单级齿轮减速器说明书

1、减速器设计说明书系另上专业班级：姓名:学号:指导教师：职称:z.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5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96.1 选精度等级、材料及齿数96.2 按齿根弯曲疲劳强度设计96.3 确定传动尺寸116

2、.4 校核齿面接触疲劳强度126.5 计算齿轮传动其它几何尺寸136.6 齿轮参数和几何尺寸总结14第七章轴的设计157.1 高速轴设计计算157.2 低速轴设计计算21第八章滚动轴承寿命校核278.1 高速轴上的轴承校核278.2 低速轴上的轴承校核28第九章键联接设计计算299.1 高速轴与大带轮键连接校核299.2 低速轴与大齿轮键连接校核29z.9.3 低速轴与联轴器键连接校核29第十章联轴器的选择3010.1低速轴上联轴器30第十一章减速器的密封与润滑3011.1 减速器的密封3011.2 齿轮的润滑3011.3 轴承的润滑31第十二章减速器附件3112.1 油面指示器3112.2

3、通气器3112.3 放油塞3212.4 窥视孔盖3212.5 定位销3312.6 起盖螺钉33第十三章减速器箱体主要结构尺寸33第十四章设计小结34参考文献34z.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

4、 .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，z.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因而沿齿向载荷分布均匀，相较不丫系列三相交流异步电动机对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为第三章选择电动机3.1 电动机类型的选择按照工作要求和工

5、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：Y1=0.99滚动轴承的效率：Y2=0.99V带的效率：yv=0.96闭式圆柱齿轮的效率：Y3=0.98工作机的效率：ww=0.96%=71Xn!XxXiJur=0田683.3 选择电动机容量工作机所需功率为FxV23OOX1.1=1000电动机所需额定功率：巳2453为=1=丽面="讨出工作转速:60xlOOOxF0x1000xLIitx350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z.为：35,因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范

6、围为nd=iaxnw=(620)X60.05=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。图3-1电动机力杀电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880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HLXHDAXBKDXEFXG132475X31521

7、6X1401238X8010X333.4 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：z._96060.0515,907(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-4.57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4=2.91W=nm=960rpmp2911；=9550000X=9550000=26948.4W*mmnni96014.2 高速轴的参数P1=:2.91x0.96=2.79k*%)9607ifrQJ1nn279274.29rf=95SQ000X三湖0

8、如口97139,曲肘*mTrt4.3 低速轴的参数P"二尸f乂小区加=2,7SX0.99X0.96=2.71fc?F-60.02rpr?t711274,29.z.T,=9550000X-=9S5OQOOX-=4.4 工作机的参数门二产1x小：x初x私x4的二2.7lx0.99x0.99x039x0,96二252%出nmna6D.02rpm”P加4QQ9663西eT,=95SOOOOX-=OX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/(N?mm)电机轴9602.9128948.44高速轴274.292.7997139.89低速轴60.022.71431

9、197.93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,故也a=/xF=1.1x2,91=3,(2)选才iV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v1)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。按式验算带的速度星xd心X朴jix75x960'=60X1000=MX1000=厂z.(4)计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径d四=Ix=3.5x7S=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

10、Ld度根据式，初定中心距a0=490mm。(250-75尸4x4900>L2QD由式计算带所需的基准长度加口=2X/+彳><0"4蠢,+'=2X490+?X(7S+250)+上TACLUZ&1506?im由表选带的基准长度Ld=1550mm。按式计算实际中心距a。1550-1506=490+t七512mm按式,中心距的变化范围为489-558mm。(6)验算小带轮的包角aa573*573。的田180n(daz-dA1)&00-(25075)=160,42计算带的根数z1)计算单根V带的额定功率Pro由dd1=75mm和n1=960r/min,

11、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Ka=0.951,表得KL=0.98,于是耳二+凡)xXa=(0.5140112)x0.951x0.96=O.SSkWT%_3,201耳二Q5B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z.2.5-)x%2,5-0,951)x3.201'=500X-_-flXus=5OOX7T-40,105X3.77°跖xfXp'Q,95ix6x3J7=11674N160也、%)=1380.48投(9)计算压轴力Fp4=2meX

12、F口xsin(?)=2X6x116J4Xsin带型AV带中心距512mm小带轮基准直径dd175mm包角a1160.42°大带轮基准直径dd2250mm带基准长度Ld1550mm带的根数6根单根V市初拉力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：西=2.0xd=2.0x33=76mmdQ=c?2xha=75+2x2.75=日0,57nmS=Cs-l)Xis+2x/=(6-l)xl5+2x9=93mmL=2.0Xd>B(带轮为实心

