1、机械设计课程设计说明书设计题目二级平行轴减速器机械系10专升本指导老师设计者两级展开式（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书例如设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。已知条件输送带带轮直径D300MM,输送带运行速度V063M/S,输送带轴所需转矩T700NM一、传动装置的总体设计11传动方案的确定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1电动机2带传动3减速器4联轴器5输送带带轮6输送带12电动机的选择计算
2、项目计算及说明计算结果1选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。2选择电动机的功率输送带所需的拉力为F2T/D2700/03N4667N输送带所需动率为PWFV/10004667063/1000KW294KW由表取，V带传动效率带096，一对轴承效率轴承099，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮097，联轴器效率联099，则电动机到工作机间的总效率为总带轴承4齿轮2联096099409720990859POPW/总294/0859KW342KW根据表，选取电动机的额定功率为PED4KWF4667NPW294KW总0859PO342KWPED4KW3确定电动机的转速输送带带轮
3、的工作转速为NW100060063V/300R/MIN4013R/MIN查表，V带传动的传动比I带24，两级减速NW4013R/MIN器传动比I840，则总传动比范围为I总I带I齿（24）（840）16160电动机的转速范围为NONWI4013（16160）R/MIN64216421R/MIN由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000R/MIN，1500R/MIN和3000R/MIN,考虑3000R/MIN的电动机的转速太高，而1000R/MIN的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500R/MIN的电动机进行试算，其满载转速为1440R/MIN，其满载转速为1440R/MIN,其型号为Y1
4、12M4NM1440R/MIN13传动比的计算及分配各级传动比的计算及分配。计算项目计算及说明计算结果1总传I总I总3588动比NMNW1440/401335882分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比I带25，则减速器传动比为II总/I带3588/251435高速级传动比为I1（1314）I（1314）1435432448取I144低速级传动比为I2I/I11435/44326I1435I144I232614传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1各轴转速NONM1440R/MINN1NO/I带1440/25R/MIN576R/MINN2N1/I1576/44R/M
5、IN1309NO1440R/MINN1576R/MINN21309R/MINR/MINN3N2/I21309/326R/MIN4015R/MINNWN34015R/MINN34015R/MINNW4015R/MIN2各轴功率P1PO01PO带342096KW328KWP2P112P1轴承齿328099097KW315KWP3P223P2轴承齿315099097KW302KWPWP33WP3轴承联302099099KW296KWP1328KWP2315KWP3302KWPW296KW3各轴转矩T09550PO/N09550342/1440NM2268NMT19550P1/N19550328/57
6、6NM5438NMT29550P2/N29550315/1309NM22981NMT39550P3/N3T02268NMT15438NMT222981NMT371833NM9550302/4015NM71833NMTW9550PW/NW9550296/4015NM70406NMTW70406NM二、传动件的设计计算21减速器外传动件的设计减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果1确定设计功率PDKAP0由表86，查得工作情况系数KA12，则PD12342KW41KWPD41KW2选择带型N01440R/MIN,PD41KW,由图选择A型带
7、选择A型V带3确定带轮的基准直径根据表87，选小带轮直径为DD1100MM,则大带轮的直径为DD2I带DD125100MM250MMDD1100MMDD2250MM4验算的速度V带DD1N0/601000M/S754M/S120OA115488O120O合格7确定V带根数V带根数可用下式计算ZPD/P0P0KAKL由表89查取单根V带所能传递的功率P013KW,功率增量P0KBN111/KI由表810查得KB07725103，由表811查得KI1137，则P077251031440（11/1137）KW0134Z4KW由表812查得KA0935，由表88查得KL093，则带的根数为ZKD/P0
8、P0KAK41/1301340935093329取四根8计算初拉力由表813查得V带质量M01KG/M,则初拉力为F0500PD/ZU带（25KA/KA）MVD250041/4754250935/0935N017542N11945NF011945N9计算作用在轴上的压力Q2ZF0SINA/22411945NSIN15488OO/293272NQ93272N10带轮结构设计（1）小带轮结构采用实心式，由表814查得电动机轴径D028，由表815查得E1503MM,F1021MM轮毂宽L带轮（152）D0（152）28MM4256MM其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽B带轮（Z1）E2F411
