机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器的设计.doc

机械设计课程设
二级圆柱齿轮减速器的设计
目录

1. 题目……………………………………………………………1
2. 传动方案的分析………………………………………………2
3. 电动机选择，传动系统运动和动力参数计算………………2
4. 传动零件的设计计算…………………………………………5
5. 轴的设计计算…………………………………………………16
6. 轴承的选择和校核……………………………………………26
7. 键联接的选择和校核…………………………………………27
8. 联轴器的选择…………………………………………………28
9. 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择……………………28
10. 减速器箱体设计及附件的选择和说明………………………………………………………………29
11. 设计总结………………………………………………………31
12. 参考文献………………………………………………………31

题目：设计一带式输送机使用的V带传动或链传动及直齿圆柱齿轮减速器。设计参数如下表所示。
1、基本数据
数据编号
QB-5
运输带工作拉力F/N
2000
运输带工作速度v/(m/s)
1.4
卷筒直径D/mm
340
滚筒效率η
0.96
2.工作情况 两班制，连续单向运转，载荷平稳；
3.工作环境 室内 ，灰尘较大 ，环境最高温度35度左右。
4.工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时
5.制作条件及生产批量: 一般机械厂制造，可加工7～8级齿轮；加工条件：小批量生产。生产30台
6.部件：1.电动机，2.V带传动或链传动,3.减速器,4.联轴器,5.输送带6.输送带鼓轮
7.工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，室内工作；
　　　　　　 运输带速度允许误差±5%；
　　　　　　 两班制工作，3年大修，使用期限15年。
　　　　　(卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力F中已考虑。)　　
8.设计工作量：1、减速器装配图1张(A0或sA1)；
　　　　　  2、零件图1～3张；
　　　　　  3、设计说明书一份。　　　

§2传动方案的分析

1—电动机，2—弹性联轴器，3—两级圆柱齿轮减速器，4—高速级齿轮，5—低速级齿轮 6—刚性联轴器 7—卷筒

方案分析:
由计算(下页)可知电机的转速的范围为: 674.410～3372.04r/min由经济上考虑可选择常用电机为1500r/min .功率为4kw.又可知总传动比为17.082.如果用带传动,刚减速器的传动比为5—10,用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而用一级则有点过大,从而齿轮过大,箱体就随着大.因而不用带传动直接用联轴器,因有轻微振动,因而用弹性联轴器与电机相连.
两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。两级同轴式圆柱齿轮减速:  特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致相同。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。
从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.
卷筒同输出轴直接同联轴器相连就可以,因为这样可以减少能量的损耗.

§3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算
一、电动机的选择
1.确定电动机类型
按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。
2.确定电动机的容量
（1）工作机卷筒上所需功率Pw
Pw = Fv/1000 =2000 X 1.4/1000 =2.8kw
(2)电动机所需的输出功率
为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率η总。设η1、η2、η3、η4、分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、工作机的效率，由[2]表2-2 P6查得η1 = 0.99，η2 = 0.98，η3 = 0.99，η4 = 0.99，η5 = 0.96，则传动装置的总效率为
η总=η12η22η33η4 = 0.992 x 0.982 x 0.993 x 0.96=0.877 2.8/0.877=3.193kw
3.选择电动机转速
由[2]表2-3推荐的传动副传动比合理范围
联轴器传动 i联=1
两级减速器传动 i减=8～40(i齿=3～6)
则传动装置总传动比的合理范围为
i总= i联×i齿1×i齿2
i‘总=1×（8～40）=（8～40）
电动机转速的可选范围为
nw==60x1000x1.4/3.14x340＝78.68r/min
nd=i‘总×nw=（8～40）×nw=8nw～40nw=629.34～3147.2r/min
根据电动机所需功率和同步转速，查机械设计手册(软件版)R2.0-电器设备-常用电动机规格，符合这一范围的常用同步加速有3000、1500、1000。
选用同步转速为1500r/min，输出轴直径为28j6mm
选定电动机型号为Y112M-4。
二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配
1.传动装置总传动比
i总= nm / nw=1440/78.68＝18.30式中nm----电动机满载转速，1440 r/min;
nw----工作机的转速，78.68 r/min。
2.分配传动装置各级传动比
i总=i联×i齿1×i齿2

