机械设计——减速器齿轮箱_设计手册.docx

机械设计课程设计二级直齿圆柱齿轮减速器 学 院： 专 业： 班 级： 学 号： 姓 名： 目录 一、 传动方案的确定 ···················3 二、 电动机的选择 ····················52.1 电动机类型和结构形式选择 ············52.2 确定电动机功率·· ·················52.3 确定电动机型号 滚筒工作转速·············5三、 计算总传动比及分配各级的传动比············53.1 计算总传动比·· ··················53.2 分配各级传动比·· ·················6 四、运动参数及动力参数及传动零件的设计计算········64.1、计算各轴转速····················64.2、计算各轴的功率···················64.3、计算各轴的扭矩···················6 五、 带的设计计算 ····················75.1、确定计算功率Pca·· ················75.2、选择V带的带型·· ·················75.3、确定带轮的基准直径dd=及验算带速v ·······75.4、根据V带的中心距和基准长度Ld············75.5、验算小带轮上的包角·················75.6、计算带的根数 ··················75.7、计算单根V带的初拉力的最小值 ··········85.8、计算压轴力 ··················85.9、带轮结构设计··················8 六、 齿轮的设计计算 ··················9 第一对齿轮：6.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数·· ······96.2、按齿面接触强度设计················106.3、计算相关数值···················106.4、按齿根弯曲强度设计················116.5、设计计算·····················126.6、齿轮结构设计···················13第二对齿轮6.7、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数········146.8、按齿面接触疲劳强度设计··············146.9、确定公式数值···················146.10 计算相关数值···················156.11 按齿根弯曲强度设计················166.12 设计计算·····················166.13 齿轮结构设计···················18七、轴的设计及强度校核················187.1、轴的选材·····················187.2、各轴最小直径估算·················187.3、装配工作底图的设计················197.4、高速轴的结构设计及强度校核·············197.5、中速轴的结构设计及强度校核·············237.6、低速轴的结构设计及强度校核·············267.7、轴承润滑方式确定 ················30 八、键联接的选择及校核计算·················308.1、高速轴（A型键）···················308.2、中速轴（A型键）···················308.3、低速轴（A型键）···················31九、设计小结 · ····················· 32十、参考资料 ························32计算及说明主要结果一传动方案的确定传动装置选用V带传动和闭式二级圆柱齿轮传动系统，具有结构简单、制造成本低的特点。V带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点。但本方案结构尺寸较大，带的寿命短，而且不宜在恶劣环境中工作。因而，在对尺寸要求不高、环境条件允许的情况下，可以采用本方案。二电动机的选择 2.1 电动机类型和结构形式选择按照已知的动力源和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.2 确定电动机功率1）传动装置的总效率查表得： =0.97（传动滚筒），=0.97（V带）， =0.99， =0.98， =0.99。0.97×0.97×0.994×0.982×0.99=0.8592）工作机所需电动机功率 由公式得：Pd=Fv1000总=2000×1.61000×0.859=3.725kw2.3 确定电动机型号 滚筒工作转速nw=60*1000vD=60*1000*1.6*350=87.36r/min按推荐传动比常用范围，取V带传动比 = 24，二级圆柱齿轮传动比=35，则总传动比的范围为 = ×=620。因此，电动机转速的可选范围为 符合这一范围的电动机同步转速有1000r/min和1500r/min。因为电动机转速越高，价格越低，而传动装置的轮廓尺寸越大，综合考虑电动机价格和和传动装置尺寸及环境条件，先选择1500r/min。即电动机型号为Y112M-4。其满载转速nm=1440r/min,额定功率Ped=3kw。