减速器的设计说明书(DOC)

一、设计任务书··1 二、传动方案的评述··3 三、电动机的选择··5

四、传动比、运动参数的计算··9 五、传动零件的设计计算··12 六、轴的设计计算··25 七、滚动轴承的选择与计算··39 八、键联接的选择和计算··43 九、联轴器的选择和验算··47 十、减速器箱体及其附件的设计··48 十一、参考资料··49

一、设计任务书

1、设计任务：设计卷扬机的传动装置（传动简图如下）

电动机1通过带制动的联轴器2驱动圆锥—圆柱齿轮减速器3，再通过开式齿轮传动4驱动滚筒5转动，滚筒5使钢丝绳6运动，从而牵引重物移动。 2、设计的原始数据 （1）牵引力F=12000N； (2)牵引速度V=0.40m/s； （3）滚筒直径D=700㎜； （4）牵引速度允许偏差：±5%；

（5）滚筒的传动效率（不包括滚动轴承）：0.96；

（6）工作情况:两班制，间歇双向运转，反向空转，断续周期工作制（S3），负荷持续率FC按电动机负载图决定，带负载起动，载荷有冲击； （7）工作环境：室外，环境有灰尘，最高温度40℃； （8）动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；

（9）检修间隔期：2一次大修，二年一次中修，一年一次小修； （10）折旧期：10年；

（11）制造条件及生产批量：专门工厂制造，批量生产； （12）减速器类型：图册32页。 3、设计主要内容 （1）传动方案的评述； （2）选择电动机； （3）设计开式齿轮传动；

（4）设计闭式圆锥齿轮和圆柱齿轮传动； （5）设计轴并校核；

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（6）选择并验算滚动轴承； （7）选择并验算键； （8）选择并验算联轴器； （9）设计减速器箱体及附件； （10）选择各处的配合座；

（11）确定齿轮传动和轴承的润滑方式并选择润滑剂； （12）简述减速器的装配过程和调整维修注意事项。 4、制图工作量

（1）减速器转配图一张； （2）大锥齿轮的零件图一张； （3）轴的零件图一张。

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二、传动方案的评述

由已知条件求得总传动比为i86.16，传递功率为4.8kW，在传递功率均满足的条件下，普通V带传动比为2-4，链传动比为2-6，一级圆柱齿轮传动比为3-8，圆锥齿轮传动比为2-4，均比较小需采用至少二级的传动。现依设计任务初步确定三种传动方案。 1、蜗杆减速器传动

减速器箱内为单级蜗杆传动，传动范围为10~40，加上一级开式圆柱齿轮传动，其传动范围为3~7，总传动比可满足需要，许用传递功率足够。蜗杆结构紧凑，传动比大，传动平稳，但其传动效率较低，功率损失大，且制造精度要求较高，成本高，不经济。 2、二级圆柱齿轮减速器传动

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二级圆柱齿轮减速器传动比可达到8~40，与蜗杆传动差不多，外加一级开式圆柱齿轮传动仍可满足要求，且其承载能力和速度范围较大，传动效率较高，但其尺寸相对较大，制造安装精度要求高，噪声大，成本高，故其经济性仍不是最佳。

3、圆柱—圆柱齿轮减速器传动

上图为圆锥—圆柱齿轮减速器，传动比可达到10~25，与一级开式齿轮传动一起，也可满足传动要求，其承载能力和速度范围较大，传动效率高，寿命长，且圆锥齿轮可改变传动方向，大大减小其外廓宽度尺寸，故与其他传动方案相比较为经济可行。

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三、电动机的选择

计 算 与 说 明 1、选择电动机类型 负载持续率： FC36.17% 结 果 tsttstb525434FC36.17% tsttstbt052546094因为15%- 5 -

计 算 与 说 明 按[3]的传动比范围：取一级开式传动比i1=3～7,圆锥—圆 柱齿轮减速器传动比i2=10～25； 总传动比ii1i230~75 故电动机转速的可选范围为 i30~75 结 果 nd327~1907.05r/minndinw(30~175)10.90327~1907.05r/min 根据容量和转速由手册查出两种使用的电动机型号，分别为 YZR160M2-6： MS5.98104NmmPN407.5kW,m2.78，PN258.5kW nN25930r/min YZR160L-8： PN407.5kW，nN40705r/min，m2.73，PN259kW nN25694r/min 现对两型号电动机进行校核如下: P5.88MS9.551069.551065.98104Nmmn940 Mst1.2Ms1.25.981047.18104Nmm Mb0.8Ms0.85.98104.7810Nmm 1MtstMtsMtbMdx()2C(tsttb)tsCt02st2s2bMst7.18104Nmm 44 Mdx6.26104N (7.18104)25(5.98104)225(4.78104)24 0.75(54)256.26104N MdxNMdx

FC36.176.261045.95104Nmm FCN40- 6 -

MdxN5.95104Nmm 计 算 与 说 明 PN407.56Mn9.55109.55107.62104NmmMdxN nN409406结 果 MnMdxN PM9.5510n'n6'N40'N407.59.551010.16104NmmMdxN'MnMdxN 7056 现校核其启动能力： Msa8.73104~电动机的平均启动转矩为: 17.4610Nmm4 Msa(1.0~2.0)MN25(1.0~2.0)8.731048.73104~17.46104Nmm ~2.481.24105 Nmm'''555Msa1.24105Msa(1.0~2.0)MN25(1.0~2.0)1.24101.2410~2.481.2410Nmm 起动时的最大负载转矩为: 6P61.25.88smaxMsmax9.55109.55107.17104Nmm nN40940Msmax7.17104Nmm 平均启动转矩均大于最大负载启动转矩，，可以带动负载起动。而一般电动机转速不低于750r/min，故综合考虑电动机和传动装置等各方面因素，选择YZR160M2-6型号。 YZR160M2-6的详细参数如下：（见下页）

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电动机安装及外形尺寸

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安装尺寸 符号 H A B C CA K D E E1 F G GD 外形尺寸 符号 AC AB HD BB L LC HA 尺寸/mm 325 320 420 290 758 858 25 尺寸/mm 160 2 210 108 330 15 48 110 82 14 42.5 9

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四、传动比、运动参数的计算

计 算 与 说 明 结 果 1、总传动比计算 ndnd940 i总n601000v10.9086.16 wDi总86.16 n1940r/min n2284.85r/min n371.21r/min 2、传动比分配 开式齿轮传动比3i07，圆锥圆柱齿轮10i'25， 圆锥齿轮2i14，直齿圆柱齿轮3i28，故取开式齿轮 传动比为i0=6.5，锥齿轮传动比为i1=3.3，闭式直齿圆柱齿 轮传动比为i2=4。 3、工作机参数计算 （1）各轴转速计算 Ⅰ轴：n1nm940r/min Ⅱ轴：n2 Ⅲ轴：n3n1940284.85r/min i13.3n2284.8571.21r/min i23.3n371.2110.91r/min i06.5 n滚筒10.91r/min 滚筒轴：n滚筒 （2）各轴输入功率 Ⅰ轴：PⅠPd15.880.995.82kW PⅠ5.82kW P Ⅱ轴：PⅠ235.820.990.965.53kW ⅡⅢ轴：PⅢPⅡ245.530.990.985.37kW P5.53kW ⅡPⅢ5.37kW P滚筒轴：PⅢ255.370.990.955.05kW 滚筒（3）各轴输出功率

