1、目 錄封面.01目錄.02一 設計任務書031 設計任務書03二 傳動系統總體設計031 傳動系統方案的擬定032 電動機的選擇043 傳動比的分配054 傳動系統的運動和動力參數計算.05三 傳動系統的總體設計071 高速級斜齒輪傳動的設計計算07 2 低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算. .13四 減速器軸和軸承裝置設計191 軸的設計19（1）繪制軸的布局圖和初定跨距.19（2）高速軸（1軸）的設計.20（3）中間軸（2軸）的設計.25（4）低速軸（3軸）的設計.29 2 滾動軸承的選擇323 鍵連接和聯軸器的選擇34五 減速器潤滑方式，潤滑劑及密封方式的選擇.361 齒輪的潤滑方式及潤滑

2、劑的選擇.36（1）、齒輪潤滑方式的選擇.36（2）、齒輪潤滑劑的選擇.372 滾動軸承的潤滑方式和潤滑劑的選擇373 密封方式的選擇37六 減速器箱體及附件的設計.38七 課程體會與小結.39八 參考文獻.39減速器計算及說明結果一. 設計任務書1 設計任務書（1） 設計任務設計帶式輸送機的傳動機構，采用兩級圓柱齒輪減速器和開式圓柱齒輪傳動。（2） 原始數據輸送帶有效拉力 f5000n輸送帶工作速度 v0.6m/s （允許誤差）輸送帶滾筒直徑 d375mm減速器設計壽命 5年。（3） 工作條件兩班制工作,空載啟動，載荷平穩，常溫下連續(單向)運轉，工作環境多塵；三相交流電源，電壓為380/2

3、20v二. 傳動系統總體設計1 傳動系統方案的擬定。鋸條自動計數分揀機傳動系統方案如下圖所示。圖2-1 帶式傳動系統方案鋸條自動計數分揀機機的由電動機驅動。電動機1通過聯軸器2將動力傳入兩級圓柱減速器3，再通過聯軸器4及開式齒輪5將動力傳至輸送機滾筒6，帶動輸送帶7工作。傳動系統中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但是齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動。計算及說明結果2. 電動機的選擇按照設計要求以及工作條件選用y型三相異步電動機，臥式封閉結構，電壓380伏。（1）：電動機的容量選擇根據已知條件由計算得知工作機所需有效功

4、率pw。pw=5000×0.6/1000=3.0 kw設： c聯軸器效率，c=0.99g閉式圓柱齒輪傳動效率，g=0.97g1開式圓柱齒輪傳動效率，g1=0.95b對滾動軸承效率，b=0.99 =01122334其中：01=c=0.99僅由聯軸器決定。12=bg=0.99×0.97=0.960323=bg=0.99×0.97=0.960334=bc=0.99×0.99=0.9801從而得到傳動系統的總效率：=01122334 =0.99×0.9603×0.9603×0.9801 =0.7998工作機所需的功率為：pr=3.7

5、5 kw由表3-2所列y系列異步電動機技術數據中可以確定，滿足pw>pr條件的電動機功率應該為pm=4 kw。（2）：電動機轉速的選擇根據已知條件由計算得知鋸條自動分揀計數機分揀輪的轉速：nw=40r/min.由表3-2初選轉速為1500 r/min 和1000 r/min的電動機，對應于4 kw的電動機型號為：y112m-4型和y132m-6型，將有關數據進行對比如下：表2-1 方案的比較方案號電動機型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）總傳動比y112m-44.01500144047.12y132m-64.0100096031.41pw=3.0 kwpr=3

6、.75 kwpm=4 kwnw=40r/min計算及說明結果通過對這兩種方案的比較可以看出：方案選用的電動機轉速高、質量好、價格低，總傳動比為47.12，這對三級減速傳動而言不算大，故選方案較為合理。y112m-4型三相異步電動機的額定功率pm=4kw,滿載轉速=1440r/min。由表3-3查得：電機中心高h=112mm，軸伸出部分用于裝聯軸器段直徑和長度分別為：d=28mm，e=60mm。3. 傳動比的分配帶式傳動系統的總傳動比為：i=36由傳動系統方案知：i=1 (聯軸器聯結) ; i=3.06;由計算可得兩級圓柱齒輪傳動總傳動比為：i= =11.78為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑

