单级齿轮减速器说明书

减速器设计说明书系另U：专业班级:姓名:学号:指导教师:职称:TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章设计任务书 1\o"CurrentDocument"设计题目 1\o"CurrentDocument"设计步骤 1\o"CurrentDocument"第二章传动装置总体设计方案 1\o"CurrentDocument"传动方案 1\o"CurrentDocument"该方案的优缺点 1\o"CurrentDocument"第三章选择电动机 2\o"CurrentDocument"电动机类型的选择 2\o"CurrentDocument"确定传动装置的效率 2\o"CurrentDocument"选择电动机容量 2\o"CurrentDocument"确定传动装置的总传动比和分配传动比 3\o"CurrentDocument"第四章计算传动装置运动学和动力学参数 4\o"CurrentDocument"电动机输出参数 4\o"CurrentDocument"高速轴的参数 4\o"CurrentDocument"低速轴的参数 4\o"CurrentDocument"工作机的参数 5\o"CurrentDocument"第五章普通V带设计计算 5\o"CurrentDocument"第六章减速器齿轮传动设计计算 9\o"CurrentDocument"选精度等级、材料及齿数 9\o"CurrentDocument"按齿根弯曲疲劳强度设计 9\o"CurrentDocument"确定传动尺寸 11\o"CurrentDocument"校核齿面接触疲劳强度 12\o"CurrentDocument"计算齿轮传动其它几何尺寸 13\o"CurrentDocument"齿轮参数和几何尺寸总结 14\o"CurrentDocument"第七章轴的设计 15\o"CurrentDocument"高速轴设计计算 15\o"CurrentDocument"低速轴设计计算 21\o"CurrentDocument"第八章滚动轴承寿命校核 27\o"CurrentDocument"高速轴上的轴承校核 27\o"CurrentDocument"低速轴上的轴承校核 28\o"CurrentDocument"第九章键联接设计计算 29\o"CurrentDocument"高速轴与大带轮键连接校核 29\o"CurrentDocument"低速轴与大齿轮键连接校核 29\o"CurrentDocument"低速轴与联轴器键连接校核 29\o"CurrentDocument"第十章联轴器的选择 30\o"CurrentDocument"10.1低速轴上联轴器 30\o"CurrentDocument"第十一章减速器的密封与润滑 30\o"CurrentDocument"减速器的密封 30\o"CurrentDocument"齿轮的润滑 30\o"CurrentDocument"轴承的润滑 31\o"CurrentDocument"第十二章减速器附件 31\o"CurrentDocument"油面指示器 31\o"CurrentDocument"通气器 31\o"CurrentDocument"放油塞 32\o"CurrentDocument"窥视孔盖 32\o"CurrentDocument"定位销 33\o"CurrentDocument"起盖螺钉 33\o"CurrentDocument"第十三章减速器箱体主要结构尺寸 33\o"CurrentDocument"第十四章设计小结 34\o"CurrentDocument"参考文献 34第一章设计任务书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。设计步骤.传动装置总体设计方案.电动机的选择.确定传动装置的总传动比和分配传动比.计算传动装置的运动和动力参数.普通V带设计计算.减速器内部传动设计计算.传动轴的设计.滚动轴承校核.键联接设计.联轴器设计.润滑密封设计.箱体结构设计第二章传动装置总体设计方案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。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电动机类型的选择按照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。确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n1=0.99滚动轴承的效率：n2=0.99V带的效率：nv=0.96闭式圆柱齿轮的效率：n3=0.98工作机的效率：nw=0.96%=轲x弱乂物乂电X4卬=0,868选择电动机容量工作机所需功率为F-xV23OOx1.1 1=1000=WOO='G见卬电动机所需额定功率:凡2.53工作转速:60x1000x760xWOOx1.1广 K = =用xD 7Tx350经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2〜4,一级圆柱齿轮传动比范围

为：3〜5,因此理论传动比范围为：6〜20。可选择的电动机转速范围为nd=iaXnw=(6〜20)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。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-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880电机主要外形尺寸图3-1电动机LI：一一I 日|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HLxHDAxBKDxEFxG132475x315216x1401238x8010x33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：15,987

(2)分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=3.5减速器传动比为第四章计算传动装置运动学和动力学参数电动机输出参数凡=2,91"砰%=nm=p 291”=9550000X—=9550000x=26946.44N*mm高速轴的参数P产入K%=2.91x0.96=2.79fcV7尸f 27(5274.2^Tt=9550000X一=9550口口口><=7^=9713589投•巾巾274.2^低速轴的参数P甘二P、父小父逅=2.79X0.99X0.98=2-60.02rpm71(274.29

