《減速器》課程設計 1

03二月20231課程設計03二月20232一、課程設計的目的了解機械設計的基本方法，熟悉并初步掌握簡單機械的設計方法、設計步驟；綜合運用已學課程的有關理論和知識進行工程設計，培養(yǎng)設計能力，培養(yǎng)理論聯系實際的能力，為今后進行設計工作奠定基礎；通過課程設計培養(yǎng)獨立工作能力；熟悉與機械設計有關的標準、規(guī)范、資料、手冊，并培養(yǎng)運用它們解決實際問題的能力。培養(yǎng)使用資料進行計算、繪圖和數據處理的能力。03二月20233二、課程設計的內容課程設計做什么？減速器設計的過程是什么樣子？邊計算邊繪圖邊修改分幾個階段？每個階段的任務？三個階段設計步驟遇到困難怎末解決？查教材和手冊,請教輔導老師。03二月20234機械設計課程設計任務書設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計由輸送帶運送物料（砂石、磚、煤炭、谷物等）工作情況

單向運輸，載荷輕度振動，環(huán)境溫度不超過40℃運動要求

輸送帶運動速度誤差不超過7%使用壽命

8年，每年350天，每天8小時檢修周期

一年小修；三年大修03二月20235三、課程設計具體任務進行傳動方案的設計（已擬定完成）選擇電動機（功率）及傳動比分配，傳動裝置的運動和動力參數的確定；主要傳動零件的參數設計(軸2個、齒輪傳動）；齒輪的結構設計；軸的結構設計，低速軸的彎扭組合強度校核；標準件的選用：軸承的選擇（校核軸承的壽命）；鍵的選擇與強度校核；聯軸器的選擇；減速器結構、箱體各部分尺寸確定，結構工藝性設計裝配圖的設計設計和繪制零件圖編寫設計說明書03二月20236四、設計工作量減速器裝配圖1張(三視圖，A0圖紙)；零件圖2-3張（A3圖紙，高速軸、低速級大齒輪等）；設計計算說明書1份。03二月20237減速器裝配圖參考圖例03二月20238計算說明書封面格式示例03二月20239設計說明書書寫格式示例03二月202310五、進度安排（2周）--僅供參考分析傳動方案（已擬定完成）傳動方案的總體設計（0.5天）傳動零件的參數設計（3.5天）軸的設計及鍵的選擇（1.5天）軸承及組合部件的設計、聯軸器的選擇（0.5天）箱體及附件的設計、潤滑和密封的設計（0.5天）裝配圖和零件工作圖的設計和繪制（1.5天）整理和編寫設計說明書（2天）03二月202311六、參考資料機械設計課程上機與設計機械設計基礎（教材）機械設計手冊（新版）；03二月202312七、成績評定設計計算能力；結構設計及繪圖能力；查閱資料及分析問題的能力；編制設計說明書的能力；平時表現（考勤）。03二月202313八、課程設計要求在教師的指導下,由學生獨立完成正確處理理論計算與結構設計的關系正確使用標準和規(guī)范保持教室安靜、衛(wèi)生清潔作息時間上午：8:30～11:30下午：2:30～6:00晚上請加班03二月2023設計帶式輸送機傳動裝置——圓柱直齒齒輪減速器電動機帶輪系統輸送帶聯軸器減速器傳動方案運輸帶拉力輸送帶速卷筒直徑工作時間使用年限2300N1.9m/s300mm兩班生產10班年03二月2023電機選擇及運動參數設計03二月2023取額定功率為:5.5kW的電機電動機的選擇及運動參數的計算(一)電動機的選擇輸送帶功率的確定Pw=Fv/1000(kW)=2300(N)×1.9(m/s)/1000=4.37(kW)傳動效率的確定h1=0.96,h2=0.97,h3=0.99,h4=0.98,h5=0.97h=h1h2h32h4h5=0.868電動機所需功率取工況系數:k=1.05Pd≥kPwh=5.286(kW)03二月2023電動機的選擇及運動參數的計算(一)電動機的選擇電機轉速的確定5.5kW卷筒轉速:nw=60v/(pD)=121(r/min)帶輪速比范圍:id=2~4齒輪速比范圍:ic=3~5系統速比可選范圍:i=2×3~4×5=6~20原動機速比范圍:nd=(6~20)nw=720~2420(r/min)額定功率5.5kW滿載轉速1440r/min軸直徑38mm伸出長度80mm選定：電機型號：Y132S-4額定轉矩：2.2N.m03二月2023電動機的選擇及運動參數的計算(二)總速比的計算及傳動比的分配5.5kW總速比:i=nd/nw=12則帶輪速比:id=i/ic=2.6339取齒輪速比:ic=4.556高速軸輸入功率:P1=Ph1=5.5×0.96=5.28kW(三)傳動裝置運動參數的計算1）各軸功率計算:由電機功率即帶論傳遞功率:P=5.5kW低速軸輸入功率:P2=Ph1h2h2=5.5×0.96×0.97×0.99=5.07kW03二月2023電動機的選擇及運動參數的計算5.5kW高速軸轉速:n1=n/id=1440/2.6339=546.718r/min(三)傳動裝置運動參數的計算2）各軸轉速計算:低速軸轉速:

