二级展开式圆柱齿轮减速器设计

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1、二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 编 号 带式运输机传动装置的设计 题目： 二级展开式圆柱齿轮减速器的设计 机械工程 学 院 过程设备与控制工程专 业 学 号 1040212205 学生姓名 付永生 指导教师 陆凤翔 副教授 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 带式运输机传动装置的设计 一设计任务书 1. 带式运输机工作原理 如图 1.1 所示 图 1.1 带式运输机传动示意图 2. 已知条件 1）运输带工作拉力：2600 2）运输带工作速度：V1.1m/s 3）卷筒直径：220mm 4）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35C； 5）使用

2、折旧期：8 年； 6）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 7）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220 8）运输带速度允许误差：5； 9）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3.设计数据 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 运输带工作拉力 F=2600N 运输带工作速度 V=2.2m/s 卷筒直径 D=220mm 二传动方案的拟定，比较，选择确定 项目 设计过程 评价 结果 传动方案的拟定，比较，选择确定 （a）带-单级圆柱齿轮减速器 优点：传动平稳，有缓冲减震作用，和过载保护作用，价格较低。 缺点：宽度和长度尺寸较大，带传动部适应繁重的工作条件和

3、高温或低温等恶劣的工作环境，传动比不恒定，带的寿命较短。 选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 传动方案的拟定，比较，选择确定 （c）二级展开式圆柱齿轮减速器 优点：有恒定的传动比，传动效率高，传动平稳，结构紧凑。 缺点：成本较高，制造和安装成本高。 选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。 （e）锥圆柱齿轮减速器 优点：承载能力强，体积小，噪声低，宽度尺寸小，能改变轴的方向，适合在恶劣环境下长期连续工作。 缺点：圆锥齿轮为悬臂支撑，加工比圆柱齿轮困难，特别是大模数的锥齿轮。 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 传

4、动方案的拟定，比较，选择确定 （f）单级蜗杆减速器 优点：传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑，冲击载荷小，传动平稳，噪声低。 缺点：啮合处有相对滑动，摩擦严重，传动效率低，常需耗用有色金属制造。 选用二级展开式圆柱式齿轮减速器。 三传动功率计算，电动机的选择 项目 设计过程 结果 电动机的选择 1.计算总效率 卷筒效率=0.96，轴承效率1=0.98，啮合效率2=0.97，搅油效率3=0.96，联轴器效率4=0.99 总=13223242=0.80 2运输机工作所需功率 Pw=1000=26001.1100096=2.98kw 3电动机所需功率 Pd=总=2.980.80=3.725kw

5、选用 Y112M-4型电动机 P额=4KW nm=1440r/min T额=2.3kw 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 电动机的选择 4.运输机工作转速 nw=601000220=600001.1220=95.49r/min 5.电动机的转速范围 nd=n*i总=95.49(35)2=(859.41 2387.25)r/min 6.选择电动机 同步转速可选 1000 或 1500r/min 查手册表 12-1，可选 Y112M-4 型。其参数如下： Pd=4KW，n同=1500r/min， nd=1440r/min，T额=2.3kw 选用 Y112M-4型电动机

6、 Pd=4KW nd=1440r/min T额=2.3kw 四，总传动比计算和进行传动比分配 项目 设计过程 结果 总传动比计算及分配 i总=nd/n=1440/95.49=15.08 由 i总=i1*i2，且 i1=(1.31.5)i2 选用 i1=1.4i2,，则 i1=4.595，i2=3.282 i总=15.08 i1=4.595 i2=3.282 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 各轴上的 转速，功率，转矩 用 1，2，分别表示轴，轴，轴，计算如下： 各轴转速： n1=nd=1440r/min n2=n1/i1=1440/4.595=313.384r/m

7、in n3=n2/i2=313.384/3.282=95.486r/min 各轴功率： P1=Pd*14=40.980.99=3.881KW P2=P112=3.8810.980.97=3.689KW P3=P2123=3.6890.980.97 0.96=3.366KW 各轴转矩： Td=9550Pd/nd=955041440=26.528Nm T1=Td14=26.5280.980.99=25.737 Nm T2=T112i1=25.7370.980.97 4.595=112.419 Nm T3=T2123i2=112.4190.980.970.96 3.282=336.703 Nm 见下

8、表 4.1 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 轴 转速 n r/min 功率 P kw 转矩 T Nm 1440 3.881 25.737 313.384 3.689 112.419 95.486 3.366 336.703 表 4.1 五、各轴上零件的设计计算 项目 设计过程 结果 高速级齿轮设计 1. 选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度 3)材料选择。选择小齿轮材料为 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 40 HBS。 4)

9、初选小齿轮齿数 Z1=22，大齿轮齿数 Z2=Z1i1=224.595=101.09，取 Z2=101 5) 选取螺旋角。初选螺旋角=14。 2.按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-21）进行试算 321112HEHadttZZTKd 选用 7 级精度斜齿圆柱齿轮,小齿轮材料为40Cr（调质）,大齿轮材料为45 钢（调质） 初选小齿轮齿数 Z1=22, 大齿轮齿数 Z2=101, 初选螺旋角=14。 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 （1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt=1.6 2）从上可知，小齿轮传递的转矩mNT 25.7371

