目录第一章 设计题目·············································1第二章 传动装置总体设计··································22.1传动系统方案设计······································22.2电动机选取············································22.3传动比计算及分派······································32.4传动装置运动、动力参数计算·····························3第三章 传动件设计计算·····································43.1带传动设计计算········································43.2高速级直齿圆柱齿轮设计计算····························63.3低速级直齿圆柱齿轮设计计算····························9第四章 直齿圆柱齿轮上作用力计算························12第五章 轴设计与计算······································135.1中间轴设计与计算·····································135.2高速轴设计与计算·····································185.3低速轴设计与计算·····································22第六章 润滑油选取与计算··································25设计小结···················································26参照文献···················································27第一章 设计题目展开式二级圆柱齿轮减速器设计用于带式运送机展开式二级圆柱齿轮减速器。
传动装置简图如右图所示1、已知条件(1) 运送机工作转矩T=850（N.m），运送带工作速度v=1.25（m/s），运送带滚筒直径d=370 （mm）(2)工作条件单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动运送带速度允许速度误差为±5%3)有效期限工作期限为十年，检修期间隔为三年4)生产批量及加工条件小批量生产◆设计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图1～3张； 3、设计阐明书1份第二章 传动装置总体设计2.1传动系统方案设计两级展开式圆柱齿轮减速器传动装置方案如“设计题目”中图所示2.2电动机选取设计项目设计根据及内容设计成果1．选取电动机类型依照用途选用Y系列普通用途全封闭自冷式三项异步电动机2选取电动机功率输送带所需拉力为：F=2T/d=2×850/0.37 N=4594.6 N输送带所需功率为：Pw=FV/1000=4594.6×1.25/1000 kW=5.74 kW查《减速器设计实例精解》表2-1，得V带传动效率η带=0.96，一对轴承效率η轴承=0.99，直齿圆柱齿轮传动效率η齿轮=0.97，联轴器效率η联=0.99，则电动机到工作机间总效率为：η总=η带η轴承4η齿轮2η联=0.96×0.994×0.972×0.99=0.859电动机所需工作功率为：P0= Pw/η总=5.74/0.859 kW=6.68 kW查《减速器设计实例精解》表8-2，得电动机额定功率：Ped=7.5kWF=4594.6NPw5.74kWη总 =0.859P0=6.68kWPed=7.5kW3.拟定电动机转速输送带带轮工作转速为：nw=1000×60v/（πd）=1000×60×1.25/（π×370）r/min=64.52查《减速器设计实例精解》表2-2，得V带传动比i带=2～4，两级减速器传动比i齿=8～40，则总传动比范畴为：i总=i带i齿=（2～4）×（8～40）=64.52电动机转速范畴为：n0=nw×i总=64.52×（16～160）r/min=1032.32～10323.2r/min查《减速器设计实例精解》表8-2，得符合规定电动机同步转速有1500r/min和3000r/min，考虑3000r/min电动机转速太高，故选用转速为1500r/min电动机进行试算，其满载转速为1420r/min，其型号为Y132M-4nw =64.52nm =14202.3传动比计算及分派设计项目设计根据及内容设计成果1.总传动比i总= nm/nw=1420/64.52=22.01i总=22.012.分派传动比依照传动比范畴，取带传动传动比i带=2.5，则减速器传动比为：i=i总/i带=22.01/2.5=8.80高速级传动比为：i1 ===3.38～3.51取i1=3.4低速级传动比：i2=i/i1=8.80/3.4=2.5i带=2.5i=8.80i1=3.4i2=2.592.4传动装置运动、动力参数计算设计项目设计根据及内容设计成果1.