7、，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度hbs<=350，齒寬系數相等的時候，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，故高速級傳動比：i=3.913低速級傳動比：i=3.01故傳動系統各傳動比分別為：i=1； i=3.913； i=3.01； i=3.06； 4.傳動系統的運動和動力參數計算 傳動系統各軸的轉速、功率和轉矩計算如下：0軸：（電動機軸）n=n=1440（r/min）；p=p=3.75kw。（輸出功率）t=9550=9550×=24.87n·my112m-4pm 4 kw=1140（r/min）h=112mmd=28mme=60mmi=36i=1； i=3.913i=

8、3.01i=3.06n=1440（r/min）p=3.75kwt=24.87n·m計算及說明結果1軸：（減速器高速軸）n= =1400（r/min）； p=p=3.75×0.99=3.7125kw。t= ti=24.87×1×0.99=24.62n·m2軸：（減速器中間軸）n= =368（r/min）； p=p=3.7125×0.9603=3.565 kw。t= ti=24.62×3.913×0.9603=92.51 n·m3軸：（減速器低速軸）n= =122.26（r/min）； p=p=3.565&#

9、215;0.9603=3.4235 kw。t= ti=92.51×0.9603×3.01267.4 n·m4軸：（分揀輪輸入軸）n= =122.6/3.06=（r/min）p=p=3.4235×0.9801=3.355 kw。t= ti=267.4×0.9801×.3.06=801.9n·m將上述計算結果和傳動比及傳動效率匯總如下表2-2：n=1400（r/min）p=3.7125kwt=24.62 n·mn=368 r/minp=3.565 kwt=92.51 n·mn=122.26 r/minp=3.

10、4235 kwt267.4 n·mn=40 r/minp=3.355 kwt=801.9n·m計算及說明結果 表2-2 傳動系統運動和動力參數軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器分揀輪輸入軸0軸1軸2軸3軸4軸轉速n (r/min)14401440368122.2640功率p （kw）3.753.71253.5653.42353.355轉矩 t （n·m）24.8724.6292.51267.4801.9兩軸聯接件、傳動件聯軸器齒輪齒輪帶傳動傳動比 i13.9133.013.06傳動效率0.990.96030.96030.9801三. 傳動系統的總體設計1 高速級斜齒輪傳

11、動的設計計算（1）：材料選擇及熱處理根據文獻3中表3-4:小齒輪1選用45號鋼，熱處理為調質hbs1=240-270；大齒輪2選用45號鋼，熱處理為正火hbs2=160-190。（2）：確定許用接觸應力和。根據文獻3中3-23式：=zzz mpa根據文獻3中圖3-29（c）和（b）根據材料和硬度查得=590 mpa；=450 mpa；根據接觸應力變化總次數：n=60ant=60×1×1440×（8×2×300×5） =2.07×10>5×10n=60ant=60×1×368×（8

12、×2×300×5）=5.3×10>5×10根據文獻3中圖3-30取接觸強度計算壽命系數z=z=1.因一對齒輪均為軟尺面，故工組硬化系數z=1.一般設計中取潤滑系數z=1.小齒輪1選用45號鋼大齒輪2選用45號鋼計算及說明結果按文獻【3】中表3-8，當失效概率低于1/100時，取接觸強度最小安全系數s1。將上述各值帶入需用應力計算公式：= z z z×1×1×1590mpa。= z z z×1×1×1450 mpa。（3）：按齒面接觸強度計算中心距a。由文獻【3】中式3-40:a(

13、u+1) mm初設螺旋角： 10（最后由幾何條件決定）理論傳動比： iu3.913大齒輪轉矩： t=920.51 n·m齒寬系數： 0.35初取載荷系數： k1.75彈性系數： z=189.8（見文獻【3】中表3-9）初取節點區域系數： z=2.475初取重合度系數： z=0.80初取螺旋角系數： z=0.992將以上數據代入中心距計算公式：a(u+1)（3.9131）×107.25mm按表4-2取減速器標準中心距a112mm590mpa450mpaa112mm計算及說明結果（4）確定主要參數和計算主要尺寸模數m按經驗公式：m（0.010.02）a1.122.24mm，要求

14、m>1.52mm，按文獻【3】中表3-2，取標準模數m2mm。齒數z和zz22.45zz u22.45×3.91387.85經圓整后取：z 22； z87實際傳動比：iu=3.955.傳動比誤差： =-1% （在題目給定的5誤差范圍內）.確定螺旋角cos=0.973.=arccos0.973=12.29(在8-20度取值范圍內，取小齒輪旋向為右旋，大齒輪旋向為左旋)分度圓直徑d和 d。因為：d所以：d45.211mm。d178.788mm。齒寬b和b。 bba112×0.3539.2mm.m2mmz 22 z87=12.29d45.211mmd178.788mmb39

