机械原理课程设计设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

目录
一、设计任务书………………………………………………1
0二、电动机的选择……………………………………………2
三、确定传动比……………………………………………....2
四、V带传动的设计计算……………………………………3
五、斜齿轮传动设计计算……………………………………5
1、高速级传动…………………………………………..6
2、低速级传动………………………………………….9
3、齿轮的结构设计…………………………………….13
六、轴系零件的设计计算……………………………………15
1、高速轴的设计及计算……………………………….15
2、从动轴的设计及计算……………………………….20
3、中间轴的设计及计算……………………………….24
七、键连接强度校核计算……………………………………28
八、轴承的寿命计算…………………………………………28
1、主动轴轴承…………………………………………..28
2、中间轴轴承………………………………………….30
3、从动轴轴承…………………………………………..31
九、润滑、密封装置的选择及设计…………………………32
十、减速箱体及附件的设计…………………………………33
十一、设计总结………………………………………………35

一、设计任务书
设计题目：
设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件，双班制工作，工作有轻微振动，使用寿命为10年（其中带、轴承寿命为3年以上）原始数据：卷筒直径D=330mm，运输带速度v=0.75m/s,运输带所需扭矩T=370N.m。

设计任务：
（1）减速器装配图1张；
（2）零件工作图2张；
（3）设计计算说明书1份。

二、电动机的选择
卷筒的转速n
＝==43.406r/min
运输带功率Pw:
Pw===1.682KW
传动装置的总效率
＝0.95×××0.99＝0.816
为V带的效率,取0.95；
为轴承的效率，取0.98；
为齿轮啮合的效率（8级精度），取0.97；
为联轴器的效率，取0.99。
电动机输出功率P0:
Pd＝P/＝1.682/0.816＝2.06kW
根据动力源和工作条件，电动机的类型选用Y系列的三相异步电动机。电动机转速选着常用的两种同步转速：1500 r/min 和1000 r/min，以便比较。
电动机选择如下：
型号
额定功率
同步转数
满载转速
总传动比
外伸轴径
外伸轴长
中心高
Y100L1-4
2.2
1500
1420
32.714
28
60
100
Y112M-6
2.2
1000
940
21.656
28
60
112
由于两种总传动比都不是很大，从经济方面考虑，选择Y100L1-4型的电动机。

三、确定传动比
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：
i＝nm/n＝1420/43.406=32.714
预取带传动比为 =3.15
减速箱总传动比为 =32.714/3.15=10.386
减速箱高速级传动比 ==3.607
低速级传动比 = /=2.882

四、V带传动的设计计算

(1) 确定计算功率
查表8-7得工作情况系数，故

p为电机的额定功率.
(2)　选择带型号
根据,查图8-10选用带型为A型带。
(3)选取带轮基准直径
查表8-6和8-8，取小带轮基准直径。
(4)验算带速v

在5～25m/s范围内，故带速合适。
(5)计算大带轮基准直径
,
查表8-8圆整后取。

（6）确定中心距a和带的基准长度
初步选取中心距：

初取中心距=400mm
中心距变动范围：

所以V带基准长度：
=
查表8-2选取基准长度得实际中心距:

圆整后
（7）验算小带轮包角

,包角合适。
（8）计算v带根数z，由公式得

根据，查表8-4a，得
查表8-4b查得功率增量为
查表8-2得带长度修正系数.
查表8-5,得
由公式得

故选Z=3根带。
（9）计算单根V带的初拉力最小值（）min。
查表8-3得A带型的单位长度质量,故单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为:

=116.438N

（10）计算作用在轴上的最小压轴力（）min:

（11）校核实际转矩、功率、转速
实际V带传动比：

从动轮的实际转速：
===456.592r/min
从动轮的转速误差率为

在内，为允许值，但为了使结果更准确，要对 再进行校核。校核结果如下：

各轴转速：
轴1：＝＝1420/3.111＝456.429r/min
轴2：＝＝456.429/＝126.679r/min
轴3：＝ / ＝126.679/2.882=43.949 r/min
轴4：==43.949r/min

各轴输入功率：
轴1：＝×＝2.060×0.95=1.957kw
轴2： =××＝1.957×0.98×0.97=1.861kw
轴3：＝××＝1.861×0.98×0.97= 1.769kw
轴4：＝××η4=1.769×0.98×0.99=1.716kw