-60.02rpm3=湖口1MX"二期口口口口x卷蛋=4311*93以小4.4工作机的参数P二尸4x为x小x灯w"门"=2.71x0.99x0.99x0.99x0.96=2.52fcF7啊;~na~Bum昨厘=9550000X—=9550000X=9550000X—=9550000X2S260.0240096634N*mm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60.022.71431197.93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=凡乂尸=1.1乂2目1=3,20"印⑵选择V带的带型根据Pca、n1由图选用A型。⑶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7TXdjjX71TJX75X960j= - = =377m也一1-60xMM-60x1000—,

⑷计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径以四=tX仆,=3.5x75=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。Q5O-73Q5O-7334x490儿口=2X恤+彳X0dl+=2X4式+彳X(75+250)+上 ,TXCtU Zft150Sthtti由表选带的基准长度Ld=1550mm。按式计算实际中心距a。Ld-Lda1550-1506工片询4 =490 3512mm按式，中心距的变化范围为489--558mm。⑹验算小带轮的包角aa=160,42°>120°57.3p 57.3=160,42°>120°工【限130D—(小？—ddi)x ft?130D—(250—75)x,口 nj-j⑺计算带的根数z1)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Ka=0.951,表得KL=0.98,于是耳=(Po-+aPD)xKaxKl=(0.5140,112)x0.951X0.98=旦口3.201匚5耳二E“552取6根。⑻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

[2.5—嗯X% (2,5-0,951)x3.20140,105x3,773丸=500X-—-4XVs40,105x3,773° 降XeXu中 0,951X6X3,77:116,74N(9)计算压轴力Fp=2x=2x2xxsin(?)/1=2X116.74X疝—--)=1300.48^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：=2.0xd=2,0x3S=76mm壮口二山江-2乂八口=75+2M2.75=80.5mmF=Cz-l)xe+2x/=(6-1)x15+2x*5=93mmL=2.0XdNB(带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度)L=更771m小带轮结构图图5-1小带轮结构图

pp(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：=2.0xd=2,0x2S=56mm正口二Wrf：-2犬八口二250+2x2.75=255.5mmR二(z-l)xe+2x/=(6-1)X15+2X9=93mmC=0,25xB=0.25x93=23.25mmL=2,0xci=2,0x28=56巾巾大带轮结构图图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48〜55HRC,大齿轮40Cr（渗碳淬火），齿面硬度48〜55HRC⑵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=4.593⑶压力角a=20°。按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算模数，即f2X XTXVj.埠7cl又为人加上M 2 X-F-1陞乂欧瓦］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Ye

0,75 075Ys=0.254——二0.254—=0.684E|-11 工।F3二计算YFaXYSa/[。F]由图10-17查得齿形系数^=2.57,%谴=2.096由图10-18查得应力修正系数由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为加所口=620网户口। =62。时P工由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数Kpw,=。目1,Kpmw=0.92取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得Kfnix口卬0.91x6201.25【仃F】12X口HimW0.92X6201,254-56.32^(10,009110,00876两者取较大值，所以%口【仃F】12X口HimW0.92X6201,254-56.32^(10,009110,00876两者取较大值，所以%口M匕0.:J=0.00911瓦]2）试算齿轮模数s2X1.3X97139.39X0.6841X272X0.009111.292mm10⑵调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度vxz1=1.292x27=34.084mm=0.77E60X1000=0.77E60X1000b.齿宽b3=PdKd口=1x34.8S4=34.804mmc.齿高h及齿宽比b/h=(2x&+谓)xmnC=2.907mmh34,S84-= =12h2,9072）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KH8=1.315,结合b/h=12查图10-13,得KF8=1.061。则载荷系数为降二见工岸:X/工/=lx1.065xl.lx1.061=1,2433）由式3）由式（10-13）,按实际载荷系数算得的齿轮模数取m=2mm4）计算分度圆直径=mX.22=2x27=54mm确定传动尺寸（1）计算中心距11

