双级减速器设计说明书

1、精选优质文档-倾情为你奉上 目录第一章 设计任务书1.1设计题目 二级斜齿圆柱减速器，拉力F=3800N，速度v=1.4m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：8小时，二班制，工作年限（寿命）：8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

2、方案 传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为二级圆柱齿轮减速器。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。 二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。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=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0

3、.98 普通V带的传动效率：4=0.90滑=0.97 平带效率：5=0.9 故传动装置的总效率a=1233245滑=0.723.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=3800×1.41000=5.32kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=5.320.72=7.39kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.43.14×300=89.17rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8-40因此理论传动比范

4、围为：16-160。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900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尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×

5、315216×1401238×8010×333.5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=.17=32.522（2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.33 高速级传动比i1=4.1 则低速级的传动比为i2=3.4 减速器总传动比ib=i1×i2=13.94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=7.39kW转速：n0=nm=2900rpm扭矩：T0=9550×P0n0=9550

6、15;7.=24.34Nm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×4=7.39×0.9=6.58kW转速：n1=n0iv=29002.33=1244.64rpm扭矩：T1=9550×P1n1=9550×6.=50.49Nm4.3中间轴的参数功率：P2=P1×2×3=6.58×0.99×0.98=6.38kW转速：n2=n1i1=1244.644.1=303.57rpm扭矩：T2=9550×P2n2=9550×6.38276.85=200.71Nm4.4低速轴的参数功率：P3=P2×2

7、15;3=6.38×0.99×0.98=6.19kW转速：n3=n2i2=303.573.4=89.29rpm扭矩：T3=9550×P3n3=9550×6.1989.29=662.05Nm轴名功率P(kW)转矩T(Nm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴7.3924.3429002.330.9轴6.586.5150.4949.991244.644.10.97轴6.386.32200.71198.70303.573.40.97轴6.196.13662.05655.4389.29 w=0.8848运动和动力参数计算结果整理于下表:第五章

8、普通V带设计计算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 = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×7.39 kW = 8.129 kW2.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 = 90 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度 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 = ivdd1 = 2.33×90 = 209.7 mm 根据课本查

9、表，取标准值为dd2 = 224 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 = 400mm。 2）由课本公式计算带所需的基准长度Ld0 由表选带的基准长度Ld = 1250 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 400 + (1250 1304.5)/2 mm 373 mm 按课本公式，中心距变化范围为354 411 mm。5.验算小带轮上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（224 - 90)×57.3°

10、/373 159°> 120°6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1 =90 mm和nm = 2900 r/min，查表得P0 = 1.74 kW。 根据nm = 2900 r/min，iv = 2.4和A型带，查表得DP0 = 0.39 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.93，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.74 + 0.39)×0.95×0.93 kW = 1.88 kW 2）计算V带的根数zz = Pca/Pr = 8.129/1.88 =4.32 取5根。7.计算单根V带的初

11、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= 8.计算压轴力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×117×sin(159/2) = 1150 N9.主要设计结论带型A型根数5根小带轮基准直径dd190mm大带轮基准直径dd2224mmV带中心距a373mm带基准长度Ld1250mm小带轮包角1159°带速13.67m/s单根V带初拉力117N压轴力Fp1150N第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面

12、硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×4.1=99。实际传动比i=4.125（3）初选螺旋角=14°。（4）压力角=20°。6.2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d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩:T=9550×Pn=9550×6.64=50.49Nm查表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查取区域系数ZH=

13、2.433查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos24×cos20.56224+2×1×cos14=29.974°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos99×cos20.56299+2×1×cos1

14、4=23.321°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=24×tan29.974°-tan20.562°+99×tan23.321°-tan20.5622=1.654=d×z1×tan=1×24×tan14°=1.905Z=4-3×1-+=4-1.6543×1-1.905+1.9051.654=0.666由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos14°=0.985计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮

15、和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×1244.64×2×8×300×8=2.868×109NL2=NL1u=2.868×1094.125=6.995×108由图10-23查取接触疲劳系数：KHN1=0.95，KHN2=0.9取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.95×6001=570MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.9

16、5;5501=495MPa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=495MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3××4.125+14.125×2.433×189.8×0.666×0.=39.39mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v=×d1t×n60×1000=×39.39×1244.6460

17、×1000=2.57齿宽bb=d×d1t=1×39.39=39.39mm2）计算实际载荷系数KH查表10-2得使用系数KA=1查图10-8得动载系数Kv=1.13齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×.39=2560NKA×Ftb=1×.39=64.99mm<100mm查表10-3得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表10-4得齿向载荷分布系数：KH=1.450 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.13×1.4×1.450=2.293）按实际载荷

18、系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=39.39×32.291.3=47.60mm4）确定模数mn=d1×cosz1=47.60×cos14°24=1.924mm，取mn=2mm。5）确定齿数 z1=d1×cosmn = 47.60×cos14°2 =23.09 ，取z1=24，所以z2=996.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=126.765mm，圆整为126mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12