各轴转速n0=nm=1420r/minn1=n0/i带=1420/2.5 r/min=568 r/minn2=n1/i1=568/3.4 r/min=167.06 r/minn3=n2/i2=167.06/2.59 r/min=64.50 r/minnw=n3=64.50 r/minn0= 1420r/minn1 =568 r/minn2 =167.06 r/minn3 =64.50 r/minnw =64.50 r/min2.各轴功率P1=P0×η0-1= P0×η带=6.68×0.96 kW=6.41 kWP2=P1×η1-2= P1×η轴承η齿=6.41×0.99×0.97 kW=6.16 kWP3=P2×η2-3= P2×η轴承η齿=6.16×0.99×0.97 kW=5.92 kWPw=P3×η3-w= P3×η轴承η联=5.92×0.99×0.99 kW=5.80 kWP1 =6.41 kWP2 =6.16 kWP3 =5.92 kWPw =5.80 kW3各轴转矩T0=9550P0/n0=9550×6.68/1420 N·m=44.93 N·mT1=9550P1/n1=9550×6.41/568 N·m=107.77 N·mT2=9550P2/n2=9550×6.16/167.06 N·m=352.14 N·mT3=9550P3/n3=9550×5.92/64.50 N·m=876.53 N·mTw=9550Pw/nw=9550×5.80/64.50 N·m=858.76 N·mT0 =44.93 N·mT1 =107.77 N·mT2 =352.14 N·mT3 =876.53 N·mTw =858.76 N·m第三章 传动件设计计算3.1带传动设计计算设计项目设计根据及内容设计成果1.拟定设计功率Pd=KA×P0查《减速器设计实例精解》表8-6，得工作状况系数KA=1.0，则Pd=1.0×6.68 kW=6.68 kWPd=6.68 kW2.选取带型n0= 1420r/min，Pd=6.68 kW，查《减速器设计实例精解》图8-2，选取A型V带选取A型V带3.拟定带轮基准直径查《减速器设计实例精解》表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm，则大齿轮直径为dd2= i带dd1=2.5×100 mm=250 mmdd1=100mmdd2 =250 mm4.验算带速度V带=πdd1 ×n0/（60×1000）=π×100×1420/（60×1000）m/s=7.44 m/s120o α1=154.87o>120o合格7．拟定V带根数V带根数可用下式计算：z=Pd/（（P0+△P0）Kα×KL）查《减速器设计实例精解》表8-9，得单根V带所能传递功率P0=1.30kW，功率增量△P0=Kb×n1（1-1/Ki）查《减速器设计实例精解》表8-10，得Kb=0.7725×10-3，Ki=1.1373，△P0=0.7725×10-3×1420×（1-1/1.1373）=0.132kW查《减速器设计实例精解》表8-12，得Kα=0.935，KL=0.93，则带根数为：z=Pd/（（P0+△P0）Kα×KL）=6.68/（（1.3+0.132）×0.935×0.93）=5.36取6根z=68.计算初拉力查《减速器设计实例精解》表8-13，得V带质量m=0.1kg/m，则初拉力为F0=500Pd×（2.5-Kα）/（zV带×Kα）+mV带2=500×6.68（2.5-0.935）/（6×7.44×0.935）N=130.77NF0 =130.77N9.计算作用在轴上压力Q=2zF0sin（α/2）=2×6×130.77×sin（154.87 o /2）=1531.66NQ=1531.66N10.带轮构造设计（1）小带轮构造，采用实心式，查《减速器设计实例精解》表8-14，得电动机轴径D0=38，e=15±0.3mm，f=10+2 -1mm轮毂宽：L带轮=（1.5～2）D0=（1.5～2）×38 mm=57～76 mm其最后宽度结合安装带轮轴段拟定轮缘宽：B带轮=（z-1）e+2f=（6-1）×15+2×10 mm=95 mm（2）大带轮构造，采用孔板式构造，轮缘宽可与小带轮相似，轮毂宽可与轴构造设计同步进行3.2高速级直齿圆柱齿轮设计计算设计项目设计根据及内容设计成果1.选取材料、热解决方式和公差级别考虑到带式运送机为普通机械，故大小齿轮均选用45钢，软齿面，小齿轮调质解决，大齿轮正火解决，查《减速器设计实例精解》表8-17，得齿面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW。
平均硬度=236HBW，=190HBW46HBW，在30～50HBW之间选用8级精度45钢小齿轮调质解决大齿轮正火解决8级精度2.