10、3）由图 10-30 选取区域系数433.2HZ 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE 5）由表 10-7 选取齿宽系数1d 6）由图 10-26 查得76.01a，890.02 ， 则65.1890.0765.021aaa 7）由图 10-21d 按齿面材料强度度查得， 小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6001lim， 大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim。 8）计算应力循环次数 91110318. 3830082114406060hjLnN 8911210221.7595.410318.3iNN 9）由图 10-19 查得 接触疲劳寿命系数88.01

11、HNK，92.02HNK 10）计算接触疲劳许用应力 取 失 效 概 率 为1 ， 安 全 系 数1s， MPasKHHNH52860088.01lim11 小齿轮 m=1.5 Z1=24 d1=37.152mm B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=110 d2=170.281mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 MPasKHHNH50655092.02lim22 MPaHHH5172506528221 （2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径1 td，得 mmdt465.365178.189433.2

12、595.4595.565.1110737.256.123231 2）计算圆周速度 smndt/749.21000601440465.3610006011 3）计算齿宽 b 及模数ntm mmdbtd465.36465.3611 mmZdmtnt608.12214cos465.36cos11 mmmhnt618.3608.125.225.2 079.10618.3465.36hb 4）计算纵向重合度。 744.114tan221318.0tan318.01Zd 5）计算载荷系数 K。 已知使用系数1AK，根据smv/749.2，7 级精度， 小齿轮 m=1.5 Z1=24 d1=37.152mm

13、 B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=110 d2=170.281mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 由图 10-8 查得动载系数10.1vK； 由表 10-2 查得使用系数 KA=1 由表 10-4 查得小齿轮相对支承非对称布置时，417.1HK 由图 10-13 查得34.1FK 由表 10-3 查得2 . 1FHKK 所以载荷系数870.1417.12.110.11HHvAKKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt411.386.1870.1465.363311

14、 7）计算模数 mmZdmn694.12214cos411.38cos11 3、齿根弯曲强度设计 32121cos2FSFdnYYZYKTm （1）确定各计算参数 1）计算载荷系数。 769.134.12.11.11FFvAKKKKK 2）根据纵向重合度744.1，由图 10-28 查得螺旋角影响系数87.0Y。 3）计算当量齿数 小齿轮 m=1.5 Z1=25 d1=38.411mm B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=115 d2=170.281mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 083.24

15、14cos2214cos3311ZZv 562.11014cos10114cos3322ZZv 4）由表 10-5 查得齿型系数65.21FY；17.22FY 5）由表 10-5 查得应力校正系数58.11SY；80.12SY 6）由图 10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 7）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数83.01FNK；88.02FNK 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 .1s， MPasKFNFNF428.2964.150083.0111 MPasKFNFNF857.2384.138088.0222

16、9）计算大、小齿轮的 FSFYY并加以比较 01412.0428.29658.165.2111FSFYY 01635.0857.23880.117.2222FSFYY 大齿轮的数值大。 mmmn152.101635.065.122114cos87.010737.25769.123223 小齿轮m=1.5 Z1=24 d1=37.152 mm B1=45mm 大齿轮 m=1.5 Z2=110 d2=170.281 mm B2=40mm 中心距 a=104mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm =1

17、.694大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数nm =1.152，由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，故可取由弯曲 疲劳强度算得的模数 1.152 并就近圆整为标准值m=1.5mm，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得的分度圆直径mmd683.371来计算应有的齿数。于是有 846.245.114cos411.38cos11nmdZ 故取251Z，则875.114595.425112iZZ 可取 Z2=115 4、几何尺寸计算 1）计算中心距 mmmZZan214.10814cos25.1115

18、25cos221 将中心距圆整为mm108。 2）按取整后的中心距修正螺旋角 536.1310825.111525arccos2arccos21amZZn 因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 小齿轮 m=1.5 Z1=25 d1=38.571mm B1=45mm 大齿轮 Z2=115 d2=177.428mm B2=40mm 中心距 a=108.214mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 高速级齿轮的设计 mmmZdn571.38536.13cos5.125cos11 mmmZdn428.177536.13cos5.111

19、5cos22 4）计算齿轮宽度mmdbd571.38571.3811 取整后取mmB402，mmB451。 5、结构计算 小齿轮：因为小齿轮齿顶圆的直径2ad过小，所以直接做齿轮轴。 大齿轮：大齿轮齿圆的直径2ad大于mm160，而小于mm500 故选用腹板式结构的齿轮。其尺寸设计如下 初选轴直径为 D4=35mm, 齿轮为铸铁，D31.7D4=1.735=59.5mm， 不进行变位，da=d2+2mn=177.428+21.5=180.428mm 圆柱齿轮，D0=da-(1014) mn=180.428（1014）1.5= （159.428428）mm， 取 D0=160mm D1（D0+D

20、3）/2=109.75mm D2 （0.250.3）（D0-D3） =25.12530.15mm， 取 D2=30mm n10.5 mn=0.75mm，取 n1=1mm, r=5mm C（0.20.3）B2=（812）mm，取 C=10mm 小齿轮做成齿轮轴 大齿轮采用腹板式结构 D4=35mm D3=59.5mm da= 180.428mm D0=160mm D1=109.75mm D2=30mm C=10mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 1、选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）选用直齿圆柱齿轮传动 2）运输机为一般工作机器，速度不高

