(CAD)(1298368232wkx)--V带-一级圆锥-联轴器-P=3.2-n=110-16小时300天10年(高下低上)

1、 目录第一章 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二章 传动装置总体设计方案42.1传动方案42.2该方案的优缺点4第三章 电动机的选择43.1选择电动机类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机的容量53.4确定电动机参数53.5确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四章 计算传动装置运动学和动力学参数74.1电动机输出参数74.2高速轴的参数74.3低速轴的参数7第五章 普通V带设计计算8第六章 减速器圆锥齿轮传动设计计算126.1选精度等级、材料及齿数126.2按齿面接触疲劳强度设计136.3确定传动尺寸156.4校核齿根弯曲疲劳强度156.5计算锥齿轮传动其它几何参数1

2、7第七章 轴的设计187.1高速轴设计计算187.2低速轴设计计算25第八章 滚动轴承寿命校核328.1高速轴上的轴承校核328.2低速轴上的轴承校核34第九章 键联接设计计算359.1高速轴与大带轮键连接校核359.2高速轴与小锥齿轮键连接校核359.3低速轴与大锥齿轮键连接校核369.4低速轴与联轴器键连接校核36第十章 联轴器的选择3610.1低速轴上联轴器36第十一章 减速器的密封与润滑3711.1减速器的密封3711.2齿轮的润滑3711.3轴承的润滑37第十二章 减速器附件设计3812.1油面指示器3812.2通气器3812.3放油孔及放油螺塞3812.4窥视孔和视孔盖3912.5

3、定位销3912.6启盖螺钉3912.7螺栓及螺钉40第十三章 减速器箱体主要结构尺寸40第十四章 设计小结41第十五章 参考文献42第一章 设计任务书1.1设计题目 一级圆锥减速器，工作机所需功率Pw=3.2kW，转速nw=110r/min，每天工作小时数：16小时，工作年限寿命：10年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。1.2设计步骤 1.传动装置总体设计方案 2.电动机的选择 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 4.计算传动装置的运动和动力参数 5.普通V带设计计算 6.减速器内部传动设计计算 7.传动轴的设计 8.滚动轴承校核 9.键联接设计 10.联

4、轴器设计 11.润滑密封设计 12.箱体结构设计第二章 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆锥齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了本钱。 一级圆锥齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。原动机局部为 Y系列三相交流异步电动机第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确

5、定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.98 闭式圆锥齿轮的传动效率：3=0.97 普通V带的传动效率：4=0.96 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=12334w=0.8423.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=3.2kW3.4确定电动机参数 电动机所需最小名义功率:P0=Pwa=3.20.842=3.800kW 电动机所需额定功率:Pd=1.25×3.800=4.75kW 工作转速：nw=n=110rpm， 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4一级圆锥齿轮减速器传动比范围为：2-8因此理论传动比范

6、围为：4-32。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(4-32)×110=440-3520r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900电机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位

7、尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比1总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=960110=8.7272分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 减速器传动比为i1=iaiv=3.49第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=4.75kW转速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55×106

8、×P0n0=9.55×106×4.75960=47252.6Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×4=4.75×0.96=4.56kW转速：n1=n0iv=9602.5=384rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.56384=113406.25Nmm4.3低速轴的参数功率：P2=P1×2×3=4.56×0.98×0.97=4.33kW转速：n2=n1i1=3843.49=110.03rpm扭矩：T2=9.55×106

9、15;P2n2=9.55×106×4.33110.03=375820.23Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.7547252.69602.50.96轴4.564.47113406.25111138.1253843.490.95轴4.334.24375820.23368303.8254110.0310.96工作机轴3.993.91346310.1339366.54110.03第五章 普通V带设计计算1.条件和设计内容 设计普通V带传动的条件包括：所需传递的额定功率Pd=4.75k

10、W；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤1确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故 Pca=KA×P=1.1×4.75=5.225kW2选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2验算带速v。按式验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×106&#

