机械设计减速器

机械设计减速器设计说明书系别班级姓名学号指导教师职称4141一、设计任务书1二、传动装置总体设计方案1三、选择电动机1四、计算传动装置运动学和动力学参数3五、链传动设计计算5六、减速器高速级齿轮传动设计计算6七、减速器低速级齿轮传动设计计算11八、轴的设计14九、滚动轴承寿命校核32十、键联接设计计算35十一、联轴器的选择36十二、减速器的密封与润滑37十三、减速器附件37十四、减速器箱体主要结构尺寸40十五、设计小结40十六、参考文献#—、设计任务书1.1设计题目二级圆锥-斜齿圆柱减速器，拉力F=7000N,速度v=0.4m/s,直径D=383mm,每天工作小时数：24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链传动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二、传动装置总体设计方案2.1传动方案传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器2.2该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。三、选择电动机3.1电动机类型的选择按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y系列。3.2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=0.98闭式圆柱齿轮的效率：n4=0.98闭式圆锥齿轮的效率：n3=0.97链传动的效率：nc=0.96工作机的效率：nw=0.95%=可1X谥X%X%X%X=079引3.3计算电动机容量工作机所需功率为FX卩7000X0.4爲===2.8kW⑷10001000□电动机所需额定功率：比2.8==3.54^iy'叽0.792□工作转速：60X1000X1/60X1000X0.4也"===19.96riJm⑷ttXDttX383{□经查表按推荐的合理传动比范围，链传动比范围为：2〜6,二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6〜16，因此理论传动比范围为：12〜96。可选择的电动机转速范围为nd=iaXnw=（12〜96）X19.96=240--1916r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M1-8的三相异步电动机，额定功率Pen=4kW，满载转速为nm=720r/min，同步转速为nt=750r/min。电机主要尺寸参数图3-1电动机

3.4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：S720L=—==36.072c%19,96□（2）分配传动装置传动比取链传动比：ic=3锥齿轮（高速级）传动比i-L=0.2^Xi=3口Pd=3.54nw=19.9Pd=3.54nw=19.96i2=4.0减速器总传动比四、计算传动装置运动学和动力学参数ia=36.072\i2—四、计算传动装置运动学和动力学参数ia=36.0724.1电动机输出参数Pq=E吕毗矶ic=3i1=3i2=4.iTjj=7vm=72ic=3i1=3i2=4.015%720□4.2高速轴的参数PI=PoX??!=3.54X0.99=3SkW□tz|=n0=720rpm□PI3.Sr,=9550000X——=9SS0000X——=46423,^1?7171,720□4.3中间轴的参数尸11=P!X7]2X?]3=3.5：X0.98X0.97=3.33kWn\720Ttii=—==240rpmTOC\o"1-5"\h\z"ii3□戸ll3.33rN=9S50000X一=9550000X——=132^6.2SN*mm11240□4.4低速轴的参数F|n=PNXT]zX?]4=3.33X0.98X0.98=3.2kW□nn240n,n=——==S9.85rEimTOC\o"1-5"\h\zIDi24.01严□^in3.2rin=9S50000X一=9550000X=510609,§6?V•mmIDTim59.85□4.5工作机的参数尸屮=PmX%X先X先X耳⑷=3.2X0.96X0,98X0.98X0.95=2.3kW□n\a59.85皿=-—==19.95rpm鮎3□

%2.6Tnj=9S50000X一=9550000X=1340350.88/V•m?n219.95□五、链传动设计计算确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数Z1=25，因为链轮齿数最好为奇数，大链轮齿数Z2=iXZ1=75，所以取Z2=77。实际传动比i=z2/z1=3.08确定链条型号和节距查表得工况系数KA=1.1小链轮齿数系数：心=1.22D取单排链，则计算功率为：P观二陷汇％江P=LIX1.22X3.2kW=4.294JtIVo选择链条型号和节距：根据Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查图选择链号16A-1，节距p=25.4mm。计算链长ZE=189.8ZE=189.8ZH=2.49%=40Xp=40X2^>A=101Errwnp贝V，链长为：aaZh-I-z2p—z2\2101625-I-7725,4/25—77pp2v2Xtf2^.421016\2X7f.=132.714节取Lp=133节采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532则链传动的最大中心距为：嚅磁=人XpX匕乂岭一(◎+zz)]=0.24532X25.4X[2X132.714-(25+77)]=1018.34mm计算链速V，确定润滑方式

