二级斜齿、带传动

1、目 录设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案的优缺点1第二章 电动机的选择32.1 计算过程32.1.1 选择电动机类型32.1.2 选择电动机的容量32.1.3 确定电动机转速32.1.4 二级减速器传动比分配42.1.5 计算各轴转速42.1.6 计算各轴输入功率、输出功率52.1.7 计算各轴的输入、输出转矩52.2 计算结果6第三章 传动装置的设计计算73.1 带传动的计算73.2 高速级齿轮传动计算103.3 低速级齿轮传动计算14第四章 轴的结构设计及校核204.1 轴的材料选择及最小直径的估算204.2 高速轴的结构设计与计算204.2.1

2、高速轴的结构设计204.2.2 高速轴强度校核224.2.3高速轴键的选择与校核254.3 中间轴的结构设计与计算254.3.1 中间轴的结构设计254.3.2 中间轴强度校核264.3.3中间轴键的选择与校核304.4 低速轴的结构设计与计算304.4.1 低速轴的结构设计304.4.2 低速轴强度校核324.4.3 低速轴键的选择与校核344.5轴承的选择及校核354.5.1轴承的选择354.5.2轴承的校核354.6 联轴器的选择40第五章 箱体的结构设计以及润滑密封415.1 箱体的结构设计415.2 轴承的密封425.3 减速器润滑方式42第六章 附件设计及选择436.1 轴承端盖4

3、36.2 窥视孔和视孔盖436.3 通气器436.4 放油堵446.5 油标44设计小结45参考文献462设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm400工作机转速Vm/s1.2工作机拉力FN6500工作年限y年10第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。 1.2 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，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

4、不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 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。 2.1.2 选择电动机的

5、容量 电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取0.96（带传动），0.99（角接触球轴承），0.97（齿轮效率），0.99（弹性联轴器），0.96（卷筒效率，包含滑动轴承损失效率），则：=0.960.990.96=0.833 所以=9.36 根据机械设计手册可选额定功率为11 kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=57.30 取 V 带传动的传动比 ，二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为57.30 =917 4584 r/min综合考虑电动机和传动装置

6、的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y160M-4，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比V 带减速器Y160M-411146022.60 122.00 25.48 2.54 10.05 电动机型号为Y160M-4，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG1606053852542101542110

7、12372.1.4 二级减速器传动比分配 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取1.4，得=3.75 =2.68 2.1.5 计算各轴转速轴 =575.77 轴 =153.51 轴 =57.30 工作机轴 57.30 2.1.6 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =9.36 0.96=8.99 KW轴 =4.56 0.990.97=8.63 KW轴 =8.63 0.990.97=8.29 KW工作机轴 =8.29 0.990.99=8.13 KW各轴输出功率轴 =8.99 0.99=8.90 KW轴 =8.63 0.99=8.55 KW轴 =8.29 0.99=8.21 KW工作

8、机轴 =8.13 0.99=8.04 KW2.1.7 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为9.55=61.25 轴输入转矩9.55=149.10 轴输入转矩9.55=537.06 轴输入转矩9.55=1381.76 工作机轴输入转矩9.55=1354.27 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴9.36 61.25 1460.00 2.54 0.96 轴8.99 8.90 149.10 147.61

9、 575.77 3.75 0.96 轴8.63 8.55 537.06 531.69 153.51 2.68 0.96 轴8.29 8.21 1381.76 1367.94 57.30 1.00 0.98 工作机轴8.13 8.04 1354.27 1340.72 57.30 第三章 传动装置的设计计算 3.1 带传动的计算设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选传动比=2.5。（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.1。故有： =10.30 kW（2）选择V带带型 据和选用A带。（3）确定带轮的基准直径

10、并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=140mm。 2）验算带速v，有： =10.70 m/s 3）计算大带轮基准直径 350mm 取=355mm（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距=594mm2)计算带所需的基准长度 =1985mm选取带的基准长度=2000mm3）计算实际中心距 601.5m中心局变动范围：571.50 mm 661.50 mm（5）验算小带轮上的包角159.52 120（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由140mm和1460.00 r/min查得 =2.28KW据1460.00 r/min，=2.536 和A型带，查得 =0.17K