n2=n/(idic)=1440/(2.6339×4.556)=120r/min3）各軸輸入扭矩計算:T1=9550P1n1=9550×=92.23N.m5.28546.718T2=9550P2n2=9550×=403.488N.m5.0712003二月2023電動機的選擇及運動參數的計算軸名功率(kW)轉速(r/min)扭矩(N.mm)高速軸5.28546.71892.23×103低速軸5.07120403.488×1035.5kW傳動裝置運動參數的計算結果列表額定功率5.5kW滿載轉速1440r/min軸直徑38mm伸出長度80mm電機參數03二月2023V帶傳動設計03二月2023V帶傳動設計(一)選擇三角帶型號由傳動系統方案：帶式輸送機、工作16小時計算功率：Pc=KsP=1.3×5.5=7.15kW查表得：Ks=1.3（工況系數）選用型號：B型V帶(n=1440r/min)計算功率Ps(kW)小帶輪轉速n(rpm)ZABCDF03二月2023V帶傳動設計(二)確定帶輪節(jié)圓直徑D1、D2查表選推薦值：Dmin=140(125)，選擇D1=140mm取滑動率：e=0.02D2=idD1(1-e)=2.6339×140(1-0.02)=361.371mm取：D2=355mm帶實際傳動比：i’d===2.5875355140×(1–0.02)D2D1(1–e)運輸機實際轉速：n”===122.151r/minni’dic14402.5875×4.556誤差：122.151–120120n”–n’

n’=%=1.793%<5%滿足03二月2023V帶傳動設計(三)驗算帶速vv===10.556m/spD1n60×1000p×140×144060×1000≤[v]=(

5~25

)m/s合適(四)確定帶長度Lp

，中心距a1）初定中心距：a0公式：0.7(D1+D2)<a0<2(D1+D2)0.7(140+355)<a0<2(140+355)346.5<a0<990初?。篴0=500mm03二月2023V帶傳動設計(四)確定帶長度Lp

，中心距a2）計算所需帶長：L0查表取：a0=500mmL0≈2a0+(D1+D2)+p2(D2–D1)24a0=2×500+(140+355)+p2(355–140)24×500=1800.659mm3）確定帶的節(jié)線長度Lp和內周長度Li

：

Lp=1840mm，Li=1800mm4）確定實際中心距：aa≈a0+(Lp–L0)2=500+≈520mm(1840–1800.659)2?。?/p>

a

=500mm03二月2023V帶傳動設計(五)驗算小帶輪包角：a1a0=500mma1≈180°–×57.3°(D2–D1)a=180°–×57.3°=156.309>120°(355–140)500滿足(六)確定三角帶根數：ZZ=Ps(P0+DP0)KqKaKL查表：皮帶單根功率P0[內插值計算]P0=2.81kW查表：皮帶彎曲影響系數KbKb=2.65×10-3查表：皮帶傳動比系數KiKi=1.121KiDP0=Kbn(1