60X100060X100060X100060X1000按v=0.633m/s，链号16A,查图选用滴油润滑。作用在轴上的力有效圆周力FsFs=1000X^=1000Xsv4.294=67847V0.633□sin（詈）25.4,fl8Q°S1I1\77=623.04mmsin（詈）25.4,fl8Q°S1I1\77=623.04mm□作用在轴上的力咼沁1.15X.兀二仁15X6784=7802Ng链轮尺寸及结构分度圆直径25.4*0=202.76mm.f180°^六、减速器高速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217〜286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190〜240HBS选小齿轮齿数Z1=34,则大齿轮齿数Z2=Z1Xi=34X3=103。实际传动比i=3.029压力角a=20°。6.2按齿面接触疲劳强度设计由式试算小齿轮分度圆直径，即珀t>4XXr朋珀t>4XXr朋X（1—0.5X朝XwXp35r=9.55X106X-X?;=955X10&X——X0,99=46423,&1?V•mmn720□T2=I1]XHX可=46423,61X3X0,99X0,98=132506.25/V•rrwnp初选载荷系数Kt=1.4由表7-5,取齿宽系数©R=0.3由表7-6,查得弹性系数ZE=189.8MPa由表7-12查取节点区域系数ZH=2.49由图7—18查取接触疲劳强度极限aHltml==北UM卩勺小齿轮应力循环次数沖口=60XnXjX=60X720X1X24X300X10=3,11X109jit11Y1大齿轮应力循坏齿数N盟=當=——=1.037X10〔由图7-19查得接触疲劳寿命系数%=0.965,忌=0.999（允许局部点蚀片取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力r1汎近川丄800X0.965=772MP&□160X0.999s800X0.965=772MP&□160X0.999s14X岛J<T———X1[讥=卩尺X(1—0.5X4X1.4X46423.61/2.49X189.8\2ZE=189.8ZH=2.46计算圆周速度vtJml=t7lfXfl—=临彳87X(1—O.SX0.3)=7TXdm±Xn7FX55.99X720曽—叽丄—=2]]粗60X100060X1000'□计算当量齿宽系数©dVuz+1£?■=^XdltX=0.3x65.87x^=31.34£m^b31,245g=-—==0.56'心^.9-9□计算载荷系数查表得使用系数KA=1.25查图得动载系数KV=1.093取齿间载荷分配系数：KHa=1查表得齿向载荷分布系数：KHB=1.29实际载何系数为K^=XXK聊=1,25X1.093X1X1,29=1,762D按实际载荷系数算得的分度圆直径占氐e1.762£丄=也辽X=65,87X=71.118mm旳勺I®□计算模数血71,118mt=—==2.09mm耳34□取标准模数m=2.5mm。6.3确定传动尺寸实际传动比冇103犹===3.029mm634□大端分度圆直径XX2且=SErrwnpd2=s2Xm=103X2S=计算分锥角m=3mmarctan=18.26791°□S2=9Q-18.26791°=71,73209^齿宽中点分度圆直径如丄=X（1—0吕X甲r）=SE：X（1—0呂X0.3）=72.2^>mm[]=d2X（_l—0且X爭r）=2^7.X（1—0.^X0.3}=218.87^mmQ锥顶距为R=—-XJii?+1=—X-J3.029^+2齿宽为b=般尺X円=0.3X135.57=40.671mmQ取b=41mm校核齿根弯曲疲劳强度Kg「叶JxzCL-血如淇仏X捡兰［叫由表7-4查取齿形系数与应力校正系数YS1=2.442fYS1=1.653,Ysz=2.91由图7-17查得l^x=0.879,=0.88^由图7-16查得弯曲疲劳极限哨问=600MPa.%翻=取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力[^2]=Y^^ysrxYN2=

600X2X0.879=422MPa仁器□480X2X0.88=333MPa仁詰□校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度KX.Ftwb5X（1-0晁严％*也=泅讣皿<閘-422^.yXF叶2=叶丄X—一=l64.77^Pa<[o>]2=33QMPa匕1X□故弯曲强度足够。6.4计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚/lc=THXk；啊=2,^WIW2Q毎=mX（h^n+4）=3mm[1h=（k口+片）=nX〔2h爲+c；）=5.5mmTiTJlrs==3.927mm2□（2）分锥角（由前面计算）51=18.268°o右2=71.732°o（2）计算齿顶圆直径dal=右+2X虬Xcos（^1）=89.7^wiw^da2=d2-\-2XhaXcos（^2）=2^9.07m?n^（3）计算齿根圆直径=d±—2XXGos（dl）=79.3mm^d^2=d2—2XXgqe（百2）=255屁zrez巩注：心=Id<=0.2q（4）计算齿顶角（5）计算齿根角（6）计算齿顶锥角（7）计算齿根锥角6f1=6l-七、减速器低速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度217〜286HBS，大齿轮ZG35CrMo（调质），齿面硬度190〜240HBS选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1Xi=26X4.01=105。实际传动比i=4.038初选螺旋角B=13°。