附表1 电动机数据及总传动比电动机型号额定功率满载转速额定转速额定最大转速Y112M-44kw1440r/min2.22.3三传动装置总传动比的计算及各级传动比的分配3.1 计算总传动比i总=nmnw=144087.36=16.483.2 分配各级传动比查表得，带的传动比取为i带=2，则圆柱齿轮的传动比i齿=i总i带=16.482=8.24i f =(1.21.3)i,i 1=3.21 , i 2=2.567四传动装置运动及动力参数的计算4.1 计算各轴转速n0=nm=1440r/minn1=n0i带=14402=720r/minn2=nIi1=7203.21=224.30r/minn3=n2i2=224.302.567=87.378r/minn4=n|i3=n3=87.378r/min4.2 计算各轴功率P0=Pd=3.725kwP1=P0 × 带=3.725 × 0.97=3.576kwP2=P1× 轴承 × 齿轮=3.576×0.99×0.98=3.470kwP3=P2 × 轴承 × 齿轮=3.470×0.98×0.99=3.367kwP4=P3 × 轴承 × 联轴器=3.30kw4.3 计算各轴转矩T0=9550*P0n0=9550*3.7251440=24.70N·mT1=9550*P1n1=9550*3.576720=47.432N·mT2=9550*P2n2=9550*3.470224.3=147.742N·mT3=9550*P3n3=9550*3.36787.367=368.04N·m传动比效率20.96（带）3.210.98×0.992.5670.98×0.9910.99×0.99T4=9550*P4n4=9550*3.3087.367=360.72N·m 附表2 各轴的运动及动力参数轴功率转速转矩03.7251440r/miin24.70N·m13.576720r/min47.432 N·m23.470224.30r/min147.742 N·m33.36787.378r/min368.00 N·m43.3087.378r/min360.67 N·m五减速器外的传动零件的设计带传动的设计计算5.1 确定计算功率Pca由载荷变动较小、每天单班制工作，查表取带传动工作情况系数KA=1.0，则Pca=KA×Pd=1.0×3.725=3.725kw。5.2 选择V带的带型根据求得的Pca=3.725kw以及n0=1440r/min，查图得选用A型V带。5.3 确定带轮的基准直径dd=及验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1取小带轮的基准直径dd1=90mm。2）验算带速vV=dd1n060*1000=*90*144060*1000=6.7824m/s5m/s<vd<30m/s，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带×dd1=2×90=180mm5.4 根据V带的中心距和基准长度Ld1） 根据0.7（dd1+dd2）< a0 <2（dd1+dd2），得189<a0<540。初定中心距a0=300mm。2） 计算所需的基准长度LdLd02a0+2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)24a0=2×300+2(90+180)+(180-90)24×300=1030.65mm。查表可选带的基准长度Ld=1000mm。修正系数KL=0.893）按计算式计算实际中心距中心距的变化范围为5.5 验算小带轮上的包角小带轮包角合适。5.6 计算带的根数1）计算单根V带的额定功率由查表可得根据和A型带，查表可得、。故2）计算V带的根数Z 故取V带根数为4根。5.7 计算单根V带的初拉力的最小值查表可得A型带的单位长度质量 应使带的实际初拉力。5.8 计算压轴力压轴力的最小值为附表3 V带传动主要参数名称结果名称结果名称结果带型A型传动比i带=2根数Z=4基准直径dd1=90mm基准长度Ld=1000mm预紧力F0（min）=115.85Ndd2=180mm中心距a=284.675压轴力Fp（min）=915.24N 5.9 带轮结构设计带轮材料采用HT150。查得：bd=11.0mm，hamin=2.75mm，hfmin=8.7mm，e=15mm±0.3mm，fmin=9mm，现取ha=3mm，f=10mm，hf=9mm。1）小带轮结构设计小带轮采用实心式。由电动机输出端直径d=28mm，查得：d11=(1.82)d=(1.82)×28=50.456mm，取52mm。da1=dd1+2ha=90+2×3=96mm。B1=（z-1）e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm。由于B1=50mm>1.5d=42mm，所以：L1=（1.52）d=（1.52）× 28=4256mm。又电动机输出长度为60mm，取L1=62mm。2）大带轮结构设计大带轮采用腹板式。大带轮毂直径由后续高速轴设计而定，取d=25mm。同理：d12=(1.82)d=(1.82)×25=4550mm，取48mm。da2=dd2+2ha=180+2×3=186mm。B2=B1=50mm。由于B2=50mm>1.5d=37.5mmL2=（1.52）d=（1.52）× 25=37.550mm，取L2=50mm。S=(17-14)B2=(17-14)×50=7.14312.5mm，取S=12mm。由表取=10mm。六减速器内的传动零件的设计齿轮传动设计的设计计算第一对齿轮6.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度要求不高，故选用7级精度。3）材料选择。