分配原则：（1） i齿=3～6 i齿1=（1.3～1.4）i齿2
减速器的总传动比为
i = i总/ i联=18.30 双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为
i齿1 = = 4.877 低速级的传动比
i齿2 = i/i齿1 = 8.30/4.877 =3.752 三、运动参数和动力参数计算
1.各轴转速计算
n0= nm =1440 r/min
nⅠ= nm / i联 =1440 r/min
nⅡ= nⅠ / i齿1 = 1440/4.877=295.26 r/min
nⅢ= nⅡ / i齿2 =295.26/3.752=78.69r/min
2.各轴输入功率
P0= Pd=3.193kw
PⅠ= Pdη4 = 3.193x0.99=3.163kw
PⅡ= PⅠη2η3 =3.163x0.98x0.99=3.067kw
PⅢ= PⅡη2η3 =3.067x0.98x0.99=2.976kw
3.各轴输入转矩
T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.193/1440=21.176
TⅠ = 9550PⅠ/nⅠ=9550x3.161/1440=20.964
TⅡ = 9550PⅡ/nⅡ = 9550x3.067/295.26=99.20
TⅢ = 9550PⅢ/nⅢ = 9550x2.9767/78.69=361.174

表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表

项目
轴号
功率
转速

转矩
传动比
0轴

3.193

1440

21.176

1
Ⅰ轴

3.161

1440

20.964

4.877
Ⅱ轴
3.067

295.26
99.200

3.752
Ⅲ轴

2.9767

78.69

361.174

4传动零件的设计计算
一、渐开线斜齿圆柱齿轮设计
（一）高速级直齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查[1]P208 表10-8
传输机为一般工作机速度不高
级
7
2．材料选择
查[1]P180
表10-1
小齿轮40Cr(调质)
大齿轮45钢(调质)

小齿轮280HBS,大齿轮240HBS
3．选择齿数Z

Z1=24
Z2=4.877x24
=117.3
U=117/24=4.875
个
＝24
＝117
U＝4.875
5．按齿面接触疲劳强度设计
（1）试选Kt

试选1.3

Kt=1.3

(2)计算小齿轮传递的转矩T1

T=9550XP1/n1

T=9550x3161/1440=2.0963X10

Nmm

T1=2.096x 10
(3)齿宽系数Фd
由[1]P201表10-7
d=0.7~1.15

Фd=1
(4)材料的弹性影响系数ZE
由[1] P198表10-6
锻钢

MP1/2
ZE=189.8
(5) 齿轮接触疲劳强度极限
由[1]P207图 １０－２１ｄ

600
550

600
550

（6）应力循环次数N
由[1]式１０－１３
N1=60n1jLh=
60X1440X16X300X15＝6.2208X109 =6.22X109/4.877=1.275X109

N1=6.22X109

N2=1.28X109
（7）接触疲劳强度寿命系数KHN
由[1]P203图10-19
KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95

KHN1 = 0.90
KHN2 = 0.95
（8）计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]1= =0.90X600/1=540 [σH]2=
=0.95X550/1=522.5

[σH]1= 540

[σH]2= 522.5
（9）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－21）试算

＝37.8225
mm

37.823
（10）计算圆周速度v

V=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034
m/s

V=2.85
（11）计算齿宽B
b = φdd1t
B1=1×37.823
mm
B1=37.823
（12）模数

＝37.823/24＝1.576
h = 2.25mnt =3.546
b/h =37.823/3.546=10.5769
度

=1.576
h =3.546
b/h= 10.577
（13）计算载荷系数K
由[1]表10-2查得使用系数
根据v= 2.85级精度，由[1]P190图10-8查得动载荷系数1.10
由[1]表１０－４P194查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2) φd2+0.23×10-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+
0.23X10-3X37.823=1.417
由[1]图１０－１３P195查得KFβ=1.34假定，由[1]P193表10-3查得1.2故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.10X1.2X1.417=1.870