13、式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度)L=93771771：小带轮结构图图5-1小带轮结构图z.(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：必=2.0xd=2.0x28=56mnt江口=醯.2x%=25。+2M2.75=255,5wn5=(z-l)xe+2x/=(6-1)x15+2x9=93mmC=0,25KS=0.25x93=23,2S7?x?ti=2.0xd=2.0x28=56mm大带轮结构图图5-2大带轮结构图z.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）

14、，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=Z1Xi=27X4.57=124。实际传动比i=4.593（3）压力角a=20°。6.2 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算模数，即>2X丈T又YFa乂匕。取X若%1）确定公式中的各参数值。a.试选KFt=1.3b.由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数z.-675r=0,25+0L0.75=0.250.6841.73c.计算YFaXYSa/<rF由图10-17查得齿形系数VpQ1=2.57,巳2096由图10-18查得应力修正系

15、数%=21内。7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则而。=620用户如0>2=62。财产q由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式（10-14）得KmiX0aL.0,91X6205=L25电5L36Mpa况zKmgX。向e岂0,92X6205=L2545632MP口。必区底启【%.0.00911/之Q.00976两者取较大值，所以IjQMXur°,=0.00911同z.2）试算齿轮模数2乂1.3x97139.Bgx0.684mt>1x27X0.009111.292mm(2)调整齿轮模数1)计算实际载荷系数前的数

16、据准备a.圆周速度y/二码xa=1.292X27=34,0847177:jixdixnkx34,884x274.29u-n77匚60xWOO_60xWOO-,Ib.齿宽bd=xdQ=1x34.084=34,8847?imc.齿高h及齿宽比b/hh=（2x%丑+广力xm1n匚=29。7mmh34.664S=T907r=122）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KFa=1.1由表10-4用插值法查得KH3=1.315,结合b/h=12查图10-13,得KF3=1.061。则载荷系数为七二通x埠xH废xH&q

17、uot;=lx1,C65xl.lx1,061=1,2433）由式（10-13）,按实际载荷系数算得的齿轮模数二1.292xA股1.243-二1.273mm取m=2mm4)计算分度圆直径=mX=2X27=5痴阳6.3 确定传动尺寸计算中心距z.a.=睡整为151mmJj(2)计算小、大齿轮的分度圆直径%=xm=27X2=Smmd2=z2xm=124x2=249mm(3)计算齿宽b=ipAxda=54?nm取B1=60mmB2=55mm6.4 校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为J2XXTit41端面重合度为：%=上”斓加=1,88-6的益"丫=174轴向重合度为：电=0.318x

18、陞x为xtan=0查得重合度系数Ze=0.868a.计算接触疲劳许用应力。H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：%hml=1100M即，%卷=11。伽计算应力循环次数F%=60X祀1X&Xh=60x27429;<1x16x300x10=7,9x1口“z.4.57=1729X10fl由图查取接触疲劳系数:Khn*=L03，=L14取失效概率为1%,安全系数S=1,得接触疲劳许用应力k0jitTtti1.03x1100方1=Q=J"砰网网/Cjif/jaXOjjitfli_21.14x1100-用心=12"网汽I51J2丈岛xT北41=1133MFcr-x

19、x%xxZs=662.BMP口<网X用岂HR餐故接触强度足够。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hf=mX+ci)=2,5m小%=(%+g)=mx(2心廉+点)=4,5mm2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径出皿=/+2X七=mX为43九鼠)=58Mm££0,2=(is42x/tn.=?ix42Mli)=2S2mm3）计算小、大齿轮的齿根圆直径心=册-2X归=招X(为-2hh-2ci)=钓出机df2=d2-2X=mX(z3-2&-2嬉)=243巾正的h.=1,0,c；=0.25z.6.6 齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮人齿

20、轮法面模数mn22法面压力角an2020法面齿顶图系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角3左0°0'0"右0°0'0"齿数z27124齿顶局ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d54248齿顶圆直径da58252齿根圆直径df49243B6055中心距a151151图6-1大齿轮结构图z.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=97139.89N?mm(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

21、)，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。亦12.79-=112X24.27mmJn_274.29由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%d7n2=(1+C,C,Hx24r.27=25.4Sm7?i查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28确定各轴段的直径和长度。图7-1高速轴示意图z.1）高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=28mm,112长度略小于大带轮轮毂长度L,取112=54mm。选用普通平键，A型键，bxh=8X7mm(GB/T1096-2003),键长L