11、W查得=0.95，=1.03，于是： =(+) =2.40 KW 4.30 故取5根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量= 0.1kg/m。所以=168.49 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： =1658.02 N把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型A中心距601.5mm小带轮直径140mm包角159.52 大带轮直径355mm带长2000mm带的根数5初拉力168.49 N带速10.70 m/s压轴力1658.02 N（9）小带轮的结构设计d=42mm 因为小带轮直径=140mm300mm因此小带轮结构选择为实心

12、式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.842=75.6mmL=1.6d=1.642=67.2mmB=(z-1)e+2f=(5-1)15+29=78mmda=+2ha=140+22.75=145.5mm（10）大带轮的结构设计d=30mm 因为大带轮直径=355mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.830=54mmL=1.6d=1.630=48mmB=(z-1)e+2f=(5-1)15+29=78mmda=+2ha=355+22.75=360.5mm3.2高速级齿轮传动计算 选用斜齿圆柱齿轮，齿轮1材料为45钢（淬火），硬度为40-50HRC，齿轮2材料为45

13、钢（淬火）硬度为40-50HRC。齿轮1齿数20，齿轮2齿数76，初选螺旋角14按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取0.8端面重合度，查得0.75，0.83，则1.58 齿轮副传动比，=3.75 区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮1接触疲劳强度极限870。查得齿轮2接触疲劳强度极限870。计算应力循环次数：（设1班制，一年工作300天，工作10年）575.77 18300108.29 =2.21 查得接触疲劳寿命系数0.89，0.91取失效概率为，安全系数1，得：=774.3=791.7则许用接触应力=783有=5

14、4.42 圆周速度=1.64 齿宽0.854.42 =43.54 模数=2.64 2.252.64 =5.94 =7.33 纵向重合度0.3180.82014=1.27 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据1.64 ，7级精度，查得动载系数1.08；用插值法查得7级精度、齿轮1相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.29 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.25；查得齿间载荷分配系数1.2；故载荷系数1.251.081.21.29 =2.09 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 54.42 =59.48 计算模数：=2.89 按齿根弯曲强度：计算载荷系数2.03 根据

15、纵向重合度1.27 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数=21.89 =83.20 查取齿形系数：查得2.72 ，2.22 查取应力校正系数： 1.57，1.773查得齿轮1弯曲疲劳极限600查得齿轮2弯曲疲劳极限600取弯曲疲劳寿命系数0.93，0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得=398.57 =407.14 计算齿轮的并加以比较=0.0107 =0.0097 齿轮1的数值大则有： =2.17 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2.5，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直

16、径59.48 来计算应有的齿数。则有：=23.08 23取23，则86.27 86几何尺寸计算计算中心距：=140.42 将中心距圆整为141mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=arccos=14.91 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：=59.50 =222.50 计算齿轮宽度：0.859.50 =47.60 圆整后取55。齿轮2宽度50。3.3低速级齿轮传动计算 选用斜齿圆柱齿轮，齿轮3材料为45钢（淬火），硬度为40-50HRC，齿轮4材料为45钢（淬火）硬度为40-50HRC。齿轮3齿数20，齿轮4齿数54，初选螺旋角14。按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径其中：载

17、荷系数，选1.6齿宽系数，取0.8端面重合度，查得0.75，0.83，则1.58齿轮副传动比，=2.68 区域系数，查得2.433材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮3接触疲劳强度极限870。查得齿轮4接触疲劳强度极限870。计算应力循环次数：（设1班制，一年工作300天，工作10年）153.51 18300102.21 0.83 查得接触疲劳寿命系数0.9，0.91取失效概率为，安全系数1，得：=783=791.7则许用接触应力=787.35有=86.28 圆周速度=0.69 齿宽0.886.28 =69.02 模数=4.19 2.254.19 =9.42 =7.33 纵

