二级圆锥圆柱齿轮减速器设计过程说明书

1. 选择电机的转速：

a. 计算传动滚筒的转速

nw=  60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min

b.计算工作机功率 

  pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw

2.计算电机所需功率： 

－带传动效率：0.96

－每对轴承传动效率：0.99

一对圆锥滚子轴承的效率 η3= 0.98

一对球轴承的效率  η4= 0.99

闭式直齿圆锥齿传动效率η5= 0.95

闭式直齿圆柱齿传动效率η6= 0.97

b. 总效率η=η1η2 2η3 3η4η5η6=0.96×0.992  ×0.983   ×0.99×0.95×0.97=0.808

c. 所需电动机的输出功率   Pr=Pw/η=2.4/0.808=3kw

3.选择电动机的型号   

查参考文献得

三，动和动力参数的计算

1.分配传动比

（1）总传动比i=15.072

（2）各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，

        直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4

（3）实际总传动比i实=i12i34=3.762×4=15.048,

∵Δi=0.021﹤0.05，故传动比满足要求满足要求。

2.各轴的转速（各轴的标号均已在图1.1中标出）

n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min

各轴的功率p0=pr=3  kw， p1= p0η2=2.970kw,  p2= p1η4η3=2.965 kw, p3= p2η5η3=2.628  kw,  p4=p3η2η3=2.550  kw 

4. 各轴的转矩，由式：T=9.55Pi/ni 可得：

T0=29.844 N·m,     T1=29.545  N·m,    T2=86.955 N·m, 

T3=393.197 N·m,    T4=381.527 N·m

四，传动零件的设计计算

1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算

a．选材：

小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255，

σHP1=580 Mpa，σFmin1 =220 Mpa

大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，

σHP2=560 Mpa，σFmin2 =210 Mpa

b. 由参考文献[2]（以下简称[2]）式（5—33），计算应力循环次数N：

N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10 

N2=N1/i2    =1.267×10/3=2.522×10

查图5—17得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（5—29）得 

ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，

∴[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，

[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 Mpa

∵[σH]1> [σH]2，∴计算取[σH]= [σH]2=533.6 Mpa

c．按齿面接触强度设计小齿端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：       

取齿数  Z1=21，则Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79

∵实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tanδ2=cotδ1，

∴δ2=72.2965=7216 35，δ1=17.7035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cosδ2=79/cos72.2965=259.79

由[2]图5-14，5-15得

 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81

ZH=√2/cosα×sinα=√2/cos20×sin20=2.5  

由[2]表11-5有 ZE=1.8，取Kt·Z=1.1，                      由[2] 取K=1.4

又∵ T1=28.381 N·m ，u= 3.762，фR=0.3

 由[2]式5-56计算小齿端模数：  

m≥√4KT1YFaYsa/{фRZ [σF]（1-0.5фR）2   √u2   +1}  

将各值代得     m≥1.498

由[2]表5-9取 m=3 ㎜

d．齿轮参数计算：

大端分度圆直径 d1=mz1=3×21=63㎜，d2=mz2=3×79=237㎜

齿顶圆直径 da1=d1+2mcosδ1=63+6cos17.7035=68.715㎜，

da2=d2+2mcosδ2=237+6cos72.2965=238.827㎜

齿根圆直径df1=d1-2.4mcosδ1=63-7.2cos17.7035

=56.142㎜

df2=d2-2.4mcosδ2=237-7.2×cos72.2965=231.808㎜

齿轮锥距   R=√d1+ d2/2=122.615㎜，

大端圆周速度 v=∏d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s，

齿宽b=RфR =0.3×122.615=36.78㎜

由[2]表5-6，选齿轮精度为8级

由[1]表4.10-2得Δ1=（0.1～0.2）R

=（0.1～0.2）305.500=30.05～60.1㎜

取Δ1=10㎜，Δ2=14㎜,c=10㎜

轮宽 L1=（0.1～0.2）d1=（0.1～0.2）93=12.4㎜

L2=（0.1～0.2）d2=（0.1～0.2）×291=39㎜

e．验算齿面接触疲劳强度：    按[2]式5-53

σH= ZHZE√2KT1√u+1/[bd u（1-0.5фR）2   ]，代入各值得

σH=470.9﹤[σH] =533.6  Mpa

 ∴  小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件

f．齿轮弯曲疲劳强度校核：按[2]式5-55

由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，

由[2]式 5-32及m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0

取YST=2.0，SFmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力：

[σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa

[σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 Mpa

∵[σF1]﹥[σF2]，  ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa

由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力：

σF1=2KT1YFa1Ysa1/[b1md1（1-0.5фR）]=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 ﹤300 Mpa