P5.05kW 滚筒 - 10 -

计 算 与 说 明 Ⅰ轴：PⅠ25.820.995.76kW Ⅰ出PⅡ轴：PⅡ25.530.995.47kW Ⅱ出PⅢ轴：PⅢ25.370.995.32kW Ⅲ出P结 果 PⅠ出5.76kW PⅡ出5.47kW PⅢ出5.32kW P25.050.995.00kW 滚筒轴：P滚筒出滚筒（4）各轴输入转矩 6P5.00kW 滚筒出 Pd5.88Td5.97104Td9.55109.5510Nm5.9710Nmm nm940NmmⅠ轴：TⅠTd15.97100.995.9110Nmm Ⅱ轴：Ⅲ轴：444T5.9110ⅠTⅡTⅠ23i15.91103.30.990.961.8510NmmTⅢTⅡi2241.8510540.990.98Nmm 5 TⅡ1.85105Nmm滚筒轴：7.1810NmmT卷筒TⅢ25i07.181050.990.956.54.4010Nmm6 TⅢ7.18105Nmm T4.40106卷筒Nmm4T5.8510Ⅰ出（5）各轴的输出转矩 Ⅰ轴：TⅠ25.91100.99Ⅰ出T5.8510NmmTⅡ出TⅡ21,851050.991.8310NmmTⅢ出TⅢ27.18100.997.1110NmmNmm 4 TⅡ出1.83105NmmⅡ轴：5 TⅢ出7.111055Nmm Ⅲ轴：5 T滚筒出4.36106Nmm滚筒轴：T滚筒出T滚筒24.40100.994.3610Nmm6 运动和运动参数计算结果整理于下表：（见下页）

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运动和运动参数计算结果

功率P （kw） 转矩T (N·mm) 轴名 转速n (r/min) 传动比i 效率η 输入 输出 输入 输出 电动机轴 Ⅰ轴 5.88 5.97104 940 1.00 0.99 940 3.3 0.95 5.82 5.76 5.91104 5.85104 Ⅱ轴 5.53 5.47 1.85105 1.83105 284.85 4.0 0.97 Ⅲ轴 5.37 5.32 7.18105 7.11105 71.21 6.5 卷筒轴 5.05 5.00 4.40106 4.36106 10.91 0.99

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五、传动零件的设计计算

计 算 与 说 明 （一）开式圆柱齿轮传动的校验计算 1、输入功率 ： PⅢ5.32kW 2、主动轮转速：n371.21r/min 5T7.1110Nmm 3、主动轮所受转矩：Ⅲ出结 果 齿轮计算公式和有关数据皆引自[1]第206-251页 PⅢ5.32kW n371.21r/min TⅢ出7.11105Nmm4、齿轮选材及热处理 大、小齿轮均选用40Cr，调质后表面淬火，硬度为 48—55HRC. 5、齿宽系数：查[1]P222表12.3选d0.2（硬齿面，悬 臂布置） d0.2 6、齿轮精度：查[1] P207表12.6选8级精度（硬齿面磨齿） 7.选齿轮齿数：z5=20（硬齿面，齿数硬少些） z520 z6130 z6i0z5206.5130 8、按齿根弯曲疲劳强度设计（开式硬齿面传动） mAm3T1YYdz12[F]FaSa Am1.5 YFa52.80 YFa62.18 式中：Am1.5，（查[1]P232表12.17） 齿形系数：YFa52.80，YFa62.18（[1]P229图12.21） 应力修正系数：YSa51.，YSa61.82 YSa51. YSa61.82 Hlim5Hlim6718MPa（[1]P230图12.22） 查附表12-10得弯曲疲劳极限： Hlim5Hlim62.346HRC605.6282.34648605.628718MPa

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计 算 与 说 明 弯曲许用应力： 结 果 F5F5503MPaYFa5YSa5 F5F50.7lim0.7718503MPa YFa5YSa5F52.801.8.57103503F58.57103 7.103 YFa6YSa6F6YFa6YSa6F62.181.827.103503 YFa5YSa5YFa5YSa5F5>YFa6YSa6F6 F5>YFa6YSa6F6 应对齿轮5进行弯曲疲劳强度校核 mAm3T17.18103YY1.58.571032.35mmFaSa22dz1[F]0.2205035 m6mm 查[1]P206表12.3选m6mm 9、齿轮的主要参数和几何尺寸 分度圆直径：d5mz5620120mm ， d5120mm d6780mm a450mm d6mz66130780mm 中心距：am6(z5z6)(20130)450mm22 b528mm b624mm kA1.5 齿宽：bdd50.212024，取b5b428mm ，b6b24mm v0.45m/s 圆周线速度：vd5n560100012071.216010000.45m/s kv1.3 使用情况系数：kA1.5 动载系数：kv1.3 齿向载荷分配系数：kH1.06 kH1.06 kF1.05 kH1.2 kF1.2 kF0.794kH0.2070.7941.060.2071.05kH1.2，kF1.2

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计 算 与 说 明 27.11105Ft52T5/d51.27104N120圆周力： 结 果 Ft51.27104N kAFt5/b1.51.27104/24750N/mm2100N/mm2 kH1.97 kHkAkVkHkH1.51.031.21.061.97kHkAkVkFkF1.51.031.21.051.951.883.2(Y0.250.75 k1.95 H 1.70 Y0.69 1111)1.883.2()1.70Z1Z220130 0.750.691.70 0.25SFlim1.25 Nl51.35107 取SFlim1.25（[1] P225表12.14，一般可靠） 6Nl51.35107 ，Nl62.0810 Nl62.08106 YN50.97 查附表得 弯曲寿命系数： YN50.97 ，YN61.06 尺寸系数：[F5]Yx1 7180.971557.17N/mm21.25 7181.061608.86N/mm21.25 5YN61.06 Flim5YN5YxSFlimYx1 [F5]557.17N/mm2 [F6]Flim6YN6YxSFlim[F6]608.86N/mm2F52KFT521.957.1110YFa5YSa5Y2.801.0.69bd5m2461202F5482.14482.14N/mm[F5] N/mm[F5]2F6YY2.181.82F5Fa6Sa6482.14443.63N/mm2[F6]YFa5YSa52.801. F643.63N/mm[F6]2故满足弯曲疲劳强度要求 校核齿面的接触疲劳强度 Z441.700.8833 安全 Z0.88 重合度系数：