22、=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=33mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207,其尺寸为dxDXB=35X72X17mm,故d34=d78=35mm,取挡油环的宽度为12,则l34=l78=17+12=29mm。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=2.5mm,因止匕，取d45=d67=40mm。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=60mm,d56=58mm4）轴承端盖厚度e=9.6,垫片厚度At=2,根据轴承端盖便于装

23、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=20mm,C2=18mm,箱座壁厚8=8mm,则降=6+J+4+e5+K-9一5）取小齿轮距箱体内壁之距离A时，应距箱体内壁一段距离A,取A=B+2。+1S+249,6+5+24-17-10=59,6mm1=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置=10mm,挡油环宽度s1=12mm,则二%二1+4-马二10+10-12=8mm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）=3597,7

24、7我7TS713989X=2x心54小齿轮所受的径向力昂t=tana=3597.774x=1309.483JV根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mmI54第一段箍中戊到赣承医方中心蹙离+d=+59,6+氏5=95,lmntz.轴承压力中心到齿轮友点更离%=4+/+*=29+W+黑日,5=58.5mm齿轮中京到轴承压力中心距离卜=%=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。通常把轴当做置于钱链支座上的梁，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

25、于径向力）Q=1380.48Na.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：年七-QX&_1309,483X58,5-138048x95L4L59.5458.5轴承B处水平支承力:L=Q+%一孔=138048+1309.483-(-467)=3157投b.在垂直面内轴承A处垂直支承力:lZ好-=FC1X=3597J74X58S58,5453s179W轴承B处垂直支承力:-KGL58,5”9加轴承A的总支承反力为:%=/尼丹十Rav=J(电刀尸十M7为y=1B5863N轴承B的总支承反力为:A鼠+A勖=J01EA”-f179=3633,6J7c

26、.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩:z.=ON*7nm截面B在水平面上弯矩：MeQm=1380,46x95.1=13128W*mm截面C在水平面上的弯矩：M日=R4Hx%=-467x58,S=-2732ON+mm截面D在水平面上的弯矩：=OJV*vmd.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：=CN*mm截面B在垂直面上弯矩：M3V=ON7nm截面C在垂直面上的弯矩：=Rj1Px%=1799x585=105242AZmm截面D在垂直面上弯矩：=ON7nme.合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：%=0J7*7nm截面B处合成弯矩：收=13129W*7nm截面C处合成弯矩：$=此K4峪=(-2732O

27、)z+(105242)s=108730A/*-mmz.截面D处合成弯矩：=W*mm转矩和扭矩图截面A处当量弯矩：Mva=ONmm截面B处当量弯矩：朋F4=J此4(kXT)£=y(1312B4)z+(0.6X97139.89)2=14364m7加加截面C处当量弯矩：忆=J崂4("T)工=go8730尸4(。£*9了139吃之=L23366W*用玲截面D处当量弯矩：瓦口二小昭+(仁XT)总=7(®2+(0,6x97139.69)3=兆2B4M*mmf.画弯矩图弯矩图如图所示：图7-2高速轴受力及弯矩图z.(6)校核轴的强度因B弯矩大，且作用有转矩，故B为危险

28、剖面其抗弯截面系数为霏乂红学7TX35S砰=32=33=42073配肥z.抗扭截面系数为克乂d*WTE414.及?W116最大弯曲应力为剪切应力为t=11.54JWPII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a=0.6,则当量应力为aca-dAx(trX甘乃-查表得40Cr(渗碳淬火)处理，抗拉强度极限bB=600MPa,则轴的许用弯曲应力<r-1b=55MPa,bca<(r-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=431197.93

29、N?mm(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。任3月。X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%(1rliI=(1+0.07)X39.88=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z.di,为了使所选的轴直径di与联轴Tca=KAXT,查表，考虑平稳，1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径器孔径相适应，故需选取联轴器型号。

30、联轴器的计算转矩故取KA=1.3,则：%=降乂7=56056N*m按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002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，bxh=14X9mm(GBT1096-2003),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=50mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211,其尺寸为dXDXB=55X100x21mm,故d34=d67=55mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d45=58mm

31、;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=55mm,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145=53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(23)R,由轴径d45=58mm故取h=5mm,则轴环处的直径d56=68mm。轴环宽度b>1.4h,取156=7mm。4)轴承端盖厚度e=9.6,垫片厚度At=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8=8mm,则z.L=6+J+4+e+5+K9d=8+20+LB+2+9,6+5+242110=55,6?nm5）取大