21、，故选用 7 级精度 3） 材料选择。 选择小齿轮材料为 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 40 HBS。 4 ） 初 选 小 齿 轮 齿 数22 ， 大 齿 轮 齿 数204.72282.322234iZZ，取 Z4=72 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算 32131232.2HEdttZTKd （1）确定公式内的各计算数值 1）试选 Kt=1.3 2）从上可知，小齿轮传递的转矩mNT419.1122 3）由表 10-7 选取齿宽系数1d 4）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数218 .18

22、9 MPaZE 5）由图 10-21d 按齿面材料硬度查得， 小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6003lim， 选用 7 级精度直齿圆柱齿轮 小齿轮材料为40Cr（调质） ，大齿轮材料为45 钢（调质） 初选 Z3=22 Z4=72 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5504lim 6）计算应力循环次数 8231022.78300821384.3136060hjLnN 882341020.2282.31022.7iNN 7）由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数93. 03HNK，95. 04HNK 8）计算接触疲

23、劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数1s，由式（10-12）得 MPasKHHNH55860093.03lim33 MPasKHHNH5 .52255095. 04lim44 MPaHHH25.54025.522558243 （2）计算 mmdt484.6625.5408.189282.3282.4110419.1123.132.23233 2）计算圆周速度 v smndt/091.1100060384.313484.6610006023 3）计算齿宽 b 及模数ntm 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=7

24、0mm 中心距 a=150mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 mmdbtd484.66484.6613 mmZdmtnt022.322484.6633 4）计算齿宽与齿高之比 mmmhnt800.6022.325.225.2 777.9800.6484.66hb 5）计算载荷系数 K。 根据smv/091.1，7 级精度， 由表 10-2 查得使用系数1AK，由图 10-8 查得动载系数 05.1vK； 直齿轮，KHa=KFa=1 由图 10-4 插值法查得小齿轮相对支承非对称布置时， HK=1.424 由 b/h=9.777, HK=1.4

25、24,查图 10-13，得55.1FK 故载荷系数495.1424.1105.11HHvAKKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 mmKKddtt655.693.1495.1484.663333 7）计算模数 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=70mm 中心距 a=150mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 mmZdm166.322655.6933 2. 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度设计公式为 32112FSFdYYZKTm

26、（1）确定各计算参数 1）由图 10-20c 查得 小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001 大齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE3802 2）由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 86. 01FNK；90.02FNK 3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数4 . 1s，得 MPasKFNFNF143.3074.150086.0111 MPasKFNFNF2474.138090.0222 4）计算载荷系数。 628.155.10.105.11FFvAKKKKK 5）查取齿形系数 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm

27、B2=70mm 中心距 a=150mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 由表 10-5 查得72.21FY；24.22FY 6）查取应力校正系数 由表 10-5 查得57.11SY；75.12SY 7）计算大、小齿轮的 FSFYY并加以比较 01390.0143.30757.172.2111FSFYY 01587.024775.124.2222FSFYY 大齿轮的数值大。 (2)设计计算 mmm290.201587.022110419.112628.12323 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m=3.166 大于由齿根弯曲疲劳强度

28、计算的法面模数 m=2.290, 由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关， 故可取由弯曲 疲劳强度算得的模数 2.290 并就近圆整为标准值 m=2.5mm，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 得 的 分 度 圆 直 径mmd655.691来计算应有的齿数。于是有 Z3=d1/m=69.655/2.5=27.86228 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=70mm 中心距 a=150mm

29、二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 Z4=Z3*i2=28*3.282=91.89692 这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。 4.几何尺寸计算 （1） 计算分度圆直径 d1=z1m1=28*2.5=70mm d2=z2m2=92*2.5=230mm （2） 计算中心距 a=(d1+d2)/2=（70+230）/2=150mm （3） 计算齿轮宽度 mmdbd707011 取 B1=70mm，B2=75mm 5、结构计算 小齿轮： 因为小齿轮齿顶圆的直径2ad过小， 所以直接做成实心结构

30、齿轮。 大齿轮：大齿轮齿圆的直径2ad大于mm160，而小于mm500 故选用腹板式结构的齿轮。其结构尺寸设计如下： 初选轴直径为 D4=55mm, 齿轮为铸铁，D31.7D4=1.755=93.5mm， 小齿轮 m=2.5 Z1=28 d1=70mm B1=75mm 大齿轮 m=2.5 Z2=92 d2=230mm B2=70mm 中心距 a=150mm 小齿轮做成实心结构 大齿轮采用腹板式结构 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 低速级齿轮的设计 不进行变位，da=d2+2mn=230+22.5=235mm 圆柱齿轮，D0=da-(1014) mn=230（10