19、.528° （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncos=49.17mmd2=z2×mncos=202.83mm （4）计算齿宽 b=d×d1=49.17mm 取B1=55mm B2=50mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=50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=z1cos3=24cos312.528

20、°=25.799大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=99cos312.528°=106.422查表10-17,10-18得：YFa1=2.56，YFa2=2.16YSa1=1.60，YSa2=1.81查图10-3得重合度系数Y=0.681得螺旋角系数Y=0.778查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.85，KFN2=0.88取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2

21、×Flim2S=0.88×3801.4=238.86MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=50.12MPa<F1=303.57MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=47.84MPa<F2=238.86MPa故弯曲强度足够。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

22、×2han*+cn*=4.5mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=53.17mm da2=d2+2×ha=206.83mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=44.17mm df2=d2-2×hf=197.83mm 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12.528°右12.528°齿数z2499齿顶高ha22齿

23、根高hf2.52.5分度圆直径d49.17202.83齿顶圆直径da53.17206.83齿根圆直径df44.17197.83齿宽B5550中心距a126126第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3.4=82。实际传动比i=3.417（3）初选螺旋角=14°。（4）压力角=20°。7.2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d1t32×KH

24、t×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3小齿轮传递的扭矩:T=9550×Pn=9550×6.38303.57=200.71Nm查表10-7选取齿宽系数d=1由图10-20查取区域系数ZH=2.433查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1×costz1+2×ha

25、n*×cos=arccos24×cos20.56224+2×1×cos14=29.974°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos82×cos20.56282+2×1×cos14=23.844°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=24×tan29.974°-tan20.562°+82×tan23.844°-tan20.5622=1.646=d&#

26、215;z1×tan=1×24×tan14°=1.905Z=4-3×1-+=4-1.6463×1-1.905+1.9051.646=0.669由公式可得螺旋角系数Z。Z=cos=cos14°=0.985计算接触疲劳许用应力H由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×303.57×2×8×300×8=6.994×108NL2=

27、NL1u=6.994×1083.4=2.057×108由图10-23查取接触疲劳系数：KHN1=1.03，KHN2=1.1取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=1.03×6001=618MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.1×5501=605MPa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=605MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×&

28、#215;3.4+13.4×2.433×189.8×0.669×0.=55.49mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v=×d1t×n60×1000=×55.49×303.5760×1000=0.88m/s齿宽b b=d×d1t=1×55.49=55.49mm2）计算实际载荷系数KH查表10-2得使用系数KA=1查图10-8得动载系数Kv=1.02齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×.49=7230NKA×Ftb

29、=1×.49=130.49>100查表10-3得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表10-4得齿向载荷分布系数：KH=1.450 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.02×1.4×1.450=2.073）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=55.49×32.071.3=64.80mm4）确定模数mn=d1×cosz1=64.80×cos14°24=2.620mm，取mn=2.5mm。5）确定齿数 z1=d1×cosmn =

30、 64.80×cos14°2.5 =25.15 ，取z1=26，所以z2=897.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=148.15mm，圆整为148mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.76° （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncos=66.92mmd2=z2×mncos=229.07mm （4）计算齿宽 b=d×d1=66.92mm 取B1=72mm B2=67mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为

31、F=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=67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=z1cos3=26cos313.76°=28.37大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=89cos313.76°=97.12查表10-17,10-18得：YFa1=2.6，YFa2=2.2YSa1=1.6，YSa2=1.79查图得重合度系数Y=0.682查图得螺旋角系数Y=0.778查得小齿轮和大齿轮的齿根

32、弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.9，KFN2=0.95取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.9×5001.4=321.43MPaF2=KFN2×Flim2S=0.95×3801.4=257.86MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=96.95MPa<F1=321.43MPaF2=F1×YFa2

33、×YSa2YFa1×YSa1=91.78MPa<F2=257.86MPa故弯曲强度足够。7.5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*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=71.92mm da2=d2+2×ha=234.07mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=60.67mm df2=d2-2×hf=22

34、.82mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6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mn2.52.5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螺旋角右13.76°左13.76°齿数z2689齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d66.92229.07齿顶圆直径da71.92234.07齿根圆直径df60.67222.82齿宽B7267中心距a148148第八章 轴的设计8.1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=1244.64r/min；功率P=6.58k

35、W；轴所传递的转矩T=50.49Nm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，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=110。dA0×3Pn=110×36.64=19.16mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×19.16=20.12mm查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和

36、拆卸，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=36mm；定位轴肩直径为30mm；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。 外传动件到轴承透盖端面距离K=25mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=10mm各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=25mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=30mm d3：滚动轴承处轴

37、段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为角接触球轴承7207AC d4：考虑轴承安装的要求，选择d4=38mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=38mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=40mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=74.5mm。 L3：由滚动轴承宽度和封油盘确定，选取L3=33mm。 L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=8

38、8mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=55mm。 L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=6mm。 L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=33mm。轴段1234567直径(mm)25303538403835长度(mm)4074.53388556338.2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=303.57r/min；功率P=6.38kW；轴所传递的转矩T=200.71Nm（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中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0

