机械设计课程设计-一级蜗杆减速器设计F=5500_v=0.4_D=300

1、减速器设计说明书全套图纸加V信 sheji1120或扣 3346389411目 录第一章 设计任务书11.1设计题目11.2设计步骤1第二章 传动装置总体设计方案12.1传动方案12.2该方案的优缺点1第三章 选择电动机23.1电动机类型的选择23.2确定传动装置的效率23.3选择电动机容量23.4确定传动装置的总传动比和分配传动比3第四章 计算传动装置运动学和动力学参数44.1电动机输出参数44.2高速轴的参数44.3低速轴的参数44.4工作机的参数4第五章 链传动设计计算5第六章 减速器蜗杆副传动设计计算66.1选择蜗杆传动类型66.2选择材料66.3按齿面接触疲劳强度进行设计66.4蜗杆

2、与涡轮的主要参数与几何尺寸76.5校核齿根弯曲疲劳强度86.6验算效率96.7热平衡计算9第七章 轴的设计97.1高速轴设计计算97.2低速轴设计计算15第八章 滚动轴承寿命校核218.1高速轴上的轴承校核218.2低速轴上的轴承校核22第九章 键联接设计计算249.1高速轴与联轴器键连接校核249.2低速轴与涡轮键连接校核249.3低速轴与链轮键连接校核24第十章 联轴器的选择2410.1高速轴上联轴器24第十一章 减速器的密封与润滑2511.1减速器的密封2511.2轴承的润滑25第十二章 减速器附件2612.1油面指示器2612.2通气器2612.3放油塞2612.4窥视孔盖2712.5

3、定位销2712.6起盖螺钉27第十三章 减速器箱体主要结构尺寸28第十四章 设计小结29第十五章 参考文献29第一章 设计任务书1.1设计题目 一级蜗杆减速器，拉力F=5500N，速度v=0.4m/s，直径D=300mm，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.链传动设计计算 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.联轴器设计 11.润

4、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，后置外传动为链传动，减速器为一级涡轮蜗杆减速器器。2.2该方案的优缺点 一级涡轮蜗杆减速器机械结构紧凑、体积外形轻巧、小型高效；热交换性能好、散热快；安装简易、灵活轻捷、性能优越、易于维护检修；运行平稳、噪音小、经久耐用；使用性强、安全可靠性大； 和齿轮传动比较,链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力;能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作;和带传动比较,它能保证准确的平均传动比,传递功率较大,且作用在轴和轴承上的力较小;传递效率较高,一般可达0.950.97;链条的铰链磨损后,

5、使得节距变大造成脱落现象;安装和维修要求较高。第三章 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照要求选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 滚动轴承的效率：2=0.98 链传动的效率：c=0.96 蜗杆副的效率：3=0.8 工作机的效率：w=0.97a=1×23×3×c×w=0.6943.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=5500×0.41000=2.2kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.20.694=3.17kW 工作转速：nw=60&#

6、215;1000×V×D=60×1000×0.4×300=25.48rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：26，一级蜗杆传动比范围为：1040，因此理论传动比范围为：20240。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(20240)×25.48=510-6115r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y112M-2的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=2890r/min，同步转速为nt=3000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转

7、速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-2430002890图3-1 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尺寸HL×HDA×BKD×EF×G112400×265190×1401228×608×243.4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=289025.48=113.422 （2

8、）分配传动装置传动比 取链传动比：ic=3 减速器传动比为i1=iaic=37.81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P0=3.17kWn0=nm=2890rpmT0=9550000×P0n0=9550000×3.172890=10475.26Nmm4.2高速轴的参数P=P0×1=3.17×0.99=3.14kWn=n0=2890rpmT=9550000×Pn=9550000×3.142890=10376.12Nmm4.3低速轴的参数P=P×2×3=3.14×0.98×0

9、.8=2.46kWn=ni1=289037.81=76.43rpmT=9550000×Pn=9550000×2.4676.43=307379.3Nmm4.4工作机的参数P=P×c×2×2×w=2.46×0.96×0.98×0.98×0.97=2.2kWn=ni2=76.433=25.48rpmT=9550000×Pn=9550000×2.225.48=824568.29Nmm 各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴2890

10、3.1710475.26高速轴28903.1410376.12低速轴76.432.46307379.3工作机25.482.2824568.29第五章 链传动设计计算 1.确定链轮齿数 由传动比取小链轮齿数Z1=21，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=i×Z1=63，所以取Z2=65。 实际传动比i=z2/z1=3.1 2.确定链条型号和节距 查表得工况系数KA=1 小链轮齿数系数：Kz=1.22 取单排链,则计算功率为:Pca=KA×Kz×P=1×1.22×2.46kW=3.001kW 选择链条型号和节距： 根据Pca=3.001kW，n