32、齿轮距箱体内壁之距离A2=12.5mm,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A,取A=10mm,已知滚动轴承的宽度B=21mm,则IgA=?¥4¥-2=214IO+1_25t2=455mm.凸£ji16t-£44-Ie=21+I。+1)5-7=36.5mm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）431197-93248大齿轮所受的径向力=34".403昂巴="七父七

33、皿保=3477.403x£an20*=1265,671N根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mmF53轴承压力中心到齿轮支点距离I、=9+£工一a=+45.5-10,5=61.5wnL53选轮中点到轴嫉压力中心距离Q=+=+45.5-10,5二1一5由用心而轴承压力中心到第一段轴支点更离="L4工=孚+5X6+10,5=122.1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RBHz.1265,67IX61561.5

34、+61.5'3n=Fr-舄H=1265,671-(633)=633/7轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV61.5I*?，物乂运=173Wsv二冗x615=3477,403X7-7：7=173261.5+61.5轴承A的总支承反力为:%十琉甲=J伯功好3犷=1850.62轴承B的总支承反力为:3+啼=)(633尸+产=LB50.62JVa.计算弯矩在水平面上,轴截面A处所受弯矩:在水平面上,轴截面B处所受弯矩:=QNmm在水平面上,齿轮2所在轴截面C处所受弯矩:覆丹丈£二631x61.5=329WMmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩:在垂直面上，轴截面A处所受弯矩:

35、在垂直面上，轴截面B处所受弯矩:z.二ONTTtTH在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：用皿=x11=1739x61.5=1口6948Mmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：截面A处合成弯矩弯矩：叫=/明4咻=43(Q产=截面B处合成弯矩：%=0J7mm合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为坨=J死用十死f二也找930产)10694a产=1i兆13Nmm截面D处合成弯矩：网口=mm转矩为：T=431197冉3仪截面A处当量弯矩：蛇a=+5足疗=+(0,6x431197.93)=25871W*mnt截面B处当量弯矩：磔鼻=%=0N-7H771截面C处当量弯矩：%='死-t-(axT)

36、2=7(H3813)S+(0.6X431197.g3)s=232646JV<mm截面D处当量弯矩:z.即出二J%15乂为3=70+(0.6X431157,93)£=£S87T9Nmm(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z.其抗弯截面系数为可乂d3JTx58E3219145.37mW抗扭截面系数为WM/啊=二382M73m於116最大弯曲应力为肥cr=拓=14.76/lfPaW剪切应力为7k=ll，26MaWr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a=0.6,则当量应力为却口=4(uxt)2-20,OUWx

37、查表得45(调质)处理，抗拉强度极限bB=650MPa,则轴的许用弯曲应力(r-1b=60MPa,(Tca<(T-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：z.耳1=工瞪耳+咫&#

38、165;=4编尸/叫£=ieS8.63JV耳;二J尾仃+R品二或3157尸十门799产=3*3.6搜查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1月t=x:耳34ylx二=1乂1358.63+0x0=1858,3J?乃律二&x耳gH4x%=1x3633,6+0x0=3633.6JV取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式10KffXCLX?Lh=-x7-=50450.63/i>40000鼠帆5然耳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

39、.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：耳工=1+%=产+33*=%=4Rsv=户+(17mq产=1050227查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1z.El=兄x昂+Y1K九=1x1850.62+0x0=185口必2N丹巴二见X：1iX。=1x1850.62+0x0=1850.621取两轴承当量动载荷较大值带

40、入轴承寿命计算公式106/fXC3Lfi=kX=35322£7/t>48000ft*&Qn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bxh=8mmx7mm(GB/T1096-2003)，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(Tp=60MPa。键连接工作面的挤压应力；-20Mpq<uL=60固Pn9.2 低速轴与大齿轮键连接校核选用A型键，查表得bxh=16mmx10mm(GB/T1096-2003)，键长40mm。键的工作长度l=L-b=24mm大齿轮材

41、料为40Cr,可求得键连接的许用挤压应力bp=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.3 低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bxh=14mmx9mm(GB/T1096-2003),键长100mm。键的工作长度l=L-b=86mmz.联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力(rp=120MPa。键连接工作面的挤压应力4xT%=；=S。网?&<crk=中瓦XIxd邛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=KXT=560.56N?m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

42、/T4323-2002),公称转矩Tn=1250N?m,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=560.56N?m<Tn=1250N?mn=60.02r/min<n=4700r/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

43、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<3m/s,故均采用半粗羊毛毡封油圈。v<12-15m/s时，常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z.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

44、润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);,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v2m/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/T7324-1987),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7K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，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。z.12.3放油塞为了便于清洗箱体内部以及排除箱体内的