查表可选择小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为250HBW；大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBW，二者材料硬度差为50HBW。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。5）齿数比u=z2z1=6721=3.190。6.2 按齿面接触强度设计按计算式试算即：1）试选Kr=1.3，由图得： 2) 小齿轮传递的转矩 T1=T1=47.432N·m=4.743×104N·mm3）查表选取齿宽系数d=14）查表可得材料的弹性影响系数5）查取齿面硬度小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6）应力循环次数7) 查图可选取接触疲劳寿命系数，。8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数为1，得许用应力为：6.3 计算相关数值1）试算d1t(小齿轮分度圆直径)，代入2）计算圆周速度3） 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比 bh模数 mt=d1tz1=65.38621=3.11mm齿高 h=2.25mt=2.25×3.11=6.998mm bh=65.3866.998=9.3445) 计算载荷系数a.根据v=2.464m/s、齿轮7级精度，查得动载系数 Kv=1.085b.查表得直齿轮传动齿间载荷分配系数KHa=KFa=1c.查表得齿轮传动使用系数KA=1.0d.齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称e.由 bh =9.344、查得弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分配系数。载荷系数：6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径7)计算模数6.4 按齿根弯曲强度设计1） 确定公式内各计算数值。a. 小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数，。c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：d. 计算载荷系数e. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.76，YFa2=2.268f. 查取应力校正系数。同表，YSa1=1.56，YSa2=1.744g. 计算大、小齿轮6.5 设计计算1）2）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，且齿轮模数主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。故取，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来计算应有的齿数，于是有：3）计算中心距4）几何尺寸计算a. 圆整后取，。b. 计算齿顶圆直径C. 计算齿全高hd. 计算齿厚Se. 齿顶高haf. 齿根高hfg. 齿根圆直径6.6 齿轮结构设计 小齿轮1由于直径较小，所以采用齿轮轴结构。#第二对齿轮6.7 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按传动方案选直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度要求不高，故选用7级精度。3）材料选择。查表可选择小齿轮材料45钢（调质），硬度240HBW。 大齿轮材料45钢（正火），硬度200HBW。两者硬度相差40HBW。 4）选小齿轮齿数Z1=29，大齿轮，取。 5）齿数比u=z2z1=7529=2.586。6.8 按齿面接触疲劳强度设计1）由式试算小齿轮分度圆直径6.9 确定公式数值1）试选Kt=1.3，由图得： 2) 小齿轮传递的转矩 T2=T2=147.742N·m=1.477×105N·mm3）查表选取齿宽系数d=14）查表可得材料的弹性影响系数5）查取齿面硬度小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限6）应力循环次数7) 查图可选取接触疲劳寿命系数，。8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%安全系数为S=1，得许用应力为：6.10 计算相关数值1）试算d1t(小齿轮分度圆直径)，代入2）计算圆周速度v4） 计算齿宽b4) 计算齿宽与齿高之比 bh模数 mt=d1tz1=97.22629=3.353齿高 h=2.25mt=2.25×3.353=7.544mm bh=97.2267.544=12.8885) 计算载荷系数a.根据v=1.141m/s、齿轮7级精度，查得动载系数 Kv=1.07b.查表得直齿轮传动齿间载荷分配系数KHa=KFa=1c.查表得齿轮传动使用系数KA=1.0d.齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称e.由 bh =12.888、查得弯曲疲劳强度计算的齿向载荷分配系数。载荷系数：6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径7)计算模数6.11 按齿根弯曲强度设计2） 确定公式内各计算数值。a. 小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。 