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计 算 与 说 明 弹性影响系数；ZE1.8MPa 结 果 ZE1.8MPa Z2.5H节点区域系数： 接触最小安全系数：SHlim1.05（[1] P225表12.14，一般 可靠） ZH2.5 SHlim1.05 ZN51.28 ZN61.50 接触寿命系数 : ZN51.28 ，ZN61.50（[1] P224图12.18） Hlim5Hlim612HRC550接触疲劳极限：许用接触应力: [H5]Hlim5Hlim62 212485501126N/mm Hlim5ZN5SHlim11261.281372.65N/mm21.05 1126N/mm[H5]1372.65N/mm2 [H6]Hlim6ZN6SHlim[H6]1608.57N/mm211261.501608.57N/mm21.05 H1283.26N/mm[H5]2HZEZHZ2kHT5u12bd5u5 21.977.11106.512安全 241206.51283.26N/mm2[H5] 1.82.50.88故齿面满足接触疲劳强度要求。 开式圆柱直齿轮传动参数见下页表 (二)减速器内圆锥齿轮传动设计验算 Ⅰ5.76kW 1、输入功率 ： P PⅠ5.76kW 2、主动轮转速：n1940r/min 3、主动轮所受转矩：T15.8510Nmm 4、齿轮选材及热处理 直齿锥齿轮加工多为刨齿，不宜采用硬齿面，查[1] P211，小齿轮选用40Cr，经调质处理，硬度为241HB-286HB，平均硬

4n1940r/min T15.85104Nmm - 16 -

计 算 与 说 明 度为260HB；大齿轮用45钢经调质处理，硬度为 217HB-255HB，平均硬度为230HB。 5、齿数选择：取z124 ，z2z1i1243.379.2，取79。 开式圆柱直齿轮传动参数表 名称 中心距 传动比 模数 端面压力角 啮合角 变位系数 齿顶高 齿根高 齿全高 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 材料及齿面硬度 代号 单位 小齿轮 450 6.5 6 20° 20° 0 6 7.5 13.5 20 120 132 105 40Cr 48HRC-55HRC 结 果 大齿轮 a i mm m t mm () () t' x ha mm mm hf h mm z d 130 780 792 765 40Cr 48HRC-55HRC PⅠ5.76kW mm mm mm da df (二)减速器内圆锥齿轮传动设计验算 Ⅰ5.76kW 1、输入功率 ： P

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计 算 与 说 明 2、主动轮转速：n1940r/min 4T5.8510Nmm 13、主动轮所受转矩：结 果 n1940r/min T15.85104Nmm 4、齿轮选材及热处理 直齿锥齿轮加工多为刨齿，不宜采用硬齿面，查[1] P221， 小齿轮选用40Cr，经调质处理，硬度为241HB-286HB，平均 硬度为260HB；大齿轮用45钢经调质处理，硬度为 217HB-255HB，平均硬度为230HB。 5、齿数选择：取z124 ，z2z1i1243.379.2，取79。 z124 uz2793.29z124 z279 u3.29 6、精度选择：估计vm4m/s，由[1] P207表12.6选8级精 度。 7、按接触疲劳强度计算 使用情况系数： vm4m/s kA1.5，(由[1] P215表12.9) kA1.5 kv1.17 2动载系数：kv1.17（由图12.9） 齿间载荷分配系数：由表12.10估计kAFt1/b100N/mm， cos1u2u13.31zv2z2/cos279/0.29272.411121.32z0.871u123.302cos10.96 zv2272.41 kH1.32 0.96kH 0.29cos213.312cos20.29 zv125 zv1z1/cos124/0.9625 zv2z2/cos279/0.29272.41

zv2272.41 - 18 -

计 算 与 说 明 v1.883.2(1111)1.883.2()1.74Zv1Zv225272.41 结 果 v1.74 Z0.87 kH1.32 ZkH4v41.740.8733 111.32z20.87 kH4.40 载荷系数 ：kHkAkVkHkH1.51.171.321.94.40 齿向载荷分配系数：k1.9k1.9（由表12.20及注3） 弹性影响系数；ZE1.8MPa 节点区域系数：ZH2.5 接触最小安全系数： SHlim1.05（[1] P225表12.14，一般可靠） 22710N/mm680N/mm接触疲劳极限：Hlim1 ，Hlim2 ZE1.8MPa ZH2.5 SHlim1.05 Hlim1710N/mm2 Hlim2680N/mm2 ZN51.11 ZN61.13 接触寿命系数 : ZN51.11 ，ZN61.13（[1] P224图12.18）许用接触应力: [H2][H1]Hlim1ZN1SHlim7101.11750.57N/mm21.05 [H1]750.57Hlim2ZN2SHlim6801.13731.18N/mm21.05 N/mm2 [H2]731.18N/mm2小锥齿端分度圆直径d13d1，取齿宽系数R0.3 zEzHz2F4.7kT1()2R(10.5R)u[H]R0.3 d179.98mm 4.74.45.851041.82.50.8723()79.98mm0.3(10.50.3)23.29731.18 8、验算圆周速度及kAFt1/b dm1(10.5R)d1(10.50.3)79.9867.98mm

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计 算 与 说 明 vm结 果 dm1n160100067.9894060100043.35m/s，与原估算值相符合 2T125.8510Ft1721.09Ndm167.98 Ft1721.09N 2bRRRd121cos210.379.98210.9634.04mm b34.04mm kAFt11.51721.09 60.25N/mm100N/mmb34.04，与原估计相符合 9、确定主要传动尺寸 md179.983.33z124，由表12.3取m4mm m4mm 大端模数 d196mm d2316mm R165.13mm 实际大端分度圆直径d1mz142496mm d2mz2479316mm m242Rz1z2242792165.13mm22锥距 b50mm 齿宽bRR0.3165.1349.mm，取50mm 10、校核齿根接触疲劳强度 HZEZHZ4.7kT1R(10.5R)2d13u H[H2] 满足要求 YFa12.72 YFa22.15 4.74.45.851041.82.50.870.30.8529633.29570.78N/mm2[H2] 齿面接触疲劳强度满足要求 11、齿面弯曲疲劳强度校核 齿形系数：YFa12.72，YFa22.15（[1] P247图12.30） 应力修正系数：图12.31）

YSa11.65 YSa22.07 YSa11.65，YSa22.07（[1] P248 - 20 -

计 算 与 说 明 Y0.250.75结 果 Y0.68 2重合度系数：v0.250.750.681.74 齿间载荷分配系数：由表12.10 kAFt1/b100N/mm查得 kF111.47Y0.68 kF1.47 k4.90 载荷系数：kkAkVkFkF1.51.171.471.94.90 Flim1600MPa 弯曲疲劳极限由图12.23c查得 Flim1600MPa， Flim2570MPa 弯曲最小寿命系数：SFlim1.25（[1] P225表12.14，一般 可靠） 尺寸系数：Yx1.0（由图12.25查得） 弯曲寿命系数：由[1] P232图12.24查得 YN10.92,YN20.96 弯曲许用应力：Flim2570MPa Yx1.0 YN10.92 F1Flim1YN1YxSFmin6000.921.0441.60MPa1.25 YN20.96 F1441.60 MPaF2F1Flim2YN2YxSFmin5700.941.0428.MPa 1.255F2428. MPa2KT124.905.9110YFa1YSa1Y2.721.650.68bd1m50964 F1[F1] 106.33N/mm2[F1] F2[F2] F2F1YFa2YSa22.152.07106.33105.44N/mm2[F2] YFa1YSa12.721.65故齿根弯曲疲劳强度有较大富裕。 安全