初步计算传动重要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d1≥1） 小齿轮传递转矩为T1=107770 N·mm2） 试选载荷系数Kt=1.43） 查《减速器设计实例精解》表8-18，得齿宽系数=1，弹性系数=189.84） 对于原则直齿轮，节点区域系数=2.55） 齿数比u=i1=3.46） 拟定齿轮齿数初选小齿轮齿数z1=29，则z2=u×z1=3.4×29=98.6，取z2=997） 许用接触应力[=σHlim/SH查《减速器设计实例精解》图11-2，得接触疲劳极限应力为σHlim1=570MPa，σHlim2=390MPa小齿轮和大齿轮应力循环次数分别为N1=60n1×a×Lh=60×568×1×8×250×10=6.82×108N2=N1/i1=6.82×108/3.4=2.01×108查《减速器设计实例精解》图8-4e、a，得寿命系数ZN1=1.05，ZN2=1.12，SH=1.0，则= ZN1σHlim1 / SH =1.05×570/1MPa=598.5MPa= ZN2σHlim2 / SH =1.12×390/1MPa=436.8MPa取[=436.8MPa初算小齿轮分度圆直径d1t，有d1t≥==77.24mmz1=29z2=99=598.5MPa=436.8MPa[=436.8MPad1t≥77.24mm3.拟定传动尺寸（1）计算载荷系数查《减速器设计实例精解》表8-21，得使用系数KA=1.25，因v=π×d1t×n1/（60×1000）=π×77.24×568/（60×1000）m/s=2.30m/s查《减速器设计实例精解》图8-7，得动载荷Kv=1.12，齿向载荷分派系数Kβ=1.09，齿间载荷分派系数Kα=1.1，则载荷系数K=KAKvKαKβ=1.25×1.12×1.09×1.1=1.68（2）对d1t进行修正因K与Kt有较大差别，故需对Kt计算出d1t进行修正，即d1≥d1t×=77.24×mm=82.08mm（3）拟定模数mm=d1/z1=82.08/29 mm=2.83 mm查《减速器设计实例精解》表8-23，得m=3mm（4）计算传动尺寸，中心距为a1=m（z1+z2）/2=3×（29+99）/2 mm=192 mm分度圆直径为d1=m×z1=3×29 mm=87 mmd2=m×z2=3×99 mm=297 mmb=×d1=1×87 mm=87 mm取b2=90mmb1=b2+（5～10）mm=90+（5～10）mm取b1=95mmK=1.68d1≥82.08mmm=3mma1=192 mmd1=87 mmd2=297 mmb2=90mmb1=95mm4.校核齿根弯曲疲劳强度σF =2KT1YF YS /bmd1≤1）K、T1、m和d1同前2）齿宽b=b2=90mm3）齿形系数YF 和应力修正系数YS查《减速器设计实例精解》图8-8，得YF1=2.53，得YF,2=2.23，得YS1=1.62，得YS2=1.804）许用弯曲应力=YNσFlim /SF查《减速器设计实例精解》图8-10，得弯曲疲劳极限应力为σFlim1=220HBW，σFlim2=160HBW，寿命系数YN1= YN2 =1，安全系数SF=1.25，=YN1σFlim1 /SF=1×220/1.25 MPa=176 MPa=YN2σFlim2 /SF=1×160/1.25 MPa=128 MPaσF1 =2KT1YF1 YS1 /bmd1 =2×1.68×107770×2.53×1.62/（90×3×87）MPa=62.18MPa<σF2 =σF1 YF2 YS2 /（YF1 YS1）=62.18×2.23×1.8/（2.53×1.62）MPa=60.90MPa<满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其她几何尺寸齿顶高ha=ha*m=1×3mm=3mm齿根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×3mm=3.75 mm全齿高h=ha+hf=3+3.75 mm=6.75 mm顶隙c=c*m=0.25×3 mm=0.75mm齿顶圆直径为da1=d1+2ha=87+2×3 mm=93 mmda2=d2+2ha=297+2×3 mm=303 mm齿根圆直径为df1=d1-2hf=87-2×3.75 mm=79.5 mmdf2=d2-2hf=297-2×3.75 mm=289.5 mmha=3mmhf=3.75 mmh =6.75 mmc =0.75mmda1 =93 mmda2 =303 mmdf1 =79.5 mmdf2 =289.5 mm3.3低速级直齿圆柱齿轮设计计算设计项目设计根据及内容设计成果1.选取材料、热解决方式和公差级别大小齿轮均选用45钢，软齿面，小齿轮调质解决，大齿轮正火解决，查《减速器设计实例精解》表8-17，得齿面硬度HBW1=217～255HBW，HBW2=162～217HBW。
平均硬度=236HBW，=190HBW46HBW，在30～50HBW之间选用8级精度45钢小齿轮调质解决大齿轮正火解决8级精度2.初步计算传动重要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d1≥8） 小齿轮传递转矩为T2=352140 N·mm9） 试选载荷系数Kt=1.410） 查《减速器设计实例精解》表8-18，得齿宽系数=1，弹性系数=189.811） 对于原则直齿轮，节点区域系数=2.512） 齿数比u=i2=2.5913） 拟定齿轮齿数初选小齿轮齿数z3=31，则z4=u×z3=2.59×31=80.29，取z4=8114） 许用接触应力[=σHlim/SH查《减速器设计实例精解》图8-4e、a，得接触疲劳极限应力为σHlim3=570MPa，σHlim4=390MPa小齿轮和大齿轮应力循环次数分别为N3=60n2×a×Lh=60×167.06×1×8×250×10=2×108N4=N3/i2=2×108/2.59=7.72×107查《减速器设计实例精解》图8-5，得寿命系数ZN3=1.14，ZN4=1.2，SH=1.0，则= ZN3σHlim3 / SH =1.14×570/1MPa=649.8MPa= ZN4σHlim4 / SH =1.2×390/1MPa=468MPa取[=468MPa初算小齿轮分度圆直径d3t，有d3t≥==112.00mmz3=31z4=81=649.8MPa=468MPa[=468MPad3t≥112mm3.