压力角a=20°。F333=9.^X10^-X?/=9^X^X—X0.99=132^06,2^.^T2=珥X珀X可二132EJ06-.2E：X4.01X0.99X0.98=E：10609.86N•初选载荷系数Kt=1.4由表7-5，取齿宽系数©d=1由表7-6,查得弹性系数ZE=189.8MPa由表7-12查取节点区域系数ZH=2.46由图7-18查取接触疲劳强度极限口Hlfml=SOOMpa,=560Jtfpa小齿轮应力循环次数也1=60X-rtX;'X=60X240X1X24X300X10=1.037X109大齿轮应力循环齿数叫.=性=匚""=2.586X108u4.01□由图7-19查得接触疲劳寿命系数%=0.999?%=1.124（允许局部点蚀片取安全系数SH=1，由式（7-18）得许用接触应力800X0.999=7992MPa1□560X1.124=629,4WPa1□

2X1.4X132^06.2^1X1.684.01十12X1.4X132^06.2^1X1.684.01十1/189.8X2.46\2XX4-.01629.44=53.347mr7由圆周速度v7TXd-fX71itXS3.347X240i?===0.6760X100060X1000□查图7-7得动载系数Kv=1.013查图7-2查得使用系数KA=1.25由表7-3,假设KAXFt/bv100N/mm，得齿间载荷分配系数KHa=1.2查图查取齿向载荷分布系数：K3=1.42（设轴刚性大）；实际载荷系数为K=K^K^XK^XK^=1.25X仁013X1,2X1.42=2.158Q按K值对di修正，即1）按K值对di修正，即1）确定模数s2.158—61.624mm□日丄Xcoj/?m日丄Xcoj/?m=61.624XcojI3=1.999inm,耳Sjti=3mmo267.2计算齿轮的集合尺寸确定中心距IX==201.67mm,IX==201.67mm,圆整为202mm□按圆整后的中心距修正螺旋角\2Xa.\2Xa.=13.407严□叫7叫7CO51/?计算小、大齿轮的分度圆直径X26=80.185mmCO513.4077□—n沁乞—n沁乞［刃片王口U按%=叫X：='X证=323.826m?nco-jjScosl3.4077□计算齿宽b=X=80.18mm取b1=90mmb2=85mm校核齿根弯曲疲劳强度由公式（4-20）计算：KXFf（Tr=bXTTlgX由表7-4，Z工V=乖co刖肉查得=2.6,备=2.16i^Q=1.595?比严1.81=2.6,备bXjm/?=1.973誌只叫□查图7-14得螺旋角系数由图7-17查得=0.88,=0'917D由图7-16查得弯曲疲劳极限哨问=600MPa.%翻=4S0AfP«取SF=1.25，由式（7-16）得许用弯曲应力[农]=叽沁况ysTxv=122x2X0.S8=^22AMPaq.480]=ri[WL2XYSTXY冊=X2X0.917=352.13MPa校核齿根弯曲疲劳强度KX耳rn叶1=X$X与X命=45.843MPa<[ct£1]=422.4MPabXTH説Xsa□yXFtrF2=tr51X———=43.88MP«<[tr5]2=3S2.13MPa匕丄x匕：丄□故弯曲强度足够。7.3计算齿轮传动其它几何尺寸计算齿顶高、齿根高和全齿高妇=Xh爲二3m.m^却二mX(h；傀+厲)=3.7Sm^h=Qi口+kf)=mX[2h；仇+噱)=6.75mm计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal=右+2X虬=86.18wiw2qda2=d2-\-2Xhc=329.83mm计算小、大齿轮的齿根圆直径召丄=日]—2X如=72.68mm^=g—2X片=316.33mm[]注：=1.0?略=0,珂八、轴的设计8.1高速轴设计计算已知的转速、功率和转矩转速n=720r/min；功率P=3.5kW；轴所传递的转矩T=46423.61N・mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为[o]=60MPa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。d>?10X—=112X=18.97mm3存□由于最小轴段截面上要开2个键槽，故将轴径增大5%孔啊畝=(1+O.OS)X18.97=查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20确定各轴段的直径和长度。图8-1高速轴示意图输入轴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与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea=KAXT,查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3,贝比rec=KAXT=6-O.3E：JV•按照联轴器转矩Tea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20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为42mm。选用普通平键，A型键，bXh=6X6mm(GBT1096-2003)，键长L=28mm。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，故选用圆锥滚子轴承。。参照工作要求并根据d23=25mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dXDXT=30X62X17.25mm，故d34=d56=30mm。