机械设计课程设计-一级斜齿圆柱齿轮减速器设计F=1800 V=1.5 D=300

1、机械设计减速器设计说明书全套图纸加V信153893706或扣 3346389411 系 别： 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 V带的设计.8 5.1 V带的设计与计算.8 5.2 带轮的结构设计.11第六部分 齿轮传动的设计.12第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 7.1 输入轴的设计.20 7.2 输出轴的设计.24第八部分 键联接的选择及校核计算

2、.29 8.1 输入轴键选择与校核.29 8.2 输出轴键选择与校核.30第九部分 轴承的选择及校核计算.30 9.1 输入轴的轴承计算与校核.30 9.2 输出轴的轴承计算与校核.31第十部分 联轴器的选择.32第十一部分 减速器的润滑和密封.33 11.1 减速器的润滑.33 11.2 减速器的密封.34第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.34设计小结.36参考文献.37第一部分 设计任务书一、初始数据 设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 1800N，V = 1.5m/s，D = 300mm，设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，

3、三相交流电源,电压380/220V。二. 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. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率ha=h1h23h3h

4、4h5=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择圆周速度v:v=1.5m/s工作机的功率Pw:Pw=F×V1000=1800×1.51000=2.7Kw电动机所需工作功率为:Pd=Pwa=2.70.833=3.24Kw工作机的转速为:n=60×1000VD=60×1000×1.5×300=95.5rmin 经查表按推荐的传动比合理

5、范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (6×24)×95.5 = 5732292r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515

6、×315216×17812mm38×8010×333.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nmn=96095.5= 10.05（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i 式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，则减速器传动比为:i=iai0=10.052.5=4.02第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI=nmi0=9602.5=384rmin输出轴：nII=nIi=38

7、44.02=95.52rmin工作机轴：nIII= nII=95.52rmin（2)各轴输入功率:输入轴：PI= Pd×1=3.24×0.96=3.11Kw输出轴：PII= PI×2×3=3.11×0.98×0.97=2.96Kw工作机轴：PIII= PII×2×4=2.96×0.98×0.99=2.87Kw则各轴的输出功率：输入轴：PI'= PI×2=3.11×0.98=3.05Kw输出轴：PII'= PII×2=2.96×0.98=2.

8、9Kw工作机轴：PIII'= PIII×2=2.87×0.98=2.81Kw(3)各轴输入转矩:电动机轴输出转矩：Td=9550×Pdnm=9550×3.24960=32.23Nm输入轴：TI=9550×PInI=9550×3.11384=77.35Nm输出轴：TII=9550×PIInII=9550×2.9695.52=295.94Nm工作机轴：TIII=9550×PIIInIII=9550×2.8795.52=286.94Nm各轴输出转矩为：输入轴：TI'= TI×

9、2=77.35×0.98=75.8Nm输出轴：TII'= TII×2=295.94×0.98=290.02Nm工作机轴：TIII'= TIII×2=286.94×0.98=281.2Nm第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.3，故Pca= KAPd=1.3×3.24=4.21Kw2.选择V带的带型 根据Pca、nm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。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 112 mm。 2）验

10、算带速v。按课本公式验算带的速度v=dd1nm60×1000=×112×96060×1000=5.63ms 因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径dd2=i0dd1=2.5×112=280mm 根据课本查表，取标准值为dd2 = 280 mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）根据课本公式，初定中心距a0 = 500 mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld02a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+2112+28

11、0+280-11224×500=1630mm 由表选带的基准长度Ld = 1640 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。aa0+Ld-Ld02=500+1640-16302=505mm 按课本公式，中心距变化范围为480 554 mm。5.验算小带轮上的包角a11180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-280-112×57.3°505=160.9°>120°6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min，查表得P0 =

12、1.16 kW。 根据nm = 960 r/min，i0 = 2.5和A型带，查表得DP0 = 0.11 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.99，于是Pr=P0+P0KKL=1.16+0.11×0.95×0.99=1.19Kw 2）计算V带的根数zz=PcaPr=4.211.19=3.54 取4根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以F0=500×2.5-KPcaKzv+qv2=500×2.5-0.95×4.210.95×4×5.63+0.105&#

