学位论文-—两级圆柱齿轮减速器课程设计.doc

一、课程设计方案
1传动装置简图
带式运输机的传动装置如如图1所示

图1
2原始数据
带式运输机传动装置的原始数据如下表所示

带的圆周力F/N
带速V/（m/s）
滚筒直径D/mm
2200
0.9
300
3工作条件
两班制，使用年限5年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的.环境最高温度35oC
传动方案：
图2
二、电动机的选择
（1）选择电动机类型
按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。
（2）选择电动机容量
电动机所需工作功率

由式
kw
根据带式运输机工作的类型，可取工作机效率 0.96
传动装置的总效率
查参考文献表12-7知机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对） 开式齿轮传动效率，代入得

所需电动机功率为

因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由参考文献表12-7所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为3kw。
（3）确定电动机转速
卷筒轴工作转速为

由参考文献[1]表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为10~20，则总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为

符合这一范围的同步转速有750和1000两种方案进行比较。由参考文献[1]表13-1查得电动机数据列于表1中
表1 电动机数据及总传动比

方案

电动机型 号

额定功率
电动机转速n/()

同 步
转 速

满 载
转 速

1

Y132S-6

3

1000

960

2

Y132M-8

3

750

710

表1中，方案2的电动机重量轻，价格便宜，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格以及总传动比，选用方案1较好，即选定电动机型号为Y132S-6。
三．传动装置的总传动比及其分配
计算总传动比：
根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为

合理分配各级传动比：
对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即

式中：—高速级传动比
—减速器传动比
又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为3～5，所以选,。
四．计算传动装置的运动和动力参数
传动装置运动和动力参数的计算
（1）各轴转速

（2）各轴输入功率

卷筒轴
（3）各轴输入转距

卷筒轴
表2 运动和动力参数

轴号
功率P/kw
转距T/(N.m)
转 速
n/(r/min)
传动比i
效率
电动机轴
3
29.84
960

1

0.99
高速轴Ⅰ
2.97
29.55
960
4.67

0.96
中速轴Ⅱ
2.85
132.4
205.57

3.59

0.96
低速轴Ⅲ
2.54
423.63
57.26

1

0.98
工作机轴
2.49
415.29
57.26
五．齿轮零件的设计计算
（一）高速级齿轮的设计
设计参数：

两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。
1．选定齿轮的精度等级、材料及齿数。
1）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用8级精度（GB10095-88）
2）材料及热处理：
选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。
3）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数
，取
4）选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。
2.按按齿面接触强度设计
按参考文献[2]式13-16计算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选Kt=1.3
2）由参考文献[2]表13-8选取区域系数ZH=2.433
3）由参考文献[2]表13-8选取齿宽系数Φd=0.9
4）由参考文献[2]公式知

5）小齿轮转距29.55N.mm
6）由由参考文[2]表1.-6查得材料的弹性影响系数
7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
8）计算应力循环次数

9）由参考文献[2]图13-8查得接触疲劳寿命系；
10）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数=1，由参考文献[2]式13-3得

（2）计算
1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得

2）计算圆周速度

3）计算齿宽b及模数

4）计算纵向重合度

5）计算载荷系数K
已知载荷平稳，由参考文献[2]13-5选取使用系数取
根据，8级精度，由参考文献[2]图13-13查得动载系数；由图13-15查的 ；
由参考文献[2]图13-14查得
故载荷系数
6）按实际的载荷系数校正所得的模数
取1.5mm
3．按齿根弯曲强度设计
由参考文献[2]式（10-17）

（1）确定计算参数
1）计算载荷系数

2）根据纵向重合度，从参考文献[2]图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.88
3）计算当量齿数

4）查取齿型系数 由参考文献[2]表10-5查得；
5）查取应力校正系数 由参考文献[2]表10-5查得；
6）由参考文献[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限
7）由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；
8）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献[2]式（10-12）得

9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较

大齿轮的数值大
（2）设计计算

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跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径=40.25mm来计算应有的齿数。于是由

取=26，则，取=103。
4．几何尺寸计算
（1）计算中心距

将中心距圆整为100mm。
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

因b值改变不多，故参数、、等不必修正。
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

（4）计算齿轮宽度
mm
圆整后取；。
（二）低速级齿轮的设计
设计参数：

1．选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。
1）按图2所示的传动方案，选用直齿轮圆柱齿轮传动。
2）运输机为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）
3）材料及热处理：
选择参考文献[2]表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取
2．按齿面接触强度设计
按参考文献[2]式（10-9a）进行试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）试选Kt=1.3
2）由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数Φd=1
3）小齿轮传递的转距
4）由参考文献[2]表10-6查得材料的弹性影响系数
5）由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限
6）由参考文献[2]式（10-19）计算应力循环次数

7）由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系；
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献[2]式（10-12）得