18、向重合度0.3180.820tan14=1.27 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据0.69 ，7级精度，查得动载系数1.01；用插值法查得7级精度、齿轮3相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.29 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.3；查得齿间载荷分配系数1.2；故载荷系数1.251.011.21.29 =1.96 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 86.28 =92.35 计算模数：=4.48 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.251.011.21.3=1.97 根据纵向重合度1.27 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数=21.89 =59.11 查取

19、齿形系数：查得2.72 ，2.28 查取应力校正系数： 1.57，1.727查得齿轮3弯曲疲劳极限600查得齿轮4弯曲疲劳极限600取弯曲疲劳寿命系数0.94，0.96计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得=402.86 =411.43 计算齿轮的并加以比较=0.0106 =0.0096 齿轮3的数值大则有：=3.32 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数4，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径92.35 来计算应有的齿数。则有：=22.40 22取22，则58.94 59几何尺寸计算计算

20、中心距：=166.96 将中心距圆整为167mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=arcos=14.06 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：=90.72 =243.28 计算齿轮宽度：0.890.72 =72.57 圆整后取80。齿轮4宽度75。表3.2 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距 amm141167传动比 i 3.75 2.68 模数 mnmm2.54螺旋角 14.91 14.06 端面压力角a2020啮合角 a2020齿数 z 23862259分度圆直径dmm59.50 222.50 90.72 243.28 齿顶圆直径damm6

21、4.50 227.50 98.72 251.28 齿根圆直径dfmm53.25 216.25 80.72 233.28 齿宽 bmm55508075螺旋角方向 左旋右旋右旋左旋材料 45钢（淬火）45钢（淬火）45钢（淬火）45钢（淬火）齿面硬度 40-50HRC40-50HRC40-50HRC40-50HRC第四章 轴的结构设计及校核 4.1 轴的材料选择及最小直径的估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d

22、增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴110=27.49 轴110=42.14 轴110=57.75 考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴(1+7%)=29.42 轴(1+10%)=46.36 轴(1+10%)=63.52 将各轴的最小直径分别圆整为5的倍数：d1=30 mm，d2=50 mm，d3=65 mm。4.2 高速轴的结构设计与计算4.2.1 高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图4.1 高速轴的结构（1）各轴段直径的确定d11：用于连接高速轴外传动零件，直径大小为轴1的最小直径，d11=d1min=30mm。d12：密封处轴段，左端用于固定大带

23、轮或联轴节轴向定位，根据大带轮或联轴节的轴向定位要求，轴的直径大小较d11增大6mm，d12=d11+6=36mm。d13：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d12尺寸大1-5mm，选取d13=40mm，选取轴承型号为角接触球轴承7208C。d14：考虑轴承安装的要求，查的7208C轴承安装要求da=47，根据轴承安装选择d14=47。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=47mm。d17：滚动轴承轴段，要求与d13轴段相同，d17=d13=40mm。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，

24、取l11=48mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=67mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=31mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=92.5mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=55mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=5mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=33mm图4.2高速轴的尺寸图表4.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm3036404759.50 4740长度l11l12l13l14l15l16l17mm48673192.5555334.2.2 高速轴强度

25、校核已知条件：高速轴传递的扭矩=147.61 ，转速=575.77 ，齿轮的螺旋角=14.91 ，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径=59.50 。齿轮1的作用力圆周力4961.41 径向力1868.76 轴向力1321.45 齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）高速轴结构图所示=98,=144,=56.5支撑反力,在水平面上为-722.70 =-1146.06 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上为1398.10 3563.30 轴承1的总支承反力为1573.84 轴承2的总支承反力为3743.07 （

26、3）弯矩计算在水平面上a-a剖面左侧-64752.39 在水平面上a-a剖面右侧-104068.57 在垂直面上a-a剖面为-201326.65 合成弯矩，a-a剖面左侧211483.55 合成弯矩，a-a剖面右侧226633.37 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图147613.18 因a-a剖面左侧弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知d14=47，其抗弯截面系数为10192.79 抗扭截面系数为20385.58 最大弯曲应力为20.75 扭剪应力为7.24 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，查得60，则当量应力