拟定传动尺寸（1）计算载荷系数查《减速器设计实例精解》表8-21，得使用系数KA=1.25，因v=π×d3t×n2/（60×1000）=π×112×167.06/（60×1000）m/s=0.98m/s查《减速器设计实例精解》表8-6，得动载荷Kv=1.1，齿向载荷分派系数Kβ=1.09，齿间载荷分派系数Kα=1.1，则载荷系数K=KAKvKαKβ=1.25×1.1×1.09×1.1=1.65（2）对d3t进行修正因K与Kt有较大差别，故需对Kt计算出d1t进行修正，即d3≥d3t×=112×mm=118.31mm（3）拟定模数mm=d3/z3=118.31/31 mm=3.82 mm查《减速器设计实例精解》表8-23，得m=4mm（4）计算传动尺寸，中心距为a2=m（z3+z4）/2=4×（31+81）/2 mm=224 mm分度圆直径为d3=m×z3=4×31 mm=124 mmd4=m×z4=4×81 mm=324 mmb=×d3=1×124 mm=124 mm取b4=125mmb3=b4+（5～10）mm=125+（5～10）mm取b3=130mmK=1.65d3≥118.31mmm=4mma2=224 mmd3=124 mmd4=324 mmb4=125mmb3=130mm4.校核齿根弯曲疲劳强度σF =2KT2YF YS /bmd3≤1）K、T2、m和d3同前2）齿宽b=b4=125mm3）齿形系数YF 和应力修正系数YS查《减速器设计实例精解》表8-8，得YF3=2.51，得YF,4=2.26，得YS3=1.64，得YS4=1.784）许用弯曲应力=YNσFlim /SF查《减速器设计实例精解》图8-4f、b，得弯曲疲劳极限应力为σFlim3=220HBW，σFlim4=160HBW，寿命系数YN3= YN4 =1，安全系数SF=1.25，=YN3σFlim3 /SF=1×220/1.25 MPa=176 MPa=YN4σFlim4 /SF=1×160/1.25 MPa=128 MPaσF3 =2KT2YF3 YS3 /bmd1 =2×1.65×352140×2.51×1.64/（125×4×124）MPa=77.15MPa<σF4 =σF3 YF4 YS4 /（YF3 YS3）=77.15×2.26×1.78/（2.51×1.64）MPa=75.40MPa<满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其她几何尺寸齿顶高ha=ha*m=1×4mm=4mm齿根高hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×mm=5 mm全齿高h=ha+hf=4+5 mm=9 mm顶隙c=c*m=0.25×4 mm=1 mm齿顶圆直径为da3=d3+2ha=124+2×4 mm=132 mmda4=d4+2ha=324+2×4 mm=332 mm齿根圆直径为df3=d3-2hf=124-2×5 mm=114 mmdf4=d4-2hf=324-2×5 mm=314 mmha=4 mmhf=5 mmh =9 mmc =1 mmda3 =132 mmda4 =332 mmdf3 =114 mmdf4 =314 mm第四章 直齿圆柱齿轮上作用力计算设计项目设计根据及内容设计成果1.高速级齿轮传动作用力（1）已知条件高速轴传递转矩为T1=107770 N·m，转速为n1=568r/min，小齿轮分度圆直径为d1=87mm（2）小齿轮1作用力1）圆周力为Ft1=2T1/d1=2×107770/87 N=2477.47 N其方向与力作用点圆周速度方向相反2）径向力为Fr1=Ft1tanαn=2477.47×tan20o N=901.73 N其方向由力作用点指向轮1转动中心（3）大齿轮2作用力从动齿轮2各个力与积极齿轮1上相应力大小相等，作用方向相反Ft1 =2477.47 NFr1 =901.73 N2.低速级齿轮传动作用力（1）已知条件低速轴传递转矩为T2=352140 N·m，转速为n2=167.06r/min，小齿轮分度圆直径为d3=124mm（2）小齿轮3作用力1）圆周力为Ft3=2T2/d3=2×352140/124 N=5679.68 N其方向与力作用点圆周速度方向相反2）径向力为Fr3=Ft3tanαn=5679.68×tan20o N=2067.23 N其方向由力作用点指向轮3转动中心（3）大齿轮4作用力从动齿轮4各个力与积极齿轮3上相应力大小相等，作用方向相反Ft3 =5679.68 NFr3 =2067.23 N第五章 轴设计与计算5.1中间轴设计与计算设计项目设计根据及内容设计成果1.已知条件中间轴传递功率P2=6.16kW，转速n2=167.06 r/min，齿轮分度圆直径d2=297mm，d3=124mm，齿轮宽度b2=90mm，b3=130mm2.选取轴材料因传递功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊规定，查《减速器设计实例精解》表8-26，选惯用材料45钢，调质解决45钢，调质解决3.初算轴径查《减速器设计实例精解》表9-8，得C=106～135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值C=110，则dmin=C=110× mm=36.61mmdmin =36.61mm4.构造设计轴构造构想如图5-1（1） 轴承部件构造设计轴不长，故轴承采用两端固定方式。