–)=2.65×10-3×1440(1–)11.1203二月2023V帶傳動設計(六)確定三角帶根數：Z查表：化纖結構膠帶材質系數Kq=0.409kW查表：皮帶長度系數KLKL=0.95故：Kq=0.91KiDP0=Kbn(1

–)=2.65×10-3×1440(1–)11.12查表：皮帶包角系數Ka[內插值計算]Ka=0.939Z=Ps(P0+DP0)KqKaKL==2.7677.15(2.81+0.409)×0.9×0.939×0.95取：Z=3

根03二月2023V帶傳動設計(七)計算帶傳動作用在軸上的力：Q1）計算單根三角帶的張力：F0查表：皮帶單位長度質量qq=0.17kg/mF0=(–1)+qv21000Ps2Zv2.5Ka=(–1)+0.17×10.55621000×7.152×3×10.5562.50.939=206.612（N）2）作用在軸上的作用力：QQ=2.Z.F0.sin(a/2)=2×3×206.612sin(156.309/2)=1213.273（N）03二月2023V帶傳動設計(八)帶輪結構設計（僅從動輪）查表：f=5mm,m=15mm,e=20±0.4mmg=12.5mm,d=7.5mm,b=17.4mmegbjdfDeDmBB=(Z-1)e+2g=65mmD=355mmDe=D+2f=365mm采用孔板結構，ZG45鑄造，查表：軸孔徑：d=32mm孔轂徑：d1=2d=64mm緣轂徑：D0=De–2(m+d)=320mm其他結構尺寸（查圖冊）孔轂長：L=64mm03二月2023齒輪傳動設計03二月2023齒輪傳動設計(一)齒輪材料選擇，確定許用應力1）材料選擇小齒輪選用45鋼調質，HB1=220大齒輪選用45鋼正火，HB2=190查表：sHlim1=520N/mm2sHlim2=500N/mm2sFlim1=190N/mm2sFlim2=175N/mm203二月2023齒輪傳動設計(一)齒輪材料選擇，確定許用應力2）許用應力計算計算：=472.73N/mm2齒面接觸安全因數，SH=1.1齒根彎曲安全因數，SF=1.4=454.55N/mm2=135.71N/mm2=125N/mm2[sH]1==sHlim1SH5201.1[sH]2==sHlim2SH5001.1[sF]1==sFlim1SF1901.4[sF]2==sFlim2SF1751.403二月2023齒輪傳動設計(二)按齒面接觸強度進行設計計算1）初選載荷系數K’(載荷不大，轉速不高)K’=1.22）選擇齒寬系數fafa=0.43）計算中心距aa≥48.5(i+1)K’T1fai[sH]23=48.5×(4.556+1)×1.2922300.4×4.556×454.5523=179.165mm?。篴=200mm03二月2023齒輪傳動設計(二)按齒面接觸強度進行設計計算4）選擇齒數Z1、Z2，模數m?。篫1=18，Z2=82m===4mm2aZ1+Z22×20018+825）確定實際載荷系數K因選擇電機時已計入過載系數，故?。篕1=1齒輪圓周速度：v==pd1n160×1000pmZ1n160×1000p×4×18×546.71860×1000==2.061m/s03二月2023齒輪傳動設計(二)按齒面接觸強度進行設計計算5）確定實際載荷系數KK1=1按8級精度查動載系數：K2=1.05齒寬系數Fd：Fd=0.5(i+1)Fa=0.5×(4.556+1)×0.4=1.111查表得荷載集中系數：K3=1.061故：K=K1K2K3=1.114

由于K<K’=1.2，且二者比較接近，無須重新計算中心距6）計算齒輪寬度bb=faa=0.4×200=80mm03二月2023齒輪傳動設計(三)齒根彎曲疲勞強度校核查表：

yF1=3.02，yF2=2.23sF1==2KT1yF1bm2Z1=26.935N/mm2<[sF]1=135.71N/mm22×1.114×92230×3.0280×42×18sF2=sF1=yF2yF1