27、为22.49 ，故强度满足要求。图 4.3 轴的载荷分析图4.2.3高速轴键的选择与校核轴1上的键选择的型号为键840 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=40-8=32mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度62.13 MPa150MPa，满足强度要求。4.3 中间轴的结构设计与计算4.3.1 中间轴的结构设计中间轴的轴系零件如图所示图4.4 中间轴的结构（1）各轴段直径的确定d21：滚动轴承处轴段为轴2的最小直径，根据轴2的最小直径， d21=50mm，选取轴承型号为角接触球轴承7210C。d22：低速级小齿轮轴段

28、，端面用于固定套筒，因此取d22=57mm。d23：用于固定低速小齿轮的轴向定位，取d23比d22大8mm，根据齿轮的定位要求d23=65mm。d24：高速级大齿轮轴段，取d24=57mm。d25：滚动轴承处轴段，与d21处轴的直径相同d25=50mm。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承以及装配关系确定，取l21=40mm。l22：由低速级小齿轮的宽度确定，取l22=80mml23：轴环宽度，取l23=10mml24：由高速级大齿轮的宽度确定，取l24=48mml25：由滚动轴承以及装配关系确定，取l25=44.5mm图4.5中间轴的尺寸图表4.2中间轴各段尺寸直径d21d22d23d24d2

29、5mm5057655750长度l21l22l23l24l25mm4080104844.54.3.2 中间轴强度校核 已知条件：中间传递的扭矩=531.69 ，转速=153.51 ，高速齿轮的螺旋角=14.91 ，低速齿轮的螺旋角=14.06 ，高速小齿轮左旋，高速大齿轮右旋，低速小齿轮右旋，低速大齿轮左旋，高速小齿轮分度圆直径=59.50 。低速小齿轮分度圆直径=90.72 齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等方向相反圆周力4961.41 径向力1868.76 轴向力1321.45 齿轮3：11722.14 N4398.19 N2934.77 N（1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（

30、2）中间轴结构图所示=70,=75,=57.5支撑反力,在水平面上为-3730.52 =1201.09 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上为9078.83 7604.71 轴承1的总支承反力为9815.40 轴承2的总支承反力为7698.97 （3）弯矩计算在水平面上a-a剖面左侧-261136.47 在水平面上a-a剖面右侧-128020.92 在水平面上b-b剖面右侧69062.60 -77945.69 在垂直面635518.33 437270.67 合成弯矩，a-a剖面左侧687077.73 合成弯矩，a-a剖面右侧648284.59 合成弯矩，b-b剖面左侧444

31、163.45 合成弯矩，b-b剖面右侧442690.96 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图531692.91 虽然a-a剖面左侧弯矩较大，但a-a剖面右侧同时还作用转矩，因此a-a剖面右侧为危险剖面。已知低速小齿轮键槽=16,=6。该轴段直径d22=57其抗弯截面系数为15990.95 抗扭截面系数为34172.21 最大弯曲应力为40.54 扭剪应力为15.56 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为44.63 查得60 ，故强度满足要求。图 4.6 轴的载荷分析图4.3.3中间轴键的选择与校核轴2上低速级小齿轮的键选择的

32、型号为键1670 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=70-16=54mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度69.79 MPa150MPa，满足强度要求。高速级大齿轮的键选择的型号为键1640 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=40-16=24mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度157.04 MPa150MPa，满足强度要求。4.4 低速轴的结构设计与计算4.4.1 低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图4.7 低速轴的结构图（1）

33、各轴段直径的确定d31：滚动轴承轴段，d31=d35=75mm，选取轴承型号为角接触球轴承7215C。d32：齿轮处轴段，d32=84。d33：轴环，根据齿轮的定位要求取d33比d32大6mm，则d33=90mm。d34：考虑轴承安装的要求，查的7215C轴承安装要求da=84，根据轴承安装选择d34=84mm。d35：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d36尺寸大1-5mm，选取d35=75mm。d36：密封处轴段，右端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d37增大6mm，d36=71mm。d37：为轴3的最小直径处，取d37=d3min=65mm。各轴段