然后，按轴上零件安装顺序，从dmin处开始设计（2） 轴承选取与轴段①及轴段⑤设计该轴端上安装轴承，其设计应于轴承选取同步进行考虑轴承只受径向力和圆周力，采用深沟球轴承轴段①、⑤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6210查《减速器设计实例精解》表11-9，得内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm，外径定位直径Da=83mm，故d1=50mm普通一根轴上两个轴承取相似型号，则d5=50mm（3） 轴段②和轴段④设计轴段②上安装齿轮3，轴段④上安装齿轮2，为便于齿轮安装，d2和d4应分别略不不大于d1和d5，可初定d2=d4=52mm齿轮2轮毂宽度范畴为（1.2～1.5）d2=62.4～78 mm，小齿轮宽度b2=90mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=90mm相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定，由于齿轮3直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b3=130mm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可以顶到齿轮端面，轴段②和轴段④长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L2=127mm，L4=88mm（4） 轴段③该轴段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度范畴为（0.07～0.1）d2=3.64～5.2 mm，取其高度为h=5mm，故d3=62mm齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取为△1=10mm，齿轮2与齿轮3距离初定为△3=10mm，则箱体内壁之间距离为Bx=2△1+△3+b3+（b1+b2）/2=2×10+10+130+（90+95）/2 mm=252.5 mm，取△3=10.5mm,则Bx=253mm。
齿轮2右端面与箱体内壁距离△2=△1+（b1-b2）/2=10+（95-90）/2 mm=12.5 mm，则轴段③长度为L3=△3=10.5mm（5） 轴段①及轴段⑤长度该处轴承dn=8353 mm·r/min，查《机械设计手册软件版v3.0》，轴承采用脂润滑，需要用挡油环制止箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁距离取为△=12mm，中间轴上两个齿轮固定均由挡油环完毕，则轴段①长度为L1=B+△+△1+3 mm=20+12+10+3 mm=45 mm轴段⑤长度为L5=B+△+△2+2 mm=20+12+12.5+2 mm=46.5 mm（6） 轴上力作用点间距轴承力作用点距轴承外圈a=B/2=10mm，则ι1 =L1+b3/2-a-3mm=45+130/2-10-3 mm=97 mmι2 =L3+（b2+b3）/2=10.5+（90+130）/2 mm=120.5 mmι3 =L5+b2/2-a-2mm=46.5+90/2-10-2 mm=79.5 mmd1=50mmd5=50mmd2=d4=52mmL2=127mmL4=88mmd3=62mmBx=253mmL3=10.5mmL1=45 mmL5=46.5 mmι1 = 97 mmι2 = 120.5 mmι3 = 79.5 mm5.键连接齿轮与轴间采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表8-31，得键型号分别为键16×110GB/T 1096～1990和键16×80 GB/T 1096～19906.