机械设计课程设计_(自动保存的)_(自动保存的)

1、机械设计课程设计说明书 机械设计课程设计说明书题目：链传动双级圆柱齿轮减速器系别： 机电工程学院 专业： 材料成型及控制工程 班级： 姓名： 学号： 5901211036 指导老师： 柯尊荣 2013年12 月28 日2014 年1 月14 日目录第一章 绪论1.1 设计的题目.41.2 设计的目的.4 1.3 设计的主要内容4第二章 传动系统的总体设计.5 2.1 传动方案的拟定5 2.2 电动机的选择6 2.3 分配传动比6 2.4 计算运动和动力参数.6第三章 传动零件的计算设计.7 3.1 减速器内传动零件设计.73.1.1 高速传动齿轮对设计.73.1.2 高速传动齿轮对校核.93.

2、1.3 低速传动齿轮对设计.103.1.4 低速传动齿轮对校核11 3.2 减速器外传动零件设计.123.2.1 链传动设计12第四章 轴系结构详细设计.13 4.1 高速轴的设计及校核13 4.2 中间轴的设计及校核15 4.3 低速轴的设计及校核17第五章 滚动轴承的校核.19 5.1 高速轴上轴承的校核19 5.2 中间轴上轴承的校核19. 5.3 低速轴上轴承的校核19第六章 联轴器及键联结的选择及校核. 6.1 联轴器的选择.20 6.2 高速轴上键的选择及校核.20 6.3 中间轴上键的选择及校核.20 6.4 低速轴上键的选择及校核20第七章 减速器的密封与润滑设计.21 7.1

3、 减速器的密封设计.21 7.2 减速器的润滑设计.21第八章 减速器箱体及各附件的设计.21 8.1 箱体设计21. 8.2 各附件的设计. .21设计小结.22参考文献22 第一章 绪论1.1 设计题目带式输送机链传动双级圆柱齿轮减速器。运输机械载荷变化不大，空载启动，单向运转，每日两班制工作，使用期限为10年，每年300工作日，减速器小批量生产，运输带速度允许误差为5，滚筒效率为0.96。主要参数如下：滚筒直径/mm 牵引力/KN 带速/m/s300 6 0.6 1.2 设计目的1. 熟悉单级圆柱齿轮减速器的工作原理，设计与计算的方法；2. 运用所学的知识解决设计中所遇到的具体实际问题，

4、培养独立工作能力，以及初步学会综合运用所学知识，解决材料的选择，强度计算和刚度计算，制造工艺与装配工艺等方面的问题。3. 熟悉有关设计资料，学会查阅手册和运用国家标准1.3 设计的主要内容1.传动系统的总体设计2.传动零件的、轴、轴承、联轴器、润滑与密封、附件等的设计3.传动装配图设计和部分零件图设计4编写设计说明书要完成的工作有以下几个：1. 完成减速器装配图1张，0号图纸。2. 零件图两张，输出轴和输出轴上的齿轮，用三号图纸3. 设计说明书一份第二章 传动系统的总体设计计算及说明主要结果2.1 传动方案的拟定选用链传动圆柱双级齿轮，传动方案图如下该方案工作可靠，传动效率高、环境适应性好、但

5、总体宽度较大，要求大启动力矩时，启动冲击大。2.2 电动机的选择电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步交流电动机电动机容量选择传动效率的确定：式中参数： 链传动效率 一对滚动轴承的传动效率 8级精度的齿轮传动效率 卷筒的传动效率弹性联轴器的传动效率卷筒轴的输出功率PwPw=FV/1000=60006/1000=3.6KW电动机的输出功率Pd=Pw/0.84=4.28KW总传动效率=0.84电动机额定功Pw=4KW型号为Y112-4满载转速=1440r/min2.3 确定传动装置的传动比计算及说明主要结果 卷筒的工作转速 Nw=100060v/300 Nw=38r