26.935×2.233.02=19.889N/mm2<[sF]2=125N/mm2彎曲強度足夠03二月2023齒輪傳動設計(四)齒輪傳動幾何尺寸計算模數：m=4mm齒數：Z1=18、Z2=82壓力角：a=20°分度圓直徑：d1=m.Z1=72mm、d2=m.Z2=328mm中心距：a=200mm齒寬：b1=90mm、b2=80mm頂圓直徑：da1=80mm、da2=336mm根圓直徑：df1=62mm、df2=318mm03二月2023齒輪傳動設計(五)齒輪結構設計小齒輪設計采用齒軸結構（在裝配圖中完成）大齒輪采用幅板式鍛造齒輪，結構如下代號名稱結構尺寸計算公式及數據結果(mm)d軸孔徑

取

d=6060D1轂徑

D1=1.6d=1.6×6096L轂孔長

L=b=8080n倒角

n=0.5m=0.5×42D0輪緣徑

D0=df2–2d0=318–2×12294D2板孔距

D2=0.5(D0+D1)=0.5×(294+96)195d1板孔徑按結構需要取

d1=5050c板厚

c=0.3b=0.3×8024r圓角

r=0.4c=0.5×241203二月20234×f50f195f294f336f328f9680f6024齒輪傳動設計03二月2023軸的設計03二月2023高速軸的設計(一)軸的材料選擇查表:選用45鋼，調質處理。

HB=220，sb=650N/mm2，ss=350N/mm2

s-1=300N/mm2，

t-1=155N/mm2(二)軸徑的初步估算查表：C=110及P=5.28kW

，n=546.718r/mind≥CPn3=110×=23.425mm5.28546.7183(三)軸徑的結構設計（與裝配草圖同步）取軸與帶輪孔徑：d1=32mm軸各段直徑：d2=38mm，d3=40mm，d4=49mm03二月2023d1=32d2=38d3=40d4=49d=72b1=90D1=10D2=20高速軸（徑向祥圖）d1—帶輪孔徑為依據d2—定位軸肩hd3—以選擇軸承公徑d4—軸承定位軸肩hd—小齒輪節(jié)圓軸承—0308D2=20d3=40d4=4903二月2023d=72D2=20b1=90D1=10D’1=10D2=20l=15(18)l1=64l2=53B=23lc=30Hl01=96.5(97)l1—帶輪孔徑長為依據l=293(290)l02=76.5l03=76.5l2—繪圖+計算lc—端蓋長度(查表)B—軸承寬度(0308)D1—箱內距離b—齒輪寬度D’1—箱內軸承端面l—箱外距離H—端蓋螺頭高l0—計算受力點距離l—軸長度高速軸（軸向祥圖）03二月2023DBCA高速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核1）繪制軸的計算簡圖MeQFt1Fr19776.576.52）計算軸的作用力圓周力Ft1：Ft1==2T1d12×9223072=2561.944N徑向力Fr1：Fr1=Ft1tan20°=932.47N帶傳動作用在軸上的力Q：Q=1213.273N03二月2023DBCA高速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核3）求支座反力MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAx9776.576.5zyx水平面RAx，RBxRAx=