σF2=σF1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.28﹤300Mpa

∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度

2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算

a．选材：

小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~255，

σHP1=580 Mpa，σFmin1=220 Mpa

大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，

σHP2=560 Mpa，σFmin2=210 Mpa

b. 由参考文献[2]（以下简称[2]）式（5—33），计算应力循环次数N：

N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10

查图5—17得 ZN1=1.05，ZN2=1.16，由式（5—29）得 

ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，

[σH]1=σHP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPa

[σH]2=σHP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPa

∵[σH]1> [σH]2，∴计算取[σH]= [σH]2=560.28 Mpa

c. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：

∵u=i34=4，фa=0.4，

ZH=√2/cosα·sinα=√2/cos200   ·sin200   =2.5

且由[2]表11-5有 ZE=1.8，取Kt·Z=1.1 

∴  [2]式5-18计算中心距：  

a≥（1+u）√KT1 （ZE ZHZε/[σH]）2   /（2uφa）=5×√1.1×86955×2.5×1.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61㎜ 

由[1]表4.2-10 圆整  取   a=160㎜

d．齿轮参数设计：

m=（0.007～0.02）a=180（0.007～0.02）=1.26～3.6㎜

查[2]表5-7取     m=2㎜

齿数Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32

Z2=uZ1=4×32=128   取Z2=128

则实际传动比 i=149/31=4

分度圆直径 d1=mz1=2×32= ㎜，d2=mz2=2×128=256㎜

齿顶圆直径 da1= d1+2m=68㎜，da2=d2+2m=260㎜

齿基圆直径 db1= d1cosα=×cos20o    =60.14㎜

db2= d2cosα=256×cos20o   =240.56㎜

齿根圆直径 df1= d1-2.5m=-2.5×2=59㎜

df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251㎜

圆周速度  v=∏d1n2/60×103   

=3.14×256×63.829/60×103   =1.113 m/s，

中心距   a=（d1+d2）/2=160㎜

齿宽     b=aΦa =0.4×160=㎜

由[2]表5-6，选齿轮精度为8级

e. 验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动，载荷平稳，由[2]表5-3，取KA=1.0；由[2]图5-4（d），按8级精度和VZ/100=∏dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由[2]表5-3得Ka=1.2；由[2]图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13；

∴  K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 

又∵ɑa1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281 36；

ɑa2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17

∴重合度  εa=[z（tanɑa1-tanɑ）+ z（tanɑa1-tanɑ）]/2∏=[32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）]=1.773

即Zε=√（4-εa）/3=0.862，且 ZE=1.8，ZH=2.5

∴  σH =ZHZEZε√2KT1（u+1）/bd2  1 u=2.5×1.8×0.862×2×1.397×83510×5.8065/（72×622  ×5.024）=240.63﹤[σH ]=560.28 Mpa

∴  小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件

f．齿轮弯曲疲劳强度校核：

按Z1=32，Z2=128，由[2]图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由[2]图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84

由[2]式5-23计算 

Y=0.25+0.75/εa=02.5+0.75/1.773=0.673

由[2]图5-19得YN1=YN2=1.0，

由[2]式 5-32切m=2﹤5㎜，得YX1=YX2=1.0

取YST=2.0，Sfmin=1.4，由[2]式5-31计算许用弯曲应力：

[σF1]= σFmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1.4=314.29 Mpa

[σF2]= σFmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 Mpa

∵[σF1]﹥[σF2]，  ∴[σF]=[σF2]=300 Mpa

由[2]式5-24计算齿跟弯曲应力：

σF1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2××）=71.233 ﹤300 Mpa

σF2=σF1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.4﹤300 Mpa

∴两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度

五， 轴的设计计算

3.减速器高速轴I的设计

a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，

按 [2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa

b. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献[2] 有 d≥A√p/n 

∵n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.11~0.16

∴d1≥16~23㎜   取d1=20㎜

c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38㎜，查[1]表4.7-1选取联轴器规格HL3（Y38×82，Y30×60），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示

d. 该轴受力计算简图如图1.2b ，   齿轮1受力：

（1）圆周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（×10-3  ）=915.52 N，

（2）径向力Fr1= Ft1·tanα·cosδ1

=915.52×tan200   ·cos17.70350   =317.44 N，  

（3）轴向力Fa1= Ft1·tanα·sinδ1

=915.52×tan200   ·sin17.70350   =101.33 N，

e. 求垂直面内的支撑反力：

∵ΣMB=0，∴Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.97 N 

∵ΣY=0，∴RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，

∴垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·㎜=3.662 N·m

f. 水平面内的支撑反力：

∵ΣMB=0，∴RCz=[Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2]/L2 =[317.44（74+55）-680.45×]/74=419.07 N，