9、5MM210MM65MM（2）大带轮结构采用孔板式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行22减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1选择材料、热处理和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表817得齿面硬度HBW1217255HBW，HBW2162217HBW平均硬度HBW1236HBW，HBW2190HBWHBW1HBW246HBW，在3050HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强
10、度进行设计。其设计公式为D12KT1/DU1/UZEZHZZ/H1/31小齿轮传递转矩为T154380NMM2因V值未知，KV值不能确定，可初步选载荷系数KT1118,初选KT143由表818，取齿宽系数D114由表819，查得弹性系数ZE1898MPA5初选螺旋角12O,由图92查得节点区域系数ZH2466齿数比UI1447初选Z123，则Z2UZ144231012,取Z2101，则端面重合度为A188321/Z11/Z2COS188321/231/101COS12O167轴向重合度为0318DZ1TAN03181123TAN12O171由图83查得重合度系数Z07758由图112查得螺旋角
11、系数Z0999许用接触应力可用下式计算HZNHLIM/SH由图84E、A查得接触疲劳极限应力为HLIM1580MPA,HLIM2390MPA小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N160N1ALH60576102825081106109N2N1/I11106109/44251108由图85查得寿命系数ZN110,ZN2114,由表820Z123Z2101取安全系数SH10，则小齿轮的许用接触应力H1ZN1HLIM1/SH10580MPA/1580MPA大齿轮的许用接触应力H2ZN2HLIM2/SH114390MPA/1445MPA取H445MPA，初算小齿轮的分度圆直径D1T,得D1T2KT1/D
12、U1/UZEZHZZ/H1/321454380/11441/4418982460775099/4451/3MM4793MMH1580MPAH2445MPAH445MPAD1T4793MM3确定传动尺寸1计算载荷系数由表821查得使用系数KA10，因VD1TN1/6010004793576/601000M/S144M/S,由图86查得动载荷系数KV113,由图87查得齿向载荷分配系数K111，由表822查得齿间载荷分配系数K12，则载荷系数为KKAKVKK101131111215052对D1T进行修正K与KT有较大差异，故需对由KT计算出的D1T进行修正，即D1D1T（K/KT）1/34793（
13、1505/14）1/3MM491MMK15053确定模数MNMND1COS/Z1491MMCOS12O/23209MM按表823，取MN25MM4计算传动尺寸中心距为A1MNZ1Z2/2COS2523101MM/2COS12O15846MM圆整，取A1160MM,则螺旋角为ARCCOSMNZ1Z2/2A1ARCOS2523101MM/216014362O因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图92查得节点区域系数ZH243，则端面重合度为A188321/Z11/Z2COS188321/231/101COS14362O166轴向重合度为0318DZ1TAN03181123TAN1436
14、2O206由图83查得重合度系数Z0775,由图112查得螺旋角系数Z0985D1T2KT1/DU1/UZEZHZZ/H1/32150554380/11441/44D1T4853MM189824307750985/4451/3MM4853MM精确计算圆周速度为VD1TN1/6010004853576/601000M/S146M/S,由图86查得动载荷系数KV113,K值不变MND1COS/Z14853MMCOS14362O/23204MM按表823，取MN25MM,则高速级的中心距为A1MNZ1Z2/2COS2523101MM/2COS14362O160MMMN25MMA1160MM则螺旋角修
15、正为ARCCOSMNZ1Z2/2AARCOS2523101MM/216014362O修正完毕，故D1MNZ1/COS2523/COS14362OMM59355MMD2MNZ2/COS25101/COS14362OMM260545MMBDD11159355MM6529MM，取B266MMB1B510MM,取B175MM14362OD159355MMD26529MMB266MMB175MM4校核齿根弯曲疲齿根弯曲疲劳强度条件为F2KT1/BMND1YFYSYYF劳强度1K、T1、MN和D1同前2齿宽BB266MM3齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为ZV1Z1/COS323/COS14362
16、O3253ZV2Z2/COS3101/COS14362O31111由图88查得YF1261，YF2222，由图89查得YS1159，YS2181（4）由图810查得重合度系数Y071（5）由图113查得螺旋角系数Y087（6）许用弯曲应力【】FYNFLIM/SF由图84F、B查得弯曲疲劳极限应力为FLIM1215MPA,FLIM2170MPA,由图811查得寿命系数YN1YN21,由表820查得安全系数SF125，故【】F1YN1FLIM1/SF1215/125MPA172MPA【】F2YN2FLIM2/SF1170/125MPA136MPAF12KT1/BMND1YF1YS1YY215055
17、4380/（662559355）261159071满足齿根弯曲疲劳强度087MPA428MPAF1F2F1YF1YS1/YF2YS2428222181/261159MPAF25计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数MTMN/COS25/COS14362OMM258065MM齿顶高HAHAMN125MM25MM齿根高HFHACMN102525MM3125MM全齿高HHAHF25MM3125MM5625MM顶隙CC8MN02525MM0625MM齿顶圆直径为DA1D12HA59355MM225MM61355MMDA2D22HA260645MM225MM265645MM齿根圆直径为DF1D12HF5935