11、1=76.43r/min，查图选择链号12A-1，节距p=19.05mm。 3.计算链长 初选中心距a0=40×p=40×19.05=762mm 则，链长为:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×76219.05+21+652+19.05762×21-652×2=124.227节 取Lp=124节 采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×19.05

12、5;2×124.227-21+65=759.2mm 计算链速v，确定润滑方式v=z1×n×p60×1000=21×76.43×19.0560×1000=0.51，合适 按v=0.51m/s，链号12A，查图选用滴油润滑。 4.作用在轴上的力 有效圆周力F=1000×Pcav=1000×3.0010.51=5884N 作用在轴上的力Fp1.15×F=1.15×5884=6767N 链轮尺寸及结构 分度圆直径d1=psin180°z1=19.05sin180°21=12

13、7.88mmd2=psin180°z2=19.05sin180°65=394.5mm第六章 减速器蜗杆副传动设计计算6.1选择蜗杆传动类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）6.2选择材料 考虑到蜗杆传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度未4555HRC。涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。6.3按齿面接触疲劳强度进行设计 （1）确定作用在涡轮上的转矩T2 按Z1=2，故取效率=0.8 T2=9.55

14、×106×P2n2=307379.3Nmm （2）确定载荷系数K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数载荷系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1.05；则K=KA×KV×K=1×1.05×1=1.05 （3）确定弹性影响系数ZE 因选用的是铸锡磷青铜涡轮和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa。 （4）确定涡轮齿数z2z2=z1×i12=2×37.81=76 （5）确定许用接触应力H 根据涡轮材料为涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>

15、;45HRC，可从表11-7中查得涡轮的基本许用应力H'=268MPa。应力循环系数 NL=60×n×j×Lh=60×76.43×1×48000=2.201×108 故寿命系数为：KNH=8107NL=81072.201×108=0.68H=KNH×H'=182MPa （6）计算m2×d1值m2×d1K×T2×480z2×H2=1.05×307379.3×48076×1822=388.67 因z1=2，故从表1

16、1-2中取模数m=4mm，蜗杆分度圆直径d1=40mm6.4蜗杆与涡轮的主要参数与几何尺寸 （1）蜗杆 轴向齿距pa=12.566mm；直径系数q=10；齿顶圆直径da1=48mm；齿根圆直径df1=30.4mm；分度圆导程角=11°18'36"；蜗杆轴向齿厚sa=6mmd1=40mm，d2=304mm，a=12×d1+d2=12×40+304=172mm 齿顶圆直径da1=d1+2×ha1=40+2×4=48mmda2=d2+2×ha2=304+2×4=312mm 齿根圆直径df1=d1-2.4×

17、;m=40-2.4×4=30.4mmdf2=d2-2.4×m=304-2.4×4=294.4mm （2）涡轮 分度圆直径为：d2=m×z2=4×76=304mm 涡轮齿顶圆直径da2=d2+2×m=304+2×4=312 涡轮齿根圆直径df2=d2-2.4×m=304-2.4×4=294.4 外圆直径de2=da2+1.5×m=312+1.5×4=318 齿宽b2=2×m×0.5+q+1=2×4×0.5+10+1=30.53mm 齿宽角=2arc

18、sinb2d1=2arcsin30.5340=99.5° 咽喉母圆半径r02=a-da22=172-3122=16mm （3）中心距a=12×d1+d2=0.5×40+304=172mm6.5校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×YF 当量齿数zv2=z2cos3=76cos11.313=80.61 根据zv2=80.61，从图11-17中可查得齿形系数YFa2=2.22。 螺旋角系数Y=1-140°=1-11.31°140°=0.92 许用弯曲

19、应力F=F'×KFN 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的涡轮的基本许用应力F'=56MPa。 寿命系数KFH=9106NL=91062.201×108=0.55F=F'×KFN=56×0.55=30.8MPaF=1.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×Y=1.53×1.05×307379.340×304×4×2.22×0.92=20.73MPa 弯曲强度是满足要求的。6.6验算效率=0.950.96