∵ΣZ=0，∴RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，

∵水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ RBz(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N·m

g.合成弯矩：MD=√M+ M= 0 N·m， 

         M=√M+ M=7.98  N·m

h.作轴的扭矩图如图1.2c所示，

计算扭矩：T=T1 =29.545N·m

I. 校核高速轴I：根据参考文献[3]第三强度理论进行校核：

  由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，  

∵MD ＜M ，∴取M= M=7.98  N·m， 

又∵抗弯截面系数：w=∏d3 min /32=3.14×203  /32=1.045×10m

  ∴σ=√M+T/ w=√7.98+29.545/1.045×10=39.132≤[σb]-1= 59 Mpa

故该轴满足强度要求。

2. 减速器低速轴II的设计

a.选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62㎜）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理

按 [2]表8-3查得 σb=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa

b.该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b

齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：

Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，

齿轮3受力：

（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（×10-3  ）=2693.87N 

（2）径向力Fr3= Ft2·tanα=2693.87×tan200   =980.49 N 

c. 求垂直面内的支撑反力：

∵ΣMB=0，∴RAy= [Ft2（L2+L3）+ Ft3L3]/（L1+L2+L3）=[915.52（70+63）+2693.87×63]/183=1919.26 N 

∵ΣY=0，∴RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26

=1690.13 N

∴垂直面内C点弯矩：

MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m，

M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 

=1690.13×133-2693.87×70= 41.26  N·m，

D点弯矩：MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m，

M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2

=1919.26×120-915.52×70=92.96 N·m

d. 水平面内的支撑反力：

∵ΣMB=0，∴RAz=[Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2]/（L1+L2+L3） =[317.44×133＋980.49×63-101.33×238.827/2]/128=750.70 N

∵ΣZ=0，∴RBz= Fr2+ Fr3- RAz 

=317.44+980.49-750.70=547.23N，

∵水平面内C点弯矩：

MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m，

M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2

=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m，

D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m，

M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120

-101.33×1.9/2-317.44×70= 29.92N·m

  e. 合成弯矩：MC=√M+ M= 47.56N·m

M=√M+ M=42.59 N·m

MD=√M+ M=97.71 N·m，M=√M+ M= 97.66N·m

f. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩：

T=T2=86.955N·m

g. 校核低速轴II强度，由参考文献[3]第三强度理论进行校核：

1.由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，

 ∵MD ＞M ，∴取M= M=97.71  N·m，

∵抗弯截面系数：w=∏d3 min /32=3.14×303  /32=2.65×10-6  m3   

   ∴σ=√M2   +T2   / w=√97.712   +86.9552  /2.65×10-3   

=44.27≤[σb]-1=59  Mpa

（2）.由于C点轴径较小故也应进行校核：  

∵MC ＞M ，∴取M= M=47.56  N·m，

∵抗扭截面系数：w=∏d3 min /32=3.14×303  /32=2.65×10-6  m3   

   ∴σ=√M2   +T2   / w=√47.562   +86.9552   /2.65×10-6  

=35.14≤[σb]-1= 59 Mpa

故该轴满足强度要求

3. 减速器低速轴III的设计

a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按[2]表8-3查得 σB=637 Mpa， [σb]-1=59 Mpa

b. 该轴受力计算简图如图1.2b 

齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：

圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 N 

c. 求垂直面内的支撑反力：

∵ΣMC=0，∴RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N 

∵ΣY=0，∴Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，

∴垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·m

c.水平面内的支撑反力：

∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196

=421.31N

∵ΣZ=0，∴RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，

∵水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·m

e.合成弯矩：MD=√M+ M= 90.20 N·m，

 M=√M+ M=.92 N·m

f.作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩：

T=T3=393.197N·m

g. 校核低速轴III：根据参考文献[3]第三强度理论校核：

  由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度，  ∵MD ＞M ，∴取M= MD =90.20  N·m， 

