.2键的强度校核
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×497.52×1000/（60×11×50）
=30.15Mpa < [σp] (110Mpa)
7.3低速轴联轴器用键连接
7.3.1选用键类型
轴径d2=45mm L2=63mm T2=497.52N·m
根据轴径查《机械设计课程设计手册》或GB/T 1096-2003，选用A型平键，
键规格为： GB/T 1096 键 14X9X60 ，即
键宽b=14mm;键深h=9mm;键长L=60mm
7.3.2键的强度校核
σp=4 ·TⅠ/（d·h·l）
=4×497.52×1000/（45×9×60）
= 40.95Mpa < [σp] (110Mpa)
表10 各键参数
参数
型号
键长
键高
高速轴带轮键
A键8x7
45
7
低速轴齿轮键
A键18x11
50
11
低速轴联轴器键
B键14x9
60
9

σp=
30.15MPa

σp=
40.95MPa
计算及说明
结果
八、联轴器的选择
8.1联轴器的转矩计算
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.1×497.52=547.27N.m，
其中KA为工况系数，轻微载荷取KA=1.1
8.2 许用转速
根据TC,轴径d,轴的转速n,查标准GB/T 5014—2003,选用LX3型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250N.m, 许用转速[n]=4700r/min,故符合要求。
8.3配合轴径
根据四章轴的设计及《机械设计课程设计手册》表8-7弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003）中LX3型联轴器轴孔直径，选定配合轴径d=45mm。
8.4