单级齿轮减速器说明书

1、减速器设计说明书 系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 职 称：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 普通V带设计计算5第六章 减速器齿轮传动设计计算86.1选精度等级、材料及齿数86.2按齿根弯曲疲劳强度设计86.3确定传动尺寸1

2、06.4校核齿面接触疲劳强度106.5计算齿轮传动其它几何尺寸116.6齿轮参数和几何尺寸总结12第七章 轴的设计137.1高速轴设计计算137.2低速轴设计计算19第八章 滚动轴承寿命校核258.1高速轴上的轴承校核258.2低速轴上的轴承校核26第九章 键联接设计计算269.1高速轴与大带轮键连接校核269.2低速轴与大齿轮键连接校核279.3低速轴与联轴器键连接校核27第十章 联轴器的选择2710.1低速轴上联轴器27第十一章 减速器的密封与润滑2811.1减速器的密封2811.2齿轮的润滑2811.3轴承的润滑28第十二章 减速器附件2912.1油面指示器2912.2通气器2912.3

3、放油塞2912.4窥视孔盖3012.5定位销3012.6起盖螺钉31第十三章 减速器箱体主要结构尺寸31第十四章 设计小结32参考文献32第一章 设计任务书1.1设计题目 一级直齿圆柱减速器，拉力F=2300N，速度v=1.1m/s，直径D=350mm，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

4、接设计 10.联轴器设计 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，减速器为一级圆柱齿轮减速器。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，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机第三章 选择电动机3.1电动机类型的选择 按照工作要求和工况条件，选用三

5、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=0.99 V带的效率：v=0.96 闭式圆柱齿轮的效率：3=0.98 工作机的效率：w=0.96a=1×23×3×v×w=0.8683.3选择电动机容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=2300×1.11000=2.53kW 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.530.868=2.91kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.1&#

6、215;350=60.05rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24，一级圆柱齿轮传动比范围为：35，因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(620)×60.05=360-1201r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-6的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-431

7、50014304Y100L-2330002880 电机主要外形尺寸图3-1 电动机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×G132475×315216×1401238×8010×333.4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=96060.05=15.987 （2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3.5 减速器传动比为i1=iaiv=4.57第

8、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=2.91kWn0=nm=960rpmT0=9550000×P0n0=9550000×2.91960=28948.44Nmm4.2高速轴的参数P=P0×v=2.91×0.96=2.79kWn=n0i0=9603.5=274.29rpmT=9550000×Pn=9550000×2.79274.29=97139.89Nmm4.3低速轴的参数P=P×2×3=2.79×0.99×0.98=2.71kWn=ni1=274.294.57=60.02

9、rpmT=9550000×Pn=9550000×2.7160.02=431197.93Nmm4.4工作机的参数P=P×1×2×2×w=2.71×0.99×0.99×0.99×0.96=2.52kWn=n=60.02rpmT=9550000×Pn=9550000×2.5260.02=400966.34Nmm 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9602.9128948.44高速轴274.292.7997139.89低速轴6

10、0.022.71431197.93工作机60.022.52400966.34第五章 普通V带设计计算 (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=1.1×2.91=3.201kW (2)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=75mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×75×96060×1000=3.77ms-1 (4)计算大带轮的基准直

11、径。计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1=3.5×75=262.5mm 根据表，取标准值为dd2=250mm。 (5)确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=490mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×490+2×75+250+250-7524×4901506mm 由表选带的基准长度Ld=1550mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=490+1550-15062512mm 按式,中心距的变化范围为489-558mm。

12、 (6)验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-250-75×57.3°512=160.42°>120° (7)计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=960r/min,查表得P0=0.51kW。 根据n1=960r/min，i=3.5和A型带，查表得P0=0.112kW。 查表得K=0.951，表得KL=0.98，于是 Pr=P0+P0×K×KL=0.51+0.112×0.951×0.98=0.58kWz