又∵抗弯截面系数：w=∏d3 min/32=3.14×423  /32

=7.27×10-6  m3   

  ∴σ=√M2   +T2   / w=√90.20 2   +393.1972   /7.27×10-6  

=55.73≤[σb]-1= 59 Mpa

故该轴满足强度要求。

六，滚动轴承的选择与寿命计算

1. 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算

a.高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40㎜，由[1]表4.6-3选用型号为30208，其主要参数为：d=40㎜，D=80㎜，Cr=59800 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800

查[2]表9-6当A/R≤е时，X=1，Y=0；

当A/R＞е时，X=0.4，Y=1.6

b. 计算轴承D的受力（图1.5）， 

（1）支反力RB=√ R+ R=√36.252   +269.272  =271.70 N，RC=√ R+ R=√1184.792    +353.692     =1236.46 N

（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）

∴SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，

SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 N

c. 轴向外载荷    FA=Fa1=101.33 N

d. 各轴承的实际轴向力  AB=max（SB，FA -SC）

= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 N

e.计算轴承当量动载   由于受较小冲击查[2]表9-7  fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5

∵ AB/RB=310.82/271.70=1.144＞е=0.37 ，

取X=0.4，Y=1.6， 

∴PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 N

∵AC/ RC =412.15/1236.46=0.33＜е=0.37 ，取X=1，Y=0，

∴PC= fdfm（X RC +YAC）=1.2×1.5×1×1236.46

= 2225.63N

f.计算轴承寿命  又PB ＜PC，故按PC计算，查[2]表9-4 得ft=1.0

   ∴L10h=106  （ftC/P）/60n1=106  （59800/2225.63）10/3   /（60×960）=0.12×106    h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26＞L=11年

  故该轴承满足寿命要求。

2. 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算

a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35㎜，由[1]表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=35㎜，D=72㎜，Cr=51500 N，е=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200

     查[2]表9-6当A/R≤е时，X=1，Y=0；

当A/R＞е时，X=0.4，Y=1.6

b. 计算轴承D的受力（图1.6）

      1. 支反力RB=√R+R=√1919.262  +547.232  =1995.75 N

RA=√ R + R =√750.702   +353.692    =922.23 N

2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） 

  ∴SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，

SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 N

c. 轴向外载荷    FA=Fa2=101.33 N

d.各轴承的实际轴向力  AB=max（SB，FA +SA）= SB =623.67      N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 N

e. 计算轴承当量动载   由于受较小冲击查[2]表9-7  fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5

∵ AB/RB=623.67/1995.75=0.312＜е=0.37，取X=1，Y=0 

∴PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 N

∵AA/ RA =522.34/922.23=0.566＞е=0.37，取X=0.4，Y=1.6 

∴PA= fd fm（X RA +YAA）

=1.8×（0.4×922.23+1.6×522.34）=2168.34N

f.计算轴承寿命  

又PB ＞PA，故按PB计算，查[2]表9-4 得ft=1.0

   ∴L10h=106  （ftC/P）/60n2=106  （51500/3592.35）10/3   /（60×303.673）=0.1833×106    h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65＞L=11年

  故该轴承满足寿命要求。

3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算

a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55㎜，由[1]表4.6-3选用型号为6211，其主要参数为：d=55㎜，D=100㎜，Cr=33500 N，Cr0=25000

b. 计算轴承D的受力（图1.5）

支反力RB=√ R+ R=√1157.522   +421.312  =1231.81 N，RC=√ R+ R=√1536.352   +559.182    =1634.95 N

c. 轴向外载荷    FA=0 N

d.  计算轴承当量动载   由于受较小冲击查[2]表9-7 

 fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5

    ∴PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 N

∴PC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91N

e.计算轴承寿命  

又PB ＜PC，故按PC计算，查[2]表9-4 得ft=1.0

   ∴L10h=106  （ftC/P）/60n3=106  （33500 /2942.91）10/3   /（60×63.829）=27.41×106    h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=399.45＞L=11年故该轴承满足寿命要求。

七，键联接的选择和验算

1.联轴器与高速轴轴伸的键联接

  采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=8×7，因半联轴器长为60㎜，故取键长L=50㎜ ，