十均〕尺面- —a.= =iSlmTn.磁整为151mm11⑵计算小、大齿轮的分度圆直径%=为m??i=27x2=54mmd2=s2x?n=124x2=248mm⑶计算齿宽3二干出x壮口=547nm取B1=60mm B2=55mm校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为2XKjjXT2t41 丁X X蜃X编X/中口M*1u1.88-3.2^—4 1.88-3.2^—4 =3.2^4LsO0=1.74"fJ"/卬J轴向重合度为：%=0,3L8xxz2x=0查得重合度系数Z£=0.868a.计算接触疲劳许用应力[QH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：=ILOOJWpa..口俏=llOOIWpu计算应力循环次数M=60芯的X亿X匕丸=60X274.2^x1x16x300x10=7.9xL0a7.9X1034.577.9X1034.57=1.729XIO312由图查取接触疲劳系数:=L0，Kh支2=1.14取失效概率为1%,安全系数S=1,得接触疲劳许用应力乂Ojj1.03x1100除1.14xLLOO=12542^Pa2X2XXT2441xZHxZsxZs=662,8MPa<[%]=1133/lf/'iz故接触强度足够。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%二巾乂&=2mm=mX（博出+瑞）=2,5mm%=（%+hf）=mx+就〕=4,5mm2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径=/+2X尢△=厘M（电+2八温）=58mm八£二也+2x%=巾X（典+2^n）=252mm3）计算小、大齿轮的齿根圆直径也门=心一2M悖=mX -2博巩一2戏）=49巾巾=觎-2乂忻=mX（力一2博也-2蕊）=243mm注:储口=1.0^ =0.2513

齿轮参数和几何尺寸总结1414参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角an2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角B左0°0'0"右0°0'0"齿数z27124齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径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=97139.89N-mm⑵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48〜55HRC,许用弯曲应力为[Q]=55MPa⑶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。/ U2.79苴3月口乂[―=112X =24,27mmJ 」274,29由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%“的=(1+0.05)X24,27=25,48mm查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28⑷确定各轴段的直径和长度。图7-1高速轴示意图151）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=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,^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,因此，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3=8mm,则%£=6+Cn+Cw+4亡4日+S+K一6一力=8420+18+249,6+5+24-17-10=59,6mm5）取小齿轮距箱体内壁之距离A1=10mm。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,挡油环宽度s1=12mm,则= =J+ =ID+ID-12=Smm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5459.629860829⑸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）T97139朋品=2乂£=/三厂二非9工77M小齿轮所受的径向力耳］二冗二xtajia=3597.774x£a.n20c,=1309.483JV根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm£ 54第一段藉中点到粮承压力中心蜜霭=y1-I-L3-I-n=—+59.6+8.5=95.1mmfl M16

, 5 60轴承压力中心到海轮友益距离、=h+ +y-a=29+8+--8,5=50.5mmLi Li送检中点到轴承压力中心能离、=k=5&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=1380.48Na.在水平面内轴承A处水平支承力：轴承B轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：一把7W工3叫483父58,5-138。48M95一把7W5S.545S.5Rbh=Q+&-兄l1380,48+1309,483-（-467）=3157/7b.在垂直面内轴承A处垂直支承力：5氏52%,k=35q了力父罚酶二5轴承B处垂直支承力：%二电乂占二3597,"久而桨前二』轴承A的总支承反力为:Ra=嵇丹+瞪『=V(-467)3+(1799)3=1S5S.632V轴承B的总支承反力为:%=%+母y=JR回产+⑴0寸=3633.6JVc.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩:17=OJV*mm截面B在水平面上弯矩：=(?x=1300.48x95.1=131284A/--mm截面C在水平面上的弯矩：Mch=Rj1Hx=-467x58,5——2732ON*巾巾截面D在水平面上的弯矩：Mdh=ON*d.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：Mav=0J7*7nm截面B在垂直面上弯矩：=ON*mm截面C在垂直面上的弯矩：Mcp=/?4P'XJ=1799x5日，5=105242IV*布力截面D在垂直面上弯矩：Mdv=OJV*77ime.合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：Ma=0投*-mm截面B处合成弯矩：M3=13120W*?nm截面C处合成弯矩：Mc=%■+%=7(-27320)2+(105242)2=L08730A/*mm18截面D处合成弯矩:Md=W*平巾转矩和扭矩图£=97139,891V*-mm截面A处当量弯矩：Mva—W*mm截面B处当量弯矩：Mvs=J崂4(比XT)£=7(1312S4)£+(0.6X97139.B9)2=143&401V*mm截面C处当量弯矩：Mvc=4sx7)w=7(108730)24(0.6X97139.89)2=123366/V*mm截面D处当量弯矩：Mvo= =7(0)2+(0.6x97139.S9)2=5B2B4M*mmf.画弯矩图弯矩图如图所示：图7-2高速轴受力及弯矩图19⑹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■JTX出£71X35s32=32=420711mm320抗扭截面系数为冗乂d占Wr二二8414.22mmT16最大弯曲应力为=而=34.14/WPn剪切应力为Tt=—=1L5组此Per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£口=7cr2-l-4x(trXT)2=36g4朋/n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,oca<[Q-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=431197.93N-mm⑵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197〜286HBS,许用弯曲应力为[Q]=60MPa⑶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。币U2.71if>.40Xf—=112X=3S.83mm60.02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%小由=(1+0.07)X39,SS=42,67mm查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45⑷确定各轴段的长度和直径。图7-3低速轴示意图21