RBx=Ft1RBxRAxFt12=1280.972N垂直面RAz，RBzQFr1RBzRAzRAz=932.471×76.5+1213.273×

(97+153)153=2448.708NRBz=1213.273×97–932.472×76.5153=302.964N驗算：Q+Fr1+

RBx=RAz代入數值，無誤03二月2023DBCA高速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核4）作彎矩圖MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAx9776.576.5zyxFt1RBxRAxQFr1RBzRAzMCx=97994.358N.mmMCz=23176.704N.mmMAz=117687.48N.mmMDx=MAx=MBx=0MDz=MBz=003二月2023DBCA高速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核4）作彎矩圖——合成彎矩MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAxzyxMD=MB=0MA=M2Ax+M2Az=117687.48N.mmMC=M2Cx+M2Cz=100697.834N.mm5）作扭矩圖查表得：a=0.59aT1=0.59×92230=54415.7N.mm97994.358117687.48117687.48100697.83423176.70454415.703二月2023DBCA高速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核6）作當量彎矩圖MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAxzyx117687.48100697.83454415.7Md=Mc2+(aT1)2由MdD=aT1=54415.7N.mm得：MdA=MA2+(aT1)2=129658.83N.mmMdC左=MC2+(aT1)2=114460.134N.mmMdC右=MC2+(aT1)2=100697.843N.mmMdB=0129658.8354415.7114460.134100697.84303二月2023DBCA高速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核7）校核軸的強度MeQFt1Fr1RBzRBxRAzRAxzyx117687.48100697.83454415.7129658.8354415.7114460.134100697.843查表得許用彎曲應力：[s-1]b=60N/mm2A點處當量彎矩最大，應力為：=20.259N.mm2<[s-1]bsdA==MdA0.1d31129658.830.1×403D點處軸徑最小，應力為：sdA==MdD0.1d3D54415.70.1×323=16.606N.mm2<[s-1]b高速軸強度足夠03二月2023低速軸的設計(一)軸的材料選擇(二)軸徑的初步估算(三)軸徑的結構設計（與裝配草圖同步）同高速軸：選用45鋼，調質處理。

HB=220，sb=650N/mm2查表：C=110及P2=5.07kW

，n2=120r/mind≥CP2n23=110×=38.312mm5.071203取軸為聯軸器孔徑尺寸：d1=40mm軸各段直徑：d2=47mm，d3=50mm，d4=60mm03二月2023d1=40d2=48d3=50d4=60d5=70b=80D2=25D2=25D1=15d1—聯軸器孔徑為依據d2—非定位軸肩h1d3—以選擇軸承公徑d4—大齒輪孔徑(預選)b—大齒輪寬度軸承—0310d5—定位軸肩h軸套尺寸—繪圖確定高低速軸（徑向祥圖）d4=60d3=5003二月2023b=80D2=25D2=25D1=1527Bb015l01=78.5l02=78.5l2=49l1=90l3=32l1—聯軸器孔長為依據l2—繪圖+計算lc—端蓋長度(查表26)D1—兼顧高速軸b—齒輪寬度D2—箱內軸承端面H—端蓋螺頭高l0—計算受力點距離l—軸長度l0=107.5B—軸承寬度(0310)lcHb0—定位軸肩寬度軸承—0310套筒—繪圖確定l=323(320)l3—繪圖+計算低速軸（軸向祥圖）03二月2023低速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核1）繪制軸的計算簡圖107.578.578.5BCADT2Ft2Fr22）計算軸的作用力圓周力Ft2：徑向力Fr2：Fr2=Ft2=932.47NFt2=Ft1=2561.94N低速軸上的力偶矩T2：T2=403488N.mm03二月2023低速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核3）求支座反力107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAx水平面RAx，RBxRAx=

RBx=Ft22=1280.972N垂直面RAz，RBzRAz=

RBz=Fr22=466.236NFt2RBxRAxFr2RBzRAz03二月2023低速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核4）作彎矩圖107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAxMAx=

MBx=0Ft2RBxRAxFr2RBzRAzMCx=

100556.3N.mmMAz=

MBz=0MCz=

36599.526N.mm合成彎矩MA=MB=0MC=M2Cx+M2Cz=107009.788N.mm03二月2023低速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核5）作扭矩圖107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAx查表得：a=0.59aT2=0.59×403488=238057.92N.mm100556.336599.526107009.788238057.926）作當量彎矩圖MdA=0MdD=aT2=2380577.92N.mmMdC左=MC2+(aT2)2=MC=107009.788N.mmMdC右=MC2+(aT2)2=261003.195N.mm107009.788261003.195238057.9203二月2023低速軸的設計(四)按彎扭合成進行軸的強度校核7）校核軸強度107.578.578.5BCADT2Ft2Fr2zyxRBzRBxRAzRAx100556.336599.526107009.788238057.92107009.788261003.195238057.92[s-1]b=60N/mm2C點處當量彎矩最大，應力為：=12.083N.mm2<[s-1]bsdC==MdA右0.1d3c261003.1950.1×603D點處軸徑最小，應力為：sdA==MdD0.1d3D238057.920.1×403=37.197N.mm2<[s-1]b低速軸強度足夠03二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC鍵槽尺寸：C截面(18×11)，