各轴输入扭矩：
=9550×/=9550×1.957/456.429=46.49 N·m
=9550×/=9550×1.861/126.679= 140.269 N·m
=9550×/=9550×1.769/43.949=384.343 N·m
=9550×/=9550×1.716/43.949=372.890 N·m
各轴运动与动力参数
轴号
输入功率P KW
输入转矩T Nm
转速r/min
传动比i
轴1
1.957
46.49
456.429
3.15
轴2
1.861
140.269
126.679
3.607
轴3
1.769
384.343
43.949
2.882
轴4
1.716
372.890
43.949
1
（12）带轮的结构设计
因为就以上计算还无法得知大带轮的孔径，所以将两带轮的结构设计一起放在主动轴设计过程中。

五、斜齿轮传动设计计算
如题，我们要用斜齿轮进行设计减速箱。由于传送机转速不高，故取8级精度，大小齿轮都选用软齿面。材料及其相应性质如下表：
齿轮
材料
热处理方式
硬度HBS
接触疲劳强度Mpa
弯曲疲劳强Mpa
小齿轮
45钢
调质
270
650.000
480.000
大齿轮
45钢
正火
235
550.000
360.000

一、 高速级齿轮传动的设计计算

1、选齿数
（1） 取小齿齿数，大齿轮齿数= Zi=193.603=68.458
圆整后取=68。
（2）选取螺旋角
2、按齿面接触强度设计公式：

（1）确定各参数的值:
1） 初选K=1.6。
2） 由表10-7选取齿轮系数=1。
3） 由表10-6查取材料的弹性影响系数=189.8Mpa
4） 由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮=650Mpa，大齿轮=550Mpa
5） 计算应力循环次数：

6） 由图10-19查取接触疲劳寿命系数K=0.95， K=0.97。
7） 取失效概率1，安全系数S=1，
[]=K/S=0.95650=617.5Mpa
[]=K/S=0.97550=533.5Mpa
[]=([]+[])/2=(617.5+533.5)/2=575.5Mpa

8） 由图10-30选取区域系数
9） 由图10-26查得=0.75，=0.86，=+=1.61。
(2)计算。
1）小齿轮分度圆直径：

=40.415mm
2）圆周速度：

3）齿宽b及模数m：
b=d=140.415=40.415mm
m=
h=2.25m=2.252.060=4.634mm
b/h=40.415/4.634=8.742
4)纵向重合度=0.318Ztan=1.69
5）计算载荷系数K：
已知使用系数K=1，根据v=0.968m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数K=1.1：由表10-4查得K=1.45；
由图10-13查得K=1.4；
由表10-3查得K =K=1.2。故载荷系数
K= K K K K=11.11.21.45=1.914
6）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：
d=d
=40.514=43.008mm
7）计算模数m=
3、按照齿根弯曲强度设计：

（1） 确定计算参数
1） 计算载荷系数。
K= K K K K=11.11.21.4=1.848
2） 根据纵向重合度=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.875
3） 计算当量齿数。

4） 查取齿形系数。
由表10-5查得Y=2.757，Y=2.229
5） 查取应力校正系数。
由表10-5查得Y=1.561，Y=1.761

6） 计算弯曲疲劳许用应力。
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85， K=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
= K/S=0.85480/1.4=291.429Mpa
= K/S=0.88360/1.4=226.286Mpa
7） 计算两齿轮的并加以比较。
=2.7571.561/291.429=0.015
=2.2291.761/226.286=0.017
大齿轮的数值较大。
（2） 设计计算

=1.563 mm
由于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发面模数，取m=2.0mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d=43.008mm来计算应有的齿数。
=20.771 圆整为21
=75.664 圆整为76
4、几何尺寸计算
（1）中心距：
=100.422 圆整为 100mm
（2） 按照圆整后的中心距修正螺旋角

=14.070
此数值在2的允许范围内，故不用再对、、的值进行修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
=43.299mm
=156.701mm
（4）计算齿轮宽度
b==43.299mm
圆整后取B=45，B=50。
5、转速误差：
实际转速=/i=456.429/（156.701/43.299）=126.119r/min
（126.679-126.119）/126.679=0.004由于结果与预算的误差极小，所以不再校核转矩、功率、转速。
二、低速级齿轮传动的设计计算

1、选齿数
（1） 取小齿齿数，大齿轮齿数= Zi=192.882 =54.766
圆整后取=55。
（2）选取螺旋角
2、按齿面接触强度设计公式：

（1）确定各参数的值:
10） 初选K=1.6。
11） 由表10-7选取齿轮系数=1。
12） 由表10-6查取材料的弹性影响系数=189.8Mpa
13） 由图10-21d按齿面硬度查取齿面接触疲劳强度，小齿轮=650Mpa，大齿轮=550Mpa
14） 计算应力循环次数：