1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径01,为了使所选的轴直径dl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=KAXT,查表，考虑平稳，故取KA=1.3,则：加二七NT二按照联轴器转矩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,^d34=d67=55mm。3)取安装齿轮处的轴段的直径d45=58mm；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l45=53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2〜3)R,由轴径d45=58mm故取h=5mm,则轴环处的直径d56=68mm。轴环宽度bN1.4h,取l56=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3=8mm,则22%£=6 亡斗e45+K—E—L―8420+18+249.6+5+24—21—10=55,6mm5）取大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,E知滚动轴承的宽度B=21mm,贝U,二E-d-dw-2=21+10+12,5-2=4s5mmLt=B-+A-l-zl2— =21+10+12.5—7—36.5mmLJf J-i U1-1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11255.645.553736.5⑸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）T431197.93大齿轮所受的径向力耳匕二F宿xtaTia=3477.403x£a.n20c，=1265.671JV根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mmTOC\o"1-5"\h\zL 53输承压力中心到流绘交点麋离'二卷+J-口=f+45.5-10.5=61.5加刑;M 占l 5?送施申点赞懒承压力中心婕离七士二尚'十J一口二+45.5-10.5=61.5mmit Lt, L1 112轴承压力中心到第一段轴友点距离％=得：74a=—+55,6+10.5=122.1mm±1 Li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RBH23

耳X%1265,671X61.5尚k二"=12^,671-(633)=633^轴承a和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV173^h 61.5173^略=& =3477,403X61^+61,^礴"仆击=3s阑支五票正二173^轴承A的总支承反力为:母=%十说『=J住於尸子［1739尸=185cl,62对轴承B的总支承反力为:%=%+母y=7(&33)2+(1739)2=185O,^2JVa.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:在水平面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩:633x61.5=3在水平面上，轴截面D处所受弯矩:Mdh=ON*用巾在垂直面上，轴截面A处所受弯矩:在垂直面上，轴截面B处所受弯矩:24=OJV*mm在垂直面上，齿轮2所在轴截面C处所受弯矩：Mr=M=1739X61.5=I06g48M•mm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：Map=ON*7nm截面A处合成弯矩弯矩：%=J崂厅4崛=4⑼£：(0产=OJV*mm截面B处合成弯矩：=ON*mm合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为Mu二J财嘉十跳禽二，(38930尸子1106948尸二113013A7•■mm截面D处合成弯矩：MD=W•7nm转矩为：T=431197.93?7--m?7i截面A处当量弯矩：3d=十①xT)2= (0-SX431197.93)3=258719/V+用用截面B处当量弯矩：Mfb=叫=Q及*mm截面C处当量弯矩：Mvc=J崂4sx二7(113013)£4(0.6X431197.93)2=282646N*mm截面D处当量弯矩：25Mvd=J用口斗=^0+(0.6x431197,93)3=258719收*询网⑹校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面26其抗弯截面系数为7rx出室71x58EW= =—二1914*537mm之ULi ULi抗扭截面系数为JTxd%=b=3丽"最大弯曲应力为=—=1476JWPH剪切应力为Tt=—=11,26^(1WT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,则当量应力为品口=7^34X(ffXT)s=20,01^0-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,oca<[Q-1b],所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿命校核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3)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：27耳］=/磴月+母f=J(-467)£+(1799尸=1日如而WN%：=J%十啧=^(3157)3+(1799)3=兆*而M查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1耳］二/n耳［—n5Q1=1x1S5S.63+0x0=LSSS,^SJ?%=xFrz4/2xFaz=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［0E/fXf\ELh=x［^--7=50458,63/1>48000/t由此可知该轴承的工作寿命足够。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3)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：耳工二J%一%二^CS33)3+(1739)3=1850.62JV耳匕=J铝品+%=忒品勺£+117叫产=1S50.62JV查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=128耳］二％x:耳3-F。x:Fal=1x1S50.62+0x0=1S50.62J?耳匕二马N耳^一/父兄£=1x1850.6240x0=1S5O,^22V取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式j_Q6(fxC\SLh=-x［^—『=3532257/r>43000^由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章键联接设计计算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［。］p=60MPa。键连接工作面的挤压应力心XT［R.= -=2OMPa<［cr］„=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4x『%=-一一1=SCfMPa<印口=120同中工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=86mm29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4x『%=-一二=SOMfd<[ct]o=120脏第十章联轴器的选择低速轴上联轴器(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/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。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vW12-15m/s时，常30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173到16。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(GB443-1989);，牌号为L-AN10。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