（2）计算
1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得

2）计算圆周速度

3) 计算齿宽b

4)计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

5)计算载荷系数K
已知载荷平稳，由参考文献[2]表10-2选取使用系数取；
根据，7级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数；
直齿轮，；
由参考文献[2]图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；
由，查参考文献[2]图10-13得，故载荷系数

6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献式（10-10a）
得

7）计算模数

3. 按齿根弯曲强度设计
由参考文献[2]式（10-5）

（1）计算公式内的各计算数值
1）由参考文献[2]中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；
2）由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；
3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由参考文献[2]式（10-12）得

4）计算载荷系数

5）查取齿型系数 由参考文献[2]表10-5查得；。
6）查取应力校正系数 由文献[2]表10-5查得；。
7）计算大，小齿轮的 ，并加以比较

大齿轮的数值大
(2) 设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就近圆整为标准值，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=66.10mm，算出小齿轮齿数

取=26，则，取=74。
4．几何尺寸计算
1）计算大、小齿轮的分度圆直径

2）计算中心距

3）计算齿轮宽度
mm
则取；。
小结： 表 3

项目
d/mm
z
mn
/mm
B
/mm
b
材料
旋向
高
速
级
齿轮1
40.20
26

1.5

50

40Gr
左旋
齿轮2
159.28
103
45
45钢
右旋
低
速
级
齿轮3
65
26

2.5
70

40Gr

齿轮4
185
74
65
45钢

六．轴的设计
齿轮机构的参数列于下表：
表4
级别
高速级
低速级

26
103

26
74

1.5
1.5464
/mm
2.5
2.5

0

1
齿宽/mm
；
；

（一）高速轴的设计。
已知参数：
，，
1．求作用在齿轮上的力
因已知高速级小齿轮的分度圆直径为

而
圆周力，径向力及轴向力的方向如图3所示。 图3 高速轴结构图
2．初步确定轴的最小直径
先按参考文献[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献[2]表15-3，取，于是得

高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转距 ，查参考文献[2]表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则

按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献[1]标准GB/T5014-2003，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转距为250000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取
Ⅱ-Ⅲ段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段长度应比略短一些，现取。
2）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为的,故。
3）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据，左端滚动轴承与轴之间采用套筒定位，故选。同理右端滚动轴承与轴之间也采用套筒定位，因此，取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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右端面间的距离,故取。
5）已知高速级齿轮轮毂长b=45mm,做成齿轮轴， 则。
6）取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=16.25mm，低速级大齿轮轮毂长L=70mm，套筒长。 则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（3）轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献[2]表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为25mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考参考文献[2]表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图3。
4．求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由参考文献[1]中查得a=12.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图4）。
图4 高速轴弯距图
从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看图4）。
表5
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
N，N
，

弯距M

总弯距

扭距T

5按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献[2]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献[2]表15-1得。因此，故安全。
（二）中速轴的设计
已知参数：
，，
1．求作用在齿轮上的力
因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为

而
由受力分析和力的对称性，则中速轴大齿轮的力为
，，
圆周力，径向力及轴向力的方向如图5所示。
图5 中速轴结构图
2．初步确定轴的最小直径
先按参考文献[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献[2]表15-3，取，于是得

3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图4。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为的,故。
2）取安装小齿轮处的轴段Ⅱ-Ⅲ的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=3.5mm，则轴直径。
3) 取安装大齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。
4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度T=18.25mm。则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献[2]表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献[2]表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考参考文献[2]表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图5。
4．求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图（图6），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30207型圆锥滚子轴承，由参考文献[1]中查得a=15.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。

图6 中速轴弯距图
从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面B和C是轴的危险截面。现将计算出的截面B和C处的的值列于下表（参看图6）。
表6
载荷
水平面H
垂直面V

支反力F
N
，

弯距M

总弯距

扭距T

5按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献[2]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献[2]表15-1得。因此，故安全。
（三）.低速轴的设计
已知参数：
，，
1．求作用在齿轮上的力
受力分析和力的对称性可知
，
圆周力，径向力的方向如图7所示
图7 低速轴结构图
2．初步确定轴的最小直径
先按参考文献[2]式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据参考文献[2]表15-3，取，于是得

可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转距 ，查参考文献[2]表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则

按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查参考文献[1]标准GB/T5014-2003，选用LX2型弹性柱销联轴器，其公称转距为560000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
3．轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的装配方案，如图7。
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取
Ⅱ-Ⅲ段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段长度应比略短一些，现取
2）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6309，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取
3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=4.5mm, 则轴环处的直径，轴环宽度b>1.4h，取。
4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。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右端面间的距离,故取。
5）取齿轮距箱体内壁之距离,圆柱齿轮与圆柱齿轮之间的距离为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离是s,取s=8mm.已知滚动轴承宽度B=25mm，高速级小齿轮轮毂长L=45mm，右端套筒长。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由参数文献[2]表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
4）确定轴上圆角和倒角尺寸
参考参考文献[2]表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7。
4．求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图（图8），在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取B值。对于6309型深沟球轴承，由参考文献[1]中查得B=25mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图8）。