39、=110。dA0×3Pn=110×36.38303.57=30.4mm由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中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轴上齿轮3、齿轮2及两个轴承。与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴肩定位；两齿轮的另一端各采用封油盘定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。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

40、径。确定各段轴直径 d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为角接触轴承7307B d2：过渡轴段，故选取d2=38mm。 d3：轴肩段，故选取d3=44mm。 d4：过渡轴段，故选取d4=38mm。 d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。各轴段长度的确定 L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L1=46mm。 L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=69mm。 L3：轴肩段，取L3=12.5mm。 L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，

41、选取L4=47mm。 L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L5=48.5mm。轴段12345直径(mm)3538443835长度(mm)466912.54748.58.3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=89.29r/min；功率P=6.19kW；轴所传递的转矩T=662.05Nm（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=105。dA0×3Pn=105×36.1

42、989.29=43.13mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×43.13=45.29mm查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45（4）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=14×9mm(GB/T 1096-2003)，长L=80mm；定位轴肩直径为69mm；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。各轴段直径的确定 d1：

43、用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=45mm。 d2：密封处轴段，左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d1增大5mm，d2=50mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=55mm，选取轴承型号为角接触轴承7211C d4：考虑轴承安装的要求，查得7211C轴承安装要求da=64mm，根据轴承安装尺寸选择d4=64mm。 d5：轴肩，故选取d5=69mm。 d6：齿轮处轴段，选取直径d6=58mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规

44、格确定，选取L1=82mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=54mm。 L3：由滚动轴承宽度和封油盘宽度确定，选取L3=37mm。 L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=65.5mm。 L5：轴肩，选取L5=8mm。 L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=64mm。 L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L7=48.5mm。轴段1234567直径(mm)45505564695855长度(mm)82543765.586448.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所

45、示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齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）Ft4=Ft3=2×T2d3=2×.92=5998.51N齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4×tancos=5998.51×tan20°cos13.76°=2247.79N齿轮4所受的轴向力Fa4=Ft4×tan=5998.51×tan13.76°=1468.94Nc.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Lc=112.9mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=123.1mm，齿轮中点到轴承

46、中点距离La=58.1mmd.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=2247.79×67+1468.94×229.07258.1+123.1= 1649.24NRBH=Fr-RAH=2247.79-1649.24=598.554N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=5998.51×58.158.1+123.1=1923.36NRBV=Ft×LbLa+Lb=5998.51×123.158.1+123.1=4075.14N轴

47、承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=1649.242+1923.362=2533.63N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=598.5542+4075.1472=4118.87Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：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，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBH×La=598.554×58.1=34775.99Nmm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=0Nm

48、m在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAV×La=1923.36×58.1=Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBV×La-Fa×d2=4075.147×58.1-1468.94×229.072=68520Nmm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左侧合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=34775.992+=76839.8Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV

49、右2=34775.992+=Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.绘制扭矩图T=Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×=Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=76839.8Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=+0.6×=.57Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×=Nmmh.校核轴的强度因大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=19155.08mm3抗扭截面系数为WT=

50、5;d316=38310.16mm3最大弯曲应力为=MW=21.62MPa剪切应力为=TWT=17.28MPa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e=2+4××2=29.96MPa查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-1b，所以强度满足要求。第九章 滚动轴承寿命校核低速轴上的轴承校轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7211C551002152.8根据前面的计算，选用7211C角接触球轴承，内径d=55mm，外径D=100

51、mm，宽度B=21mm轴承基本额定动载荷Cr=58.2kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。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=2533.63NFr2=RBH2+RBV2=4118.81NFd1=0.40×Fr1=0.40×2533.63=1013.45NFd2=0.40×Fr2=0.40×4118.81=1647.55N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=3116.49NFa2=Fd2=1647.55N Fa1C0=3116. =0.0769， 查

52、表13-5， e=0.45Fa2C0=1647. =0.0407， 查表13-5， e=0.41 Fa1Fr1= 1.23>0.45所以查表13-5：X1=0.44，Y1=1.26Fa2Fr2= 0.40<41所以查表13-5：X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.44×2533.63+1.26×3116.49=5041.57NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=4118.87N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&

53、#215;Pr3=.6h>38400h由此可知该轴承的工作寿命足够。第十章 键联接设计计算10.1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）,键长36mm。键的工作长度 l=L-b=28mm 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=41.22MPa<p=60MPa10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b

54、=53mm 低速级小齿轮材料为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×Th×l×d=49.83MPa<p=120MPa10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=30mm 高速级大齿轮材料为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=88.03MPa<p=120MPa10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 选用

55、A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096）,键长56mm。键的工作长度 l=L-b=38mm 低速级大齿轮材料为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=109.23MPa<p=120MPa10.5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）,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=66mm 联轴器材料为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×Th&

56、#215;l×d=99.07MPa<p=120MPa第十一章 联轴器的选择11.1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=860.665Nmm 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=82mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=860.665Nm<Tn=1250Nm n=89.29r/min<n=4700r/

57、min第十二章 减速器的密封与润滑12.1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。12.2齿轮和轴承的润滑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