b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数，。c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：d. 计算载荷系数e. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.53，YFa2=2.23f. 查取应力校正系数。同表，YSa1=1.62，YSa2=1.76g. 计算大、小齿轮6.12 设计计算1）2）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，且齿轮模数主要取决于弯曲强度所决定的承载能力。故取，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来计算应有的齿数，于是有：3） 计算分度圆直径4）计算中心距传动比误差计算5）几何尺寸计算a. 取，。b. 计算齿顶圆直径C. 计算齿全高hd. 计算齿厚Se. 齿顶高haf. 齿根高hfg. 齿根圆直径6.13 齿轮结构设计 小齿轮3采用实心式结构。 大齿轮4采用腹板式结构。七轴的设计及强度校核 7.1 轴的选材因传递功率不大，并无其他特殊要求，初选轴的材料为45钢，调质处理，查得轴材料硬度为217225HBW。抗拉强度极限B=640MPa，屈服强度极限S=355MPa，弯曲疲劳极限-1=275MPa，剪切疲劳极限-1=155MPa，许用弯曲应力-1=60MPa。7.2 各轴最小直径估算1）高速轴的最小直径、输入端与大带轮相连接，取A0=126考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴截面应设置一个键槽，故将此轴径增大5%7%，则，查表取标准尺寸。2）中速轴最小直径，安装两个键槽，强度也应较大，取A0=125 考虑到中速轴安装两个键槽，按标准尺寸取。 3）低速轴最小直径，安装键槽和联轴器，强度和扭矩应较大，则低速轴最小直径为：A0=126 考虑到低速轴安装联轴器，该轴端截面设有键槽，同理参考联轴器、轴承、标准尺寸，选。 7.3 装配工作底图的设计 根据轴上零件结构、定位、装配关系、轴向宽度、零件间的相对位置及轴承润滑方式等要求，设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图。 其中：箱底壁厚=0.025a+38，取=10mm;箱盖壁厚1=0.02a+38，取1=10mm;由2，取2=14mm; 1>1.2，取1=12.5mm；故箱体内宽W=B1+B2+32=75+108+3×14=225mm想体内长L=d1+d22+d32+d4+2ha×+21=522.75，取L=525mm。7.4 高速轴的结构设计及强度校核1）轴上零件的位置与固定方式的确定： 高速轴采用齿轮轴，齿轮部分安装在轴的一端，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。2）各轴段直径和长度的确定a. 各轴段直径确定。d11 : 最小直径，安装大带轮外伸段处，d11= d1min=25mm。d12 : 密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求以及定位轴肩的高度h=(0.070.1)d11,考虑密封圈标准，故取d12=30mm. 该处轴的圆周速度为：V=dd1n060*1000=3.14*30*72060*1000=1.1304m/s < 4m/s 故可选用毡圈油封，由表内容，选取毡圈30JB/ZQ4606-1997d13 : 滚动轴承处轴段，考虑轴承的拆装方便，因而使d13 > d12，现取d13=35mm。考虑到轴承主要承受径向力，选用深沟球轴承。查表选取0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6207。基本尺寸为d×D×B=35mm×72mm×17mm.其安装尺寸为da=42mm。d14 : 过度轴段，取 d14=45mm d齿: 齿轮处轴段，由于小齿轮结构较小，采用齿轮轴结构。d齿=da1=72mmd15 : 滚动轴承处轴段，应与右支承相同，d15= d13=35mm。b. 各轴段长度确定L11 : 应比大带轮的轮毂长度短23mm，故取L11=48mm。L12 : L12= L2+ k1=75mm。L13 : L13= B+ 4+2+17+14+2=33mm。L14 : 考虑到该小齿轮和另一组小齿轮在空间上可能会互相交涉的关系，则L14=B1+B3+2×2=75+108+2×14=211mm。L15 : L15= L13=33mm.高速轴总长L1= L11+L12+L13+L14+L15=400mm。c. 按弯扭合成应力校验轴的强度。小齿轮所受圆周力Ft1=2T1d1=2*47.4320.068=1395.059N小齿轮所受径向力Fr1=Ft1×tan=507.76N高速轴两轴间的跨距由上设计可得：LA1BA=260mm，LB1D1=107.5mm，LC1D1=277.5mm，LA1D1=367.5mm。两支点的支反力：RA1H=RB1H=Ft12=1395.0592=697.53N由 解得：。由，解得：。A1点和B1点的总支反力：求C1处的水平弯矩 求C1处的垂直弯矩 求B1处的垂直弯矩求C1处的合成弯矩 求B1处的合成弯矩高速轴所受的转矩由图可知，B1轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，所以B1为危险截面，又是双向回转轴，所以转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面B1的当量弯矩 因为45钢调质，所以查表得其许用弯曲应力为-1=60MPa>ca，故安全。 