31、14）2.5= （195205）mm， 取 D0=200mm D1（D0+D3）/2=146.75mm D2（0.250.3） （D0-D3）=26.62531.95mm， 取 D2=30mm n20.5 mn=1.25mm，r=5mm C（0.20.3）B2=（1421）mm，取 C=20mm 大齿轮 D4=55mm D3=93.5mm da= 235mm D0= 200mm D1=146.75mm D2=30mm n2 =1.25 C=20mm 六、轴的结构设计 项目 设计过程 结果 轴的设计 1. 求输出轴上的功率，转速和转矩。根据前面计算： n1=1440r/min P1=3.881k

32、w T1=25.737Nm n1=1440r/min P1=3.881kw T1=25.737Nm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 2. 求作用在齿轮上的力 （1） 对于轴，因已知轴上小齿轮分度圆直径为 38.571mm, NdTFt526.1334571.3810737.25223111 NFFntr605.499536.13cos20tan526.1334costan11 NFFt278.321536.13tan526.1334tan11 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调处理处理。 根据表 15-3，取 A0=112，于是得

33、mmnPAd586.151440881.311233110min1 4.联轴器的选择 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21d。为了使所选的轴直径21d与联轴器的孔径相同，取21d=18，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩1TKTAca，查表14-1，考虑到转矩变化很 NFt526.13341 NFr605.4991 NF278.3211 mmd586.15min1 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 小，故取3 . 1AK，则： 1）输入轴端联轴器 mmNTKTAca1.3345810737.253.1311 按照计算转矩caT就小于联轴

34、器公称转矩的条件，查手册，选用 218421830型凸缘联轴器， 其公称转矩为 63000Nmm。 半联轴器的孔径mmd181， 故取相应段的轴直径也为 18mm， 半联轴器长度mmL30，半联轴器 s=6mm。 5.轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案。 由于联轴器与齿轮位置相差较大，故应选图 15-22b 所示方案，同时，将轴肩向远离轴承的方向移一段。如下图所示。 选用218421830型凸缘联轴器 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 （2）向定位的要求确定轴的各段直径与长度。 1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 12 轴段端需制出一轴肩，故 23 段的直径

35、mmd1832；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡 圈直径mmD18。半联轴器与轴配合的毂孔长 度mmL30，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 12 段的长度应比1L略短一此，现取mml2821。 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mmd2232，由轴承产品目录中初步选取 0 组游隙、0 级公差的单列圆锥滚子轴承 30305，其尺寸为mmmmmmTDd25.186225， 故mmdd258743；而mmll25.188743。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 由表查得 30305 型轴承的安装尺寸m

36、mda32， 因此可取mmd3254。 选用单列圆锥滚子轴承 30305。 mmd1832mml2821mmdd2510943 mml25.1843 mmd2454 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 3） 齿轮分度圆直径过小，需做成齿轮轴，故 d5-6=da1=d1+2mn1= 38.571+2 1.5=41.571mm, 由 于 已 知 齿 轮 的 宽 度mmB451，故取mmBl4576， 。 4） 轴承端盖的总宽度为mm20（根据减速箱体及轴承端盖的结构） 。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mm

37、l20，所以取mml5032。 5） 取齿轮距箱体右侧内壁的距离mma16，轴 3 上两齿轮间的距离mmc20。考虑到箱体的加工误差，取滚动轴承 距离箱体内壁的距离mms8，已知轴 2 上小齿轮的宽度mmB703，考虑到高速级齿轮宽度21BB ，43BB 则 左右内壁间距为 l=a+B3+c+(B1+B2)/2+a=16+75+20+(45+40)/2+16=169.5 116.5mm=816455.169s154aBll 至此，已初步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联接。按21 d 的尺寸由手册查得平键 dbh=1866，半联轴器与轴的配合为H

38、7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的， mmd2865 mml865mml2476mml5032 5.11654l 内壁左右间距为l=169.5mm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 这里选取轴的直径尺寸公差为 m6。 3）确定轴上圆角和倒角的尺寸 查表 15-2 得，取轴端倒角为458.0，各轴肩的圆角半径均取mm1。未注圆角半径 R1。 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值（参考图 15-23） 。 对于轴承 30304 型圆锥滚子轴承，从手册中查得 a=13, 因此，作为简

39、支梁的轴的支承跨距mmmmmmLLL19675.5125.14432。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。 由前面计算可知， NFt526.13341 NFr605.4991 NF278.3211 故 FNH1=Ft1L3/(L2+L3) =352.36 N FNH2=Ft1L2/(L2+L3) =982.17 N FNV1=(Fr1L3- Fa1d1/2) /(L2+L3)100.30 N 半联轴器与轴的连接选用 dbh=1866 NFt526.13341NFr605.4991 NF278.3211FNH1= =352.36 N FNH2= =982.17 N FNV1100.30 N

40、二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 FNV2=(Fr1L2 - Fa1d1/2) /(L2+L3)336.08 N MH1=FH1L2=50.828 Nm Ma=1Fd1/2=321.278=6.196Nm MV1=-FNV1L2+Ma= -8.272Nm MV2=-FNV2L3-Ma= -20.664Nm M1 =21v21MMH = 22282.8828.50=51.498 Nm M2 =22v22MMH = 22224.25828.50=54.868 Nm T1= 25.737 Nm 扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6 Me1= 221TM=227