由手册上查得30206型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，则d67=25mm。轴承端盖厚度e=12,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，则［為=2+已+12+JC=2+12+12+24=^0mrriQ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，小齿轮轮毂宽度L=44.01mm，贝V為斗=T—17.2E：rnrriQ取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径，则i鹏=2.5Xci45=2,5X35=87.5*百=E=1总TYim\\訂7=寸+/1+L+F—召=10+10+44,01+17,25-16=65,26至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力=1285^/=1285^/□高速级小齿轮所受的径向力爲1=眞］XtanaXc(?j51=高速级小齿轮所受的轴向力Fg1=FrlXtanaX=1477VqFae=Fa1=147N第一段轴中点到轴承中点距离I1=79.62mm，轴承中点到齿轮中点距离l2=103.5mm，齿轮受力中点到轴承中点距离I3=42.76mm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a.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力FalX虫严一巧X1日147X73'25-444X42.76===-132.137V1送103.5廿轴承B在水平面内的支反力==444-(-132.13)=^76.13JVq轴承A在垂直面内的支反力爲42.76=Ft±X-=1285X=530.897V酬俎l2103,5□轴承B在垂直面内的支反力e=0.37用前=—（F寸+如）=-（123^+^30.89^=-181^.89Nq轴承A的总支承反力为:%=4醯十硏卩=V-132.132+530.892=547.09N轴承B的总支承反力为：Rs=JR話十H劭=V^76.132+-1815.892=1905.09Nqb.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩^AH=OJV•截面B在水平面内弯矩,dml72.25=—号zL疋訂+為]><于=-444X4276+147截面C在水平面内弯矩d沁72.2^「=FS1X-^=147X=53W.3S^*mmal22□截面D在水平面内弯矩Cr=43.2kNFr1=547.09NFr2=1905.09N=OJV•绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩MA[/=ON•mwiQ截面B在垂直面内弯矩Msv=R旦卩X=S30.89X103.E：=E：4947.127V•rrwnp截面C在垂直面内弯矩Mcu—OJV•rmnp截面D在垂直面内弯矩耐四=OJV•rmnp绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩+M蠡=J〔0严+〔0严=ON*mmPr1=1406.58NPr2=1905.09N寿命

足够截面B处合成弯矩Mb=話十嘛=J(—心刃生资尸十(54947.12严=56623.26N■e=0.37截面Ce=0.37胡匚=弘+M和=J〔弓31038严+〔0严=531O.3S7V截面D处合成弯矩Cr=43.2kN%=」略十M爲=J(0)2十(0Cr=43.2kN绘制扭矩图T=46423.617V•rremp计算当量弯矩图截面A处当量弯矩Fr1=1972.76NFr2=2681.6N嗣朋=［碣+(aX7)2=VO2+(0.6X46423.61)2Fr1=1972.76NFr2=2681.6N截面B处当量弯矩Mus=+(盘XTy=756623.26z+f0.6X46423.61/=63103.47N•mm截面C处当量弯矩站兀=［墟+@X=7^310.382+(0.6X46423.61/=28355.8&N*截面C处当量弯矩Mvd=j碼十(aXTj2=VO2+46423.61)2=27854.17N•图8-2高速轴受力及弯矩图Pr1=1972.76NPr2=2681.6N寿命足够因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TOC\o"1-5"\h\zJTXcZ3TTX303oPV===2649.38mm3n3232□抗扭截面系数为bxh=6mmx6mm71X护nbxh=6mmx6mmWT==5298.75mm3T16□最大弯曲应力为Mq=—=23,82Affa-TOC\o"1-5"\h\ztV□剪切应力为Tt==WT□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(Tefl=Q口2+4X〔伉X=26,04AfPa^查表得45调质处理，抗拉强度极限oB=640MPa，则轴的许用弯曲应力［。-1b］=60MPa，。ca＜［。-1b］，所以强度满足要求。bxh=8mmx7mm8.2中间轴设计计算bxh=8mmx7mm已知的转速、功率和转矩转速n=240r/min；功率P=3.33kW；轴所传递的转矩T=132506.25N・mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为［o］=60MPa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=115。