图8 低速轴的弯距图
从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表（参看图8）。
表7
载荷
水平面H
垂直面V

支反力F
N，N
，
弯距M

总弯距

扭距T

5按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据参考文献[2]式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献[2]表15-1得。因此，故安全。
七.键的校核
（一）高速轴上键的校核
高速轴外伸端处键的校核
已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=5mm,高度h=5mm，键长L=25mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。键的工作长度l=L-b=25mm-5mm=20mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.55mm=2.5mm.由参考文献[2]式（6-1）可得
Mpa
故挤压强度足够。
（二）中速轴上键的校核
1）中速轴上小齿轮处键的校核
已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=56mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。
键的工作长度l=L-b=56mm-12mm=44mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.
由参考文献[2]式（6-1）可得

故挤压强度足够。
2）中速轴上大齿轮处键的校核
已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=12mm,高度h=8mm,键长L=28mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。键的工作长度l=L-b=32mm-12 mm=20mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献[2]式（6-1）可得

故挤压强度足够。
（三）低速轴上键的校核
1）低速轴上外伸端处键的校核
已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm，键长L=45mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。键的工作长度l=L-b=45mm-10mm=35mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由参考文献[2]式（6-1）可得
Mpa
故挤压强度足够。
2) 低速轴上齿轮处键的校核
已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=10mm,键长L=50mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由参考文献[2]表6-2查得许用挤压应力[]=100～200Mpa,取其平均值，[]=110Mpa。键的工作长度l=L-b=50mm-14 mm=36mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.510mm=5mm.由参考文献[2]式（6-1）可得

八.轴承寿命的验算
(一)高速轴上轴承的寿命校核
已知参数，
。
查参考文献[1]可知圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷C=32200N。
1.求两轴承受到的径向载荷和
由图4及表5可知，

2.求两轴承的计算轴向力
对于圆锥滚子轴承，按参考文献[2]中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献[2]表13-5中的Y值。查参考文献[1]可知Y=1.6，因此可算得

按参考文献[2]中式（13-11）得

3.求轴承当量载荷
查参考文献[1]可知e=0.37，比较按参考文献[2]中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献[2]中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献[2]表13-6，取，则

4.校核轴承寿命
由参考文献[2]式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核

故所选轴承满足寿命要求。
(二)中速轴上轴承的寿命校核
已知参数，
=72000h。
查参考文献[1]可知圆锥滚子轴承30207的基本额定动载荷C=54200N。
1.求两轴承受到的径向载荷和
由图4及表5可知，

2.求两轴承的计算轴向力
对于圆锥滚子轴承，按参考文献[2]中表13-7，轴承派生轴向力，其中Y是对应参考文献[2]表13-5中的Y值。查参考文献[1]可知Y=1.6，因此可算得

按参考文献[2]中式（13-11）得

3.求轴承当量载荷
查参考文献[1]可知e=0.37，比较按参考文献[2]中表13-5，得轴承径向载荷系数和轴向载荷系数为。按参考文献[2]中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献[2]表13-6，取，则

4.校核轴承寿命
由参考文献[2]式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核

故所选轴承满足寿命要求。
(三)低速轴上轴承的寿命校核
已知参数，。
查参考文献[1]可知深沟球滚子轴承6309的基本额定动载荷C=52800N。
1.求两轴承受到的径向载荷和
由图4及表5可知，

2. 求轴承当量载荷
由于轴承只承受纯径向动载荷的作用，按参考文献[2]式（13-9a）得，当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查参考文献[2]表13-6，取，则

4.校核轴承寿命
由参考文献[2]式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承1的受力大小校核

故所选轴承满足寿命要求。
九．润滑与密封
（一）润滑：
查参考文献[1]，齿轮采用浸油润滑；当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸油深度以一个齿高、但不小于10mm为宜，大齿轮的齿顶到油底面的距离≥30~50mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，采用稠度较小润滑脂。
（二）密封：
防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。查参考文献[3]表7-3-44，高低速轴密封圈为毡圈密封。箱体与箱座接合面的密封采用密封胶进行密封。

选电动机型号为Y132S-6。

传动比分配为

取

=26;=103

a=99.74mm

取

=26；=74

选用LX1型弹性柱销联轴器。

选用单列圆锥滚子轴承30205。

高速轴的强度满足要求。

选用单列圆锥滚子轴承30207。

中速轴的强度满足要求。

选用LX1型弹性柱销联轴器。

低速轴的强度满足要求。

高速轴上的键满足强度要求。

中速轴上键满足强度要求。