6、/min 总传动比i=NmNw=1440/38=37.89由文献【2】表2-2查得链传动常用传动比i1,范围为25两级圆柱齿轮传动i2, 比范围为 860则电动机转速可选范围Nd=Nw i1, i2=,38 （25）（860）= 60811400r/min故所选的电动机符合要求传动比的分配展开式两级圆柱齿轮减速器i1=（1.11.5）i2,其中i1为高速传动比，i2为低速传动比。取i1=1.2i2取链传动比i0=2.5i减=iio=37.892.5=15.6=i1i2i2=i减1.2 =15.161.2=3.55i1=1.2i2=1.23.55=4.26总传动比为i=37.89高速传动比i1=

7、4.26低速传动比i2=3.55链传动比i0=2.52.4传动装置的运动和动力设计计算各轴转速轴：n1=n电动机=1440r/min轴：n2=n1/i1=1440/4.26=338.82r/min轴：n3=n2/i2=338.82/3.55=95.44r/min卷筒轴：n4=n3/i0=95.44/2.5=38r/min计算各轴的输入功率轴： P=Pd5=4.280.99=4.28(kw)轴： P= P12= P23 =4.280.990.97 =4.1kw轴：P= P23=P23=4.10.990.97 =3.94kw卷筒轴： P= P1=3.940.96 =3.78kw 计算各轴的输出功率

8、各轴的输出功率为各轴的输入功率与轴承效率的成绩P0=P轴承=4.280.99=4.24 KWP0= P轴承=4.10.99=4.06KWP0= P轴承=3.940.99=3.90KWP0= P轴承=3.780.99=3.74KW 计算各轴的输入转矩 电动机的输出功率Td=9550Pdnm=95504.281440=28.38 Nm轴： T=Td=28.38Nm轴：T=9550P/n=95504.1/338.82=115.56Nm轴：T=9550P/n=95503.94/95.44=394.25Nm卷筒轴输入轴转矩：T=9550P/n=95503.78/38=949.97Nm 计算各轴的输出转矩

9、 由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则：T0= T轴承=28.380.99=28.09NmT0= T轴承=115.560.99=114.40NmT0= T轴承=394.250.99=390.31NmT0= T轴承=949.970.99=940.47Nm运动和动力参数设计计算结果：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min输入输出输入输出电动机轴4.2828.381440轴4.284.2428.3828.091440轴4.14.06115.56114.40338.82轴3.943.90394.25390.3195.44卷筒轴3.783.78949.97940.4738第三章

10、传动零件的计算设计3.1 减速器内传动零件设计 齿轮设计及校核3.1.1高速传动齿轮对的设计计算及说明主要结果1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，压力角=20。小齿轮选40Cr调质处理，齿面硬度为260HBS,大齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为220HBS。选小齿轮齿数z1=20, z2=20z1i1=204.26=85。齿轮精度选定为八级。2.按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径 d132KHT1i1+1ZHZEZ2di1H2压力角=20 z1=20z2=85确定各参数值 试选KH=1.5 小齿轮传递的扭矩为T1=28.38N.m 由文献【1】表10-7查得d

11、=1 由文献【1】表10-5查得材料的影响系数ZE=189.8MPa12 由文献【1】图10-20查得区域系数ZH=2.5 计算重合度Z a1=arccosz1cosz1+2ha* = arccos20cos2020+21=31.32 a2=arccosz2cosz2+2ha*= arccos85cos2085+21=23.35 =1/2z1tana1-tan +z2tana2-tan =1.696 Z=4-3=0.876计算许用接触疲劳强度由文献【1】图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为1=640MPa，2=550MPa应力循环次数N1=2830010601440=4.147

12、109 N2=N1/i1=4.147109/4.26=9.74108由文献【1】查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.9,KHN2=0.92取安全系数S=1则许用应力H1=KHN1lim1/S=0.9640/1 =576MPa H2=KHN2lim2/S=0.92550/1=506MPa取较小者作为接触疲劳许用应力 H=506MPa小齿轮分度圆直径 d132KHT1i1+1ZHZEZ2di1H2=321.528.381035.262.5189.80.876/50624.26=41.358mm调整小齿轮的分度圆直径圆周速度v v=d1n1601000=41.3581440601000=3.12m/s