轴受力分析（1）画轴受力简图，轴受力简图如图5-1（2）计算支承反力在水平面上为RAH =（Fr2×ι3 –Fr3（ι2 +ι3 ））/（ι1 +ι2 +ι3 ）=（901.73×79.5-2067.23×（120.5+79.5））/（97+120.5+79.5）N=-1150.7 NRBH =Fr2- RAH –Fr3=901.73+1150.7-2067.23 N=-14.8 N式中负号表达与图中所画力方向相反在垂直平面上为RAV =（Ft3（ι2 +ι3 ）+Ft2×ι3 ）/（ι1 +ι2 +ι3 ）=（5679.68×（120.5+79.5）+2477.47×79.5）/（97+120.5+79.5）N=4487.86NRBV =Ft3+Ft2-RAV =5679.68+2477.47-4487.86 N=3669.29 N轴承A总支承反力为RA == N=4633.03 N轴承B总支承反力为RB == N=3669.32 N（3）画弯矩图，弯矩图如图5-1在水平面上为M3H= RAHι1 =-1150.7×97 N·mm=-111617.9 N·mmM2H= RBHι3 =-14.8×79.5 N·mm=-1176.6 N·mm在垂直平面上为M3V= RAVι1 =4487.86×97 N·mm=435322.42 N·mmM2V= RBHι3 =3369.29×79.5 N·mm=267858.56 N·mm合成弯矩M3== N·mm=449404.23 N·mmM2== N·mm=267861.14 N·mm（4）画转矩图，转矩图如图5-1，T2=352140 N·mmRAH=-1150.7 NRBH=-14.8 NRAV =4487.86NRBV =3669.29 NRA =4633.03 NRB =3669.32 NM3=449404.23 N·mmM2=267861.14 N·mmT2=352140 N·mm7.校核轴强度3齿轮轴剖面弯矩最大，故3齿轮轴剖面为危险剖面，抗弯截面系数为W=π/32-bt（-t）2/（2）=π×523/32-16×6×（52-6）2/（2×52） mm3=11850.93 mm3 抗扭截面系数为WT =π/16-bt（-t）2/（2）=π×523/16-16×6×（52-6）2/（2×52） mm3=25655.09 mm3 弯曲应力为σ3=M3/W=449404.23/11850.93 MPa=37.92 MPa扭剪应力为τ=T2/ WT =352140/25655.09 MPa=13.73 MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动转轴，转矩按脉动循环解决，故折合系数α=0.6，则当量应力为σe== MPa=41.34 MPa查《减速器设计实例精解》表8-26，得45钢调质解决抗拉强度极限σB=650 MPa，轴许用弯曲应力=60MPa，σe<，强度满足规定轴强度满足规定8.校核键连接强度齿轮2处键连接挤压应力为σP =4×T2/（d4×h×ι）=4×352140/（52×10×（80-16）） MPa=43.32MPa取键、轴、及齿轮材料都为钢，查《减速器设计实例精解》表8-33，得[σ]P =100～120 MPa，σP<[σ]P，强度足够齿轮3处键长于齿轮2处键，故其强度也足够键连接强度足够9.校核轴承寿命（1）计算轴承当量动载荷查《减速器设计实例精解》表9-1，得C=35000N，CO=23200N，由于轴承不受轴向力，轴承A、B当量动载荷为PA=RA=4633.03NPB=RB=3669.32N（2）轴承寿命因PA> PB，故只需校核轴承A，P= PA 。
轴承在100℃如下工作，查《减速器设计实例精解》表11-9，得fT =1，对于减速器，查得载荷系数fP =1.2Lh== h=24890.94 h减速器预期寿命为Lh’=8×250×10 h=0 hLh> Lh’，故轴承寿命足够轴承寿命足够5-15.2高速轴设计与计算设计项目设计根据及内容设计成果1.已知条件高速轴传递功率P1=6.41kW，转速n1=568 r/min，小齿轮齿轮分度圆直径d1=87mm，齿轮宽度b1=95mm2.选取轴材料因传递功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊规定，查《减速器设计实例精解》表8-26，选惯用材料45钢，调质解决45钢，调质解决3.初算轴径查《减速器设计实例精解》表9-8，得C=106～135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值C=120，则dmin=C=120× mm=26.92mm轴与带轮连接，有一种键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径为d1>26.92+26.92×（0.03～0.05）mm=27.73～28.27mm，取dmin=29 mmdmin =29mm4.构造设计轴构造构想如图5-2（1） 轴承部件构造设计为以便轴承部件装拆，减速器机体采用剖方式构造，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。
按轴上零件安装顺序，从轴最细处处开始设计（2）轴段①轴段①上安装带轮，此段轴设计应于带轮轮毂轴孔设计同步进行依照第三步初算成果，考虑到如该段轴径获得太小，轴承寿命也许满足不了减速器预期寿命规定，初定轴段①轴径d1=35mm，带轮轮毂宽度为（1.5～2.0）d1=（1.5～2.0）×35 mm=52.5～70 mm，结合带轮构造L带轮=57～76 mm，取带轮轮毂宽度L带轮=60mm，轴段①长度略不大于毂孔宽度，取L1=58mm（3）密封圈与轴段②在拟定轴段②轴径时，应考虑带轮轴向固定及密封圈尺寸带轮用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）×35 mm=2.45～3.5 mm轴段②轴径d2=d1+2×（2.45～3.5） mm=39.9～42 mm其最后由密封圈拟定该处轴圆周速度v<5 m/s，可选用毡圈油封，查《减速器设计实例精解》表8-27，选毡圈40JB/ZQ 4606-1997，则d2=40mm（4） 轴段③及轴段⑥设计考虑轴承只受径向力和圆周力，采用深沟球轴承轴段③上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列暂取轴承为6209查《减速器设计实例精解》表11-9，得内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，定位轴肩直径da=52mm，外径定位直径Da=78mm故轴段③直径d3=45mm。