(t=7mm)*C截面校核抗彎截面系數W=–pd332bt(d–t)2

2d=–p×6033218×7×(60–7)22×60=18650.55mm3抗扭截面系數Wt=–pd316bt(d–t)2

2d=–p×6031618×7×(60–7)22×60=429050.55mm303二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*C截面校核彎曲正應力s==MCmaxW107009.78818650.55=5.737N/mm2扭轉切應力t==TCmaxWt238057.92429050.55=0.55N/mm203二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*C截面校核計算應力幅sa=(smax–smin)/2

=[s–(-s)]/2=

5.737N/mm2

ta=(tmax–tmin)/2

=[t–0]/2=

0.275N/mm2

計算平均應力sm=(smax+smin)/2

=[s+(-s)]/2=

0N/mm2

tm=(tmax+tmin)/2

=[t+0]/2=

0.275N/mm2

03二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*C截面校核查表得：有效應力集中系數（按過盈配合，內插值計算）Ks=2.65，Kt=1.89查表得：尺寸系數es=0.81，et=0.70查表得：表面質量系數按(Ra=1.6)

b=0.93查表得：應力折算系數ys=0.1，yt=0.0503二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyxCC*C截面校核計算安全系數：nns=Ksbes

s–1sa+yssm==300……

×5.737+0.1×02.650.93×0.8114.9nt=Ktbet

t–1tmax+yttm=155……

×0.275+0.05×0.2751.890.93×0.7=191n==nsntn2s+n2t安全系數：14.85>[n]=1.3~1.5足夠安全03二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92DD鍵槽尺寸：D截面(12×8)，t=5mm*D截面校核抗彎截面系數W=–pd332bt(d–t)2

2d=–p×4033212×5×(40–5)22×40=4481.25mm3抗扭截面系數Wt=–pd316bt(d–t)2

2d=–p×4031612×5×(40–5)22×40=11218.25mm303二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*D截面校核彎曲正應力s==MDmaxW0扭轉切應力t==TDmaxWt238057.9211281.25=21.22N/mm203二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*D截面校核計算應力幅ta=(tmax–tmin)/2

=[t–0]/2=

10.61N/mm2

計算平均應力tm=(tmax+tmin)/2

=[t+0]/2=

10.61N/mm2

03二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyx107009.788238057.92CC*D截面校核查表得：有效應力集中系數（按過盈配合，內插值計算）Kt=1.89查表得：尺寸系數et=0.88查表得：表面質量系數按(Ra=1.6)

b=0.93查表得：應力折算系數yt=0.0503二月2023低速軸的設計(五)按疲勞強度進行精確校核107.578.578.5BCADzyxCC*D截面校核計算安全系數：nnt=Ktbet

t–1tmax+yttm=155……

×10.61+0.05×10.611.890.93×0.88=6.19安全系數：n=nt=6.19>[n]=1.3~1.5足夠安全03二月2023滾動軸承的選擇03二月2023高速軸滾動軸承的選擇(一)軸承所承受的載荷由于軸承僅受徑向載荷作用，選用單列向心球軸承：0308因RA>RB，故取RA=2763.523N計算RA=R2AX+R2AZ=1280.9722+2448.7082=2763.523NRB=R2BX+R2BZ=1280.9722+302.9642=1316.312N(二)軸承的當量載荷查表：軸承的當量載荷為：P=R=2763.523N03二月2023高速軸滾動軸承的選擇(三)軸承型號確定查表：取軸承的壽命為：Lh=10000(h)查表得：fh=2.71，fF=1.5由軸轉速：n1=546.718(r/min)查表：fn=0.394(內插值計算)，ft=1(工作溫度<100°)由此得：Cf=P=fhfFfnft2.71×1.50.394×1×2763.523=28511.982N查表得：308型號軸承的C=32000(N)滿足Cj<C的要求，故高速軸軸承選用合適。額定載荷03二月2023低速軸滾動軸承的選擇(一)軸承所承受的載荷同高速軸，軸承僅受徑向載荷作用，選用單列向心球軸承：0310因RA=RB，取R=2763.523N計算RA=R2AX+R2AZ=1280.9722+466.2362=1363.182NRB=R2BX+R2BZ=1280.9722+466.2362=1363.182N(二)軸承的當量載荷查表：軸承的當量載荷為：P=R=RA=RB=1363.182N03二月2023低速軸滾動軸承的選擇(三)軸承型號確定查表：取軸承的壽命為：Lh=10000(h)查表得：fh=2.71，fF=1.5由軸轉速：n2=120(r/min)查表：fn=0.652，ft=1(工作溫度<100°)由此得：Cf=P=fhfFfnft2.71×1.50.652×1×1363.182=8498.98N