41、37.25*6.0498.51 =53.763 Nm Me1=M2=54.868 Nm FNV2336.08 N MH1=50.828 Nm MV1=-8.272Nm MV2=-20.664Nm M1=51.498 Nm M2=54.868 Nm Me1=53.763 Nm Me1=54.868 Nm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的强度校核 6. 按弯扭合成应力校合轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （危险截面） 的强度。根据公式 WTM22，可得： 齿轮轴的齿根圆直径df=d1-2.5mn1=34.821mm MPaWTM996.12821.34

42、1.0100054.868322 式中，W 为轴的抗弯截面系数。 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得MPa701。因为1ca，故安全。 轴安全 轴的设计 1. 求输出轴上的功率，转速和转矩。根据前面计算： n2=313.384r/min P1=3.689kw T1=112.419Nm 2 已知轴上的力 高速级大齿轮分度圆直径为 d2=170.281mm， 所以NdTFt21.1267428.17710419.112223222 NFFntr44.474536.13cos20tan21.1267costan22 n2=313.384r/min P1=3.689kw T1

43、=112.419Nm NFt21.12672 NFr44.4742 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 NFFt07.305536.13tan21.1267tan22 已知轴上低速小齿轮分度圆直径为 d3=70mm， 所以 NdTFt97.32117010419.112223323 NFFntr06.11690cos20tan97.3211costan33 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调处理处理。 根据表 15-3，取 A0=112，于是得 mmnPAd478.25384.313689.311233220min2 3. 轴的结构设计

44、。 （1） 拟定轴上零件的装配方案。 （2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 1）初步选用单列圆锥滚子轴承， 参照mmd478.25min2可知，最小直径为轴承的直径， 选取 0 组游隙，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306 其尺寸为 dDT=307220.75，故mmdd308631 而mml75.20l8721。 2）高速级齿轮的右端与轴承之间采用套筒进行定位，已知齿轮的宽度mmB401，为了使套筒的端面可以压 NF07.3052 NFt97.32113 NFr06.11693 mmd478.25min2 选用单列圆锥滚子轴承30306 其尺寸为 dDT=307220.75

45、 mmdd308631 mml75.20l8721 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取mml3865。 低速级齿轮的左端与轴承之间采用套筒进行定位，已知齿轮的宽度mmB751，为了使套筒的端面可以压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取mml7343。 两齿轮之间采用轴肩定位，轴肩高度 dh07. 0，取mmh5 所以，mmd4554， 轴肩宽度hb4 . 1，因为在两个齿轮之间， 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 取mml2054 3）因为轴承位于轴的两端，故可知 L13=T+a

46、+s=20.75+8+16+2=46.75mm L68=(B1-B2)/2+2+a+s+L7-8=(45-40)/2+2+16+8+20.75=49.25mm 至此，已初步了轴的各段直径和长度。 （3）轴上零件的轴向定位。 齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。 按43d 的尺寸由手册查得平键截面mmmmhb81035d， 键槽用键槽铣刀来加工，取标准长度mm70，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/n6 。 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这里选取轴的直径尺寸公差为 m6。 （4）确定轴上圆角和倒角的尺寸 查表 15-2 得，取轴端倒角为458.0，各轴肩

47、的圆角半径均取mm1。未注圆角半径 R1。 mml3865 mml7343 mmd4554mml2054 L13 =46.75mm L68=49.25mm 齿轮与轴的周向定位均采用平键 mmmmhb81035d 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a的值（参考图 15-23） 。 对于轴承 30305 型圆锥滚子轴承，从手册中查得 a=15.3. 因此，作为简支梁的轴的支承跨距mmmmmmmmLLLL4.19695.515.7795.66321。 根据轴的计算简图做出

48、轴的弯矩和扭矩图。 由前面计算可知， 高速级大齿轮 NFt21.12672 NFr44.4742 NF07.3052 低速级小齿轮 NFt97.32113 NFr06.11693 求出各点力，弯矩 1=23+3(2+3)= 2452.25N，水平向外 选用 30305 型圆锥滚子轴承 a=15.3mm 支撑跨距L=196.4mm 1= 2452.25N 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 齿轮的设计 2=31+2(1+2)= 2066.05N，水平向外 1=23+3(2+3)= 645.05N，竖直向下 2=312(1+2)= 49.57N，竖直向下 M1= 1 1

49、= 164.178 M2= 2 3= 107.331 2= 222= 27.064 M1= 1 1= 43.186 M2= 1 (1+2) +321= 29.639 M3= 2 3+1= 24.489 1= 12+12= 169.763 2= 22+22= 111.348 3= 22+32= 110.089 1= 12+()2= 182.672 2= 22+()2= 130.185 3= 32+()2= 129.110 2= 2066.05N 1= 645.05N 2= 49.57N M1= 164.178 M2= 107.331 M1= 43.186 M2= 29.639 M3= 24.48

50、9 1= 169.763 2= 111.089 3= 110.089 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 6. 按弯扭合成应力校合轴的强度 1)校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面 B）的强度。根据公式，可得： MPaWTMB606.42351.01000672.1823221 2)校核轴上最小直径处面 3 处的强度。 M3= 166.95752+266.95= 79.747 MPaWTM536.292700100079747301.010000747.793222223 式中，W 为轴的抗弯截面系数。 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理