15、.2mm計算就說明結果取齒寬b40mm. b=b+(510)=4550mm.取齒寬b45mm.載荷系數k按文獻【3】中表3-6，取使用系數k1。根據齒輪圓周速度：v3.41m/s按文獻【3】中表3-7，取齒輪精度為8級，和圖3-10（b）當0.75時，動載荷系數k=1.05。按文獻【3】中圖3-15，當0.885。齒向載荷分布系數：k=1.075。由文獻【3】中式3-5計算得端面重合度和縱向重合度分別為：【1.88-3.2（+）】cos【1.88-3.2（）】cos13.291.6521.463按文獻【3】中圖3-16，當總重合度 +1.652+1.4633.115時，齒間載荷系數：k=1.4

16、2.最后求得載荷系數：k= k k k k=1×1.05×1.075×1.42=1.603.節點區域系數z按文獻【3】中圖3-28，當螺旋角13.29時，節點區域系數b45mm計算及說明結果z2.45。重合度系數z.按文獻【3】中在式3-34算的重合度系數：z0.778螺旋角系數z.按文獻【3】中式3-36計算得螺旋角系數：z0.987。由上面-得：k(z zz)=1.603×(2.45×0.778×0.987)=5.674而原估算的k(z zz)=1.75×（2.475×0.8×0.992）=6.751

17、因k(z zz)< k(z zz)，故原設計趨于安全，不再重新計算有關設計計算。（5）：確定需用彎曲應力,.根據文獻【3】中式3-14: mpa按文獻【3】中圖3-21（c）和（a），取彎曲疲勞極限應力220mpa。 。根據彎曲應力變化總次數：n6060×1×1440×（8×2×300×5）2.07×10>3×10n6060×1×368×（8×2×300×5）5.3×10>3×10按文獻【3】中圖3-23。取彎曲強度計

18、算壽命系數y=y=1.按文獻【3】中圖3-24。當m<=5mm時，尺寸系數y1。按標準中有關規定，取試驗齒輪的應力修正系數y=2.計算及說明結果按文獻【3】中表3-8，當失效概率低于1/100時，取彎曲強度最小安全系數1。將以上數值代入許用應力公式：=（6）：驗證輪齒彎曲強度按文獻【3】中式3-24 mpa mpa根據當量齒數：按文獻【3】中圖3-19和3-20，取齒行修正系數和應力修正系數分別為：2.67；2.20；1.58；1.78。按文獻【3】中式3-11算得重合度按文獻【3】中圖3-38，當縱向重合度為1.463時，螺旋角系數.將以上數據代入彎曲應力計算公式得： 47.90 mp

19、a計算及說明結果 50.02 mpa因<；<，故齒面接觸強度滿足要求。(7)主要設計計算結果。中 心 距： a112mm；法 面 模數： mn=2mm;螺 旋 角： =131724（小齒輪旋向為右旋，大齒輪旋向為左旋）齒 數： z=22 z=87;分度圓直徑： d=45.211mm d=178.788mm;齒頂圓直徑： d=d+2h=d+2=d+2m d=49.211mm d=182.788mm齒根圓 直徑： d=d-2h=d-2(h+c)d=40.211mm d=173.788mm齒 寬： b=45mm b=40mm齒輪精度等級： 8級材料及熱處理： 小齒輪：45號鋼，調質，hb

20、s1240-270 大齒輪：45好鋼，正火，hbs2160-1902：低速級直齒圓柱齒輪傳動的設計計算（1）：材料選擇及熱處理根據文獻【3】中表3-4：小齒輪1選用45號鋼，熱處理為調質hbs1=240-270；大齒輪2選用45號鋼，熱處理為正火hbs2=200-230。（2）：確定許用接觸應力和。根據文獻3中3-23式：=zzz mpaa112mmmn=2mm=131724z=22；z=78d=49.211mmd=182.788mmd=40.211mmd=173.788mmb=45mmb=40mm精度等級： 8級小齒輪：45號鋼大齒輪：45號鋼計算及說明結果根據文獻3中圖3-29（c）和（b