13、=PcaPr=3.2010.585.52 取6根。 (8)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=500×2.5-0.951×3.2010.951×6×3.77+0.105×3.772=116.74N (9)计算压轴力FpFp=2×z×F0×sin12=2×6×116.74×sin160.42°2=1380.48N带型AV带中心距51

14、2mm小带轮基准直径dd175mm包角1160.42°大带轮基准直径dd2250mm带基准长度Ld1550mm带的根数6根单根V带初拉力116.74N带速3.77m/s压轴力1380.48N (10)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=75 因此小带轮结构选择为实心式。 因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd+2×ha=75+2×2.75=80.5mmB=z-1×e+2×f=6-1×15+2×9=93mm L=2.0

15、5;dB（带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度）L=93mm 小带轮结构图图5-1 小带轮结构图 （2）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=dd+2×ha=250+2×2.75=255.5mmB=z-1×e+2×f=6-1×15+2×9=93mmC=0.25×B=0.25×93=23.25mmL=2.0×d=2.0×28=56mm

16、大带轮结构图图5-2 大带轮结构图第六章 减速器齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数 (1)由选择小齿轮40Cr（渗碳淬火），齿面硬度4855HRC，大齿轮40Cr（渗碳淬火），齿面硬度4855HRC (2)选小齿轮齿数Z1=27，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=27×4.57=124。 实际传动比i=4.593 (3)压力角=20°。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计 (1)由式（10-7）试算模数，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF 1)确定公式中的各参数值。 a.试选KFt=1.3

17、 b.由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YY=0.25+0.75=0.25+0.751.73=0.684 c.计算YFa×YSa/F 由图10-17查得齿形系数YFa1=2.57，YFa2=2.096 由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6，YSa2=1.907 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=620MPa、Flim2=620MPa 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.92 取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得F1=KFN1×Flim1S=0.91×6201.2

18、5=451.36MPaF2=KFN2×Flim2S=0.92×6201.25=456.32MPaYFa1×YSa1F1=0.00911YFa2×YSa2F2=0.00876 两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.00911 2)试算齿轮模数mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×97139.89×0.6841×272×0.00911=1.292mm (2)调整齿轮模数 1)计算实际载荷系数前的数据准备 a.

19、圆周速度d1=mt×z1=1.292×27=34.884mmv=×d1×n60×1000=×34.884×274.2960×1000=0.775 b.齿宽bb=d×d1=1×34.884=34.884mm c.齿高h及齿宽比b/hh=2×han*+cn*×mnt=2.907mmbh=34.8842.907=12 2)计算实际载荷系数KF 根据v=0.775m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.065 查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.1 由表10-4用插值

20、法查得KH=1.315，结合b/h=12查图10-13，得KF=1.061。 则载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.065×1.1×1.061=1.243 3)由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=1.292×31.2431.3=1.273mm 取m=2mm 4)计算分度圆直径d1=m×z1=2×27=54mm6.3确定传动尺寸 (1)计算中心距a=z1+z2×m2=151mm，圆整为151mm (2)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1

21、×m=27×2=54mmd2=z2×m=124×2=248mm (3)计算齿宽b=d×d1=54mm 取B1=60mm B2=55mm6.4校核齿面接触疲劳强度 齿面接触疲劳强度条件为H=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z 端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2127+1124cos0°=1.74 轴向重合度为：=0.318×d×z1×tan=0 查得重合度系数Z=0.868 a.计算接触疲

22、劳许用应力H 由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=1100Mpa，Hlim2=1100Mpa 计算应力循环次数N1=60×n1×a×Lh=60×274.29×1×16×300×10=7.9×108N2=N1i=7.9×1084.57=1.729×108 由图查取接触疲劳系数：KHN1=1.03，KHN2=1.14 取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1×Hlim1S=1.03×11001=1133MPaH2=KHN2&

23、#215;Hlim2S=1.14×11001=1254MPaH=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z=662.8MPa<H=1133MPa 故接触强度足够。6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 1)计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm 2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=58mm da2=d2+2