K=1.870
（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径
由[1]式10-10ａ
d1=d1t=
42.696

d1=42.70
（15）计算模数

＝42.70/24=1.779
mm

mn=1.78
6．按齿根弯曲疲劳强度设计
（1）计算载荷系数K
K=KAKVKFα
KFβ
K＝1x1.10x1.2X1.34=1.7688

K＝1.769
(2)齿形系数Fsa
由[1]P197 表10-5
Fsa1=2.65
Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664

Fsa1=2.65
Fsa2=2.166
（3）应力校正系数YSa
由[1] P197 表１０－５
YSa1=1.58
YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036

YSa1=1.58
YSa2=1.804
（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限
由[1]P204 图１０－２０ｃ
500
380

500
380
（5）弯曲疲劳强度寿命系数
由[1]P202 图１０－１８
0.84
0.88

0.84
0.88
（6）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.35，由式10-12得
[σF]1= ＝ 0.85X500/1.35=314.8148
[σF]2=＝ 0.88X380/1.35=247.7037

[σF]1=314.815

[σF]2=247.704
（7）计算大小齿轮的并加以比较

＝2.65x1.58/314.815=0.013299
＝2.166x1.804/247.704=0.01577499结论：取0.01577

＝0.01330

=0.01577大齿轮值大
（8）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式１０－5　

=1.10298

mm

1.103
结论：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根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝ 2mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 42.70应有的齿数。于是由=42.70/2 =21.35，取Z1=21,Z2 = Z1×i齿1 =21x4.877=102.417
取Z2 =102
3．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

A=(21+102)2/2=
123

mm

a=123
（2）计算齿轮的分度圆直径d

d=zmn
d1=2x21=42
d2=2x102=204
mm
d1=42
d2=204

3）计算齿轮的齿根圆直径df

=42-5=37
=204-5=199
mm

df1=37
df2=199
（4）计算齿轮宽度B

b = φdd1
圆整后取：
B1 = 50
B2 = 45
mm
B1 = 50
B2 = 45
（5）验算
=2x20960/42N =998.10N
=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm＜100N/mm
合适
（二）低速级直齿圆柱齿轮设计计算表
项目
计算（或选择）依据
计算过程
单位
计算（或确定）结果
1．选齿轮精度等级
查[1]表10-8
传输机为一般工作机速度不高
级
7

2．材料选择

小齿轮40Cr(调质)
大齿轮45钢(调质)

小齿轮280HBS,大齿轮240HBS）
3．选择齿数Z

=23
=3.752x23=86.3U=86/23=3.7391
个
=23
=86
U=3.739
5．按齿面接触强度设计
（1）试选Kt

Kt=1.3
(2)计算小齿轮传递的转矩TⅡ
TⅡ=9550P/n
TⅡ=9550x3067/295.26=99200.2
Nmm

TⅡ=99.20X103
(3)齿宽系数Фd
由[1]P203表10-7
d=0.7~0.115

Фd=1
(4)材料的弹性影响系数ZE
由[1]P198表10-6
锻钢

MPa1/2
ZE=189.8
(5) 齿轮接触疲劳强度极限
由[1]P207图10-21ｄ

600
550

600
550

（6）应力循环次数N
由[1]式10-13
N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109
N4 = N3/ i齿2 =1.28x109/3.752=0.34x109

N3=1.28X109

N4=0.34x109
（7）接触疲劳强度寿命系数KHN
由[1]P203图10-19
KHN3 = 0.90
KHN4 = 0.95

KHN3 = 0.90
KHN4 = 0.95
（8）计算接触疲劳强度许用应力[σH]
取失效概率为１％，安全系数为S=1，由[1]式１０－１２得
[σH]3= =600X0.90/1＝540
[σH]4= ＝0.95x550/1＝522.5