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计 算 与 说 明 直齿圆锥齿轮运动参数如下表所示 名称 大端模数 齿宽系数 齿高 平均模数 齿数 当量齿数 大端分度圆直径 平均分度圆直径 分锥角 大端顶圆直径 齿顶角 齿根角 顶锥角 根锥角 结 果 大锥齿轮 4 0.3 8.8 3.4 代号 单位 小锥齿轮 m R h mm mm mm 24 25 96 81.6 mn z zv d 79 272.41 316 268.6 73°8′31″ 318.32 1°39′40″ 1°39′40″ 74°48′11″ mm mm () dm  da 16°51′29″ 103.66 1°39′40″ 1°39′40″ 18°31′9″ mm () () a f a () () f 15°11′49″ 71°28′51″

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计 算 与 说 明 （三）低速级齿轮传动设计 齿面接触疲劳强度计算 Ⅱ5.47kW 1、输入功率 ： P结 果 PⅡ5.47kW n3284.85min 2、主动轮转速：n3284.85min 5T1.8310Nmm 3、主动轮所受转矩：Ⅲ出 TⅢ出1.83105Nmm 4、齿轮选材及热处理 小齿轮用40Cr，调质后表面淬火，同小圆锥齿轮，大齿轮 用45钢，调质后表面淬火，同大圆锥齿轮。 5、齿宽系数：查[1]P222表12.3选d1（软齿面，非对车布 置） 6、初步计算接触许用应力: H30.9Hlim3639MPa，H40.9Hlim612MPa 7.选齿轮齿数：由[1]P227表12.16选Ad85 dAd3T1u11.83104185369.74mmd[H2]u1612245H3639MPa H4612MPa b70mm 初取d70mm ，齿宽bdd317070mm 8、精度选择 ：选8级精度 9、齿数选择：取z336 ，z4z3i2364144 d70m31.94mmz336则取m2.5mm a

v31.04m/s v3d3n260100070284.856010001.04m/s z336 z4144 m2.5mm a225mm m2.5(z3z4)(36144)225mm22 - 23 -

计 算 与 说 明 使用情况系数：kA1.5，(由[1] P215表12.9) 动载系数：kv1.08（由图12.9） 齿间载荷分配系数： kAFt3/b1.54066.6767.7100N/mm290 结 果 Ft4066.67N 2T321.83105Ft4066.67Nd390 1.77 1.883.2(1111)1.883.2()1.77Z3Z436144 Z0.86 kH1.35 Z441.770.8633 kH111.3522Z0.86 kH1.33 kH1.33齿向载荷分配系数: 由[1] P218表12.11 查得 载荷系数 ：kHkAkVkHkH1.51.081.371.332.95 弹性影响系数；ZE1.8MPa（[1] P221表12.12） 节点区域系数：ZH2.5 （[1] P222图12.16） 接触最小安全系数： kH2.95 ZE1.8MPa ZH2.5 ZN31.15 触寿命系数 : ZN31.15 ，ZN41.25（[1] P224图12.18） ZN41.25 接许用接触应力: [H3]Hlim3ZN37101.15777.62N/mm2 SHlim1.05SHlim1.05（[1] P225表12.14，一般可靠） SHlim1.05 [H3]777.62N/mm2 [H4]Hlim4ZN46801.25809.20N/mm2 SHlim1.05 [H4]809.20N/mm2

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计 算 与 说 明 HZEZHZ2kHT3u1bd32u结 果 H[H3] 22.951.83101 1.82.50.86709024629.57N/mm2[H3]满足强度要求 故满足接触疲劳强度要求 10、齿根弯曲疲劳强度校核 重合度系数：Y0.250.750.250.750.681.77 2Y0.68 齿间载荷分配系数：由表12.10 kAFt1/b100N/mm差得 kF111.47Y0.68 kF1.35 kF1.47 齿向载荷分配系数: 由[1] P219图12.14 查得 载荷系数： kF1.35k3.21 kkAkVkFkF1.51.081.471.353.21 齿形系数：YFa32.48，YFa42.17（[1] P247图12.30） 应力修正系数：图12.31） 弯曲最小安全系数：SFlim1.25（[1] P225表12.14，一般 可靠） 弯曲疲劳极限由图12.23c查得 Flim1600MPa， Flim2570MPa YFa32.48 YFa42.17 YSa31.，YSa41.（[1] P248 YSa31. YSa41. SFlim1.25 Flim1600MPa Flim2570MPa Yx1.0 YN10.98 尺寸系数：Yx1.0（由图12.25查得） 弯曲寿命系数：由[1]P232图12.24查得 YN10.98 ， YN20.99

YN20.99 - 25 -

计 算 与 说 明 结 果 弯曲许用应力：F3Flim3YN3YxSFmin6000.981.0470.40MPaF3470.40 1.25 MPa F3F4Flim4YN4YxSFmin5700.991.0451.44451.44MPaF4 1.25 MPa2KT323.211.83105YFa3YSa3Y2.481.0.68bd3m702.590238.87N/mm2[F3]F3[F3] F4F3YFa4YSa42.171.F4[F4] 238.87240.87N/mm2[F4]YFa3YSa32.481. 满足强度要求 满足弯曲疲劳强度要求，且无严重过载无须静强度校核。 低速级齿轮传动运动参数如下表所示 名称 中心距 传动比 模数 端面压力角 啮合角 变位系数 齿顶高 齿根高 齿全高 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 代号 单位 小齿轮 225 4 2.5 大齿轮 a i mm m t mm () 20° t' () 20° x ha 0 mm mm mm mm mm mm mm 36 90 95 83.75 2.5 3.125 5.625 144 360 365 353.75 hf h z d da df - 26 - 六、轴的设计计算