20、×tantan+v=0.96×tan11.31tan11.31+1.4=0.851 已知=11°18'36"；v=arctanfv；fv与相对滑动速度Vs有关。Vs=×d1×n160×1000×cos=×40×289060×1000×cos11.31=6.17 代入得=0.851，因此不用重算。6.7热平衡计算 取油温t=70，周围空气温度t0=20，通风良好，取Ks=15W/(m2)，传动效率为0.851，则散热面积为：A=1000×P1×1-K

21、s×t-t0=1000×3.14×1-0.85115×70-20=0.62m2第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算 1.已知参数（前面计算所得） 转速n=2890r/min；功率P=3.14kW；轴所传递的转矩T=10376.12Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa 3.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=112×33.142890=11.51mm 由于最小轴段截面上要开1个键槽，

22、故将轴径增大5%dmin=1+0.05×11.51=12.09mm 查表可知标准轴孔直径为16mm故取dmin=16 4.设计轴的结构并绘制轴的结构草图 (1)轴的结构分析图7-1 高速轴示意图 为方便安装和调整涡轮轴。采用沿涡轮轴线的水平面剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序。 (2)确定各轴段的直径和长度。 (3)轴段的直径考虑到联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为H=2.5mm,则d2=d1+2×H=21mm由于轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定 (4)轴段及轴段的设计轴段和上安装轴承，考虑蜗杆受径向力

23、、切向力和较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴承。轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为30205，由轴承表查得轴承内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm，T=16.25mm，内圈定位轴肩直径da=31mm，故d3=25mm。通常一根轴上的两个轴承型号相同，则d7=25mm，为了蜗杆上轴承很好地润滑，通常油面高度应到达最低滚动体中心，在此油面高度高出轴承座孔底边12mm，取甩油环厚度为=2mm,则轴段和的长度为L3=L7=2+T=18.25 (5)轴段的长度设计轴段的长度L2除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件尺寸有关。取轴承座内伸部分

24、端面的位置和箱体内壁位置。由箱座壁厚取=10mm,可知轴承端盖厚e=12mm。端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=2mm。为方便不拆卸外部连接部件的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取外部连接部件轮毂端面与端盖外端面的距离为K1=24mm。轴承座位外伸凸台高t´=7mm,测出轴承座长为L´=81.39mm，则有 (6)L2=K1+e+t+L'-L3= (24 + 12 + 2 + 81.39 -18.25)mm= 101mm (7)轴段和轴段的设计该轴段直径可取轴定位轴肩的直径，则d4=d6=31mm，轴段和的长度可由蜗轮外圆直径

25、、蜗轮齿顶外缘与内壁距离1=20mm和蜗杆宽b1=90mm，及壁厚、凸台高、轴承座长等确定。 (8)L4=L6=de2/2+1+t´-L´-b1/2=(318/2+20+10+7-81.39-90/2)mm69.61mm (9)杆轴段的设计轴段即为蜗杆段长L5=b1=90mm，分度圆直径为40mm，齿根圆直径da1=48mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径16212531483125长度4210118.2569.619069.6118.25 5.蜗杆的受力分析 (1)画蜗杆的受力图 如图所示为蜗杆受力图以及水平平面和垂直平面受力图 (2)计算作

26、用在蜗杆的力 蜗杆所受的圆周力（d1为蜗杆的分度圆直径）Ft1=Fa2=2×T1d1=518.81N 蜗杆所受的轴向力（d2为涡轮的分度圆直径）Fa1=Ft2=2×T2d2=2022.23N 蜗杆所受的径向力Fr1=Fr2=Ft2×tann=735.63N 第一段轴中点到轴承中点距离l1=136.5mm，轴承中点到蜗杆中点距离l2=118.36mm，蜗杆中点到轴承中点距离l3=118.36mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，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

27、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 轴承A和轴承B在水平面内的支承反力为：RAH=RBH=Ft1×l3l2+l3=518.81×118.36118.36+118.36=259.4N 轴承A在垂直面内的支承反力为：RAV=Fr1×l3+Fa1×d12l2+l3=735.63×118.36+2022.23×402118.36+118.36=538.67N 轴承B在垂直面内的支承反力为：RBV=Fr1-RAV=735.63-538.67=196.96N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=259.42+538.