13、齿宽b b=dd1=141.358=41.358mm算实际载荷系数查文献【1】得使用系数KA=1根据圆周速度，和齿轮精度为8级查图10-8得载荷系数KV=1.2由表10-4，用插值法可得齿向载荷系数KH=1.4a1=31.32 a2= 23.35=1.696Z=0.876N1=4.147109N2=9.74108H1=576MPaH2=506MPaH=506MPad141.358mm计算小齿轮圆周力：Ft=2T1/d1=228380/41.358=1.372KN KAFt/b=1372/41.358=33.18100N/mm查文献【1】10-3得齿间载荷系数KH=1.2实际载荷系数KH0=KA

14、KVKHKH=11.21.21.417=2.04调整后的分度圆直径d1,=d13KH0KH=41.35832.041.5 =45.822mmm=d1,/z1=45.822/20=2.291取标志模数值m=23.1.2 按齿根弯曲疲劳强度校核小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为500MPa,470MPa 取安全系数S=1.4由齿数z1=20，z2=85查文献【1】图10-17得齿形系数YFa1=1.55YFa2=1.7 Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.696=0.692 YSa1= 1.55 YSa2=1.76由文献【1】查得弯曲疲劳寿命系数KHN1=0.9 KHF2=0.88 F

15、1=KHF1Flim1/S=0.9500/1.4 =321.43MPa F2=KHF2Flim2/S=0.88470/1.4=295.43MPa校核弯曲疲劳强度F1=2KT1YFa1dm3z12 =212.841.5528.380.6920.0023202=54.89MPa F1F1=F1YFa2YFa1 =54.892.23/2.84=43.1MPaF24. 几何尺寸的计算分度圆直径z1 =d1,m=45.8222=22.9,取z1=23，则z2=z1i1=234.26=97.98取整后z2=98 d1=mz1=232=46mm d2=mz2=982=196mm计算中心距a= d1+ d2/

16、2=46+196/2=121mm齿宽 b=d d1=46mm考虑安装误差，保证设计齿宽b和节省材料小齿轮加宽5-10mm 取b1=55mm,b2=46mmm=2 F1=321.43MPa F2=295.43MPa z1=23 z2=98 d1=46mm d2=196mmb1=55mmb2=46mma1=121mm3.1.3 低速级齿轮对的设计计算及说明主要结果1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，压力角=20。小齿轮选40Cr调质处理，齿面硬度为260HBS,大齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为220HBS。选小齿轮齿数z3=24,z4=z1i1=243.55=85。齿

17、轮精度选定为八级。2.按齿面接触疲劳强度设计试算小齿轮分度圆直径 d332KHT1i2+1ZHZEZ2di2H2下面确定公式中各参数值 试选KH=1.2 小齿轮传递的扭矩为T2=115.56N.m 由文献【1】表10-7查得d=1 由文献【1】表10-5查得材料的影响系数ZE=189.8MPa12 由文献【1】图10-20查得区域系数ZH=2.38 计算重合度Z a3=arccosz3cosz3+2ha* = arccos24cos2024+21=29.841 a4=arccosz4cosz4+2ha*= arccos85cos2085+21=23.352 =1/2z3tana3-tan +z

18、2tana4-tan =1.719 Z=4-3=0.872计算许用接触疲劳强度由文献【1】图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为3=640MPa，4=550MPa应力循环次数N1=283001060338.82=9.75108 N2=N1/i1=9.75108/3.55=2.78108由文献【1】查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.92,KHN2=0.98取安全系数S=1则许用应力H3=KHN1lim3/S=0.92640/1 =588.8MPa H4=KHN2lim4/S=0.98550/1=539MPa取较小者作为接触疲劳许用应力 H=539MPa小齿轮分度圆直径 d332KH