51、，由表 15-1 查得MPa701。因为 1Ba， 13a,故安全。 7.精确校准轴的疲劳强度 （1）判端危险截面 截面 2,3,6,7 只受弯矩作用，虽然键槽，轴肩，及过渡配合都将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按弯扭强度较为充裕确定的，所以无需校核。 。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 4，5 处过 按弯扭合成应力校合轴的强度足够，轴安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 盈配合引起的应力集中最严重。从受载荷来看，齿轮中心处 B 的应力最大，但其应力集中不大。截面 C 不如截面 B应力大，无需校核。截面 5 和截面 4 相比，

52、截面 5 的应力不如截面 4 大，故无需校核，因此，需校核截面 B 与截面4 左右两侧即可。 （3） 截面 B 左右两侧， 弯截面系数 W = 0.1d3= 0.1 353= 4287.53 抗扭截面系数 W= 0.2d3= 0.2 35 = 85753 截面 B 处的弯矩为 1= 169763 截面 B 上的扭矩为 T=112419Nmm 截面上的弯曲应力 =1=1697634287.5= 39.595 截面上的扭转切应力 =1124198575= 13.110 弯曲正应力为对称循环弯应力， 轴的疲劳强度足够，轴安全 MT0m二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴

53、的疲劳强度校核 扭转切应力为脉冲循环应变力， =2=13.1102= 6.555 = = 39.595 = = 6.555 轴的材料为 45 钢，调质处理， 由表15-1得，。 过盈处配合的，由附表 3-8 用插值法求出。并取 = 0.8，于是得， = 2.90，= 2.90 0.8 = 2.32 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 = = 0.92 故得综合系数为 =k+1 1 = 2.987 =k+1 1 = 2.407 已知碳钢的特性系数 ，取 ，取 于是，计算安全系数值，则 轴的疲劳强度足够，轴安全 MPa640BMPa2751MPa15512 . 01 . 01 . 01

54、 . 005. 005. 0caS二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 =1+ =2752.987 39.595 + 0.1 0= 2.325 =1+=2752.4076.555+0.056.555= 17.075 =2+ 2= 2.304 = 1.5 故该轴在截面 B 左右两侧的强度都是足够的。 综上，该轴是安全的。 （4） 截面 4 的左侧 抗弯截面系数 W = 0.1d3= 0.1 353= 4287.53 抗扭截面系数 W= 0.2d3= 0.2 35 = 85753 截面 B 处的弯矩为 面 4= 1(12) 75 277.5= 14137

55、2 截面 B 上的扭矩为 T=112419Nmm 截面上的弯曲应力 =1413724287.5= 32.973 截面上的扭转切应力 =1124198575= 13.110 轴的疲劳强度足够，轴安全 MT二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 弯曲正应力为对称循环弯应力， 扭转切应力为脉冲循环应变力， =2=13.1102= 6.555 = = 32.973 = = 6.555 轴的材料为 45 钢，调质处理， 由表 15-1 得，。 过盈处配合的，由附表 3-8 用插值法求出。并取 = 0.8，于是得， = 2.90，= 2.90 0.8 = 2.32

56、 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 = = 0.92 故得综合系数为 故得综合系数为 =k+1 1 = 2.987 =k+1 1 = 2.407 已知碳钢的特性系数 轴的疲劳强度足够，轴安全 0mMPa640BMPa2751MPa1551二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 ，取 ，取 于是，计算安全系数值，则 =1+ =2752.987 32.973 + 0.1 0= 2.792 =1+=2752.4076.555+0.056.555= 17.075 =2+ 2= 2.755 = 1.5 故该轴在截面 4 左侧的强度也是足够的。 （5

57、） 截面 4 右侧 抗弯截面系数 W = 0.1d3= 0.1 453= 9112.53 抗扭截面系数 W= 0.2d3= 0.2 373= 182253 截面 4 左侧的弯矩为 4= 141372 截面 B 上的扭矩为 T=112419Nmm 截面上的弯曲应力 =1413729112.5= 15.514 轴的疲劳强度足够，轴安全 2 . 01 . 01 . 01 . 005. 005. 0caSMT二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 截面上的扭转切应力 =11241918225= 6.168 弯曲正应力为对称循环弯应力， 扭转切应力为脉冲循环应变

58、力， =2=6.1682= 3.084 = = 15.514 = = 3.084 轴的材料为 45 钢，调质处理， 由表15-1得，。 过盈处配合的，由附表 3-8 用插值法求出。并取 = 0.8，于是得， = 3.36，= 3.36 0.8 = 2.68 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为 = = 0.92 故得综合系数为 =k+1 1 = 3.447 =k+1 1 = 2.767 轴的疲劳强度足够，轴安全 0mMPa640BMPa2751MPa1551二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的疲劳强度校核 已知碳钢的特性系数 ，取 ，取 于是，计算安全

59、系数值，则 =1+ =2753.447 15.514+ 0.1 0= 5.142 =1+=2752.7673.084+0.053.084= 31.654 =2+ 2= 5.075 = 1.5 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。 综上，该轴是安全的。 轴的疲劳强度足够，轴安全 轴的设计，计算 1. 求输出轴上的功率，转速和转矩。根据前面计算： n3=95.486r/min P3=3.366kw T3=336.703Nm 2.求作用在齿轮上的力 。 NdTFt85.292723010703.336223434 NFFntr65.10650cos20tan85.2927costan44 n3=95.