28、672=597.87N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=259.42+196.962=325.7N e.画弯矩图 弯矩图如图所示： 在水平面上，蜗杆受力点截面C处弯矩为：MCH=RAH×l2=259.4×118.36=30702.58Nmm 在垂直面上，蜗杆受力点截面C左侧弯矩为：MCV左=RAV×l2=538.67×118.36=63756.98Nmm 在垂直面上，蜗杆受力点截面C右侧弯矩为：MCV右=RBV×l3=196.96×118.36=23312.19Nmm 合成弯矩，蜗杆受力点截面C左侧为MC左=MCH2+

29、MCV左2=30702.582+63756.982=70764.4Nmm 合成弯矩，蜗杆受力点截面C右侧为MC右=MCH2+MCV右2=30702.582+23312.192=38550.05Nmm f.转矩和扭矩图T1=10376.12Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+×T2=02+0.6×10376.122=6226Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左2+×T2=70764.42+0.6×10376.122=71038Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右=38550.05Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+×T

30、2=02+0.6×10376.122=6226Nmm图7-2 高速轴受力及弯矩图 6.校核轴的强度 因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×48332=10851.84mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=21703.68mm3 最大弯曲应力为=MW=6.55MPa 剪切应力为=TWT=0.48MPa 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，则当量应力为ca=2+4××2=6.58MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa

31、，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-1b，所以强度满足要求。7.2低速轴设计计算 1.已知参数（前面计算所得） 转速n=76.43r/min；功率P=2.46kW；轴所传递的转矩T=307379.3Nmm 2.轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa 3.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=112×32.4676.43=35.63mm 由于最小轴段直径安装链轮，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0

32、7×35.63=38.12mm 查表可知标准轴孔直径为40mm故取dmin=40 4.设计轴的结构并绘制轴的结构草图 (1)轴的结构分析图7-3 低速轴示意图 (2)轴段的直径考虑到外部连接部件的轴向固定及密封圈的尺寸，用轴肩定位，轴肩高度为H=2.5mm,则d2=d1+2×H=45mm由于轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定 (3)轴段和轴段的轴径设计 轴段和轴段上安装轴承，选用圆锥滚子轴承轴承，其直径应既便于安装,又应符合轴承内径系列。现取轴承为30210，查轴承表可得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,T=21.75,故选d3=50mm。 (

33、4)轴承采用脂润滑，需要档油环，为补偿箱体的铸造误差和安装档油环，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取3=10mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=d3 (5)轴段的设计 轴段上安装蜗轮为便于蜗轮的安装，d4应略大于d3，可初定d4=55mm,蜗轮轮毂宽度范围为(1.21.8)d4=6699,取其轮毂宽度H=82.5mm,其右端采用轴肩定位，左边套筒固定。为使套筒端面能到顶到蜗轮端面，轴段长度应比轮毂略短，故取L4=80.5mm (6)轴段的长度设计 取蜗轮轮毂到内壁距离为2=10mm,则 (7)L3=T(B)+3+2+H-L4=(21.75+10+10+82.5-80.5)mm

34、=41.75mm (8)轴段的长度设计 轴段的长度除与轴上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。为使外部连接部件轮毂外径不与端盖螺栓的拆装不发生干涉，故取端面与端盖外端面的距离为K1=24mm.下箱座壁厚=10mm,C1,C2同前，轴承座厚度为 (9)L'=+C1+C2+(58)mm=(10+22+20+(58)mm=57mm (10)轴承端盖凸缘厚度为e=12mm,端盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm,则 (11)L2=K1+e+L'-3-T(B)=(24+12+2+57-10-21.75)mm=63.25mm (12)轴段的设计 该轴段为涡轮提供定位，定位轴肩的

35、高度为h=5mm,则d3=65mm,取轴段长度为L5=5mm (13)轴段的长度设计 L6同为安装轴承段，则 (14)L6=T(B)+3+2-L5=(21.75+10+10-5)mm=36.75mm轴段123456直径404550556550长度11263.2541.7580.5536.75 5.轴的受力分析 6.弯曲-扭转组合强度校核 (1)画低速轴的受力图 如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图 (2)计算作用在轴上的力 涡轮所受的圆周力（d2为涡轮的分度圆直径）Ft2=Fa1=2×T2d2=2022.23N 涡轮所受的轴向力（d1为蜗杆的分度圆直径）Fa2=Ft1=

36、2×T1d1=518.81N 涡轮所受的径向力Fr2=Fr1=Ft2×tan=735.63N (3)计算作用在轴上的支座反力 第一段轴中点到轴承中点距离l3=137.25mm，轴承中点到涡轮中点距离l2=63mm，涡轮中点到轴承中点距离l1=63mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH 低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=6767NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1+Fa×d2l1+l2=-6767×63+63+137.25+735.63×63+518.81×304263+63=-13145N