21、）根據材料和硬度查得=590 mpa；=460 mpa；根據接觸應力變化總次數：n=60ant=60×1×368×（8×2×300×5）=5.30×10>5×n=60ant=60×1×122.26×（8×2×300×5）=1.76×10>5×根據文獻3中圖3-30取接觸強度計算壽命系數z=z=1.因一對齒輪均為軟尺面，故工組硬化系數z=1.一般設計中取潤滑系數z=1. 按文獻【3】中表3-8，當失效概率低于1/100時，取接

22、觸強度最小安全系數s1。將上述各值帶入需用應力計算公式：= z z z ×1×1×1590mpa。 z z z×1×1×1460 mpa。（3）：按齒面接觸強度計算中心距a由文獻【3】中式3-40:a(u+1) mm理論傳動比： iu3.01大齒輪轉矩： t=267.4 n·m齒寬系數： 0.35初取載荷系數： k1.8彈 性 系 數： z=189.8（見文獻【3】中表3-9）初取節點區域系數： z=2.5初取重合度系數： z=0.88將以上數據代入中心距計算公式： 590mpa460 mpa計算及說明結果a(u+1)（3.

23、 011）×159.35mm。按表4-2取減速器標準中心距a160mm。（4）確定主要參數和計算主要尺寸模數m按經驗公式：m（0.010.02）a1.63.2，要求m>1.5-2mm，按文獻【3】中表3-2，取標準模數m2.5mm。齒數z和zz31.92zz u3.92×3.0196.32經圓整后取：z 32； z96。實際傳動比：iu=3.0傳動比誤差：=0.3%（在題目給定的5內）.分度圓直徑d和 d 因為：dmz所以：dm z80mm。dm z240mm。齒寬b和b。bba160×0.3556mm.取齒寬b55mm. b=b+(510)=6065mm.

24、取齒寬b60mm.a160mmm2.5mmz 32z96d80mmd240mmb55mmb60mm計算及說明結果載荷系數k按文獻【3】中表3-6，取使用系數k1。根據齒輪圓周速度： v1.54 m/s按文獻【3】中表3-7，取齒輪精度為8級。按文獻【3】中圖3-10（a），當0.493時，動載荷系數k=1.05.按文獻【3】中圖3-15，當0.69時，k=1.05.由文獻【3】中式3-5計算得端面重合度為：【1.88-3.2×（+）】cos 【1.88-3.2×（）】×cos0 1.75按文獻【3】中圖3-16，當總重合度 =1.75時，齒間載荷分配系數：k=1.

25、23最后求得載荷系數：k= k k k k=1×1.05×1.05×1.23=1.35.重合度系數z.按文獻【3】中在式3-20算的重合度系數： z0.866。由上述-知：kz=1.35×0.866=1.012而原估取kz=1.8×0.88=1.394。因kzkz， 故原設計偏于安全，不再重新進行有關設計計算。（5）：確定需用彎曲應力,.根據文獻【3】中式3-14: mpa計算及說明結果按文獻【3】中圖3-21（c）和（a），取彎曲疲勞極限應力；。根據彎曲應力變化總次數：n6060×1×368×（8×2&

26、#215;300×5）5.30×10>3.0×10n6060×1×122×（8×2×300×5）1.76×10>3.0×10按文獻【3】中圖3-23。取彎曲強度計算壽命系數y=y=1.按文獻【3】中圖3-24。當m<=5mm時，尺寸系數y1。按標準中有關規定，取試驗齒輪的應力修正系數y=2.按文獻【3】中表3-8，當失效概率低于1/100時，取彎曲強度最小安全系數1。將以上數值代入許用應力公式：=（6）：驗證輪齒彎曲強度按文獻【3】中式3-10 mpa mpa根據齒數

27、z 32,z96，按文獻【3】中圖3-19和3-20，取齒行修正系數和應力修正系數分別為：2.50；2.20；1.63；1.78計算及說明結果按文獻【3】中式3-11算得重合度將以上數據代入彎曲應力計算公式得： mpa 60.69 mpa mpa58.26mpa因：<,<，故齒面彎曲強度滿足要求。(7)主要設計計算結果。中 心 距： a160mm；法 面模 數： mn=2.5mm;齒 數： z=32 z=96；分度圓直徑： d=80mm d=240mm;齒頂圓直徑： d=d+2h=d+2=d+2m d=85mm d=245mm齒根圓直徑： d=d-2h=d-2(h+c)d=73.7