60、486r/min P3=3.366kw T3=336.703Nm NFt85.29274 NFr65.10654 2 . 01 . 01 . 01 . 005. 005. 0caS二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计，计算 3.初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢，调处理处理。 根据表 15-3，取 A0=112，于是得 mmnPAd723.36486.95366.311233330min3 4.联轴器的选择 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径98d。 为了使所选的轴直径98d与联轴器的孔径相同， 取21d=40， 故需同时选取联轴器型号。

61、 联轴器的计算转矩1TKTAca， 查表 14-1， 考虑到转矩变化很小，故取3 . 1AK，则： 1）输入轴端联轴器 mmNTKTAca714.43710703.3363.1332 按照计算转矩caT就小于联轴器公称转矩的条件， 查手册， 选用 6401124084型凸缘联轴器， 其公称转矩为 900000Nmm。 半联轴器的孔径mmd401，故取相应段的轴直径也为40mm，半联轴器长度mmL112，半联轴器 s=8mm。 mmd723.36min3 选用 6401124084型凸缘联轴器 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结 轴的设计，计算 5.轴的结构设计 （1）

62、拟定轴的装配方案。 由于联轴器与齿轮位置相差较大，故应选图 15-22b 所示方案，同时，将轴肩向远离轴承的方向移一段。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，89 轴段端需制出一轴肩，故 89 段的直径mmd4098；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmD40。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL112，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 12 段的长度应比1L略短一此，现取mml11098。 2 ) 初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照 d98l198 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 /

63、 1 项目 设计过程 结果 轴的设计，计算 工作要求并根据mmd4098，由轴 5.轴的结构设计 （1）拟定轴的装配方案。 由于联轴器与齿轮位置相差较大，故应选图 15-22b 所示方案，同时，将轴肩向远离轴承的方向移一段。 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径与长度。 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，89 轴段端需制出一轴肩， 故 89 段的直径mmd4098； 左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径mmD40。半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL112，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 12 段的长度应比1L略短一此，现取mml11098。 2 ) 初步选择滚动

64、轴承。因轴承仅受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mmd4098，由轴 承产品目录中初步选取 0 组游隙、 0 级公差的深沟球轴承6209，其尺寸为mmmmmmBDd198545， 故mmdd457631；而mmL19L9821。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。 由表查得 6209 型轴承的安装尺寸mmda52， mmd4098 mml11098 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计，计算 因此可取mmd5565。 3）取安装齿轮处的轴段 3-4 的直径 d3-4=55mm，大齿轮的右端采用轴肩进行定位，轴肩高度dh07. 0，取mmh5

65、，所以mmd6565，宽度hb4 . 1，故取mml865 齿轮的左端与轴承之间采用套筒进行定位， 已知齿轮的宽度mmB451，为了使套筒的端面可以压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度，故取mml6843， 。 4）轴承端盖的总宽度为mm20（根据减速箱体及轴承端盖的结构） 。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mml30，所以取mml5086。 5) 取齿轮距箱体右侧内壁的距离mma16，考虑到箱体的加工误差，滚动轴承距离箱体内壁的距离 mms8，已知轴上大齿轮的宽度mmB703， 根据前面分析可知， L2-3=a+B3/2-B4/2+a=16+

66、(75-70)/2+2+16=26.5 L1-3=L2-3+L1-2=26.5+19=45.5 L5-6=77.5+20+18.5+8=124 深沟球轴承 6209 mmmmmmBDd198545 mmdd457631 mmL19L9821 mmd5565 d3-4=55mm mmd6565 mml6843 mml5086 L2-3 =26.5 L1-3 =45.5 L5-6=124 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计，计算 至此，已初步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联接， 按43d 的尺寸由手册查得平键截面m

67、mmmhb101655d，键槽用键槽铣刀来加工， 取标准长度mm70， 同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性， 故选择齿轮与轴的配合为 H7/n6。 半联轴器与轴的连接选用 dbh=40128，半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，这里选取轴的直径尺寸公差为 m6 3）确定轴上圆角和倒角的尺寸 查表 15-2 得，取轴端倒角为456.1，面 3,6 轴肩的圆角半径均取mm6.1， 面 4， 5 处轴肩圆角取 2.0mm,未注圆角半径 R1。 5.求轴上的载荷 根据轴的结构图，做出轴的计算简图。由轴承的支点位置 在轴承中心，因此，作为简支梁的轴的支承跨距 m

68、mmmmmLLL5.2025.1336921。 根据轴的计算简图做出轴的弯矩和扭矩图。 （如下图） 齿轮与轴的周向定位采用平键 101655dhb 半联轴器与轴的连接选用 dbh=40128 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的设计，计算 由前面计算可知， NFt97.32113 NFr06.11693 故 FNH1=Ft3L2/(L2+L2)=2117.52N FNH1=Ft3L1/(L2+L2)=1094.45N FNV1=Fr3L2/(L1+L2)= 770.71 N FNV2=Fr3L1/(L1+L2)= 398.35 N MH1=FNH1L1=146.