轴承采用脂润滑，需要用挡油环制止箱体内润滑油溅入轴承座为补偿箱体锻造误差和安装挡油环，轴承办近箱体内壁端面距离取△，挡油环挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁1～2mm，挡油环轴孔宽度初定为B1=15mm，则L3=B+B1=19+15 mm=34 mm普通一根轴上两个轴承取相似型号，则d6=45mm（5） 齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮，为便于齿轮安装，d5应略不不大于d3，可初定d5=47mm，由于齿轮1直径比较小，采用实心式，取其轮毂宽度与齿轮宽度b1=95mm相等，其左端采用轴肩定位，右端采用挡油环固定为使挡油环端面可以顶到齿轮端面，轴段⑤长度应比相应齿轮轮毂略短，故取L5=92mm（6） 轴段④该轴段为齿轮1提供定位，其轴肩高度范畴为（0.07～0.1）d5=3.29～4.7 mm，取其高度为h=4mm，故d4=55mm齿轮右端面距箱体内壁距离为△1，轴段④长度为L4=Bx+△-△1-b1-B1=253+12-10-95-15 mm=145 mm（7）轴段②和轴段⑥长度该轴段长度除与轴上零件关于外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件关于轴承座宽度为L=δ+C1+C2+（5～8） mm查《减速器设计实例精解》表4-1，下箱座壁厚δ=0.025a2+3mm=0.025×224+3 mm=8.6mm≥8mm，a1+a2=192+224 mm=416mm<600mm，取轴承旁连接螺栓为M20，则C1=28mm，C2=24mm，箱体轴承座宽度L=8.6+28+24+（5～8） mm=65.6～68.6 mm取L=67mm；可取箱体凸缘连接螺栓为M16，地脚螺栓为=M24，则有轴承端盖连接螺钉为0.4=0.4×24 mm=9.6 mm，取其值为M10；查《减速器设计实例精解》表8-30，得轴承端盖凸缘厚度取为Bd=12mm，取端盖与轴承座间调节垫片厚度为△t=2mm；端盖连接螺钉查《减速器设计实例精解》表8-29，采用螺钉GB/T5781 M10×35；为以便不拆卸带轮条件下，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K=30mm，带轮采用腹板式，螺钉拆装空间足够，则L2=L+Bd+K+△t+（B带轮-L带轮）/2-△-B=67+12+30+2+（95-60）/2-12-19 mm=97.5 mmL6=B+△+△1+3 mm=44 mm（8）轴上力作用点间距轴承力作用点距轴承外圈a=B/2=9.5mm，则由图9-1可得轴支点及受力点间距离为ι1 =L带轮/2+L2+a=60/2+97.5+9.5 mm=137 mmι2 =L3+L4+ b1/2-a=34+145+95/2-9.5 mm=217 mmι3 =L5/2+L6-a=92/2+44-9.5 mm=80.5 mmd1=35mmL1=58mmd2=40mmd3=45mmL3=34 mmd6=45mmd5=47mmL5=92mmd4=55mmL4=145 mmδ=8.6mmL=67mmL2 =97.5 mmL6 =44 mmι1 = 137 mmι2 = 215.5 mmι3 = 80.5 mm5.键连接带轮与轴段①和齿轮与轴间均采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表8-31，得键型号分别为键10×50GB/T 1096～1990和键14×80 GB/T 1096～19905-25.3低速轴设计与计算设计项目设计根据及内容设计成果1.已知条件低速轴传递功率P3=5.92kW，转速n3=64.5 r/min，齿轮4分度圆直径d4=324mm，齿轮宽度b4=125mm2.选取轴材料因传递功率不大，并对重量及构造尺寸无特殊规定，查《减速器设计实例精解》表8-26，选惯用材料45钢，调质解决45钢，调质解决3.初算轴径查《减速器设计实例精解》表9-8，得C=106～135，考虑轴端不承受转矩，只承受少量弯矩，故取较小值C=106，则dmin=C=106× mm=47.81mm轴与带轮连接，有一种键槽，轴径应增大3%～5%，轴端最细处直径为d1>47.81+47.81×（0.03～0.05）mm=49.24～50.2mm，取dmin=51 mmdmin =51mm4.构造设计轴构造构想如图5-3（1） 轴承部件构造设计该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。