28、5mm d=233.75mm齒 寬： b=60mm b=55mma160mm；mn=2.5mmz=32；z=96d=80mmd=240mmd=85mmd=245mmd=73.75mm,d=233.75mmb=60mm；b=55mm計算及說明結果齒輪精度等級： 8級材料及熱處理： 小齒輪1選用45號鋼，熱處理為調質hbs1=240-270；大齒輪2選用45號鋼，熱處理為正火hbs2=200-230。四 減速器軸和軸承裝置設計1 軸的設計（1）：繪制軸的布局圖和初定（軸的布局圖如圖）：圖4-1：軸的布置簡圖a=112mm；a=160mm；b=45mm；b=40mm；b=60mm； b=55mm考慮

29、相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，引人尺寸s=10mm；考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，引入尺寸k=10mm；為保證滾動軸承放入軸承座孔內，計入尺寸c=5mm；精度等級： 8級小齒輪1選用45號鋼大齒輪2選用45號鋼計算及說明結果初取軸承寬度為：n=20mm；n=22mm；n=22mm。三根軸的支承跨距分別為：l=2(c+k)+b+b+n所以：l=2×（5+10）+45+10+60+20=165 mm；l=2×（5+10）+45+10+60+22=167 mm； l=2×（5+10）+45+10+60+22=167 mm；（2）：高速軸（1軸）的設計：選擇軸的材料和熱

30、處理。軸上小齒輪的直徑較小（d49.211mm），采用齒輪軸結構，軸的材料和 熱處理和齒輪一致，選用45號鋼調質。：軸的受力分析。軸的受力分析如圖4-2（a）所示，圖中：ll165 mm；ll -l117.5mm。（a）：計算齒輪的嚙合力f1089.12n；ff1089.12×407.32n；ff ×tan1089.12×tan13.29257.26n。（b）：求水平面內的支承反力，作水平面內的彎矩圖軸在水平面內的受力簡圖如圖4-2（b）所示。f=1089.12nf407.32nf257.26n計算及說明結果 計算及說明結果圖4-2：高速軸（1軸）的受力分析（a）

31、 軸的受力簡圖（b） 軸在水平面內的受力簡圖（c） 軸在垂直面內的受力簡圖（d） 軸在水平面內的彎矩圖（e） 軸在垂直面內的彎矩圖（f） 軸的合成彎矩圖（g） 軸的合成轉矩圖r= f=1089.12×=775.59 n;r= f- r=1089.12-775.59=313.53 n;m=m=0;m=r× l= r× l=36840 n.mm軸在水平面內的彎矩圖如圖4-2（d）所示。（c）：求垂直面內的支承反力，作垂直面內的彎矩圖。軸在垂直面內的受力簡圖如圖4-2（c）所示：r=325.31 nr= f- r=407.32-325.31=82.01nm=m=0m=

32、15452 n.mmm=9636 n.mmr=775.59nr=313.53nm=m=0m=36840n.mmr=325.31nr=82.01nm=m=0m=15452 n.mmm=9636 n.mm計算及說明結果軸在垂直面內的彎矩圖如圖4-2（e）所示。（d）：求支承反力，作出軸的合成彎矩圖。r=841.05n r=324.08n (軸向力f257.26n，用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用兩端固定式組合方式 ，故軸向力作用在軸承a上)m=0; m=0; m=39949 n.mm;m=38079 n.mm;t=9550×=24620 n.mm軸的合成彎矩圖、轉矩圖如圖4-

33、2（f）和4-2（g）：軸的初步計算由文獻【3】中表7-10：d>=mm由文獻【3】中表7-1，軸的材料為45好2鋼，調質處理，637mpa。由文獻【3】中表7-4，插值得58.7mpa。取折算系數0.6。將以上數據代入軸計算截面（c截面）直徑計算公式：d=19.36mm.:軸的結構設計按照經驗公式，減速器輸入軸的軸端直徑：d（0.81.2）d（0.81.2）×3822.433.6mm參考聯軸器標準軸空直徑 ，取減速器高速軸的軸端直徑為d25mm；r=841.05nr=324.08nm=0；m=0m=39949 n.mmm=38079 n.mmt=24620 n.mmd25mm