19、T1i2+1ZHZEZ2di2H2=321.2115.561035.262.38189.80.872/53923.55=57.474mm调整小齿轮的分度圆直径圆周速度v v=d3n2601000=57.474338.82601000=1.02m/s齿宽b b=dd1=157.474=57.474mm计算实际载荷系数查文献【1】得使用系数KA=1=根据圆周速度，和齿轮精度为8级查图10-8得载荷系数KV=1.05由表10-4，用插值法可得齿向载荷系数KH=1.47计算小齿轮圆周力：Ft=2T2/d1=2115560/57.474=4.02KN KAFt/b=4020/57.474=69.9451

20、00N/mm查文献【1】10-3得齿间载荷系数KH=1.2实际载荷系数KH0=KAKVKHKH=11.051.21.417=1.785调整后的分度圆直径d3, =d33KH0KH=57.47431.7851.2 =65.61mmm=d1,/z1=65.61/23=2.852取标准模数值m=2.53.1.4 按齿根弯曲疲劳强度校核小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为500MPa,470MPa 取安全系数S=1.5由齿数z3=24，z4=85查文献【1】图10-17得齿形系数YFa1=2.71YFa2=2.24 Y=0.25+0.75 =0.25+0.751.719=0.686 YSa1= 1.58

21、 YSa2=1.76由文献【1】图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KHN1=0.92 KHF2=0.98 F1=KHF1Flim1/S=0.92500/1.5 =306.67MPa F2=KHF2Flim2/S=0.98470/1.5=207.07MPa校核弯曲疲劳强度F1=2KT2YFa1dm3z32 =212.841.55115.560.6860.00253242=77.54MPa F1F2=F1YFa2YFa1 =77.542.24/2.71=64.1MPaF2所以，按接触疲劳强度设计的齿轮满足要求。4. 几何尺寸的计算分度圆直径 d3=mz3=2.524=60mm d4=mz4=2.58

22、5=212.5mm取整 d4=220mm计算中心距a= d3+ d4/2=60+220/2=140mm 齿宽 b=d d3=60mm考虑安装误差，保证设计齿宽b和节省材料小齿轮加宽5-10mm 取b3=70mm,b4=60mm3.2 减速器外传动零件设计3.2.1 链传动的设计选择链轮齿数取小链轮的齿数z5=23,大链轮的齿数z6=i0z5=2.523=57.5取整得z6=58确定计算功率及链型号查文献【1】表9-6得工况系数KA=1.0, 图9-13查得主动链轮的齿形系数KZ=1.1 采用单排链传动，则计算功率Pca=PKAKZ=1.01.14.28=4.7kw根据上面求得的计算功率和轴的转

23、速，查文献【1】图9-11选定链的型号为16A-1计算链节数和中心距初选中心距a0=（3050）p查文献【1】表9-1 p=25.4mma0=（3050）25.4=7621270mm取a0=900mm相应的链长节数Lp0=2a0p+z1+z22+pa0z2-z12pi2 =290025.4+23+58225.4900+58-232pi2 =111.52取链长节数LP=112查表9-7， 采用线性插值法，得中心距系数f=0.2469amax=fp2Lp-z1+z2 =0.246925.42112-23+58=896.79计算链速v,确定润滑方式v=np z1601000=95.442325.46

24、01000=0.93m/s根据链的型号和链的速度查文献【1】图9-14选择链的润滑方式为滴油润滑。 计算压轴力Fp 有效圆周力Fe=1000pv=10004.280.93=4602.15N压轴力系数Kfp=1.15 FP=KfpFe=1.154602.15=5292.47N=20 z3=24z4=85a3=29.841 a4=23.352=0.872 N1=9.75108N2=2.78108H3=588.8MPaH4=539MPaH=539MPa d357.474mm v=1.02m/sb=57.474mmm=2.5 F1=306.67MPaF2=207.07MPa F1=77.54MPaF2

25、=64.1MPad3=60mm d4=220mm a2=140mmb3=70mmb4=60mmz5=23z6=58LP=112 v=0.93m/sFP=5292.47N 第四章 轴系结构设计4.1 高速轴的设计及校核 计算及说明主要结果 轴材料的选择选择45钢调质处理，硬度217255HBS 许用弯曲应力-1=60MPa求作用在齿轮上的力主动齿轮分度圆直径d1=46mm 圆周力Ft=2T1d1=22838046=1233.9N 径向力Fr=Fttan20=1233.9tan20=449N 初步确定轴上的最小直径由表15-3，取A0=120 dmin=A03P1n1=12034.281440=1