11、215;96060×1000=5.33ms 因为5m/sv30m/s，故带速适宜。 取带的滑动率=0.02 3计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1×1-=2.5×106×1-0.02=259.7mm 根据表，取标准值为dd2=250mm。4确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=280mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×280+2×106+250+250-10624×280113

12、7mm 由表选带的基准长度Ld=1100mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=280+1100-11372262mm 按式,中心距的变化范围为246-295mm。5验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-250-106×57.3°262=148.51°>120°6计算带的根数z 1计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.16kW。 根据n1=960r/min，i=2.5和A型带，查表得P0=0.112kW。 查表的

13、K=0.917，表得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0×K×KL=1.16+0.112×0.917×0.91=1.061kW2计算带的根数zz=PcaPr=5.2251.0614.92 取5根。6计算单根V带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.917×5.2250.917×5×5.33+0.105×5.332=172.21N7计算压轴力FpFp=2

14、×z×F0×sin12=2×5×172.21×sin148.51°2=1657.48N带型A中心距262mm小带轮基准直径106mm包角148.51°大带轮基准直径250mm带长1100mm带的根数5初拉力172.21N带速5.33m/s压轴力1657.48N4.带轮结构设计1小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=106<300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd1+2×ha=106+2&#

15、215;2.75=112mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0×d=2.0×38=76mm2大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=28mm因为大带轮dd2=250mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=250+2×2.75=256mmB=z-1×e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0

16、15;d=2.0×28=56mm第六章 减速器圆锥齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数1由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS2选小齿轮齿数Z1=30，那么大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×3.49=106。实际传动比i=3.5333压力角=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2 1确定公式内的各计算数值 1试选载荷系数KHt=1.3 2查教材图标选取区

17、域系数ZH=2.5T=9550000×Pn=9550000×4.56384=113406.25Nmm 4选齿宽系数R=0.3由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa0.5 7计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×384×1×16×300×10×1=1.106×109NL2=NL1u=1.106×1093.49=3.169×108 8由图查取接

18、触疲劳系数： KHN1=0.874，KHN2=0.948 9计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，平安系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.874×6001=524MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.948×5501=521MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=521MPa 2计算 1试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值d1t34×KHt×TR×1-0.5R2×u×ZH×ZEH2=34×1.3×113406.250.3

19、15;1-0.5×0.32×3.49×2.5×189.85212=86.47mm 2计算圆周速度vdm1=d1t×1-0.5×R=86.47×1-0.5×0.3=73.5mmvm=×dm1×n60×1000=×73.5×38460×1000=1.48 3计算当量齿宽系数db=R×d1t×u2+12=0.3×86.47×3.492+12=47.089mmd=bdm1=47.08973.5=0.64 4计算载荷系数 查表

20、得使用系数KA=1 查图得动载系数KV=1.08 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.312 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.08×1×1.312=1.417 5按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=86.47×31.4171.3=88.99mm 6计算模数m=d1z1=88.9930=2.97mm，取m=3mm。6.3确定传动尺寸1实际传动比u=z2z1=10630=3.533mm2大端分度圆直径d1=z1×m=30×3

21、=90mmd2=z2×m=106×3=318mm3齿宽中点分度圆直径dm1=d1×1-0.5×R=90×1-0.5×0.3=76.5mmdm2=d2×1-0.5×R=318×1-0.5×0.3=270.3mm4锥顶距为R=d12×u2+1=902×3.5332+1=165.23mm5齿宽为b=R×R=0.3×165.23=49.569mm 取b=50mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=K×Ft0.85×b×

22、m×1-0.5R×YFa×YSaF1 K、b、m和R同前2圆周力为F=2×T1d1×1-0.5R=2×113406.2590×1-0.5×0.3=2846N齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=30cos15.8025°=31.21大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=106cos74.1975°=383.95查表得：YFa1=2.478，YFa2=2.105YSa1=1.635，YSa2=1.882查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Fl