计 算 与 说 明 结 果 (一)Ⅰ轴的设计计算（计算时假设设所有支反力方向均为上） 轴的计算公式1、已知条件： 42T5.9110N/mmⅠ（1）受力情况（如下图）：轴传递的转矩 和有关数据皆引自[1]第314-323页 Ft11448.53N Fr1506.13N Fa1152.N 齿轮1上的圆周力 2T125.91104Ft11448.53Ndm181.6 齿轮1上的径向力 Fr1Ft1tancos11448.53tan20cos1651'29''506.13N 齿轮1上的轴向力 Fa1Ft1tansin11448.53tan20sin1651'29''152.N Fa1dm1152.81.66237.91N2 M16237.91N 轴向力转化的弯矩M12 F0286.56N 联轴器的不定径向力F0(0.2~0.5）Ft，取 2T125.91104F00.3Ft0.30.3286.56ND1125 (2)材料：45钢，调质处理，[1b]55N/mm 2、xoz面的受力图及弯矩图 2 F0286.56N RCZRDZFr10RDZCDM1Fr1CE0 求得 RCZFr1RDZ506.13687.25181.12NFr1CE-M1506.13155.856237.91R=687.25NDZCD105.7 MDV19144.38Nmm D断面：MDVRCZCD181.12105.1719144.38Nmm MEV6237.91Nmm E断面：MEVM16237.91Nmm

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计 算 与 说 明 该平面的弯矩图如Mv图 3、yox面得受力图及弯矩图 RCyRDyFt10RDyCDFt1CE0求得 RCyFt1RDy1448.532135.79687.26NFt1CE1448.53155.85R2135.79NDyCD105.7 结 果 MDH723.38D断面：E断面：MDHRCyCD687.26105.17723.38NmmMEHREyCERDyC687.26155.852135.7950.150Nmm Nmm MEH0 该平面弯矩图如MH图。 4、F0以最危险的情况计算 RC0RD0F00F0ACRD0CE0求得 MB08596.8N MC04159.18N MD00 RC0F0RD0286.56393.51680.07NF0AC286.56145.15R393.51ND0CE105.7 B断面：MB0F0AB286.56308596.8N C断面: MC0F0AC286.56145.154159.18N D断面：MD00 合成弯矩图如M图 5、扭矩折合弯矩按脉动循环计算 [1b]550.58[0b]95（[1] P315表16.3） ' T3.43104Nmm则T0.585.91103.4310Nmm 44 6、合成当量弯矩

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计 算 与 说 明 '''2MBMB+02=M'B=8596.8Nmm左结 果 ''MB左=8596.8 42M''B右''CM+(T)=8596.8(3.4310)=35360.92Nmm'2C2242'2B22Nmm ''MB右=35360.92MM(T)4159.48(3.4310)53912.58NmmNmm''MC53912.58'''2MDMD(T)275123.682(3.43104)282583.NmmM''E左M'2E左(T)6237.91(3.4310)34862.61Nmm2242Nmm''MD82583. ''ME右0 Nmm7、按弯矩校核 （1）B点 bt(dt)2WB=d322d84(304)23302.29103mm332230（公式见[1] P322 ''ME左34862.61Nmm''ME右0 3 WB2.29103mm3 附表7） ''MB35360.9215.44N/mm2[1b]3WB(2.2910) ''B''B[1b] WD6.4103mm3因C点和D点轴径相同，D点受力较大，故校核D点。 WD0.1d30.14036.4103mm3 ''D M82583.212.90N/mm[1b]WD(6.4103) ''D''D[1b] bt(dt)2WE=d322d105(365)23363.9103mm332236E点： 3 WE3.9103mm3 ''ME34862.6128.91N/mm[1b]3WE(3.9110) ''E ''E[1b] 故Ⅰ轴受力在许用应力范围内，安全。 安全

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计 算 与 说 明 Ⅰ轴的综合受力图: 结 果

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计 算 与 说 明 （二）Ⅱ轴的设计计算 1、已知条件： (1)受力情况（如下图）：轴传递的转矩TⅡ1.8510N/mm 52结 果 TⅡ1.85105N/mm2 Ft2Ft11448.53NFr2Fa1142.N齿轮2上的圆周力 Ft2Ft11448.53N 齿轮2上的径向力 Fr2Fa1142.N 齿轮2上的轴向力 Fa2Fr1506.13N 2 Fa2Fr1506.13N 轴向力转化的弯矩 M2Fa2dm22506.13268.61.36105N M21.36105N 2TⅡ出21.83105齿轮3上的圆周力 Ft34111.11N d390Ft34111.11N Fr31496.32N 齿轮3上的径向力 Fr3Ft3tan4111.11tan201496.32N (2)材料：45钢，调质处理，[1b]55N/mm2 2、xoz面的受力图及弯矩图 RAZRDZFr2Fr30求得 Fr2ABFr3ACRDZADM20RCZFr2Fr3RDZ152.1496.3217.06410.63NFAB-Fr3AC-M2 RDZ=r2AD152.41.351496.32129.851.3610517.06N184.7 RCZ410.63N RDZ17.06N MBV左16979.55NmmNmmB断面：MBV左RAZAB410.6341.35-1.3610516979.55Nmm MBV右RAZABM2410.6341.35-1.3610-119020.45Nmm5 MBV右-119020.45 C断面：MCV-RDZCD=-17.06.85-96210.19Nmm 该平面的弯矩图如Mv图 3、yox面得受力图及弯矩图

MCV-96210.19Nmm - 31 -

计 算 与 说 明 RAyRDy+Ft2Ft30Ft2AB+Ft3AC+RDyAD0求得 结 果 RCy2345.11N RDy-3214.53NRCyRDy-(Ft2+Ft3RDy)(1448.534111.113214.53)2345.11NFt2AB+Ft3ACAD1448.5341.53+4111.11129.85-3214.53N184.7  MBH96970.30Nmm B断面：C断面：MBHRAyAB2345.1141.3596970.30NmmMCHRDyCD3214.53.85176316.97Nmm MCH176316.97Nmm 该平面弯矩图如MH图。 4、合成弯矩图 MB左=98445.222MB左M2BV左M2BH=16979.55+96970.30=98445.N/mm N/mm2 2222MB右M2M=119020.45+96970.30=153522.33N/mmBHBV右MB右153522.33N/mm2MCM2CVM2CH=96210.19+176316.97=200858.34N/mm222 MC=200858.34N/mm25、扭矩折合弯矩按脉动循环计算 [1b]550.58[0b]95（[1] P315表16.3） T1.07105Nmm55T0.581.85101.0710Nmm 则 6、合成当量弯矩 M'B左'MB左=98445.M2B左+0=MB左=98445.Nmm2Nmm 'MB右187131.25'22252MBMB右右+(T)=153522.33(1.0710)=187131.25Nmm'2MCMC(T)2=200858.342+(1.07105)2=227580.91N/mm2左 Nmm'MC左227580.91 7、按弯矩校核 由受力简图可以看出B或C是危险截面，因B何C的截面