18、5MM23125MM53105MMDF2D22HF260645MM23125MM254395MMMT258065MMHA25MMHF3125MMH5625MMC0625MMDA161355MMDA2265645MMDF153105MMDF2254395MM低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1选择材料、热处理和公差等级大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表817得齿面硬度HBW1217255HBW，HBW2162217HBW平均硬度HBW1236，HBW2190HBW1HBW246HBW，在3050HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮
19、正火处理8级精度2初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为D32KT3/DU1/UZEZHZZ/H1/31小齿轮传递转矩为T3229810NMM2因V值未知，KV值不能确定，可初步选载荷系数KT1118,初选KT143由表818，取齿宽系数D114由表819，查得弹性系数ZE1898MPA5初选螺旋角11O,由图92查得节点区域系数ZH24656齿数比UI23267初选Z325，则Z4UZ332625815,取Z482，则端面重合度为Z323Z4101A188321/Z31/Z4COS188321/251/82COS11O168轴向重合度为0318
20、DZ3TAN03181123TAN11O170由图83查得重合度系数Z07758由图112查得螺旋角系数Z0999许用接触应力可用下式计算HZNHLIM/SH由图84E、A查得接触疲劳极限应力为HLIM3580MPA,HLIM4390MPA小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N360N2ALH601309102825082513108N4N3/I22513108/326771107由图85查得寿命系数ZN3114,ZN4114,由表820取安全系数SH10，则小齿轮的许用接触应力H3ZN3HLIM3/SH114580MPA/16612MPA大齿轮的许用接触应力H3ZN4HLIM4/SH12390
21、MPA/1468MPAH36612MPAH4468MP取H445MPA，初算小齿轮的分度圆直径D1T,得D1T2KT1/DU1/UZEZHZZ/H1/321454380/11441/4418982460775099/4451/3MM4793MMAH468MPAD3T76615MM3确定传动尺寸1计算载荷系数由表821查得使用系数KA10，因VD3TN2/601000766151309/601000M/S052M/S,由图86查得动载荷系数KV107,由图87查得齿向载荷分配系数K111，由表822查得齿间载荷分配系数K12，则载荷系数为KKAKVKK10107111121432确定模数MN,因
22、K与KT差异不大，不需对由KT计算出的D3T进行修正，即MND3COS/Z376615MMCOS11O/25301MM按表823，取MN35MM3计算传动尺寸中心距为A2MNZ3Z4/2COS352582MM/2COS11O19075MM圆整，取A2190MM,则螺旋角为ARCCOSMNZ3Z4/2A2ARCOS3525K14382MM/2190976O因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图92查得节点区域系数ZH246，则端面重合度为A188321/Z31/Z4COS188321/251/82COS976O169轴向重合度为0318DZ3TAN03181125TAN976O150
23、由图83查得重合度系数Z077,由图112查得螺旋角系数Z0991D3T2KT3/DU1/UZEZHZZ/H1/32143229810/113261/32618982460770991/4681/3MM7677MM因VD3TN2/（601000）76771309/（601000）M/S053M/S,由图86查得动载荷系数KV107,K值不变MND3COS/Z37677MMCOS976O/25303MM按表823，取MN35MM,则中心距为D1T7677MMMN35MMA1190MMA2MNZ3Z4/2COS352582MM/2COS976O190MM则螺旋角修正为ARCCOSMNZ3Z4/2A
24、ARCOS352582MM/2190976O修正完毕，故D3MNZ3/COS3525/COS976OMM88785MMD4MNZ4/COS3582/COS976OMM291215MMBDD31188785MM9766MM，取B498MMB3B510MM,取B3105MM976OD388785MMD4291215MMB498MMB3105MM4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F2KT3/BMND3YFYSYYF4K、T3、MN和D3同前5齿宽BB398MM6齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为ZV3Z3/COS325/COS976O3261ZV4Z4/COS382/COS976O
25、3857由图88查得YF326，YF4225，由图89查得YS3159，YS4179（4）由图810查得重合度系数Y0701（5）由图113查得螺旋角系数Y092（6）许用弯曲应力【】FYNFLIM/SF由图84F、B查得弯曲疲劳极限应力为FLIM3215MPA,FLIM4170MPA,由图811查得寿命系数YN3YN41,由表820查得安全系数SF125，故【】F3YN3FLIM3/SF1215/125MPA172MPA【】F4YN4FLIM4/SF1170/125MPA136MPAF32KT3/BMND3YF3YS3YY2143229810/（983588785）261590705092M