23、im1=500MPa、Flim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.788，KFN2=0.874取弯曲疲劳平安系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.788×5001.4=281MPaF2=KFN2×Flim2S=0.874×3801.4=237MPaF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5R×YFa1×YSa1=1.69MPa<F1=281MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=1.652MPa<

24、F2=237MPa故弯曲强度足够。6.5计算锥齿轮传动其它几何参数 1计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=m×han*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm s=m2=4.71mm 2计算齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=96mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=324mm 3计算齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2×hf=m&

25、#215;z2-2han*-2cn*=310.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 4计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1°2'24" 5计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1°18'0" 6计算齿顶锥角 a1=1+a1=16°50'33" a2=2+a2=75°14'15" 7计算齿根锥角 f1=1-f1=14°30'8" f2=2-f2=72°53'50"第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算1

26、已经确定的运动学和动力学参数 转速n=384r/min；功率P=4.56kW；轴所传递的转矩T=113406.25Nmm2轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa3按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×34.56384=25.55mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×25.55=26.83mm4轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，

27、轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度 第1段：d1=28mm，L1=54mm 第2段：d2=33mm轴肩，L2=44mm 第3段：d3=35mm与轴承内径配合，L3=17mm 第4段：d4=40mm轴肩，L4=97mm 第5段：d5=35mm与轴承内径配合，L5=17mm 第6段：d6=30mm与主动锥齿轮内孔配合，L6=78mm轴段123456直径(mm)283335403530长度

28、(mm)5444179717786弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如下图为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力d1为齿轮1的分度圆直径小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2×T1dm1=2965N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan×cos1=1121N小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1×tan×sin1=3961N带传动压轴力属于径向力Fp=1657.48N第一段轴中点到轴承中点距离La=79.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=114mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=61mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的

29、，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关外传动件压轴力属于径向力Q=1657.48Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力RAH=Fa1×dm12-Fr1×Lc-Q×La+LbLb=3961×76.52-1121×61-1657.48×79.5+114114= -2084.17N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH-Q=1121-2084.17-1657.48

30、= 1547.69N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1×LcLb=2965×61114= 1586.54N轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-2965+1586.54= -4551.54N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩MAH=Q×La=1657.48×79.5=131769.66Nmm截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1&#

31、215;Lc+Fa1×dm12=-1121×61+3961×76.52=83127.25Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1×dm12=3961×76.52=151508.25Nmm截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩MAV=0Nmm截面B在垂直面内弯矩MBV=RAV×Lb=1586.54×114=180865.56Nmm截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩MA=MAH2+MAV2=131769.662+02=1

32、31769.66Nmm截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=83127.252+180865.562=199053.99Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=151508.252+02=151508.25Nmm截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmmg.绘制扭矩图T=111138.12Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=131769.662+0.6×111138.122=147681.58Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=199053.992+0.6×111138.122=209926.41Nmm截面C

33、处当量弯矩MVC=MC2+T2=151508.252+0.6×111138.122=165533.55Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.6×111138.122=66682.87Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=×d332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT=×d316=8414.22mm3最大弯曲应力为=MW=49.9MPa剪切应力为=TWT=13.48MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，那么当量应力为ca=2+4××2=52.46MPa查表

34、得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，那么轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算1已经确定的运动学和动力学参数转速n=110.03r/min；功率P=4.33kW；轴所传递的转矩T=375820.23Nmm2轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa3按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA0×3Pn=112×34.33110.03=38.1mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7

35、%dmin=1+0.07×38.1=40.77mm查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=424设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=16×10mm(GB/T 1096-2003)，长L=80mm；定位轴肩直径为47mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=42mm，L1=110mm第2段：d2=47mm轴肩，L2=55mm轴肩突出轴承端盖20mm左