N/mm2- 32 -

计 算 与 说 明 尺寸相同，故只校核受力较大的C处 bt(dt)2WC=d322d145.5(455.5)2345322457.61103mm3（公式见[1] P322附表7） 结 果 WC=7.61103mm33 'C[1b] 'MC227580.91左29.91N/mm2[1b]3WC(7.6110) 'C安全 故Ⅱ轴受力在许用应力范围内，安全。 Ⅱ轴的综合受力图见下页 （三）Ⅲ轴的设计计算 1、已知条件： 525T7.1810N/mmT7.1810ⅢⅢ（1）受力情况（如下图）：轴传递的转矩 齿轮4上的圆周力 Ft4Ft34111.11N 齿轮4上的径向力 Fr4Fr31496.32N 2TⅢ27.18105Ft51.2104Nd5120齿轮5上的圆周力 4FFtan1.210tan204370N 齿轮5上的径向力 r5t52[]55N/mm1b(2)材料：45钢，调质处理， N/mm2Ft4Ft34111.11NFr4Fr31496.32NFt51.2104N Fr54370N RCZ7382.53N RDZ1516.21N2、xoz面的受力图及弯矩图 RBZRDZFr4Fr40Fr5ABFr4BCRDZBD0 求得 RCZFr4Fr5RDZ1496.3243701516.217382.53NFBC-Fr5AB RDZ=r4BD1496.32131.454370110.551516.21N188.9

- 33 -

计 算 与 说 明 Ⅱ轴的综合受力图 结 果

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计 算 与 说 明 B断面：MBVFr5AB4370110.55483103.5Nmm C断面：MCVRDZCD=-1516.2157.45-87106.26Nmm 该平面的弯矩图如Mv图 3、yox面得受力图及弯矩图 RByRDy+Ft5Ft40Ft5AB+Ft4BC-RDyBD0求得 RCyRDyFt4Ft5RDy)4111.111.21049883.5617772.45NFt5AB+Ft4BCBD1.2104110.55+4111.11131.459883.56N188.9结 果 MBV483103.5NmmMCV-87106.26Nmm RCy17772.45NRDy9883.56N MBH1.33106NmmMCH5.68105Nmm46MFAB1.210110.551.3310Nmm BHt5B断面： C断面：MCHRDyCD9883.5657.455.68105Nmm 该平面弯矩图如MH图。 4、合成弯矩图 MB=1.421062226262MBM2M=483103.5+(1.3310)=1.4210N/mmBVBH N/mm22MCMCVMCH=87106.262+(5.68105)2=5.75105N/mm2 MC=5.75105N/mm25、扭矩折合弯矩按脉动循环计算 [1b]550.58[0b]95（[1] P315表16.3） T4.16105Nmm55则T0.587.18104.1610Nmm 6、合成当量弯矩 'MA左0Nmm '5MA右T=4.1610Nmm 'MA左0Nmm '5MA右4.1610Nmm

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计 算 与 说 明 '22MBMB左左+0=MB左=98445.Nmm'B2B262结 果 'MB左=98445. 526MM+(T)=（1.4210）(4.1610)=1.4810NmmM'C左2C252525Nmm 2'MB1.48106M(T)=（5.7510）+(4.1610)=7.1010N/mm Nmm '5MCM=5.7510Nmm C右'5MC左7.1010当量弯矩图如M。 7、按弯矩校核 A点： bt(dt)2WA=d322d145.5(505.5)2350322501.07104mm3（公式见[1] P322附表7） 'N/mm2'5MC右=5.7510Nmm 3WA1.07104mm3 'A[1b] 'MA4.161052右38.88N/mm[1b]4WA(1.0710) 'A WB2.75104mm33343W0.1d0.1652.7510mmBB点： 'BM1.4810253.82N/mm[1b]4WB(2.7510) 'B6'B[1b] bt(dt)2WC=d322d207.5(707.5)23702.95104mm332270C点： 3WC2.95104mm3 'C[1b] 'MC7.10105224.07N/mm[1b]4WC(2.9510) 'C安全 故Ⅲ轴受力在许用应力范围内，安全。 8、疲劳强度安全系数校核 由于Ⅲ轴传递转矩最大，故选择进行疲劳安全校核。 由弯矩图确定Ⅰ、Ⅱ两个危险截面。

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计 算 与 说 明 （1）对于Ⅰ截面：2226MⅠMvⅠMHⅠ(T)1.1510Nmm结 果 MⅠ1.15106Nmm4WⅠ1.9510 Ⅰ0.1d0.1581.9510mm 抗弯截面系数W3343W0.2d0.2583.910mmⅠT抗扭截面系数 3343mm3 MⅠ1.15106b58.97N/mm24WⅠ(1.9510)4WⅠT3.910 mm3ab58.97N/mm2，m0（b按对称循环变化） TTⅢ7.1810218.4N/mmW(3.90104)ⅠT 5b58.97N/mmab2 58.97N/mm2amd2T29.20N/mm2（T按脉动循环变化） rT18.4N/mmam2 由d165581.120.04，取d 9.20N/mm2查[1] P329附表1，有效应力集中系数k1.92，k1.39 查[1] P331附表5，表面状态系数0.925（车光， Ra3.2um，B600N/mm） 2k1.92 k1.39 0.925 查[1] P331附表6，尺寸系数0.81，0.76 取寿命系数kNmN1090.97N02.581090.81 0.76 kN0.9 20.440.446002N/mm1B查[1] P42表3.2， 12N/mm2 10.3B0.3600180N/mm 01.701.6211.72449N/mm 21180N/mm2 11.6180288N/mm2 0449N/mm2 等效系数 (210)/0224490.1749 0288N/mm2 2180228(210)/00.25228

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计 算 与 说 明 SkN1k0.921.571.9258.970.9250.81 0.91801.399.20.259.20.9250.767.91结 果 S1.57 S7.91 SkamkN1 S1. amSSSSS221.577.911.577.91221. 安全 MⅡ1.32106查[1] P316选[S]1.5,S[S]，故安全。 （2）对于Ⅱ截面： 222MⅡMvⅡMHⅡ(T)409447.14(1.8110)(4.1610)1.3210Nmm33426252Nmm 6 3WⅡ2.75104mm3抗弯截面系数WⅡ0.1d0.1652.7510mm 3343W0.2d0.2655.510mmⅡT抗扭截面系数 WⅡT5.5104mm3 MⅡ1.321062b48N/mmWⅡ(2.75104)2b48N/mm2 ab48N/mm，m0（b按对称循环变化） TⅢ7.18105T13.05N/mm24W(5.510)ⅡT ab48N/mm2 m0 T13.05N/mm2amd2T2 6.53N/mm2（T按脉动循环变化） r0.04am6.53N/mm2由d180651.23，取d 查[1] P329附表1，有效应力集中系数k2.10，k1.53 查[1] P331附表5，表面状态系数0.925（车光， Ra3.2um，B600N/mm）

2k2.10 k1.53 0.925 - 38 -

计 算 与 说 明 查[1] P331附表6，尺寸系数0.78，0.74 取寿命系数SkkNm9N1090.9N02.58107结 果 0.78 0.74 kN0.9 S1.70 S9.98 9.98S1.68 kN1Skam0.921.702.1480.9250.78 0.9180kN1SSS2am1.536.530.256.530.9250.74 安全 1.709.981.709.9822SS21.68，S[S]=1.5，故安全。 Ⅲ轴的综合受力图:

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七、滚动轴承的选择与计算

计 算 与 说 明 1、轴承型号的选择 结 果 轴承的计算公减速器为圆锥—圆柱齿轮，轴受轴向力，载荷有冲击，故 式和有关数据初选圆锥滚子轴承，根据轴的尺寸，初步确定Ⅰ轴和Ⅱ轴 皆均选用圆锥轴承30208，Ⅲ轴选用圆锥滚子轴承32213。 2、轴承的验算 （1）Ⅰ轴30208轴承的寿命校核 由[2] P75表6-7查得30208轴承的判断系数e0.37， Y1.6,Cr63kN，联轴器不定向力F0286.56N 引自[1]371-378 e0.37 Y1.6 Cr63kN F0286.56N 由轴的受力知'22FrⅠRCzRCy181.122687.262710.74N FrⅠ1390.81N FrⅡ2637.15N '22FrⅡRD687.2522135.7922243.NzRDyF0按最不利情况考虑则 'FrⅠFrⅠRC0710.24680.071390.81N 'FrⅡFrⅡRD02243.393.512637.15N FSⅠ=434.63N FSⅡ=824.11N FaⅠ977N FaⅡ824.11N 附加轴向力：FSⅠFrⅠ1390.81==434.63N2Y21.6 F2637.15FSⅡrⅡ==824.11N2Y21.6 FSⅡFa1824.11152.977NFSⅠ，故轴承Ⅰ被压紧 FaⅠFSⅡFa1977N，FaⅡFSⅡ824.11N FaⅠ9770.70e对轴承Ⅰ：FrⅠ1390.81，由[2] P75表6-7得X0.4 ,YPrⅠfd(XFrⅠYFaⅠ)1.8(0.41390.811.6977)3815.14N PrⅠ3815.14N fd1.8 式中：载荷系数fd由[1]查得fd1.8（中等冲击）

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计 算 与 说 明 FaⅡ824.110.31eF2637.15对轴承Ⅱ：rⅡ，由[2] P75表6-7得 X1,Y0 结 果 PrⅡ4746.87N PrⅡfd(XFrⅡYFaⅡ)1.812637.154746.87N PrⅡPrⅠ,应计算轴承Ⅱ的寿命 L10h16670gtCr16670163000103()()nPr9404746.87 L10h[Lh] 满足使用要求 98156h[Lh]23360h满足使用要求。 （2）、 Ⅱ轴30208轴承的寿命校核 由[2] P75表6-7查得30208轴承的判断系数e0.37， Y1.6,Cr63kN e0.37 Y1.6 Cr63kN 2Az2Ay由轴的受力知FrⅠRR410.632345.112380.79N22FrⅠ2380.79N FrⅡ3661.96N 附加轴向力：2222FrⅡRDzRDy17.063214.533661.96NFSⅠFrⅠ2380.79==744N2Y21.6 FrⅡ3661.96==1144.36N2Y21.6 F=744N SⅠFSⅡ1144.36N FSⅡ FaⅠ=1650.49N FaⅡ1144.36N FSⅡFa21144.36506.131650.49NFSⅠ，故轴承Ⅰ被压紧 FaⅠFSⅡFa11650.49N，FaⅡFSⅡ1144.36N FaⅠ1650.490.69eF2380.79对轴承Ⅰ：rⅠ，由[2] P75表6-7得 X0.4,Y1.6 PrⅠfd(XFrⅠYFaⅠ)1.8(0.42380.791.61650.49)67.58N 式中：载荷系数fd由[1]查得fd1.8（中等冲击）

PrⅠ67.58N - 41 -

计 算 与 说 明 FaⅡ1144.360.31eF3661.96对轴承Ⅱ：rⅡ，由[2] P75表6-7得 X1,Y0 结 果 PrⅡ6591.53N PrⅡfd(XFrⅡYFaⅡ)1.813661.966591.53N PrⅡPrⅠ,应计算轴承Ⅱ的寿命 L10h16670gtCr16670163000103()()nPr284.856591.53 L10h[Lh] 满足使用要求 107621h[Lh]23360h满足使用要求。 （3） Ⅲ轴32213轴承的寿命校核 由[2] P75表6-7查得30208轴承的判断系数e0.40， Y1.5,Cr160kN e0.40 Y1.5 Cr160kN 2Bz2By由轴的受力知FrⅠRR7382.5317772.4519244.78N22FrⅠ19244.78N FrⅡ9999.18N 附加轴向力：2222FrⅡRDzRDy1516.219883.569999.18NFSⅠFrⅠ19244.78==14.97N2Y21.5 FrⅡ9999.18==3333.06N2Y21.5 FSⅠ=14.97N FSⅡFSⅡ=3333.06N FaⅠFaⅡ14.97NFSⅠFSⅡ，故轴承Ⅰ被压紧 FaⅠFaⅡFSⅠ14.97N， FaⅠ14.970.33eF19244.78对轴承Ⅰ：rⅠ，由[2] P75表6-7查 PrⅠ340.60N 得X1,Y0 PrⅠfd(XFrⅠYFaⅠ)1.8119244.78340.60N 式中：载荷系数fd由[1]查得fd1.8（中等冲击）

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计 算 与 说 明 FaⅡ14.970.eF9999.18对轴承Ⅱ：rⅡ，由[2] P75表6-7得 X0.4,Y1.5 结 果 PrⅠ24519.83N PrⅠfd(XFrⅠYFaⅠ)1.8(0.49999.181.514.97)24519.83N PrⅠPrⅡ,应计算轴承Ⅰ的寿命 L10h16670gtCr166701160000103()()nPr71.21340.60 L10h[Lh] 满足使用要求 38415h[Lh]23360h满足使用要求。

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八、键联接的选择和计算

计 算 与 说 明 1、电动机轴联接处键的设计校核 由电动机轴的直径和长度，选用A型平键，L=100mm， b=14mm,h=9mm，标记为：GB/T 1096 键14×9×100 校核挤压强度 p4T[p] hld结 果 键联接的计算公式皆引自[1]第125-127页 GB/T 1096 键传递转矩Td5.97104N/mm2 键高度h9mm 工作长度lLb1001486mm 轴公称直径d48mm 由[1] P126表7.1查得[p]40N/mm2（联轴器铸铁制造，冲 击载荷） 4Td45.97104p6.42Mpap，满足强度要求。 hld9864814×9×100 Td5.97104N/mm2 h9mm l86mm d48mm [p]40N/mm2 p6.42Mpap2、Ⅰ轴联轴器联接处键的设计校核 由轴的直径和长度，选用A型平键，L=50mm，b=8mm, h=7mm，标记为：GB/T 1096 键8×7×50 满足强度要求 校核挤压强度 p4T[p] hldGB/T 1096 键8×7×50 4TⅠ5.911042传递转矩T 5.9110N/mmⅠ键高度h7mm 工作长度lLb50842mm 轴公称直径d30mm 由[1] P126表7.1查得[p]40N/mm2（联轴器铸铁制造，冲击