34、計算及說明結果根據軸上零件的布置，安裝和定位要求，初定各軸段的直徑和長度，其中軸頭軸頸結構尺寸應與軸上相關零件聯系起來統籌考慮。軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑：25 30 35 40 45mm安裝半聯軸器處軸段直徑：第一組：20 22 24 25 28mm 第二組：25 28 30 32 35mm 第三組：32 35 38 40 42mm注：因此軸段安裝的半聯軸器與電動機軸安裝的半聯軸器為同一型號聯軸器，故此軸段直徑應在電動機軸直徑所在同一數據中選定。安裝齒輪，聯軸器處軸肩結構尺寸可以參考表5-2確定。表4-1 軸肩結構尺寸drcd>18301.01.6d=d+(34)c計算所得的數據應

35、圓整。>30501.62.0>50802.02.5>801202.53.0注意：在安裝聯軸器處，當直徑d受到軸頸直徑和聯軸器軸徑限制時，允許按照d=d+(2-4)c取值；或者此處不設計軸肩，可以借助于套筒實現聯軸器的軸向定位。因為d25mm，所以軸端直徑處的軸肩直徑d25+（24）×1.628.231.4，取d30mm。故軸承內徑應該取d30mm。減速器高速軸的結構如下圖：圖4-3 減速器高速軸的結構圖d30mmd30mm計算及說明結果（3）：中間軸（2軸）的設計：選擇軸的材料和熱處理。選用45號鋼，調質處理。：軸的受力分析。軸的受力分析如圖(a)所示，圖中：ll1

36、67mm； l=n/2+c+k+b/248.5mm；ll -l118.5mm；ln/2+c+k+b/256（a）：計算齒輪的嚙合力f1034.86nff1034.86×387.02n；ff ×tan1034.86×tan13.29244.44n；f2312.75n；fftan2312.75×tan20841.77n；（b）：求水平面內的支承反力，作水平面內的彎矩圖軸在水平面內的受力簡圖如圖(b)所示。f1034.86nf387.02nf244.44f2314.75nf841.77n計算及說明結果圖4-4 中間軸二軸的受力分析（a） 軸的受力簡圖（b） 軸

37、在水平面內的受力簡圖（c） 軸在垂直面內的受力簡圖r=1509.85 n；r= f+ f -r1034.86+2312.75-1509.85=1837.76 n；m=m=0;m= 73228n.mmm= 102915n.mm。軸在水平面內的彎矩圖略。（c）：求垂直面內的支承反力，作垂直面內的彎矩圖。r1509.85 nr1837.76nm=m=0m=73228n.mmm=102915n.mm計算及說明結果軸在垂直面內的受力簡圖如圖(c)所示：r=138.50n； r= f+ f- r =841.77-387.02-138.50 =316.25nm=m=0;m=6717n.mm;m=-15134

38、 n.mmm= 17710 n.mm.軸在垂直面內的彎矩圖略（d）：求支承反力，作出軸的合成彎矩圖。r=1516.19 nr=1864.77 n(軸向力f244.44n，用于支承軸的滾動軸承擬選用深溝球軸承，并采用兩端固定式組合方式 ，故軸向力作用在軸承b上)m=0;m=0; m=73535 n.mm;m=74776 n.mm;m=104428 n.mm.t=9550×=92510 n.mm軸的合成彎矩圖轉略。：軸的初步計算由文獻【3】中表7-10：r=138.50nr=316.25nm=m=0m=6717 n.mmm=-15134 n.mmm17710 n.mmr=1516.19

39、nr=1864.77 nm=0；m=0m=73535n.mmm=74776n.mmm=104428 n.mmt=92510n.mm計算及說明結果dmm由文獻【3】中表7-1，軸的材料為45好2鋼，調質處理，637mpa。由文獻【3】中表7-4，插值得58.7 mpa。取折算系數0.6。將以上數據代入軸計算截面（c截面）直徑計算公式：d25.13mmd27.21mm在此軸段開一個鍵槽時，直徑增加4，計算截面直徑d25.13×1.0426.14mmd27.21×1.0428.30mm:軸的結構設計按照經驗公式，減速器高速級從動軸的危險截面直徑：d（0.30.35）a（0.30.