37、RBH=-Q-RAH+Fr=-6767-13145+735.63=7114N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=2022.23×6363+63= 1011NRBV=Ft×l2l1+l2=2022.23×6363+63= 1011N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-131452+10112=13183.82N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=71142+10112=7185.48N a.计算弯矩 在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=Q×l3=6767×137

38、.25=928770.75Nmm 在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm 在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCH右=RAH×l1=-13145×63=-828135Nmm 在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCH左=RAH×l1-Fa×d2=-13145×63-518.81×3042=-906994Nmm 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，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RBV×l

39、1=1011×63=63693Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm b.绘制合成弯矩图 截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=928770.752+02=928771Nmm 截面B处合成弯矩：MB=0Nmm 截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-9069942+636932=909228Nmm 截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV右2=-8281352+636932=830581Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm c.绘制扭矩图T=307379.3Nmm d.绘制当量弯矩图 截面A处当量弯矩：MVA=MA+×T2

40、=928771+0.6×307379.32=946905Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=909228Nmm 截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+×T2=8305812+0.6×307379.32=850810Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×307379.32=184428Nmm图7-4 低速轴受力及弯矩图 7.校核轴的强度 因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×45332=8941.64mm3 抗扭截

41、面系数为WT=×d316=17883.28mm3 最大弯曲应力为=MW=24.48MPa 剪切应力为=TWT=17.19MPa 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，则当量应力为ca=2+4××2=32.01MPa 查表得45(调质)处理，抗拉强度极限B=650MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ca<-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)基本额定动载荷(kN)3020525521532.2 根据前面的计算，选用302

42、05轴承，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm 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 轴承基本额定动载荷Cr=32.2kN，额定静载荷C0r=37kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=259.42+538.672=597.87NFr2=RBH2+RBV2=259.42+196.962=325.7N 查表得系数Y=1.6Fd1=Fr12Y=186.83NFd2

43、=Fr22Y=101.78N 由前面计算可知轴向力Fae=2022.23NFa1=Fae+Fd2=2124.01NFa2=Fd2=101.78NFa1Fr1=3.55eFa2Fr2=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=0.4×597.87+1.6×2124.01=3637.56NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×325.7+0×101.78=325.7N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿

44、命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=54197.87h>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)基本额定动载荷(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Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 轴承基本额定动载荷Cr=73.2kN，额定静载荷C0r=92kN，轴承采用正装

45、。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-131452+10112=13183.82NFr2=RBH2+RBV2=71142+10112=7185.48N 查表得系数Y=1.4Fd1=Fr12Y=4708.51NFd2=Fr22Y=2566.24N 由前面计算可知轴向力Fae=518.81NFa1=Fd1=4708.51NFa2=Fd1-Fae=4189.7NFa1Fr1=0.36eFa2Fr2=0.58e 查表得X1=1，Y1=0，X2=0.4，Y2=1.4 查表可知ft=1，fp=1 因此两轴承的当量

46、动载荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×13183.82+0×4708.51=13183.82NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=0.4×7185.48+1.4×4189.7=8739.77N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr103=66092h>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高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=5mm×5mm（GB/T

47、1096-2003）,键长28mm。 键的工作长度 l=L-b=23mm 联轴器材料为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=23MPa<p=120MPa9.2低速轴与涡轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。 键的工作长度 l=L-b=54mm 涡轮材料为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=41MPa<p=120MPa9.

48、3低速轴与链轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长100mm。 键的工作长度 l=L-b=88mm 链轮材料为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=44MPa<p=120MPa第十章 联轴器的选择10.1高速轴上联轴器 （1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=K×T=13.49Nm 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LX2弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002）

49、，公称转矩Tn=560Nm，许用转速n=6300r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=28mm，轴孔长度L1=62mm。从动端孔直径d=16mm，轴孔长度L1=42mm。 Tc=13.49Nm<Tn=560Nm n=2890r/min<n=6300r/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，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的

50、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。 蜗杆副及高速级轴承选择全损耗系统用油L-AN100润滑油润滑，润滑油深度为7.5cm，箱体底面尺寸为179×76cm，箱体内所装润滑油量为V=7.5×179×76cm3=102030cm3 该减速器所传递的功率为4kW。对于单级减速器，每传递1kW的功率，需油量为V0=350cm3，则该减速器所需油量为：V1=P0×V0=1400cm3 润滑油量满足要求。11.2轴承的润滑 滚动轴

51、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。由于涡轮圆周速度2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，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故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12.1油面指示器 显示箱内油面的高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。游标安装的位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。图12-1 油标示意图12.2通气器 由于减速器运转时，机体