[σH]3=540

[σH]4=522.5
（9）试算小齿轮分度圆直径
按[1]式（10－21）试算

＝64.5788
mm

64.579
（10）计算圆周速度v

v=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787
m/s

v=0.998
（11）计算齿宽B
b = φdd3t
B=1X64.579=64.579
mm
B=64.579
（12）模数

mnt=64.579/23=2.808
h=2.25mnt =6.318
b/h =64.579/6.318
=10.221
度
mnt=2.808

h=6.318
b/h =10.221
（13）计算载荷系数K
由[1]P190表10-2查得使用系数
根据v= 0.998级精度，由[1]P192图10-8查得动载荷系数1.06由[1]表１０－４P194查得
KHβ=1.12+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0.6X)+
0.23X103X64.579=1.42由[1]图10-13P195查得KFβ=1.35
假定，由[1]P193表１０－３查得1.2故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1X1.06X1.2X1.42=1.806

K=1.806
（14）按实际的载荷系数校正分度圆直径d3
由[1]式10-10ａ
D3=d3t=72.058

D3=72.058
（15）计算模数

=72.058/23
=3.133
mm

=3.133
6．按齿根弯曲强度设计
（1）计算载荷系数K

K=KAKVKFαKFβ
K=1X1.06X1.2X1.35=1.7172

K=1.717
（2）齿形系数YFa
由[1]P197表
１０－５
YFa3=2.69
YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208

YFa3=2.69
YFa4=2.208
（3）应力校正系数YSa
由[1]P197表
10-5
YSa3=1.575
YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776

YSa3=1.575

YSa4=1.776
（4）齿轮的弯曲疲劳强度极限
由[1]P204图
10-20ｃ
500
380

500
380
（5）弯曲疲劳强度寿命系数
由[1]P202图
10-18
0.85
0.88

0.85
0.88
（6）计算弯曲疲劳许用应力[σF]
取弯曲疲劳安全系数S＝1.35，由式10-2得
[σF]3= =0.85x500/1.35=314.8148
[σF]4= =0.88x380/1.35=247.7037

[σF]3=314.815
[σF]3=247.704

（7）计算大小齿轮的并加以比较

=(2.69+1.575)/314.815=0.013547
=2.208+1.776/247.704=0.016083
结论：大齿轮值大

大齿轮值大
（8）齿根弯曲强度设计计算

由[1]式１０－１７　

=2.1796

＝2.18
结论：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根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取＝2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 72.058mm来计算应有的齿数。于是由=72.058/2.5= 28.8 取29，则Z4 = Z3×i齿2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 109
3．几何尺寸计算

（1）计算中心距a

A=(29+109)2.5/2
=172.5
将中心距圆整为173

mm

a=173
（2）计算齿轮的分度圆直径d

d3=29x2.5=72.5
d4=109x2.5=272.5
mm
d3=72.5
d4=272.5

（3）计算齿轮的齿根圆直径df

=72.5-6.25=66.25
=272.5-6.25=266.25

mm
df1=66.25

df2=266.25
（4）计算齿轮宽度B

b = φdd3
圆整后取：
B3 =80
B4 = 75
mm

B3 =80
B4 = 75
（5）验算
=2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N
=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm＜100N/mm 合适
（三）直齿轮设计参数表
传动类型
模数
齿数
中心距
齿宽
高速级
直齿圆柱齿轮

2
21

102

123
50

45
低速级
直齿圆柱齿轮

2.5
29

109

173
80

75

§5联轴器的选择
Ⅰ轴的联轴器:
由于电机的输出轴轴径为28mm
查[1]表14-1由于转矩变化很小可取KA=1.3
1.3×20.964=27.253N.m
又由于电机的输出轴轴径为28mm
查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL4(钢性),其许用转矩[n]=63N.m,许用最大转速为5700r/min,轴径为20~28之间，由于电机的轴径固定为28mm,而由估算可得1轴的轴径为20mm。
故联轴器合用:
Ⅲ的联轴器:
查[1]表14-1转矩变化很小可取KA=1.3
1.3×361.174=469.52 N.m
查[2]p128表13-5，选用弹性套柱销联轴器:TL7,其许用转矩[n]=500N.m,许用最大转速为3600r/min, 轴径为40~48之间,由估算可选两边的轴径为40mm.联轴器合用.