40、35）×112（33.639.2）mm參考聯軸器標準軸空直徑 ，取減速器高速軸的軸端直徑為d40mm；根據軸上零件的布置，安裝和定位要求，初定各軸段的直徑和長度，其中軸頭軸頸結構尺寸應與軸上相關零件聯系起來統籌考慮。軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑：30 35 40 45 50 mm安裝齒輪處出論長度：軸段長度輪轂長度2mm減速器中間軸的結構如下圖：d40mm計算及說明結果圖4-5 減速器中間軸結構圖（4）：低速軸（3軸）的設計：選擇軸的材料和熱處理。選用45號鋼，調質處理。：軸的受力分析。軸的受力分析如圖(a)所示，圖中：ll167mm； l=n/2+c+k+b/256mm；ll -

41、 l111mm；（a）：計算齒輪的嚙合力f2228.33n；ff2228.33×tan20811.05 n；（b）：求水平面內的支承反力，作水平面內的彎矩圖軸在水平面內的受力簡圖如圖(b)所示。r= f2228.33×747.22 n;r= f- r=2228.33-747.221481.11 n；m=m=0;m= 82942 n.mm。軸在水平面內的彎矩圖略。（c）：求垂直面內的支承反力，作垂直面內的彎矩圖。軸在垂直面內的受力簡圖如圖(c)所示：軸在垂直面內的彎矩圖略。f2228.33nf811.05nr747.22 nr1481.11 nm=m=0m82942 n.mm

42、計算及說明結果 r=f=811.05×=271.97 n； r= f -r=811.05-271.97=539.08 nm=m=0;m= 30188 n.mm（d）：求支承反力，作出軸的合成彎矩圖。r=795.18 n;r=1576.16 nm=m=0; m=88265 n.mmt=9550=267400 n.mmr=271.97nr=539.08 nm=m=0m30188 n.mmr=795.18 n;r=1576.16 nm=m=0; m=88265 n.mmt=267400 n.mm 計算及說明結果圖4-6 低速軸3軸的受力分析（a） 軸的受力簡圖（b） 軸在水平面內的受力簡圖

43、（c） 軸在垂直面內的受力簡圖軸的合成彎矩圖轉矩圖如下：軸的初步計算由文獻【3】中表7-10：d>=mm由文獻【3】中表7-1，軸的材料為45好2鋼，調質處理，637mpa。由文獻【3】中表7-4，插值得58.7 mpa。取折算系數0.6。將以上數據代入軸計算截面（c截面）直徑計算公式：d31.48mm.在此軸段開一個鍵槽時，直徑增加4，計算截面直徑d31.48×1.0432.74mm:軸的結構設計按照經驗公式，減速器低速級從動軸的危險截面直徑：d（0.30.35）a（0.30.35）×160（4856）mm按照表5-1，取減速器低速軸的危險截面直徑d56mm；根據軸

44、上零件的布置，安裝和定位要求，初定各軸段的直徑和長度，其中軸頭軸頸結構尺寸應與軸上相關零件聯系起來統籌考慮。軸頸（軸上安裝滾動軸承段）直徑： 35 40 45 50 55 60mm安裝半聯軸器處軸段直徑： 30 32 35 38 40 42 45mm減速器低速軸的結構如下圖：圖4-7 減速器低速軸的結構d56mm計算及說明結果2 滾動軸承的選擇（1）：高速軸（1軸）軸上軸承的選擇按承載較大的滾動軸承選擇其型號。應支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式，軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為l24 000h。由前面計算結果知：軸承所受徑向力f841.05n，軸向力f257.26n，軸承工作

45、轉速n1440r/min。初步選滾動軸承6306 gbt276-82；按照文獻【6】中表6-1，基本額定動負荷c20800n,基本額定靜負荷c14200n。f/ c257.26/142000.018e0.22+×（0.018-0.025）0.21f/ f357.26/841.050.306>e；x0.56。y2.0+×（0.018-0.025）2.09按照文獻【3】中表5-9，沖擊負荷系數f1.5。p=(x f+y f) f =(0.56×841.05+2.09×257.26)×1.5 =1512.99 n;c= pl= p()1512.

46、99×（）=19293.50 n因c< c，故6306軸承滿足要求。6306軸承：d=72mm，b19mm，d37mm, d=30mm.（2）：中間軸（2軸）上軸承的選擇按承載較大的滾動軸承選擇其型號。應支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式，軸承類型選為深溝球軸承，軸承預期壽命取為l24 000h。6306軸承d=72mmb19mmd37mmd=30mm計算及說明結果由前面計算結果知：軸承所受徑向力f1864.77，軸向力f24.44，軸承工作轉速n368r/min。初步選滾動軸承6307 gbt276-82；按照文獻【6】中表6-1，基本額定動負荷c25800n,基本額定靜負荷c17800n。f/ c2