15） 由图10-19查取接触疲劳寿命系数K=0.97， K=1。
16） 取失效概率1，安全系数S=1，
[]=K/S=0.97650=630.5Mpa
[]=K/S=1550=550Mpa
[]=([]+[])/2=(630.5+550)/2=590.25Mpa

17） 由图10-30选取区域系数
18） 由图10-26查得=0.74，=0.83，=+=1.57。
(2)计算。
1）小齿轮分度圆直径：

=61.631mm
2）圆周速度：

3）齿宽b及模数m：
b=d=161.631=61.631mm
m=
h=2.25m=2.253.133=7.05mm
b/h=61.631/7.05=8.742
4)纵向重合度=0.318Ztan=1.69
5）计算载荷系数K：
已知使用系数K=1，根据v=0.409m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数K=1.1：由表10-4查得K=1.457；
由图10-13查得K=1.4；
由表10-3查得K =K=1.2。故载荷系数
K= K K K K=11.11.21.457=1.923
6）按照实际动载荷系数校正所得分度圆直径：
d=d
==65.53mm
7）计算模数m=
3、按照齿根弯曲强度设计：

（3） 确定计算参数
8） 计算载荷系数。
K= K K K K=11.11.21.4=1.848
9） 根据纵向重合度=1.69，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.875
10） 计算当量齿数。

11） 查取齿形系数。
由表10-5查得Y=2.757，Y=2.276
12） 查取应力校正系数。
由表10-5查得Y=1.561，Y=1.732

13） 计算弯曲疲劳许用应力。
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.88， K=0.90
取弯曲疲劳安全系数S=1.4。
= K/S=0.88480/1.4=301.714Mpa
= K/S=0.90360/1.4=231.429Mpa
14） 计算两齿轮的并加以比较。
=2.7571.561/301.714=0.014
=2.2761.732/231.429=0.017
大齿轮的数值较大。
（4） 设计计算

=2.334 mm
由于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发面模数，取m=2.5mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按照接触疲劳强度算得的分度圆直径d=65.53mm来计算应有的齿数。
=25.319 圆整为25
=72.061 圆整为72
4、几何尺寸计算
（1）中心距：
=125.527 圆整为 125mm
（3） 按照圆整后的中心距修正螺旋角

=14.070
此数值在2的允许范围内，故不用再对、、的值进行修正。
（3）计算大小齿轮的分度圆直径
=64.433mm
=185.567mm
（4） 计算齿轮宽度
b==64.433mm
圆整后取B=65，B=70。
5、误差分析：
传动比误差：=(2.882 -185.567/64.433)/ 2.882=0.001,误差极小，相关参数不在调整。
三、齿轮结构设计
高速级齿轮结构设计数据如下：
名称
符号
计算公式
小齿轮
大齿轮
螺旋角

=14.07
传动比
i
i=3.609
齿数
Z
21
76
法面模数
m
m=2
端面模数
m
m===2.062
发面压力角

=20
端面压力角

=arctan{}= arctan{}=20.567
法面齿距

==2.0=6.282
端面齿距

==2.062=6.475
分度圆直径
d
=43.299
=156.701
基圆直径

40.539
146.713
齿顶圆直径

=+2=43.299+4=47.299
=+2=156.701+4=160.701
齿根圆直径

=-2=43.299-5=38.299
=-2=156.701-5=151.701
齿根高

==2.0*1.25=2.5mm
齿顶高

==2.0*1=2.0mm
标准中心距
a
（43.299+156.701）/2=100.422mm ==》取100mm
齿宽
B
B1=50
B2=45
结构形式

齿轮轴
腹板式
低速级齿轮结构设计数据如下：
名称
符号
计算公式
小齿轮
大齿轮
螺旋角

=14.07
传动比
i
i=2.880
齿数
Z
25
72
法面模数
m
m=2.5
端面模数
m
m===2.577
发面压力角

=20
端面压力角

=arctan{}= arctan{}=20.567
法面齿距

==2.5=7.85
端面齿距

==2.577=8.092
分度圆直径
d
=64.433
=185.567
基圆直径

60.326
173.739
齿顶圆直径

=+2=64.433+5=69.433
=+2=185.567+5=190.567
齿根圆直径

=-2
=64.433-2x3.125=58.183
=-2
=185.567-2x3.125=179.317
齿根高

==2.5*1.25=3.125mm
齿顶高

==2.5*1=2.5mm
标准中心距
a
（64.433+185.567）/2=125.527mm ==》取125mm
齿宽
B
B3=70
B4=65
结构形式