§5轴的设计计算
减速器轴的结构草图

一、Ⅰ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为40Cr；根据齿轮直径，热处理方法为正火。
2．确定轴的最小直径
查[1]式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=14.296mm

再查 [1]表15-3，A0=(112 ～ 97)
D≥＝13.546mm
考虑键：有一个键槽，D≥14.296×（1+5％）=15.01mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于轴的最小直径15.01且
考虑与联轴器内孔标准直径配合

20

大带轮定位d2= d1+2（0.07~0.1）d1
=20+2.8~4=22.8~24
考虑密封圈查[2]表15-8 P143得d=25

25

考虑轴承d3> d2选用6206轴承从机械设计手册软件（R2.0）
B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=62

30

考虑轴承定位
查表[2] 9-7
＝da＝＝36

36

考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟<2.5m，选用齿轮轴，此时d5=d1a=46

46

>查表[2] 9-7

36

＝（同一对轴承）

30
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =3.467 ，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果

箱体壁厚
查[3]表3P26

小于8选8

8

地脚螺栓直径及数目n
查[3]表3P26
df=0.036a+12
a<250时,n=4

=20
4n=4
轴承旁联接螺栓直径
查[3]表3P26
=0.75=0.75×20=15

=16
轴承旁联接螺栓扳手空间、

查[3]表3P26

=22
=20

轴承盖联接螺钉直径
查[3]表4 P27
=(0.4-0.5)=0.5x20=10

10

轴承盖厚度
查 [2]表14-1
e=(1～1.2) =(1～1.2)×10=10~12

12
小齿轮端面距箱体内壁距离
查[3]表4 P27
≥δ（或10～15）

10
轴承内端面至箱体内壁距离
查[3]P43
=3～5

4.5
轴承支点距轴承边端面距离a
查机械手册软件版

8
5.计算各轴段长度。
名称
计算公式
单位
计算结果

(联轴器)=38-（2－3）

36

L2=8+22+20+（5～8）-4.5-16+8+29=70.5

70.5

=16(轴承B)

16

＝Δ2+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102

102

=B1=50

50

＝Δ2+(3-5)＝10+4.5=14.5

14.5

＝B-2=16-2=14

14
L（总长）
L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5

303
L(支点距离)
L=303-36-71.5-16+2=178.5

181.5

二、Ⅱ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：
=24
再查 [1]表15-2，

考虑键：d≥24×（1+5%）=25.2mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于轴的最小直径25.2且
考虑与轴承公称直径配合试选代号6207
B=17,da=42,D=72

35

与键bxh=10x8
35+2x(0.07~0.1)x35=
39.9~42

40

轴环定位= d2+2（0.07~0.1）d2
=40+2(0.07~0.1)40=45.6~48查表[2]9-7p73
取40

48

=

40

=（一对同型号轴承）

35

4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（2）“润滑方式”，及说明书“（12）计算齿轮圆周速度” =2.91，故选用油润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承边端面距离a
查机械手册软件版

8.5
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

＝17+（5～3）+10+2＝33.5

33.5

＝80-2＝78

78

＝（8～15）

10

＝45-2＝43

43

＝17+（3～5）+10+2.5+2＝34

34
L（总长）
L ＝33.5+78+10+43+34＝198.5

198.5
L（支点距离）
L ＝198.5－17+2＝183.5

183.5
三、Ⅲ轴的结构设计
1．选择轴的材料及热处理方法
查[1]表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。
2．确定轴的最小直径
查[1]的扭转强度估算轴的最小直径的公式：

再查 [1]表15-2，
考虑键： d≥37.6×（1+5％）＝39.4mm
3．确定各轴段直径并填于下表内
名称
依据
单位
确定结果

大于最小直径39.4mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合, =40

40

>,考虑联轴器定位
查,并考虑与密封垫配合
查附表：15－8接触式密封d=45

45

考虑与轴承公称直径配合> ，轴承代号：6210
B＝20 da＝57

50

d4=da＝57

57

考虑到齿轮定位, d5
=d4+(5~10)=63
查

63

=

57

=

50
4．选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。
查 [2]（二）“滚动轴承的润滑”，及说明书“六、计算齿轮速度” ，由于第一轴选用了油润滑,故也用油润滑,
名称
依据
单位
确定结果
轴承支点距轴承宽边端面距离a
从机械手册软件版