按轴上零件安装顺序，从轴最细处处开始设计（2） 联轴器与轴段①轴段①上安装联轴器，此段设计应与联轴器选取同步进行为补偿联轴器所连接两轴安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器查《减速器设计实例精解》表8-37，取KA=1.5，则计算转矩TC=KAT3=1.5×876530 N·mm=1314795 N·mm查得GB/T 5014-中LX4型联轴器符合规定：公称转矩为2500 N·mm，许用转速3870 r/min，轴孔范畴为40～63 mm考虑d>50.2mm，取联轴器毂孔直径为55mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器积极端代号为LX4 55×84GB/T 5014-，相应轴段①直径d1=55mm，其长度略不大于毂孔宽度，取L1=82mm（3） 密封圈与轴段②在拟定轴段②轴径时，应考虑联轴器轴向固定及密封圈尺寸联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）×55 mm=3.85～5.5 mm轴段②轴径d2=d1+2×h mm=62.7～66 mm其最后由密封圈拟定该处轴圆周速度v<5 m/s，可选用毡圈油封，查《减速器设计实例精解》表8-27，选毡圈65JB/ZQ 4606-1997，则d2=65mm（4） 轴段③及轴段⑥设计考虑轴承只受径向力和圆周力，采用深沟球轴承。
轴段③和⑥上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列暂取轴承为6214查《减速器设计实例精解》表11-9，得内径d=70mm，外径D=125mm，宽度B=24mm，定位轴肩直径da=79mm，外径定位直径Da=116mm，轴上定位端面圆角半径最大为=1.5mm，故轴段③直径d3=70mm轴承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环轴孔宽度初定为B1，则L3=B+B1=24+15 mm=39 mm普通一根轴上两个轴承取相似型号，则d6=70 mm（5） 齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮4，为便于齿轮安装，d5应略不不大于d6，可初定d5=72mm，齿轮4轮毂宽度范畴为（1.2～1.5）d5=86.4～108 mm，小齿轮宽度b4=125mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等，右端采用轴肩定位，左端采用挡油环固定，为使挡油环端面可以顶到齿轮端面，轴段⑤长度应比轮毂略短，故取L5=123mm（6） 轴段④该轴段为齿轮提供定位，其轴肩高度范畴为（0.07～0.1）d5=5.04～7.2 mm，取其高度为h=6mm，故d4=84mm齿轮左端面距箱体内壁距离为△ 4=△1+（b3-B4）/2=10+（130-125）/2 mm=12.5 mm则轴段④长度为L4=Bx-△4-b4+△-B1=253-12.5-125+12-15 mm=112.5 mm（7） 轴段②和轴段⑥长度该轴段长度除与轴上零件关于外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件关于。
轴承端盖连接螺栓为螺栓GB/T 5781 M10×35，其安装圆周不不大于联轴器轮毂外径，轮毂外径不与端盖螺栓拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面距离为K2=10mm，则有L2=L+△t +Bd+K2-B -△=67+2+12+10-24-12 mm=55 mmL6=B+△+△4+2 mm=24+12+12.5+2 mm=50.5 mm（1） 轴上力作用点间距轴承力作用点距轴承外圈a=B/2=12mm，则由图10-1可得轴支点及受力点间距离为ι1 =L6+L5-b4/2-a=50.5+123-125/2-12 mm=99 mmι2 =L3+L4+b4/2-a=39+112.5+125/2-12 mm=202 mmι3 =a+L2+84/2=12+55+42 mm=109 mmd1=55mmL1=82mmd2=65mmd3=70mmL3= 39 mmd6=70 mmd5=72mmdL5=123mmd4=84mmL4= 112.5 mmL2= 55 mmL6= 50.5 mmι1 = 99 mmι2 = 202 mmι3 = 109 mm5.键连接联轴器与轴段①和齿轮与轴间均采用A型普通平键连接，查《减速器设计实例精解》表8-31，得键型号分别为键16×70GB/T 1096～1990和键20×110 GB/T 1096～19905-3第六章 润滑油选取与计算轴承选取ZN-3钠基润滑脂润滑。
齿轮选取全耗损系统用油L-AN68润滑油润滑，润滑油深度为0.649dm，箱体底面尺寸为7.13×2.53 dm，箱体内所装润滑油量为V=7.13×2.53×0.649 dm3=11.71 dm3该减速器所传递功率Po=6.68 kW，对于二级减速器，每传递1kW功率需油量为Vo=0.7～1.4 dm3，则该减速器所需油量为V1=Po×Vo=6.68×（0.7～1.4）dm3=4.676～9.352 dm3V1