26、6.8mm轴的结构设计由于高速轴上需要安装的齿轮直径较小，与轴的直径相差不大，故选用齿轮轴。从传动简图中的高速轴右端往左看，并依次往左看，各段轴分别顺次编号1、2、3i）根据以上的最小直径初步设计第一段轴的直径为24mm,长度为38mmii）由于第一段要与电动机的输出轴相联，则第二段轴做轴肩满足半联轴器的轴向定位，取第二段轴的直径为26mm,根据轴承端盖的拆装及便于对第三段轴上滚动轴承的润滑取第二段的长度为50mm.iii）第三段轴与滚动轴承配合，滚动轴承左端外圈采用轴承端盖定位外圈，内圈由第四段轴的轴肩定位。初步选用轴承代号为6206的深沟球轴承，尺寸为dDB=306216则该段的直径为30

27、mm，长度往轴承内部缩进2mm,长度为14mm。iv）为保证传动装置的紧密型，结合总体尺寸，以及便于中间轴上齿轮的安装，取第四段轴左端面定位滚动轴承内圈，取直径为37mm,长度为95mm。v）第五段为齿轮，根据第三章的计算，初步设计该段轴的直径为50mmm,长度即为齿宽55mm。vi）第六段为右端定位挡油盘，密封滚动轴承，取该段轴径为37mm,长度为10mm。vii）第七段与6206滚动轴承配合，滚动轴承外圈由轴承端盖定位，取挡油盘长度为8mm,外径为73mm,取该段轴径为30mm,长度为24mm。 按弯扭合成强度条件校核设计的轴的强度i）建立轴的力学模型轴的受力分析如下：其中CD=137 D

28、B=43ii）计算水平支座反力FNh1+FNh2=FtMD=0 FNh1=311.4NFNh2=922.5N水平方向受力图以及弯矩如上图所示第二、三幅图。iii）计算垂直支座反力FNv1+FNv2=FrMD=0 FNv1=113.63NFNv2=335.37Niv）校核高速轴的弯扭强度由水平弯矩图和垂直弯矩图可知，危险截面在D截面处，即为高速主动齿轮处。 总弯矩M=MH2+MV2=18.822+49.822 =53N.m计算应力公式为ca=2+42由于扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6对圆柱轴，ca=M2+T2W其中T=28.380N.m, M=53N.m由表15-1 查得45钢的弯曲许用

29、应力-1=60MPa代入上式得ca=4.5MPa-1所以设计的轴符合要求。-1=60MPaA0=120 dmin=16.8mmd1=24 l1 =38 d2=26 l2 =50 d3=30 l3 =16 d4=37 l4 =95 d5=50 l5 =55 d6=37 l6 =10 d7=30 l7 =24 FNh1=311.4NFNh2=922.5NFNv1=113.63NFNv2=335.37NM总=53N.mca=4.5MPa4.2 中间轴的设计及校核 计算及说明 主要结果 轴材料的选择选择45钢调质处理，硬度217255HBS 许用弯曲应力-1=60MPa初步确定轴上的最小直径由表15-

30、3，取A0=110 dmin=A03P2n2=12034.1338.2=28.98mm轴的结构设计由于中间轴上需要安装的齿轮直径较小，与轴的直径相差不大，故选用齿轮轴。从传动简图中的高速轴左端往右看，各段轴分别顺次编号1、2、3i）根据以上的最小直径初步设计第一段轴的直径为30mm,由于第一段与滚动轴承配合，且轴上有一个键槽，取第一段轴径为35,初部选择滚动轴承的代号为6307，dDB=358021。由于转速不高，轴承内圈用套筒定位，取套筒的长度为12mm,则第一段轴的总长38mm.ii）第二段轴与高速级从动齿轮配合，由第三章设计的数据，取该段的轴长短与齿轮轮毂2mm,即为44mm,直径取为4