所需C值甚小，但根據低速軸結構要求，必須保證軸承內徑d=50mm

因此改選210型軸承，C=27500(N)

軸承B=20mm，D=90mm。低速軸跨度改變?yōu)閘=150mm，小于初定的l=157mm，軸強度足夠。03二月2023鍵的選擇及強度校核03二月2023高速軸與帶輪聯結鍵(一)鍵的型號確定帶和軸配合選鉤頭楔型鍵：b×h=10×8取鍵長：L=80mm鍵的工作長度：l=L-(b+h)=62mm(二)鍵的強度計算鍵的材料45號鋼，帶輪為鑄鋼查表得鍵聯結的許用比壓為：[p]=100~120N/mm2鋼對鑄鋼的摩擦系數?。篺

=0.15工作比壓：12T6l(b+6fd)p==12×922306×62(10+6×0.15×32)=76.679N/mm2<[p]合適03二月2023低速軸與齒輪聯結鍵(一)鍵的型號確定齒輪和軸配合選普通A型平鍵：b×h=18×11取鍵長：L=70mm。即：鍵18×70GB/T1096-90鍵的工作長度：l=L-b=52mm高度：k=h/2=11/2=5.5mm(二)鍵的強度計算鍵的材料45號鋼，齒輪為45鋼查表得鍵聯結的許用比壓為：[p]=100~120N/mm2鍵的許用切應力為：[t]=90N/mm203二月2023低速軸與齒輪聯結鍵(二)鍵的強度計算鍵聯結的工作比壓：2Tdklp==2×40348860×5.5×52=47.027N/mm2<[p]合適鍵的切應力：2Tdblt==2×40348860×18×52=14.369N/mm2<[t]合適03二月2023低速軸與聯軸器聯結鍵(一)鍵的型號確定齒輪和聯軸器選普通A型平鍵：b×h=12×8取鍵長：L=80mm。即：鍵12×80GB/T1096-90鍵的工作長度：l=L-b=68mm高度：k=h/2=8/2=4mm(二)鍵的強度計算鍵的材料45號鋼，聯軸器為ZG45鋼查表得鍵聯結的許用比壓為：[p]=100~120N/mm2鍵的許用切應力為：[t]=90N/mm203二月2023低速軸與聯軸器聯結鍵(二)鍵的強度計算鍵聯結的工作比壓：2Tdklp==2×40348840×4×68=74.171N/mm2<[p]合適鍵的切應力：2Tdblt==2×40348840×12×68=24.724N/mm2<[t]合適03二月2023聯軸器的選擇03二月2023聯軸器的選擇(一)類型選擇在方案確定時進行。d=40mm，l=90mm查表：K1=0.25,K2=1.2TC=(K1+K2)T=(0.25+1.2)×403488=585057N.mm(二)扭矩計算(三)強度計算選用十字滑塊聯軸器，（結構查圖冊）許用扭矩：[T]=800N.m=800000N.mm許用最高轉速：[n]=250r/min

TC<[T]合適03二月2023減速器的潤滑03二月2023潤滑形式的選擇(一)齒輪潤滑因，齒輪圓周速度：v=2.061m/s<12m/s(二)滾動軸承潤滑故采用油浴潤滑。選用：HJ-30機械油浸油深度為：浸沒大齒輪輪頂10mm高速軸軸承：d.n=40×546.718=0.219×105<2×105低速軸軸承：d.n=50×120=0.06×105<2×105故