N/mm2 h7mm l42mm d30mm - 44 -

计 算 与 说 明 载荷） p4T45.9110Ⅰ26.80Mpap，满足强度要求。 hld742304结 果 p26.80Mpap 满足强度要求 3、小锥齿轮轴上键联接的设计校核 由配合处轴的直径和长度，选用A型平键，L=40mm， GB/T 1096 键b=10mm,h=8mm，标记为：GB/T 1096 键10×8×40 校核挤压强度 p4T[p]hld 4210×8×40 4TⅠ出5.9710Ⅰ出5.9710N/mm 传递转矩TN/mm2 键高度h8mm 工作长度lLb401030mm 轴公称直径d36mm 2h8mm l30mm d36mm 由[1] P126表7.1查得[p]90N/mm（轴45钢，冲击载荷） 4T45.97104Ⅰ出p27.36Mpaphld83036 ，满足强度要求。 [p]90N/mm2 p27.36Mpap4、大锥齿轮轴上键联接的设计校核 由配合处轴的直径和长度，选用A型平键，L=36mm， b=14mm,h=9mm，标记为：GB/T 1096 键14×9×36 校核挤压强度 p4T[p]hld 满足强度要求 GB/T 1096 键14×9×36 TⅡ1.85105N/mm252T1.8510N/mmⅡ传递转矩 键高度h9mm 工作长度lLb361422mm 轴公称直径d45mm

h9mm l22mm d45mm - 45 -

计 算 与 说 明 由[1] P126表7.1查得[p]90N/mm2结 果 （轴45钢，冲击载荷）p83.05Mpap4TⅡ41.85105p83.05Mpaphld92245 ，满足强度要求。 5、减速器内小直齿轮轴上键联接的设计校核 由配合处轴的直径和长度，选用A型平键，L=63mm， b=14mm,h=9mm，标记为：GB/T 1096 键14×9×63 校核挤压强度 p4T[p] hld满足强度要求 GB/T 1096 键14×9×63 TⅡ出1.83105N/mm2521.8310N/mm传递转矩T Ⅱ出 键高度h9mm 工作长度lLb631449mm 轴公称直径d45mm h9mm l49mm d45mm 由[1] P126表7.1查得[p]90N/mm（轴45钢，冲击载 2 荷） 4TⅡ出41.8310537.29Mpap p，满足强度要求。 hld94945p37.29Mpap 满足强度要求 6、减速器内大直齿轮轴上键联接的设计校核 由配合处轴的直径和长度，选用A型平键，L=63mm， GB/T 1096 键b=20mm,h=12mm，标记为：GB/T 1096 键20×12×63 20×12×63 校核挤压强度 p4T[p] hld TⅢ7.18105N/mm2传递转矩TⅢ7.18105N/mm2 键高度h12mm 工作长度lLb632043mm

h12mm l43mm - 46 -

计 算 与 说 明 轴公称直径d70mm 结 果 d70mm 由[1] P126表7.1查得[p]90N/mm2（轴45钢，冲击载荷） 4TⅢ47.18105p79.51Mpaphld124370，满足强度要求。 p79.51Mpap 7、开式小直齿轮轴上键联接的设计校核 由配合处轴的直径和长度，选用A型平键，L=70mm， b=16mm,h=10mm，标记为：GB/T 1096 键16×10×70 校核挤压强度 p4T[p] hld满足强度要求 GB/T 1096 键16×10×70 TⅢ出7.11105N/mm2传递转矩TⅢ出7.11105N/mm2 键高度h10mm 工作长度lLb7016mm 轴公称直径d50mm h10mm lmm d50mm 由[1] P126表7.1查得[p]90N/mm2（轴45钢，冲击载荷） 4TⅢ出47.1110585.33Mpap p，满足强度要求。 hld1050p85.33Mpap 满足强度要求

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九、联轴器的选择和验算

计 算 与 说 明 1、选择类型和型号： 考虑减速器带负载起动，且载荷有冲击，联轴器带制动， 故选择有弹性元件的挠性联轴器，由电动机和Ⅰ轴外伸轴 结 果 的轴径和长度查[2]P347表6选HLL2型的带制动轮弹性柱 Z48112销联轴器（GB 5014-85），即HLL2Y3060，公称转矩 Z48112HLL2Y3060 6.3105Nmm，许用转速为3500r/min。 6.3105Nmm 3500r/min 2、载荷校核计算： 传递功率Pd5.88kW Pd5.88kW Td5.97104Nmmk1.5 4T5.9710Nmm d名义转矩 载荷系数由[1] P406表19.3取k1.5 44TkT1.55.97109.0010Nmm cd 计算转矩 Tc9.00104Nmm 查附表6得D1125mm，d320mm，z8， D1125mm l2b23672mm 2[]10N/mm查柱销的许用弯曲应力为 2[p]10N/mm橡胶圈的许用压强为 d320mm z8 l72mm 2kAT221.59.00104/(d3)（/202）=0.43N/mm2zD14812 2kATd3l21.59.001042072p/()（/）=0.375N/mm2zD1281252 []10N/mm2 [p]10N/mm2 =0.43N/mm2 p=0.375N/mm2 均满足强度要求，且有较大富裕。 均满足强度要求

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十、减速器箱体及其附件的设计

铸铁减速器箱体及其附件的结构尺寸

名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 df至外机壁距离 d1至外机壁距离 d2至外机壁距离 df至凸缘边缘距离 d2至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度 外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度 轴承旁连接螺栓距离 c2 R1 h l1 Δ1 Δ2 m1、m D2 t s c1 符号 δ δ1 b b1 b2 df n d1 d2 d3 d4 d 尺寸关系(mm) 8 8 12 12 20 20 4 16 12 10 6 8 26 22 18 24 16 20 57 10 10 7 130（170） 12 170

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十一、参考资料

[1]邱宣怀主编.机械设计（第五版）.高等教育出版社.2007

[2]吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册(第三版). 高等教育出版社.2009 [3]龚溎义主编.机械设计课程设计指导书(第二版). 高等教育出版社.2009 [4]龚溎义等主编.机械设计课程设计图册(第三版). 高等教育出版社.2009 [5]胡青泥、高飞等主编.机械制图. 高等教育出版社.2007

[6]杨福增、杜白石、胡国田主编.机械设计课程设计指导书.西北农林科技大.2008 [7]孙恒、陈作模、葛文杰主编.机械原理（第七版）.高等教育出版社.2008 [8]于永泗、齐民主编.机械工程材料（第七版）.大连理工大学出版社.2007 [9]刘鸿文主编.材料力学（第四版）.高等教育出版社.2008

[10]刘品、李哲主编.机械精度设计与检测基础（第五版）哈尔滨工业大学出版社.2007

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