即d=30㎜，h=7㎜，L1   =L-b=42㎜，T1=28.38 N·m，

由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa 

∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（30×7×42）

=12.87＜[σP]=100 Mpa

故此键联接强度足够。    

2．小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接

  采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=6×6，因小圆锥齿轮宽为55㎜，故取键长L=42㎜ 

即d=20㎜，h=6㎜，L1   =L-b=36㎜，T1=29.844N·m，

由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa 

∴σP=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36）

=27.63＜[σP]=100 Mpa

故此键联接强度足够。

大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接

采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为50㎜，故取键长L=44㎜ 

即d=50㎜，h=9㎜，L1   =L-b=30㎜，T2=86.955 N·m，

由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa 

∴σP=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30）

=25.76＜[σP]=100 Mpa

      故此键联接强度足够。

4.大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接

     采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=18×11，因大圆柱齿轮宽为㎜，故取键长L=54㎜ ，即d=60㎜，h=11㎜，L1   =L-b=36㎜，T3=393.197  N·m，

由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa 

∴σP=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36）

=66.19＜[σP]=100 Mpa

故此键联接强度足够。

5. 低速轴III与输出联轴器的键联接

     采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=42㎜，查[1]表4.5-1得 b×h=12×8，因半联轴器长为84㎜，故取键长L=72㎜ ，即d=42㎜，h=8㎜，L1   =L-b=60㎜，T4=381.527  N·m，

由轻微冲击，查 [2]表2-10得 [σP]=100 Mpa 

∴σP=4T/dhL1 =4×381.527 /（42×8×60）

=75.70＜[σP]=100 Mpa

故此键联接强度足够。

八，联轴器的选择

1. 输入端联轴器的选择

根据工作情况的要求，决定高速轴与电动机轴之间选用

弹性柱销联轴器。

按参考文献[3]，计算转矩为

Tc=KAT，由载荷平稳，冲击较小查[2]表6-6有 KA=1.15，

又∵T=29.844 N·m

∴Tc=1.15×29.844=34.32 N·m

根据Tc=34.32 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于许用最高转速及电动机轴伸直径d0=38 mm，高速轴轴伸直径d=30 mm，查[1]表4.7-1 

选用HL3型其公称转矩Tpmax=630 N·m许用最高转速n=5000r/min，轴孔直径范围d=30~48 mm孔长L1=82 mm，L2=60mm，满足联接要求。

标记为：联轴器HL4型（Y38×82，30×60）GB5014-85

2. 输出端联轴器的选择

根据工作情况的要求，决定低速轴与卷筒轴之间也选用柱弹性销联轴器。

按参考文献[3]，计算转矩为

Tc=KAT，由载荷不均匀，冲击较小查[2]表6-6有 KA=1.2，

又∵T=81.527 N·m

∴Tc=1.2×81.527 =97.83 N·m

根据Tc=97.83 N·m小于Tpmax，n =n0=960r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d0=42 mm，卷筒轴轴伸直径d=56 mm，查[1]表4.7-1 

选用HL4型其公称转矩Tpmax=1250 N·m许用最高转速n=4000r/min，轴孔直径范围d=40~56 mm孔长L1=112 mm，L2=84mm，满足联接要求。

标记为：联轴器HL4型（Y42×84，56×112）GB5014-85

八， 润滑油的选择与热平衡计算

1. 减速器的热平衡计算

一般情况下，连续工作时减速器的齿轮传动由摩擦损耗的

功率为 Pf=P（1-η）kw，

且减速器传动的总效率η=η1η3 3η4η5η6=0.96×0.983    ×0.99×0.95×0.97=0.824

则由[2]可知产生的热流量为 H1=1000P0（1-η）

=1000×3×0.176=528  W

以自然冷却方式，能丛箱体外壁散逸到周围空气中的热流量为   {箱体散热系数取Kd=16W/(㎡·℃)，且经计算箱体散热总面积为A=1.06㎡}  所以，由[2]6-21有

t≥t0+1000P0（1-η）/（KdA）=20+528/（16×1.06）

=51.13℃

2.  润滑油的选择

由于是中低速一般闭式齿轮传动且齿面应力小于500 Mpa

又∵v=1.113＜5 m/s，箱体温度t=51.13＜55℃

按[2]表5-12得  所需润滑油黏度为680，

∴由黏度680，查[1]表4.8-1得

选用代号为680的抗氧防锈工业齿轮油（SY1172-1980）