24、5;ha=m×z2+2han*=252mm 3)计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=49mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=243mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齿数z27124齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分

25、度圆直径d54248齿顶圆直径da58252齿根圆直径df49243齿宽B6055中心距a151151图6-1 大齿轮结构图第七章 轴的设计7.1高速轴设计计算 (1)已经确定的运动学和动力学参数 转速n=274.29r/min；功率P=2.79kW；轴所传递的转矩T=97139.89Nmm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（渗碳淬火），齿面硬度4855HRC，许用弯曲应力为=55MPa (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=112×32.79274.29=24.27mm 由于

26、最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×24.27=25.48mm 查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28 (4)确定各轴段的直径和长度。图7-1 高速轴示意图 1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm，l12长度略小于大带轮轮毂长度L，取l12=54mm。选用普通平键，A型键，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，键长L=40mm。 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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 33 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其

27、尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l34 = l78 = 17+12= 29 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 mm，因此，取d45 = d67 = 40 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 = 60 mm，d56 = 58 mm 4)轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=20m

28、m，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+9.6 + 5 + 24 - 17 -10 = 59.6 mm 5)取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 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，取 = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则l45=l67=+1-s1=10+10-12= 8 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径28333540584035长度5459.629860829 (5)轴的受力分析 小齿轮所受的圆周力（d1为小齿轮的分度圆直径）Ft1=2

29、15;Td1=2×97139.8954=3597.774N 小齿轮所受的径向力Fr1=Ft1×tan=3597.774×tan20°=1309.483N 根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm第一段轴中点到轴承压力中心距离 l1=L12+L2+a=542+59.6+8.5=95.1mm轴承压力中心到齿轮支点距离 l2=L3+L4+b12-a=29+8+602-8.5=58.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离 l3=l2=58.5mm 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

30、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 带传动压轴力（属于径向力）Q=1380.48N a.在水平面内 高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1380.48N 轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×l2-Q×l1l2+l3=1309.483×58.5-1380.48×95.158.5+58.5= -467N 轴承B处水平支承力：RBH=Q+Fr1-RAH=1380.48+1309.483-467=3157N b.在垂直面内 轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×l2l2+

31、l3=3597.774×58.558.5+58.5= 1799N 轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=3597.774×58.558.5+58.5= 1799N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-4672+17992=1858.63N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=31572+17992=3633.6N c.绘制水平面弯矩图 截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上弯矩：MBH=Q×l1=1380.48×95.1=131284Nmm 截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAH

32、5;l3=-467×58.5=-27320Nmm 截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAV×l3=1799×58.5=105242Nmm 截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm e.合成弯矩，有： 截面A处合成弯矩：MA=0Nmm 截面B处合成弯矩：MB=131284Nmm 截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=-273202+1052422=108730Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩和扭矩图T1=971

33、39.89Nmm 截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB2+×T2=1312842+0.6×97139.892=143640Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+×T2=1087302+0.6×97139.892=123366Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD2+×T2=02+0.6×97139.892=58284Nmm f.画弯矩图 弯矩图如图所示：图7-2 高速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×35

34、332=4207.11mm3 抗扭截面系数为WT=×d316=8414.22mm3 最大弯曲应力为=MW=34.14MPa 剪切应力为=TWT=11.54MPa 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=36.84MPa 查表得40Cr(渗碳淬火)处理，抗拉强度极限B=600MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=55MPa，ca<-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=60.02r/min；功率P=2.71kW；轴所传递的转矩T=4

35、31197.93Nmm (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197286HBS，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=112×32.7160.02=39.88mm 由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.07×39.88=42.67mm 查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45 (4)确定各轴段的长度和直径。图7-3 低速轴示意图 1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d

36、1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca = KA×T，查表，考虑平稳，故取KA = 1.3，则:Tca=KA×T=560.56Nm 按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB T4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，b×h = 14×9mm(GB T 1096-2003)，键长L=100mm。 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，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23