10
5.计算各轴段长度
名称
计算公式
单位
计算结果

与联轴器配合长度短2~3mm
＝84-（2～3）＝82

82

＝8+22+20+5+8+29-20-4.5＝67.5

67.5

＝20

20

＝4.5+10+2.5+45+10+2.5-12＝62.5

62.5

轴肩

12

＝75-2＝73

73

＝20-2+4.5+10+2.5+2＝37

37
L（总长）
L ＝82+67.5+20+62.5+12+73+37＝354

354
L(支点距离)
L ＝354-82-67.5-20+2＝186.5
mm
186.5

四、校核Ⅱ轴的强度
齿轮的受力分析：

齿轮2上的圆周力

小齿轮上的经向力
小齿轮上的轴向力
=
N

972.549*=353.979N

0
齿轮3上的圆周力

小齿轮上的经向力
小齿轮上的轴向力
=
N

2736.552*=996.023N

0
1．求支反力、绘弯矩、扭矩图

轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图。
AC=8.5+17+=48
CD=+10+=72.5
BD=8.5+4.5+10+40=63
在XAY平面上：
X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63）
972.549X48+2736.552X120.5=183.5
所以，=2051.427N =+—=1657.674N
所以，C断面 =48=79.568X
D断面 =63=129.24X
在XAZ平面上：
x48+X183.5=x（48+72.5）
353.979x48+x183.5=996.023x120.5
所以，=561.47N =80.574N
所以，C断面 =X48=3.868X
=X63=35.373X
合成弯矩C断面 ===79.662X
合成弯矩D断面 ===133.99X
因为> , 所以D断面为危险截面。
===22.91MPa

查表15-1得[]=60mpa,因为<[],所以安全。

§6轴承的选择和校核
一、Ⅱ轴承的选择和校核
1．Ⅱ轴轴承的选择
选择Ⅱ轴轴承的一对6207轴承，查机械手册软件版
校核轴承，轴承使用寿命为15年，每年按300天计算。
2．根据滚动轴承型号，查出和。
Cr=25500N
Cor=15200N
3．校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要求
（1）画轴的受力简图。

（2）求轴承径向支反力、
（a）垂直平面支反力、
= =1657.674N
==2051.427N
（b）水平面支反力、
==80.574N
==561.47N
（c）合成支反力、
==1659.631N
==2126.876N
（5）计算轴承的当量载荷、
由于Fa=0
查[1] 表13-5 ：X1＝1.41,Y1＝0
查[1]表13-6取载荷系数 1.1
P1＝fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N
查[1] 表13-5 ：X2＝1 ,Y2＝0
P2＝fPFr2＝1.1×2126.876=233.95636N
（6）校核所选轴承
由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查[1]表13-6取载荷系数 1 ，查[1]表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：
==73093.9h>(16×300×15)h=72000h
结论：所选的轴承满足寿命要求。

§7键联接的选择和校核
一、Ⅱ轴大齿轮键
1．键的选择
选用普通 圆头平键 A型,轴径d=40mm ,查[1]表6-1，得宽度b=12mm,高度h=8mm,
2．键的校核
键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度 45 ,根据键的长度系列选键长L=36mm 。(查[1]表6-1)
键，轴，轮毂的材料都为钢，查[1]6-2得许用挤压应力[οp]=100~120Mpa,取[οp]=100Mpa.
键的工作长度 =L－b=36－12=24mm,
键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm
由式[1]6-1得οp==51.67Mpa
所以所选用的平键强度足够。

§9减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择
一、传动零件的润滑
1．齿轮传动润滑
因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。
2．滚动轴承的润滑
因为I轴II轴齿轮圆周速度v>2m/s,滚动轴承采用油润滑而III轴