26、PA5787MPAF3F4F3YF4YS4/YF3YS35787225179/26159MPA5638MPAF4满足齿根弯曲疲劳强度5计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数MTMN/COS35/COS976OMM355140MM齿顶高HAHAMN135MM35MM齿根高HFHACMN102535MM4375MMMT355140MMHA35MMHF4375MMH7875MM全齿高HHAHF35MM4375MM7875MM顶隙CC8MN02535MM0875MM齿顶圆直径为DA3D32HA88785MM235MM95785MMDA4D42HA291215MM235MM298215MM齿根圆直径为DF3D
27、32HF88785MM24375MM80035MMDF4D42HF291215MM24375MM282465MMC0875MMDA395785MMDA4298215MMDF380035MMDF4282465MM三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。计算项目计算及说明计算结果1高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件高速轴传递的转矩T154380NMM,转速N1576R/MIN,高速级齿轮的螺旋角14362O,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径D159355MM2齿轮1的作用力圆周力为FT12T1/D1254
28、380/59355N18324NFT118324N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为FR1FT1TANAN/COS18324TAN20O/COS14362ON6884N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为FA1FT1TAN18324TAN14362ON4692N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四FR16884NFA14692N指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为FN1FT1/COSANCOS18324/COS20OCOS14362ON20129N3齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反FN12012
29、9N2低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件中间轴传递的转矩T2229810NMM,转速N21309R/MIN,低速级齿轮的螺旋角976O。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径D388785MM2齿轮3的作用力圆周力为FT32T2/D32229810/88785N51768N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为FR3FT3TANAN/COS51768TAN20O/COS976ON1911。9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为FA3FT3TAN51768TAN976ON8905N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1
30、的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为FN3FT3/COSANCOS51768/COS20OCOS976ON55899N3齿轮4的作用力从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反FT351768NFR31911。9NFA38905NFN355899N四、轴的设计计算41中间轴的设计计算中间轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1已知条件中间轴传递的功率P2315KW,转速N21309R/MIN,齿轮分度圆直径D2260645MM,D388785MM,齿轮宽度B266MM,B3105MM2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要
31、求，故由表826选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3初算轴径查表98得C106135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值C110,则DMINCP2/N21/3110315/13091/3MM3176MMDMIN3176MM4结构设计轴的结构构想如下图41（1）轴承部件的结构设计轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从DMIN开始设计（2）轴承的选择与轴段及轴段的设计该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承
32、7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表119得轴承内径D50MM,外径D90MM,宽度B20MM，定位轴肩直径DA57MM,外径定位直径DA83MM,对轴的力作用点与外圈大端面的距离A3194MM,故D150MM,通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则D550MM（3）轴段和轴段的设计轴段上安装齿轮3，轴段上安装齿轮2，为便于齿轮的安装，D2和D4应分别略大于D1和D5，可初定D2D452MM齿轮2轮毂宽度范围为（1215）D262478MM,取其轮毂宽度与齿轮宽度B266MM相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。由于齿轮3的直径比较小，采