一般式
腹板式

六、轴系零件的设计
1、高速轴的设计及计算
（1）由上所求得：
各轴运动与动力参数
轴号
输入功率P KW
输入转矩T Nm
转速r/min
传动比i
轴1
1.957
46.49
456.429
3.15
轴2
1.861
140.269
126.679
3.607
轴3
1.769
384.343
43.949
2.882
轴4
1.716
372.890
43.949
1
（2）求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
而 1891.679 N
709.809 N
474.099 N
带轮压轴力=700N
由于电动机的中心高为100mm，由以上齿轮设计的结果，取减速器的中心高为151mm，带轮的中心距为400mm，压轴力的方向与上平面的夹角为=，鉴于角度较小，不再把压轴力分解计算。
圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示
⑶初步确定轴的最小直径
先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据， =40Mpa
17.235 mm

因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即18.096，结合带轮标准选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为20mm，故取 ，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，结合以上带轮设计经查表得：
各带轮参数

结构式
da
dd
轮缘宽B
L
d1
d
小带轮
腹板式（P）
95.500
90.000
50
50.000
50.400
28
大带轮
孔板式（P）
285.500
280.000
50
50.000
40.00
20

⑷轴的结构设计
主动轴设计结构图:

① 各轴段直径的确定
与大带轮相连的轴段是最小直径，取=20mm；大带轮定位轴肩的高度取3.5mm，则；经过国标查询，选圆锥滚子轴承30206型轴承，则，左右轴承都用轴肩定位，则；小齿轮轴段处，小齿轮齿底圆直径=-2=43.2992.5=40.799，显然，尺寸与小齿轮的分度圆的直径相差很小，明显不符合齿根与键槽顶的距离L>2.5m的条件，于是将齿轮做成齿轮轴。齿顶圆直径=+2=43.299+4=47.299，于是d
=47.299mm。
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚子轴承
d*D*T
a
Cr(KN)
Cor(KN)
Y
e
30206
30*62*17.25
13.800
43.200
50.500
1.600
0.370

② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
以中间轴的长度进行箱体总宽的确定。，中间轴上齿轮宽度分别为, ，轴承端盖总厚度取20mm.箱体内侧与轴承内面距离取10mm，两齿轮之间的距离取S1=10mm，齿轮与箱体之间的间隙为S2=14mm。所以两端轴承的内壁间距为L=173mm。
对于轴1，在齿轮1、2中线对其与总长为L=173mm的条件下，设端盖总厚度为20mm，轴承端盖与大带轮间距为30mm，与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度短2mm以保证定位可靠，所以L1取48，所设各轴段的长度如上图。即：
各段直径
d1=
20.000
mm
d2=
27.000
mm
d3=
30.000
mm
d4=
38.000
mm
d5=
47.299
mm
d6=
38.000
mm
d7=
30.000
mm
各段长度
L1=
48.000
mm
L2=
50.000
mm
L3=
17.250
mm
L4=
101.500
mm
L5=
50.000
mm
L6=
21.500
mm
L7=
17.250
mm

⑸求轴上的载荷
1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上,
如图中轴1简支梁中=(L1+2)/2+L2+a=(48+2)/2+50+13.8=88mm
=L3-a+L4+L5/2=17.25-13.8+101.5+50/2=129.95mm
= L6-a+L5/2=49.95mm
2)、水平面的受力分析：

则
3）、竖直平面受力分析：

通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
-905.498 N
915.307 N
Mv1=Fp*l=70088=62160. N.mm
Mv3=*l=915.30749.95=45719.578 N.mm
Mv2= Mv3-=45719.578-474.099 43.299 /2=35455.569 N.mm
4）合成弯矩图，
Mv1=62160.Mpa

5）当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质=60Mpa,取，由于M较大，则：
Mpa<60Mpa
所以轴1的强度合格。

2、从动轴（轴3）的设计及计算
（1）求作用在齿轮上的力
已知从动轴上大齿轮的分度圆直径为
而 4142.367 N
1554.328 N
1038.175 N
圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示
⑶初步确定轴的最小直径
先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据， =40Mpa
36.353 mm

因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即38.2mm，结合联轴器标准选用联轴器，取联轴器孔径为40，联轴器设计经查标准得：
弹性柱销联轴器参数
弹性柱销联轴器
公称转矩
半联轴器孔径
半联轴器长度（Y型）
与轴配合的毂孔长度
LX3型
1250000.000
40
112.000
84.000