69、109 Nm MV1=FNV1L1=53.179 Nm M=2221HHMM =155.486 Nm T3= 336.703Nm 扭转切应力为脉动循环应力，取=0.6 Me1=M=155.486 Nm Me2= 22TM=2236.7033*6.0486.155 =254.929 Nm mmL5.202 NFt97.32113 NFr06.11693 FNH1=2117.52N FNH1=1094.45N FNV1=770.71 N FNV2=398.35 N MH1=146.109Nm MV1=53.179Nm M=155.486Nm Me=254.929 Nm 二级展开式圆柱齿轮减速器设计

70、 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴的强度校核 6. 按弯扭合成应力校合轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面 B）的强度。根据公式 WTM22，可得： MPaWTMB323.15551.01000929.254322 式中，W 为轴的抗弯截面系数。 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得MPa701。因为1ca。 轴的强度足够，轴安全。 七、轴承的校核 项目 设计过程 结果 轴承的选择和计算 1. 求两轴承受到的径向载荷1rF和2rF 根据轴的结构设计，已初步选取轴 1 上的轴承为单列圆锥滚子轴 30305，查手册得，NC46800，NC4800000。

71、轴上高速级小齿轮受到的切向力、径向力和轴向力已在上面算出，分度直径mmd38.5711。 根据力学分析可算出轴承受到的径向载荷， NC46800，NC480000 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴承的校核 左边轴承：FNH1 =352.36N， FNV1100.30 N 故F1= 12+ 12= 366.357 右边轴承：FNH2 =982.17 N， FNV2336.08 N F2= 22+ 22= 1038.079 3. 求两轴承的计算轴向力1F和2F 斜齿轮作用在轴上的轴向力 Fa= 321.278N 对于圆锥滚子轴承 30304 型，其派生轴向力 YF

72、Frd2/，查表得2Y。于是由公式可得 NYFFrd589.9122366.357211 NYFFrd520.25922079.1038222 NFFFd798.580520.259278.32121 NFFd520.25922 由表 13-5 进行插值计算，得 10=580.79848000= 0.01210 20=259.52033200= 0.00541 3、求轴承的当量动载 P1和 P2 由手册查得系数3.0e，而 F1= 425.503 F2= 988.579 NFd376.1061 NFd145.2472 NF479.6001 NF145.2472 31.0e 二级展开式圆柱齿轮减

73、速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 轴承的校核 eFFr585.1357.366798.58011 eFFr250.0079.1038520.25922 由表 13-5，可查得对于两轴承56.01X，0.21Y， 12X，02Y。 由表 13-6，查得 fp=1.01.2，取 fp=1.2,则 NFYFXfPrP107.1640798.5802357.36656.02.111111NFYFXfPrP695.1245520.2590079.103812.122222 1、 验算轴承寿命 因为21PP ，所以按1P进行验算，对于圆锥滚子轴承， 取310，则 hPCnLh821735107.

74、164046800144060106010310616 预期寿命 Lh= 83008=19200h 由于 LhLh,故所选轴承可以满足寿命要求。 轴承寿命大于预期，轴承安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 八、键的校核 项目 设计过程 结果 键的校核 1.查表得钢材键连接许用挤压应力为 MPaP120100 2.轴： 对于轴与联轴器上的联接键截面 dbh=1866，由于是在轴端，故选用型圆头普通平键，取mmL22。键的工作长度mmbLl16622， 键与联轴器上键槽的接触高度mmhk365.05.0。 由普通平键连接的强度条件，可得： PPMPakldT576.59181631073

75、7.252102331 符合强度要求。 轴上的键安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 键的校核 3. 轴： 1）对于轴 2 上的连接键，由于不在轴端，故选用型圆头普通平键。高速级和低速级齿轮上键均mmmmhb81035d， 2）高速级齿轮取 mmL32。键的工作长度mmbLl221032，键与齿轮2 上键槽的接触高度mmhk485.05.0。由普通平键连接的强度条件，可得： PPMPadklT6.683532410419.112210233 符合强度要求。 3）低速级齿轮取 mmL62。键的工作长度mmbLl521062，键与齿轮2 上键槽的接触高度mmhk48

76、5.05.0。由普通平键连接的强度条件，可得： PPMPadklT903.253562410419.112210233 符合强度要求。 4. 轴： 1）对于轴上的连接键，齿轮上键由于不在轴端，故选用型圆头普通平键，联轴器上键由于在轴端，故选用型 轴上的键安全 二级展开式圆柱齿轮减速器设计 1 / 1 项目 设计过程 结果 键的校核 圆头普通平键。 2）齿轮上键截面mmmmhb101655d， 取mmL60。键的工作长度mmbLl461660，键与齿轮 4 上键槽的接触高度mmhk5105.05.0。由普通平键连接的强度条件，可得： PPMPakldT234.535546510703.336210233 符合强度要求。 3）联轴器上键截面 dbh=40128，取mmL100，键的工作长度mmbLl6012100， 键与联轴器上键槽的接触高度mmhk485 . 05 . 0。于是得 PPMPakldT327.514082410703.336210233 符合强度要求。 轴上的键安全