34、长度的确定l31：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l31=47.5mm。l32：由低速级大齿轮的宽度确定，取l32=75mml33：轴环宽度，取l33=10mml34：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l34=60mml35：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l35=38mml36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l36=60mml37：根据减速器的具体规格确定，取l37=107mm图4.8低速轴的尺寸图表4.3低速轴各段尺寸直径d31d32d33d34d35d36d37mm75849084757165长度l31l32l33l34l35l36l37mm47.575106038601

35、074.4.2 低速轴强度校核齿轮4的作用力与齿轮3的作用力大小相等，方向相反。圆周力11722.14 径向力4398.19 轴向力2934.77 （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示 =72.5 =135 =1241141.03 3257.16 在垂直平面上为7626.45 4095.69 轴承A、B的总支承反力为7711.33 5232.95 （3）弯矩计算在水平面上a-a剖面左侧82724.78 在水平面上a-a剖面右侧439716.50 在垂直面上a-a剖面为-552917.59 合成弯矩，a-a剖面左侧559071.78 合成弯矩

36、，a-a剖面右侧706447.78 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图1367944.72 因a-a剖面右侧弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=22,=9。该轴段直径d32=84其抗弯截面系数为51559.07 抗扭截面系数为109747.60 最大弯曲应力为13.70 扭剪应力为12.46 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为20.28 查得60 0.43 =利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.44,Y1=1.200663对轴承2 X2=1,Y2=0根据工况，查得

37、载荷系数fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=5053.92 NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=4491.69 N4.验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）8（小时）=24000h。=40273.12 h24000h 轴承具有足够寿命。中间轴轴承查滚动轴承样本可知，7210C轴承的基本额定动载荷Cr=42.8kN，基本额定静载荷Cr0=32kN。1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中轴承1的总支承反力为9815.40 轴承2的总支承反力为7698.97 2

38、.求两轴承的轴向力Fa轴承派生轴向力Fd=efr 其中，e为判断系数，其值由的大小确定，由于现轴向力Fa未知，故先初选e=0.4，因此可估算3926.16 N3079.59 N轴向力1321.45 2934.77 N因此合理 1613.32 N因此3926.16 N2312.83 N=0.1227 =0.0723 利用插值法得0.47 ,0.44 。再计算：4642.49 N3418.34 N4642.49 N3029.16 N=0.1451 =0.0947 两次计算的值相差不大，因此确定0.47 ,0.44 ，4642.49 N，3029.16 N。3.求轴承的当量动载荷P0.47 = 0.

39、39 P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）8（小时）=24000h。=57671.77 h24000h 轴承具有足够寿命。低速轴承查滚动轴承样本可知，轴承7215C的基本额定动载荷Cr=79.2kN，基本额定静载荷Cr0=65.8kN。1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力7711.33 NB点总支反力5232.95 N。2.求两轴承的轴向力Fa轴承派生轴向力Fd=efr 其中，e为判断系数，其值由的大小确定，由于现轴向力Fa未知，故先初选e=0.4，因此可估算3084.53 N

40、2093.18 N轴向力2934.77 N因此5027.95 N2093.18 N=0.0764 =0.0318 利用插值法得0.448,0.404。再计算：3454.68 N2114.11 N5048.88 N2114.11 N=0.0767 =0.0321 两次计算的值相差不大，因此确定0.448,0.404，5048.88 N，2114.11 N。3.求轴承的当量动载荷P0.65 0.404=利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.44,Y1=1.26对轴承2 X2=1,Y2=0根据工况，查得载荷系数fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=11705.50

41、 NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=6279.54 N4.验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）8（小时）=24000h。=159894.01 h24000h 轴承具有足够寿命。4.6 联轴器的选择 低速轴伸出端直径65 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、65、107从动端：J型轴孔、A型键槽、65、107 J65107选取的联轴器为：TL10 GB/T4323 J65107联轴器所传递的转矩T=1354.27 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为1760.54 查得该联轴器的公称转矩为2000，因此符合要求。第五章 箱体的结构设计以及润滑密封5.1 箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的