31、0mm。iii）由于大齿轮左端用轴肩定位，故第三段的轴径取为58mm,长度取为12mm。iv）第四段为小齿轮，宽度b为70mm,齿顶圆直径为64mm,故该段的长度为70mm,直径为64mm。v）滚动轴承的内圈用轴肩定位，取直径为44mm,长度为18mm.vi）第六段与滚动轴承配合，取该段轴径为35mm,长度为20mm。按弯扭合成强度校核轴的强度i）.建立力学模型如下图所示，由对轴的受力分析可知Ft1=1233.9N Fr1=449NFt2=2T1/d2=2115560/60=3852NFr2=Ft2tan20=1402N其中，轴段各长度分别为CD=40mm DE=84mm EF=63mmii）

32、计算水平支座反力Ft1+Ft2=FNh1+FNh2=1233.9+3852=5086NMD =O FNh1=2268N, FNh2=2818N弯矩图如上第三幅iii）计算垂直支座反力FNv1+FNv2+Fr1=Fr2MD=0 FNv1=120NFNv2=833N弯矩图如上第五幅iv）校核中间轴的弯扭强度由水平弯矩图和垂直弯矩图可知，危险截面在E截面处，即为低速主动齿轮处。 总弯矩M=MH2+MV2=177.582+52.62 =185.2N.m计算应力公式为ca=2+42由于扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6对圆柱轴，ca=M2+T2W其中T=115.56N.m, M=185.2N.m由表

33、15-1 查得45钢的弯曲许用应力-1=60MPa代入上式得ca=11.26MPa-1所以设计的轴符合要求。d1=35 l1 =38 d2=40 l2 =44 d3=58 l3 =12 d4=64 l4 =70 d5=44 l5 =18 d6=35 l6 =20 Ft1=1233.9N Fr1=449NFt2=3852NFr2=1402NFNh1=2268N, FNh2=2818NFNv1=120NFNv2=833NM总=185.2N.m=0.6 ca=11.26MPa 4.3 低速轴的设计和校核计算及说明 主要结果 轴材料的选择选择45钢调质处理，硬度217255HBS 许用弯曲应力-1=6

34、0MPa求作用在齿轮上的力圆周力Ft3=Ft2=3852N 径向力Fr3=Fr2=1402N 初步确定轴上的最小直径由表15-3，取A0=120 dmin=A03P3n3=12033.9495.44=38.5mm轴的结构设计从传动简图中的低速轴左端往左看，并依次往右看，各段轴分别顺次编号1、2、3i）由于轴上有两个键槽，轴径增加10%，根据以上的最小直径初步设计第一段轴的直径为42mm,长度为45mmii）第二段轴上安装轴承端盖，选用端盖长度为20mm,根据轴承端盖的拆装及便于对第三段轴上滚动轴承的润滑取第二段的长度为43mm, 取轴的直径为45mm。iii）第三段轴与滚动轴承配合，滚动轴承右

35、端外圈采用轴承端盖定位外圈，内圈由第四段轴的轴肩定位。初步选用轴承代号为6210的深沟球轴承，尺寸为dDB=509020则该段的直径为50mm，长度往轴承内部缩进2mm,长度为18mm。iv）为保证传动装置的紧密型，结合总体尺寸，以及便于中间轴上齿轮的安装，取第四段轴右端面定位滚动轴承内圈，取直径为57mm,长度为72mm。v）第五段为定位轴环，左端面定位大齿轮的右端面，取轴肩3mm,则该段的轴径为63mm，长度为10mmvi）第六段与大齿轮配合，取该段的轴径为55mm根据齿宽定该段的长度为58mm。vii）第七段与6210滚动轴承配合，则该段轴径为50mm滚动轴承外圈由轴承端盖定位，内圈用套