d. 滚动轴承校验 1）查表得：深沟球轴承6207的基本额定动载荷Cr=25.5kN,基本额定静载荷CO=15.2KN。现预计寿命 2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，因为FaFr=0，所以查得深沟球轴承的最小e值为0.22，所以FaFre。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。 又P1<P2，故只验算P2。 轴承在100以下工作，查表得温度系数ft=1， 。 轴承寿命合格。 7.5 中速轴的结构设计及强度校核1）轴上零件的位置与固定方式的确定： 中速轴上安装两个齿轮，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。2）各轴段直径和长度的确定a. 各轴段直径确定。d21 : 最小直径，滚动轴承处轴段，安装大带轮外伸段处，d21= d2min=25mm。d22 : 安装第二个小齿轮（z3），因为需要安装键槽，考虑到此处轴段受扭矩、受弯矩较大， d22=40×1.07=42.8mm，选d22=45mm。d23 : 轴环处，用于轴上零件的轴向定位， d23= d22+2×(0.070.1)d21=51.354mm。取标准值53mm。d24 : 安装第二个大齿轮（Z2）,安装需要键槽，考虑到此处轴段强度也应较大。取 d24=44mm。 d25 : 滚动轴承处轴段，应与右支承相同，d25= d21=40mm。b. 各轴段长度确定L21 : 由箱体结构位置设计，取L21=48mmL22 : 安装齿轮处，应比轮毂小一些（L22<108），故取L22=105mm。L23 : 轴环宽度，由b1.4h=1.4×(d23-d22)/2，得b5.6mm，再由于轴上零件布置位置关系，故取b=10mm。L24 : 安装第一个大齿轮位置，L24<B2=68mm。 取L24=65mm。L25 : L25= L21=48 mm.高速轴总长L2= L21+L22+L23+L24+L25=277mm。c. 按弯扭合成应力校验轴的强度。大齿轮所受圆周力Ft2=2T2d2=2*147.7420.218=1355.431N大齿轮所受径向力Fr2=Ft2×tan=493.34N中速轴两轴间的跨距由上设计可得：LA2B2=182.5mm，LB2D2=76.5mm，LC2D2=202.5mm，LA2D2=259mm。l1=259-202.5=56.5，l2=182.5-56.5=126。 两支点的支反力：RA2H=RB2H=Ft22=677.7155N。 小齿轮所受圆周力Ft3=2T3d3=2*3680.1025=7180.488N 小齿轮所受径向力Fr3=Ft3×tan=2613.484N由 ，得： 总支反力： 脉动循环变应力，取折合系数=0.6如图B2处受弯矩和扭矩较大，为危险截面。校核B2处所受最大弯矩： 该轴设计安全。 d. 滚动轴承校验1）考虑到该轴受弯扭矩较大，查表选取：深沟球轴承6408，基本额定动载荷Cr=65.5KN，基本额定静载荷为CO=37.5kN。现预计寿命19200h。 2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，因为FaFr=0，所以查得深沟球轴承的最小e值为0.22，所以FaFre。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。 又P1<P2，故只验算P2。 轴承在100以下工作，查表得温度系数ft=1， 。轴承寿命验算合格。7.6 低速轴的结构设计及强度校核1）轴上零件的位置与固定方式的确定： 低速轴由于载荷较平稳，速度不高，无特殊要求，轴承对称布置。选用弹性套柱销联轴器。查表得KA=1.5。Tca=KAT3=1.5×368N·m=552N·m 查表得选用LT9型，公称转矩Tn=1000N·m，故Tca<Tn。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=d3min=50，轴孔长度L=112mm，取弹性套柱销的装配距离K2=55mm。 2）轴上零件位置与固定方式确定。低速轴上安装第二组大齿轮，轴外伸端处安装联轴器，联轴器靠轴肩轴向固定。齿轮靠轴环和套筒实现轴向固定。3）各轴段直径和长度确定a. 各轴段直径的确定d31 : 最小直径，d31=d3min=50mm。d32 : 密封处轴段，查表根据联轴器取h=(0.070.1)d31=(0.070.1)×50=3.55mm根据R20，取d32=56mm。d33 : 滚动轴承段，d33>d32，取d33=60mm。d34 : 轴肩段，d34=1+(0.070.1)d33=65mm。d35 : 轴环处，d35=1+(0.070.1)d34=70mm。d36 : 安装大带轮Z4处，取d36=d34=65mm。d37 : 滚动轴承段，对称布置，d37=d33=60mm。 b.各轴段长度的确定L31 : 联轴器安装位置，应比联轴器短23mm，取110mm。L32 : L2+t+e+K2-B-4=60+2+12+55-31-14=84mm。L33 : 轴环宽度，b1.4h=5.6mm，再根据轴承宽度，取L33=31mm。L34 : 过度轴颈，L34=211-L36-L35，取L34=96mm。L35 : 轴环宽度，b1.4h=7mm，取b=10mm，L35=15mmL36 : 该段对应另一个齿轮，其齿宽B为102.5mm，取L36=100mm。L37 : 固定段，L37>B，取L37=45mm。L3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。 