⑷轴的结构设计
从动轴设计结构图:

① 各轴段直径的确定
与联轴器相连的轴段是最小直径，取=40mm；联轴器定位轴肩的高度取3.5mm，则；经过国标查询，选圆锥滚子轴承30210型轴承，则，左端轴承用轴肩定位，取轴肩高为3.5mm，则d=57mm，右端轴承与齿轮都用套筒定位，齿轮左端用轴肩定位，轴肩高为5mm，则；
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚子轴承
d*D*T
a
Cr(KN)
Cor(KN)
Y
e
30210
50*90*21.75
20.000
73.2
92.000
1.400
0.420

② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
对于轴3，在齿轮3、4中线对其与总长为L=173mm的条件下，设端盖总厚度为20mm，轴承端盖与联轴器间距为30mm，与大齿轮连接的轴段应比轮毂长度短2mm以保证定位可靠，所以L6取48，所设各轴段的长度如上图。即：

各轴段直径
d1=
40.000
mm
d2=
47.000
mm
d3=
50.000
mm
d4=
60.000
mm
d5=
65.000
mm
d6=
55.000
mm
7=
50.000
mm
各轴段长度
L1=
82.000
mm
L2=
50.000
mm
L3=
21.750
mm
L4=
71.500
mm
L5=
10.000

L6=
61.000
mm
L7=
52.250
mm

⑸求轴上的载荷
1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上,
如图中轴1简支梁中=(L1+2)/2+L2+a=(82+2)/2+50+20=112mm
=L3-a+L4+L5+L6/2=21.75-20+10+71.5+65/2=115.75mm
= （L6+4）/2-4+L7-a=60.75mm
2)、水平面的受力分析：

则
3）、竖直平面受力分析：
通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
-10.765 N
1565.093 N
Mv1=*l=-10.765 115.750 =-1246.089 N.mm
Mv2=l = 1565.09360.75=95079.429 N.mm
4）合成弯矩图，

5）当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质=60Mpa,取，由于M较大，则：
Mpa<60Mpa
所以轴3的强度合格

。
3、中间轴的设计及计算
（1）又上分析，通过作用力与反作用力的关系，得中间轴上两齿轮上的受力如下：
小齿轮 d3=
64.433
mm
大齿轮 d2=
156.701
mm
圆周力 Ft2=
4142.367
N
圆周力 Ft1=
1891.679
N
径向力 Fr2=
1554.328
N
径向力 Fr1=
709.809
N
轴向力 Fa2=
1038.175
N
轴向力 Fa1=
474.099
　N

圆周力F，径向力F及轴向力的方向如图示
（2）初步确定轴的最小直径
先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,调质处理,根据， =40Mpa
25.979 mm

因最小直径与轴承配合，查取圆锥滚子轴承的国家标准，取最小轴径为30mm。轴承的参数如下：
圆锥滚子轴承
d*D*T
a
Cr(KN)
Cor(KN)
Y
e
30206
30*62*17.25
13.800
43.200
50.500
1.600
0.370

(3)轴的结构设计
主动轴设计结构图:

① 各轴段直径的确定
最小直径为==30mm；如上图，两轴承内侧与两齿轮外侧都用套筒定位，此分段主要是为了减少两端轴段的加工面。两齿轮中间用轴肩定位，高度取4mm。
② 轴上零件的轴向尺寸及其位置
总长为L=173mm的条件下，中间轴上齿轮宽度分别为, ，为了定位可靠，轴端L3与L5要比相应齿宽小4mm，分别取L3=41mm，L5=66mm。轴承端盖总厚度取20mm.为了避免箱体铸造误差的影响，箱体内侧与轴承内面距离取8mm，两齿轮之间的距离取L4=10mm，齿轮与箱体之间的间隙为S2=16mm。于是第二与第六轴端长度L2=L6=28mm
所设各轴段的长度如上图。
各轴段直径
d1=
30.000
mm
D2=
36.000
mm
D3=
44.000
mm
D4=
36.000
mm
D5=
30.000
mm
各轴段长度
L1=
45.250
mm
L2=
66.000
mm
L3=
10.000
mm
L4=
41.000
mm
L5=
45.25
mm

（4）求轴上的载荷
1)、主动轴的载荷分析与弯矩图如上,
如图中轴1简支梁中
=L1-a +（L2+4）/2=17.25+28+(41+4)/2= 49.950 mm