37、 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d×D×B = 55×100×21mm，故d34 = d67 = 55 mm。 3)取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 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 = 55 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 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 58 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径d56 = 68 mm。轴环宽度b1.4h，取l56 = 7 mm。 4)轴承端盖

38、厚度e=9.6，垫片厚度t=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，则l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+9.6 + 5 + 24 - 21 -10 = 55.6 mm 5)取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 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，取 = 10 mm，已知滚动轴承的宽度B = 21 mm，则l34= B+2+2=21+10+12.5+2= 45.5 mml67= B+2-l56=21+10+12.5-7 = 3

39、6.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径455055586855长度11255.645.553736.5 (5)轴的受力分析 大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）Ft2=2×Td2=2×431197.93248=3477.403N 大齿轮所受的径向力Fr2=Ft2×tan=3477.403×tan20°=1265.671N 根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mm轴承压力中心到齿轮支点距离 l1=L42+L3-a=532+45.5-10.5=61.5mm齿轮中点到轴承压力中心距离 l2=L

40、42+L3-a=532+45.5-10.5=61.5mm轴承压力中心到第一段轴支点距离 l3=L12+L2+a=1122+55.6+10.5=122.1mm 轴承压力中心到齿轮支点距离l1=61.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=61.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=122.1mm 轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×l1l1+l2=1265.671×61.561.5+61.5= 633NRBH=Fr-RAH=1265.671-633=633N 轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=3

41、477.403×61.561.5+61.5= 1739NRBV=Ft×l2l1+l2=3477.403×61.561.5+61.5= 1739N 轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=6332+17392=1850.62N 轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=6332+17392=1850.62N a.计算弯矩 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，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RAH×l1=633×61.5=38930Nmm 在水平面上，轴

42、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×l1=1739×61.5=106948Nmm 在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm 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 合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=389302+1069482=113813Nmm 截面D处合成弯矩：MD=0Nmm 转矩为：T=431197.93Nmm

43、截面A处当量弯矩：MVA=MA+×T2=0+0.6×431197.932=258719Nmm 截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm 截面C处当量弯矩：MVC=MC2+×T2=1138132+0.6×431197.932=282646Nmm 截面D处当量弯矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×431197.932=258719Nmm图7-4 低速轴受力及弯矩图 (6)校核轴的强度 因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面 其抗弯截面系数为W=×d332=×58332=19145.37mm3 抗扭截面系数为WT=&

44、#215;d316=38290.73mm3 最大弯曲应力为=MW=14.76MPa 剪切应力为=TWT=11.26MPa 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=20.01MPa 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)620735721725.5 根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径

45、d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，额定静载荷C0r=15.2kN，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=-4672+17992=1858.63NFr2=RBH2+RBV2=31572+17992=3633.6N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1858.63+0×0=1858.63NPr2=X2

46、15;Fr2+Y2×Fa2=1×3633.6+0×0=3633.6N 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×Pr3=50458.63h>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)6211551002143.2 根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm 由于不存在轴向载荷 轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=29.2kN，轴承

47、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=6332+17392=1850.62NFr2=RBH2+RBV2=6332+17392=1850.62N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1850.62+0×0=1850.62NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1850.62+0×0=1850.62N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公

48、式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=3532257h>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=8mm×7mm（GB/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×T1h×l×d=20MPa<p=60MPa9.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=16mm×

49、;10mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。 键的工作长度 l=L-b=24mm 大齿轮材料为40Cr，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×T2h×l×d=80MPa<p=120MPa9.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长100mm。 键的工作长度 l=L-b=86mm 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×T2h×l×d=50

50、MPa<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=560.56Nm 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=45mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=560.56Nm<Tn=1250Nm n=60.02r/min<n=4700r/min第十一章 减速器的密封与润滑11

51、.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

52、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，使油面高度达到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