36、筒定位，取套筒的长度为22mm, ,则该段的长度为44mm。轴的总长L=45+43+18+72+10+58+44=290 按弯扭合成强度条件校核设计的轴的强度i）建立轴的力学模型 ii）计算水平支座反力FNh1+FNh2=Ft3MD=0 FNh1=1209.79NFNh2=2000.21N水平方向受力图以及弯矩如上图所示第二、三幅图。iii）计算垂直支座反力FNv1+FNv2=Fr3MD=0 FNv1=440FNv2=727.8Niv）校核低速轴的弯扭强度由水平弯矩图和垂直弯矩图可知，危险截面在B截面处，即为高速主动齿轮处。 总弯矩M=MH2+MV2=1502+54.562 =160N.m计算

37、应力公式为ca=2+42由于扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6对圆柱轴，ca=M2+T2W其中T=394.25N.m, M=160N.m由表15-1 查得45钢的弯曲许用应力-1=60MPa代入上式得ca=17.16MPa48000h所以该轴承符合寿命要求。5.2 中间轴上滚动轴承的寿命校核轴上的轴承代号为6307，由文献【2】表15-1，查得该轴承的基本额定动载荷C=33.2KN计算当量动载荷P轴承1的支座反力FR1=FNV12+FNH12=1202+22682 =2271N轴承只受径向载荷，故P3=FR1轴承2的支座反力FR2=FNV22+FNH22=8332+28182 =2938N

38、轴承只受径向载荷，故P4=FR2计算轴承的寿命由于轴承2受的支反力更大，故只需要校核轴承2 的寿命 Lh2=10660n1CP,=3,代入以上数据得 Lh2= 355442h48000h所以该轴承符合寿命要求。5.3 低速轴上轴承的校核轴上的轴承代号为6210，由文献【2】表15-1，查得该轴承的基本额定动载荷C=35KN计算当量动载荷P轴承1的支座反力FR1=FNV12+FNH12=4402+1209.792 =1287.32N轴承只受径向载荷，故P5=FR1轴承2的支座反力FR2=FNV22+FNH22=335.372+922.512 =981.58N轴承只受径向载荷，故P6=FR2计算轴

39、承的寿命由于轴承1受的支反力更大，故只需要校核轴承1的寿命 Lh3=10660n1CP,=3,代入以上数据得 Lh3= 776428h48000h所以该轴承符合寿命要求。第六章 联轴器及键连接的选择和校核6.1 联轴器的选择所选用的联轴器连接高速轴与电动机轴，振动较大，转速高，故选用缓冲吸振效果较好的弹性联轴器。公称转矩Tca=KAT1,查文献【1】表14-1，取KA=1.3Tca=1.328.38=36.894N.m 根据电动机伸出及高速轴伸出段的直径分别为28mm和24mm选用弹性联轴器型号为LX1型。主动端：J型孔 d=28mm L=52mm从动端：J型孔 d=24mm L=52mm6.

40、2 高速轴上键的选择及校核由轴径d为24mm,L1为38mm查文献【1】表6-1 选用普通A型平键bh=87,L=25mm查表6-2 得许用应力p=120MPap1= 2000T1/kld=200028.38/0.572124 =32MPap故键的强度满足要求.6.3 中间轴键的选择及校核查文献【1】表6-1 选用普通A型平键bh=128，L=40mm查表6-2 得许用应力p=120MPap2= 2000T2/kld=2000115.56/0.582840 =52MPap故键的强度符合要求6.4 低速轴上键的选择及校核根据与大齿轮配合的轴段直径为55mm,长度L为60mm,选用普通A型平键。

41、查文献【1】表6-1 选用普通A型平键bh=1610，L=56mm查表6-2 得许用应力p=120MPap3= 2000T3/kld=2000394.25/0.5104055 =71.68MPap故所选键符合要求。6.5 主动链轮上键的选择及校核与主动链轮相配合的轴段直径为42mm,长度为45mm查文献【1】表6-1 选用普通B型平键bh=128，L=42mm查表6-2 得许用应力p=120MPap4= 2000T2/kld=2000394.25/0.584242 =112MPap故键的强度符合要求第七章 减速器的密封与润滑 7.1 密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡

42、密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。7.2 润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。第八章 减速器的箱体及各附件的设计9.1 视孔盖和窥视孔窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看