33、用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度B3105MM相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴端和轴端的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故L2102MM，L464MM4轴端该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为（00701）D236452MM,取其高度为H5MM,故D362MM齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端D150MMD550MMD2D452MML2102MML464MMD362MMBX206MM面距箱体内壁距离均取为110MM,齿轮2与齿轮3的距离初定为310MM,则箱体内壁之间的距离为BX213B3B1B2/2210101057566/2MM
34、2055MM,取3105MM,则箱体内壁距离为BX206MM齿轮2的右端面与箱体内壁的距离21（B1B2）/2107566/2MM145MM,则轴段的长度为L33105MM5轴段及轴段的长度该减速器齿轮的圆周速度小于2M/S,故轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油渐入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为12MM,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段的长度为L1B13MM2012103MM45MM轴段的长度为L5B22MM20121452MM485MM（6）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A3194MM,则由图41可得轴的支点及受力点距离为L3105MM
35、L145MML5485MML1751MML296MML3601MML1L1B3/2A33MM45105/21943MM751MML2L3B2B3/210566105/296MML3L5B2/2A33MM48566/21942MM601MM5键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查表831得键的型号分别为键16100GB/T10961990和键1663GB/T109619906轴的受力分析（1）画轴的受力简图轴的受力简图如图42B所示（2）计算支撑反力在水平面上为R1HFR2L3FR3L2L3FA2D2/2FA3D3/2/L1L2L3R1H15474N6884601191199660189058
36、8785/24692260645/2/75196601N15474NR2HFR2R1HFR36884N15474N19119N3239N式中负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R1VFT3L2L3FT2L3/L1L2L3R2H3239NR1V39716N517689660118324601/7519660139716NR2VFT3FT2R1V51768N18324N39716N30376N轴承1的总支撑反力为R1R1H2R1V2154742397162N42624N轴承2的总支撑反力为R2R2H2R2V232392303762N30548N3画弯矩图弯矩图如图42C、D和E所示在水平面
37、上，AA剖面图左侧为MAHR1HL115474751NMM1162097NMMAA剖面图右侧为MAHMAHFA3D3/21162097NMM890588785/2NMM766782NMMBB剖面图右侧为MBHR2HL33239601NMM19466NMMMBHMBHFA2D2/2194664NMM4692260645/2NMM416809NMM在垂直平面上为MAVR1VL139716751NMM2982672NMMR2V30376NR142624NR230548NMA3201063NMMMBVR2VL330376601NMM1825598NMM合成弯矩，在AA剖面左侧为MAM2AHM2AV11
38、62097229826722NMM3201063NMMAA剖面右侧为MAM2AHM2AV766782229826722NMM3079657NMMBB剖面左侧为MBM2BHM2BV416809218255982NMM1872575NMMBB剖面右侧为MBM2BHM2BV194664218255982NMM1835947NMM4画转矩图转矩图如图42F所示，T2229810NMMMA3079657NMMMB1872575NMMMB1835947NMMT2229810NMM7校核轴的强度虽然AA剖面左侧弯矩大，但AA剖面右侧除作用有弯矩外还作用有转矩，故AA剖面两侧均有可能为危险剖面，故分别计算AA
39、剖面的抗弯截面系数为WD32/32BTD2T2/2D2523/32MM31665262/252MM3118438MM3抗扭截面系数为WTD32/16BTD2T2/2D2523/16MM31665262/252MM3256411MM3AA剖面左侧弯曲应力为BMA/W3201063/118438MPA270MPAAA剖面右侧弯曲应力为BMA/W3079657/118438MPA260MPA扭剪应力为T2/WT229810/256411MPA90MPA按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数06，则当量应力为EB2422602406902MPA282MPAEB
40、,故AA剖面右侧为危险截面由表826查得45钢调质处理抗拉强度极限B650MPA,由表832查得轴的许用弯曲应力【1B】60MPA,E1B,强度满足要求轴的强度满足要求8校核键连接的强齿轮2处键连接的挤压应力为P4T2/D4HL4229810/521063度16MPA376MPA取键、轴及齿轮的材料都为钢，由表833查得【】P125150MPA,P【】P,强度足够齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故其强度要求也足够键连接的强度要求也足够9校核轴承寿命（1）计算轴承的轴向力由表119查7210C42800N,CO32000N由表910查得7210C轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别