13、215;5.632=155.84N8.计算压轴力FPFp=2zF0 sin12=2×4×155.84×sin160.92=1229.29N9.主要设计结论带型A型根数4根小带轮基准直径dd1112mm大带轮基准直径dd2280mmV带中心距a505mm带基准长度Ld1640mm小带轮包角1160.9°带速5.63m/s单根V带初拉力F0155.84N压轴力Fp1229.29N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d电动机轴直径DD = 38mm38mm分度圆直径dd11

14、12mmdadd1+2ha112+2×2.75117.5mmd1(1.82)d(1.82)×3876mmB(z-1)×e+2×f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)B(1.52)×6394mm2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 2）大带轮主要尺寸计算代号名称计算公式代入数据尺寸取值内孔直径d输入轴最小直径D = 25mm25mm分度圆直径dd2280mmdadd1+2ha280+2×2.75285.5mmd1(1.82)d(1.82)×2550mmB(z-1)×e+2×

15、f(4-1)×15+2×963mmL(1.52)d(1.52)×2550mm第六部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z1 = 27，大齿轮齿数Z2 = 27×4.02 = 108.54，取Z2= 109。（4）初选螺旋角b = 14°。（5）压力角a = 20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d132KT1du+1

16、uZEZHZZH21）确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×103P1n1=9.55×103×3.11384=77.35Nm选取齿宽系数d = 1。由图查取区域系数ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角：t=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.561°at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos27×cos20.561°27+2

17、15;1×cos14°=29.138°at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos109×cos20.561°109+2×1×cos14°=23.088°端面重合度：=12Z1tanat1-tant'+Z2tanat2-tant'=1227×tan29.138°-tan20.561°+109×tan23.088°-tan20.561°=1.671轴向重合度：=dZ1tan=1×27×ta

18、n14°=2.143重合度系数：Z=4-31-+=4-1.67131-2.143+2.1431.671=0.629由式可得螺旋角系数Z=cos=cos14°=0.985计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60×384×1×5×2×8×300=5.53×108N2=N1i12=5.53×1084.02=1.38×108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.

19、9、KHN2 = 0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=600×0.91=540MPaH2=Hlim2KHN2S=550×0.921=506MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=506MPa2）试算小齿轮分度圆直径d132KT1du+1uZEZHZZH2=32×1000×1.3×77.351×4.02+14.02×189.8×2.44×0.629×0.9855062=43.223mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际

20、载荷系数前的数据准备圆周速度vv=×d1t×n160×1000=×43.223×38460×1000=0.87ms齿宽bb=dd1t=1×43.223=43.223mm2）计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1.5。根据v = 0.87 m/s、8级精度，由图查得动载系数KV = 1.05。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2×1000×77.3543.223=3579.113NKAFt1b=1.5×3579.11343.223=124.21Nmm 100 Nmm查表得齿间载荷分配系数

21、KHa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHb = 1.343。则载荷系数为：K=KAKVKHKH=1.5×1.05×1.4×1.343=2.9613）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t×3KKt=43.223×32.9611.3=56.87mm及相应的齿轮模数mn=d1cosZ1=56.87×cos14°27=2.044mm模数取为标准值mn = 2mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=27+109×22×cos14°=1

22、40.159mm中心距圆整为a = 140 mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos27+109×22×140=13.736°即：b = 13°4410（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=mnZ1cos=2×27cos13.736°=55.588mmd2=mnZ2cos=2×109cos13.736°=224.412mm（4）计算齿轮宽度b=dd1=1×55.588=55.588mm取b2 = 56 mm、b1 = 61 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿

23、根弯曲疲劳强度条件F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121）确定公式中各参数值计算当量齿数ZV1=Z1cos3=27cos13.736°3=29.453ZV2=Z2cos3=109cos13.736°3=118.903计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角：b=arctantancost=arctantan13.736°×cos20.561°=12.892°当量齿轮重合度：v=cos2b=1.671cos12.892°2=1.758轴向重合度：=dZ1tan=1×27×tan13.736&

24、#176;=2.101重合度系数：Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.758=0.677计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbY=1-120°=1-2.101×13.736120°=0.76由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.54 YFa2 = 2.17YSa1 = 1.63 YSa2 = 1.83计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.4根据KHb = 1.343，结合b/h = 12.44查图得KFb = 1.313则载荷系数为KF=KAKVKFKF=1.5×1.05×1.4×1.3

25、13=2.895计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.89取安全系数S=1.4，得F1=KFN1Flim1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.89×3801.4=241.57MPa2）齿根弯曲疲劳强度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=2×1000×2.895×77.35×2.54×1.63

26、5;0.677×0.76×cos213.736°1×23×272=154.371MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=2×1000×2.895×77.35×2.17×1.83×0.677×0.76×cos213.736°1×23×272=148.066MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论 齿数Z1 = 27、Z2 = 109，模数mn = 2 mm，压力角a = 20°，螺旋角b =

27、13.736°= 13°4410，中心距a = 140 mm，齿宽b1 = 61 mm、b2 = 56 mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z27109螺旋角左13°4410右13°4410齿宽b61mm56mm分度圆直径d55.588mm224.412mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha2mm2mm齿根高hfm×(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2×ha59.588mm228.412

28、mm齿根圆直径dfd-2×hf50.588mm219.412mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 3.11 KW n1 = 384 r/min T1 = 77.35 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 55.588 mm 则:Ft=2T1d1=2×1000×77.3555.588=2783NFr=Ft×tanncos=2783×tan20°cos13.736°=1042.7NFa=Ft×tan=2783

29、5;tan13.736°=679.9N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0 = 112，得：dmin=A0×3P1n1=112 ×33.11384=22.5mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:d12 = 25 mm4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 30 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 35 mm。大带轮宽度B =

30、 63 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 61 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 30 mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸为d×D×T = 35×72×18.25 mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 18.25+15 = 33.25 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高

31、度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 61 mm，d56 = d1 = 55.588 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段

32、直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30207轴承查手册得a = 15.3 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (63/2+50+15.3)mm = 96.8 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (61/2+33.25+9-15.3)mm = 57.4 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (61/2+9+33.25-15.3)mm = 57.4 mm V带压轴力Fp = 1229.29 N2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=FtL3L2+L3=2783×57.457.4+57.4=1391.5NFNH2=FtL2L2+L3=2783

33、×57.457.4+57.4=1391.5N垂直面支反力（见图d）：FNV1=FrL3+Fa×d12-FpL1+L2+L3L2+L3=1042.7×57.4+679.9×55.5882-1229.29×96.8+57.4+57.457.4+57.4=-1579.9NFNV2=FrL2-Fa×d12+FpL1L2+L3=1042.7×57.4-679.9×55.5882+1229.29×96.857.4+57.4=1393.3N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=1391.

34、5×57.4=79872Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0=FpL1=1229.29×96.8=118995Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-1579.9×57.4=-90686NmmMV2=FNV2L3=1393.3×57.4=79975Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=MH2+MV12=798722+-906862=120845NmmM2=MH2+MV22=798722+799752=113029Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只

35、校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：ca=McaW=M12+T12W=1208452+0.6×77.35×100020.1×55.5883=7.5MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 2.96 KW n2 = 95.52 r/min T2 = 295.94 Nm2.求作用在齿轮上的力

36、已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 224.412 mm 则:Ft=2T2d2=2×1000×295.94224.412=2637.5NFr=Ft×tanncos=2637.5×tan20°cos13.736°=988.2NFa=Ft×tan=2637.5×tan13.736°=644.4N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0 = 112，于是得dmin=A0×3P2n2=112 ×32.9695.52=35.2mm 输出轴