4）按弯扭和合成应力校验轴的强度大齿轮所受圆周力Ft3=2T3d3=2*3680.2675=2751.402N大齿轮所受径向力Fr3=Ft3×tan=1001.428N高速轴两轴间的跨距由上设计可得：LA3B3=256mm，LB3A3=154.5mm，LA3C3=171.5mm，LA3D3=154.5mm。两支点的支反力：RA3H=RB3H=Ft32=1375.7N RA3V=RB3V=Fr32=500.714NA3点和B3点的总支反力：求C1处的水平弯矩 求C3处的垂直弯矩 求C3处的合成弯矩 由图可知，C3处轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，所以B1为危险截面，又是双向回转轴，所以转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数=0.6，危险截面B1的当量弯矩因为45钢调质，所以查表得其许用弯曲应力为-1=60MPa>ca，故安全。d. 滚动轴承校验 1）查表得：深沟球轴承6312的基本额定动载荷Cr=81.8KN基本额定静载荷CO=51.8KN。 现预计寿命 2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，因为FaFr=0，所以查得深沟球轴承的最小e值为0.22，所以FaFre。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。 轴承在100以下工作，查表得温度系数ft=1， 。 轴承寿命合格。7.7 轴承润滑方式确定齿轮的圆周速度：V =d触n160*1000=3.14*68*72060*1000=2.562m/s > 2m/s； 封油润滑V=d触n260*1000=3.14*218*224.3060*1000=2.559m/s > 2m/s； 封油润滑V=d触n360*1000=3.14*267.5*87.37860*1000=1.223m/s < 2m/s； 脂润滑八键联接的选择及校核计算8.1 高速轴（A型键）1）外伸端处。d11=25mm，长48mm，查表选取键8×40GB/T 1096-2003，b=8mm，h=7mm，L=40mm。选择材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=40-8=32mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm2）校核键链接强度故键的强度足够，选择 8×40GB/T 1096-2003 合适。 8.2 中速轴（A型键）（1）Z2齿轮处。d=44mm，长65mm，查表选取键12×56GB/T 1096-2003，b=12mm，h=8mm，L=56mm。选择材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=56-12=44mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm2）校核键链接强度 故键的强度足够，选择 12×56GB/T 1096-2003 合适。（2）Z3齿轮处。d=45mm，长105mm，查表选取键14×100GB/T 1096-2003，b=14mm，h=9mm，L=100mm。选择材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=100-14=86mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm2）校核键链接强度 故键的强度足够，选择 14×100GB/T 1096-2003 合适。8.3 低速轴（A型键）（1）外伸端处。d=50mm，长110mm，查表选取键14×100GB/T 1096-2003，b=14mm，h=9mm，L=100mm。选择材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=100-14=86mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm2）校核键链接强度 故键的强度足够，选择 14×100GB/T 1096-2003 合适。（2）Z4齿轮处。d=65mm，长100mm，查表选取键18×90GB/T 1096-2003，b=18mm，h=11mm，L=90mm。选择材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力p=100120MPa，取p=110MPa。 工作长度l=L-b=90-18=72mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm2）校核键链接强度 故键的强度足够，选择 18×90GB/T 1096-2003 合适。九设计小结机械设计是我们专业必须要经历的一个重要环节，通过了2周加暑假的若干时间的机械设计过程使我从各个方面都受到了关于机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有充分的经验，理论知识学的也不是特别牢固，在设计中难免会出现这样那样繁琐的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大；在查表和计算上精度不够准确；在设计计算的过程中不知不觉可能已经出现了错误，等回过神来，才发现之前的设计心血都白费了此次设计的训练，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们