41、为S104R10442624N17050NS204R20430548N12219N外部轴向力AFA3FA28905N4692N4213N,各轴向力方向如图43所示S2A12219N4213N16432NS1则两轴承的轴向力分别为FA1S117050NFA2S1A17050N4213N12837N因R1R2，FA1FA2，故只需校核轴承1的寿命（2）计算轴承1的当量动载荷由FA1/CO17050/320000053，查得119得E043,因FA1/R117050/4262404E,故X1，Y0，则当量动载荷为PXR1YRA1142624N017050N42624N3校核轴承寿命轴承在100OC以
42、下工作，查表834得FT1对于减速器，查得835得载荷系数FP15轴承1的寿命为LH106/60N2FTC/FPP3106/601309142800/15426243H38195H减速器预期寿命为LH282508H32000HLHLH,故轴承寿命足够轴承寿命满足要求42高速轴的设计计算高速轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1已知条件高速轴传递的功率P1517KW,转速N1576R/MIN，小齿轮分度圆直径D144585MM,齿轮宽度B150MM,2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表826选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3初算轴径查表98得C10312
43、6,考虑轴端即承受转矩，又承受弯矩，故取较小值C120,则DMINCP1/N11/3120517/5761/3MM24938MM轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大57，轴端最细处直径为D124938MM24938005007MM2618526684MM,取DMIN27MMDMIN23MM4结构设计轴的结构构想如图441轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式，按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴段轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的设计同步进行。根据第三步初算的结果，考虑到如该段轴径取得太小，轴
44、承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求，初定轴段的轴径D130MM,查表得，带轮轮毂的宽度为80MM，取轴L178MM3密封圈与轴段在确定轴段的轴径时，应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用轴肩定位，轴肩高度H00701D1（00701）30MM213MM轴段的轴径D2D12213MM34136MM,其最终由密D130MML178MM封圈确定。该处轴的圆周速度小于3M/S,可选用毡圈油封，查表827选毡圈35JB/ZQ46061997，则D235MM4轴承与轴段及轴段考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。暂取轴承为7208C,经过验算，由表11
45、9得轴承内径D40MM,外径D80MM,宽度B18MM，内圈定位轴肩直径DA47MM,外圈定位直径DA73MM,在轴上力作用点与外圈大端面的距离A317MM,故轴段的直径D340MM。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取，挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁12MM,挡油环轴孔宽度初定为B115MM,则L3BB11815MM33MM通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则D740MM,L7BB1181533MM5齿轮与轴段该段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，D5应略小于D3，可初定D542MM,则由表831知该
46、处的键的截面尺寸为BH12MM8MM,轮毂键槽深度为T133MM,则该处齿轮上齿D235MMD340MML333MMD740MM,L733MMB12MMH8MM齿轮轴D5DF1L575MM根圆与毂孔键槽顶部的距离为EDF1/2D5/2T153105/242/233MM226MM25MN2525MM625MM,故轴设计成齿轮轴，则有D5DF1，L5B175MM6轴段和轴段的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径，则D4D648MM,齿轮右端距箱体内壁距离为1，则轴段的长度L61B1121015MM7MM轴段的长度为L4BX1B1B120612107515MM118MM7轴段的长度该轴段的长度
47、除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为LC1C258MM,由表41可知，下箱座壁厚0025A23MM00251903MM775MM8MM,取8MM,A1A2160190MM350MM400MM,取轴承旁连接螺栓为M16，则C124MM,C220MM,箱体轴承座宽度L8242058MM5760MM,取L58MM可取箱体凸缘连接螺栓为M12，地脚螺栓为DM20,则有轴承端盖连接螺钉为04D0420MM8MM,由表830得轴承端盖凸缘厚度取为BD10MM取端盖与轴承座间的调整D4D648MML67MML4118MM8MML58MML2755MM垫片厚度为12MM端盖连接螺钉查表829采用螺钉GB/T5781M825为方便不拆缷带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K28MM,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。则L2LBDK1B带轮L带轮/2B58102826550/21218MM755MM（8）轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离A317MM,则由图44可得轴的支点及受力点距离为L1L带轮/2L2A350/275517MM1175MML2L3L4L5/2A33311875/217MM1715MML3L5/2