=（L2+4）/2 +L3+（L4+4）/2=（41+4）+10+（66+4）/2=67.500mm
= L5+（L4+4）/2 -4 -a =（66+4）/2-4+28+17.25-13.8=62.450mm
2)、水平面的受力分析：
3229.630 N
2804.416 N
则弯矩：

3）、竖直平面受力分析：

通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：
419.235N
425.284N
M11= *l=419.235 49.950 =20940.793 N.mm
M22=*l=425.284 62.450 =26558.980 N.m
M12= M11-=419.235-474.099 156.701 /2=-12505.568 N.mm
M21= M22+=26558.980+1038.17564.433 /2=63704.916
4）合成弯矩图，

5）当量弯矩。转矩按脉动循环，45号钢调质=60Mpa,取，由于M较大，则：
<60Mpa
所以中间轴的强度合格。

七、键连接强度校核计算

根据各轴段直径，选择键的参数如下：
名称
bxh
L
d
大带轮
6*6
C型键 40
20
齿轮2
10*8
A型36
36
齿轮3
10*8
A型36
36
齿轮4
16*10
A型50
55
联轴器
12*8
A型70
40

　轴名
输入转矩N.m
轴1
40.954
轴2
140.269
轴3
384.343
轴4
372.890

由计算各键的挤压应力如下：
36.895 Mpa
74.930 Mpa
74.930 Mpa
75.361 Mpa
=82.833 Mpa
经查表得[]=100Mpa,所以以上所选的键都合格。

八、轴承的寿命计算
一、主动轴的轴承设计工作能力计算
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚子轴承
d*D*T
a
Cr(KN)
Cor(KN)
Y
e
30206
30*62*17.25
13.800
43.200
50.500
1.600
0.370

（1）计算两轴承所承受的径向力
1046.803 N
1644.677 N
（2） 计算两轴承所承受的轴向力
1）派生轴向力计算：
327.126N
513.962N
2）确定轴向力

因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力方向指向远离大带轮一端，则轴承所受轴向力为：
327.126N
N
所以轴承2压紧，1放松。
3）轴承当量动载荷计算

取载荷系数fp=1.2。

4）计算轴承的寿命
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附表得30206轴承的。又有滚子轴承，则：

要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

二、中间轴的轴承设计工作能力计算
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚子轴承
d*D*T
a
Cr(KN)
Cor(KN)
Y
e
30206
30*62*17.25
13.800
43.200
50.500
1.600
0.370

（1）计算两轴承所承受的径向力
2552.274 N
3256.726 N
（2） 计算两轴承所承受的轴向力
1）派生轴向力计算：
797.586N
1017.727 N
2）确定轴向力

因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力，即方向小齿轮指向大齿轮，则轴承所受轴向力为：
1361.661 N
1017.727 N
所以轴承1压紧，2放松。
（3）轴承当量动载荷计算

取载荷系数fp=1.2。

（4）计算轴承的寿命
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附表得30206轴承的。又有滚子轴承，则：

要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。

三、从动轴（轴3）的轴承设计工作能力计算
圆锥滚子轴承参数
圆锥滚子轴承
d*D*T
a
Cr(KN)
Cor(KN)
Y
e
30210
50*90*21.75
20.000
73.2
92.000
1.400
0.420

（1）计算两轴承所承受的径向力
1425.813 N
3135.188 N
（2） 计算两轴承所承受的轴向力
1）派生轴向力计算：
509.219N
1119.710 N
2）确定轴向力

因为此处轴承用的是正装，所以派生轴向力方向都指向箱体外侧，工作力方向指向远离联轴器一端，则轴承所受轴向力为：
509.219N
N
所以轴承2压紧，1放松。
3）轴承当量动载荷计算

取载荷系数fp=1.2。

4）计算轴承的寿命
因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查附表得30210轴承的。又有滚子轴承，则：

要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。
九、润滑、密封装置的选择及设计
1、齿轮的润滑方式及的选择
主动轴小齿轮的圆周转速：

中间轴小齿轮转速
0.427m/s
中间轴大齿轮转速
1.039 m/s
从动轴大齿轮的圆周转速：

此处为闭式齿轮传动，由于所有齿轮圆周转速都小于12m/s，采用大齿轮浸入油池中进行润滑，选用SH0357-92中的50号润滑。齿轮传动时，就会把油带到啮合齿面上，同时将油甩到箱壁上起到散热作用，在此油面应高过高速级大齿轮的一到两个齿高。

2、滚动轴承的润滑方式及的选择
属于轻型