37、的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化中等，故取KA = 1.7，则:Tca=KAT2=1.7×295.94=503.1Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT8型联轴器。半联轴器的孔径为45 mm故取d12 = 45 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩

38、，故取II-III段的直径d23 = 50 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 55 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 82 mm。 2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 50 mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为d×D×T = 55mm×100mm×22.75mm，故d34 = d67 = 55 mm，取挡油环的宽度为

39、15，则l67 = 22.75+15 = 37.75 mm 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = 64 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 60 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 56 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 54 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm。 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定

40、滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 22.75 mm，则l34 = T+s+2.5+2 = 22.75+8+16+2.5+2 = 51.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30211轴承查手册得a = 21 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (56/2-2+51.25-21)mm = 56.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (56/2+11.5+37.75-21)mm = 56.2 mm2）计

41、算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=FtL3L2+L3=2637.5×56.256.2+56.2=1318.8NFNH2=FtL2L2+L3=2637.5×56.256.2+56.2=1318.8N垂直面支反力（见图d）：FNV1=FrL3+Fa×d22L2+L3=988.2×56.2+644.4×224.412256.2+56.2=1137.4NFNV2=Fa×d22-FrL2L2+L3=644.4×224.4122-988.2×56.256.2+56.2=149.2N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截

42、面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=1318.8×56.2=74117Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=1137.4×56.2=63922NmmMV2=FNV2L3=149.2×56.2=8385Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1=MH2+MV12=741172+639222=97874NmmM2=MH2+MV22=741172+83852=74590Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要

43、时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：ca=McaW=M2+T22W=978742+0.6×295.94×100020.1×603=9.4MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 8mm×7mm×50mm，接触长度:l' = 50-8 = 42 mm，则

44、键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dF=0.25×7×42×25×1201000=220.5NmTT1，故键满足强度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×50mm，接触长度:l' = 50-18 = 32 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dF=0.25×11×32×60×1201000=633.6NmTT2，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键

45、该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm，接触长度:l' = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hl'dF=0.25×9×56×45×1201000=680.4NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：LhLh=5×2×8×300=24000h9.1 输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向

46、动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×1042.7+0×679.9=1042.7N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×10360n1Lh106=1042.7×10360×384×24000106=6934N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30207轴承，Cr = 54.2 KN，由课本式11-3有：Lh=10660n1CP103=10660×38454.2×10001042.7103=2.28×107hLh所以轴承预期寿命足够。9.2 输出轴的轴承计算

47、与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=1×988.2+0×644.4=988.2N2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P×10360n2Lh106=988.2×10360×95.52×24000106=4329N3）选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30211轴承，Cr = 90.8 KN，由课本式11-3有：Lh=10660n2CP103=10660×95.5290.8

48、5;1000988.2103=6.11×108hLh所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T=T2=295.94Nm由表查得KA = 1.7，故得计算转矩为：Tca=KAT2=1.7×295.94=503.1Nm2.型号选择 选用LT8型联轴器，联轴器许用转矩为T = 710 Nm，许用最大转速为n = 3000 r/min，轴孔直径为45 mm，轴孔长度为84 mm。Tca=503.1NmT=710Nmn2=95.52rminn=3000rmin联轴器满足要求，故合用。第十一部分 减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1）齿轮的润滑 通用的闭

49、式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免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30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），

50、牌号为220润滑油，粘度荐用值为177 cSt。2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 0.87 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度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。11.2 减速器的密封 为防

51、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、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 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸12.1 减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润

52、滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：查辅导书手册得具体尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ； d = 7 ； R = 5 ； h = 42.放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：3.油

53、标（油尺） 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：4.通气器 通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱

54、座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：吊孔尺寸计算：b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm吊耳尺寸计算：K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mmh = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mmr = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm

55、b = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)×8 = 16 mm6.起盖螺钉 为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：7.定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。 为便于装拆，定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：12.2 减速器箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025×140+3=4.5取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02×140+3=3.8取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.5×8=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.5×8=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5