36、右第3段：d3=50mm与轴承内径配合，L3=40mm轴承宽度第4段：d4=55mm轴肩，L4=154mm根据齿轮宽度确定第5段：d5=52mm与大锥齿轮内孔配合，L5=94mm比配合的齿轮长度略短，以保证齿轮轴向定位可靠第6段：d6=50mm与轴承内径配合，L6=42mm由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定轴段123456直径(mm)424750555250长度(mm)110554015494425弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如下图为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力Ft2=2×T2dm2=2781N大锥齿轮所受的

37、径向力Fr2=Ft2×tan×sin1=3715N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2×tan×cos1=1051Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=79mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=231mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=140mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=1121×79+3961×270.3279+231= 1405NRBH=Fr-RAH=-1121-1405=2310N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和R

38、BVRAV=Ft×LaLa+Lb=2965×7979+231= 709NRBV=Ft×LbLa+Lb=2965×23179+231= 2072N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11Ne.画弯矩图 弯矩图如下图：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大锥齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBH×La=2310×79=182490Nm

39、m在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAV×La=709×79=56011Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBV×La-Fa×d2=2072×79-3961×270.32=21645Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成

40、弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=1824902+216452=183769Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=1824902+560112=190892Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.绘制扭矩图T=368303.83Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×368303.832=220982Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=183769Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=1908922+0.6×368303.832=292015Nmm截面D处当

41、量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×368303.832=220982Nmmh.校核轴的强度因大锥齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=×d332=16325.55mm3抗扭截面系数为WT=×d316=32651.09mm3最大弯曲应力为=MW=17.89MPa剪切应力为=TWT=11.51MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，那么当量应力为ca=2+4××2=22.6MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，那么轴的许

42、用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。第八章 滚动轴承寿命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(kN)3020735721754.2根据前面的计算，选用30207轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承根本额定动载荷Cr=54.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，那么可以计算得到合成支反力：Fr1=

43、RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33NFr2=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48NFd1=Fr12Y=818.54NFd2=Fr22Y=1502.34NFa1=Fae+Fd2=5463.34NFa2=Fd2=1502.34NFa1Fr1=2.086eFa2Fr2=0.31e查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×2619.33+1.6×5463.34=9789.08NPr2

44、=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×4807.48+0×1502.34=4807.48N取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=80293.3h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。8.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(kN)3021050902073.2根据前面的计算，选用30210轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.42。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当

45、Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa轴承根本额定动载荷Cr=73.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，那么可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76NFr2=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11NFd1=Fr12Y=562.06NFd2=Fr22Y=1108.25NFa1=Fae+Fd2=2159.25NFa2=Fd2=1108.25NFa1Fr1=1.372eFa2Fr2=0.36e查表得X1=0.4，Y1=1.4，X2=1，Y2=0查表可

46、知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1573.76+1.4×2159.25=3652.45NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×3103.11+0×1108.25=3103.11N取两轴承担量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=3312025h>48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章 键联接设计计算9.1高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=8

47、mm×7mmGB/T 1096-2003,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=32mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=20MPa<p=60MPa9.2高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=12mm×8mmGB/T 1096-2003,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=68mm 小锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=21MPa<

48、p=120MPa9.3低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=16mm×10mmGB/T 1096-2003,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=64mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=45MPa<p=120MPa9.4低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=12mm×8mmGB/T 1096-2003,键长90mm。键的工作长度 l=L-b=78mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa

49、。键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=57MPa<p=120MPa第十章 联轴器的选择10.1低速轴上联轴器1计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=488.57Nmm 选择联轴器的型号2选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器GB/T4323-2002，公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=488.57Nm<Tn=1250Nm n=110.03r/

50、min<n=4700r/min第十一章 减速器的密封与润滑11.1减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，那么需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V <3m/s，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。11.2齿轮的润滑 闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选

51、择润滑方式。圆周速度v12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为防止齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度到达33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。11.3轴承的润滑 滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为防止稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离应选用通用锂基润滑脂GB/T 7324-1987，它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。第十二章 减速器附件设计12.1油面指