Pd>AOXi-=115X3,33Pd>AOXi-=115X3,33=27.63mm340□由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm确定轴的直径和长度bxh=10mmx8mm图8-3中间轴示意图bxh=10mmx8mmbxh=16mmx10mbxh=10mmx8mmbxh=16mmx10mbxh=14mmx9mm□1）初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=27.63mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30206，其尺寸为dXDXT=30X62X17.25mm,故d12=d56=30mm。2）取安装大齿轮处的轴段的直径d45=36mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b2=62mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145=60mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（2~3）R，由轴径d45=36mm查表，取h=5mm，则轴环处的直径d34=46mm。轴环宽度b±1.4h，取134=28mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。4）考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=90mm，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123=88mm，d23=36mm。已知高速级大齿轮轮毂宽度为b2=62mm，为了使挡油环端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短与轮毂宽度，故取145=60mm，d45=36mm。5）取低速级小齿轮距箱体内壁之距离A1=10mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离A2=12.5mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离A3=15mm。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，则12=^56=F+K+6+2=17.2^+10+10+2=39.2S至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的受力分析高速级大齿轮所受的圆周力r=2X—=12U7V高速级大齿轮所受的径向力=Ft2'X.tanaXeosS2=lESNp高速级大齿轮所受的轴向力=耳2XtanaXsi-n32=4L9?Vq低速级小齿轮所受的圆周力(d3为低速级小齿轮的分度圆直径)T132506.25=2乂一=2X=33O5.O137V爲80,185□低速级小齿轮所受的径向力tcmatan20°=RqX=3305.013X=1238.831Nf3cospcasi3M7产□低速级小齿轮所受的轴向力=耳目Xtan/?=3305,013Xtaril3,4077°=788/VqFae=Fa2-Fa3=-369N轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离I1=75.2mm,低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离I2=102mm，高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离I3=61.3mm轴承A在水平面内支反力碍日XH_FygX(g++Fa2X学一耳3X孚£十12+爲1236.631X75.2一138X(75.2+102)+419X-788X•严75.24-102+61.3轴承B在水平面内支反力347N用站=略岂一R阳一=123&.831-f347}-138=轴承A在垂直面内支反力cX11+耳2X〔4+93305.013X75.2+1211X(75.2+102)加="爲轴承B在垂直面内支反力75.2+102+61,31942N75.2十102十61.3_F也X(b+』J+耳2xIgi丄i2十im75.2十102十61.3Jh器十馬卩二Jh器十馬卩二J&47)2十(1942尸轴承B的总支承反力为:%=」碍且+H知=J〔752)£+〔器74严=2681.67V计算水平面弯矩截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩呢右一％7—/AW—%截面c左侧在水平面内弯矩d?218.875『、M佔丘=Fc2XJ?血X3=419X(347X61.3J=24E：837V•截面D右侧在水平面内弯矩SO.185M皿石=RggXh—Fn3X—=752X75,2—78SX=24958JV•mm22D截面D左侧在水平面内弯矩左—尺站'Xl±=7E：2X7^.2—565E：O7V•mm绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩MA[/=耐前=OJV•mm口截面C在垂直面内弯矩Mcv=J?葩Xi3=1942X61.3=119O4S7V•rrwnp截面D在垂直面内弯矩Mdu—只前XI】=2E：74X7^.2=193E：&E：7V•绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=ON•截面C右侧合成弯矩叫石=右+呱=7C-2127iy+C119045P=12O93O2V-mm截面C左侧合成弯矩=J"二菱+M备=J(翠583严+(口勺045严=121557^*mm截面D右侧合成弯矩附Q石=爲右+mdv=VC24958y+C1935&5P=1951672V-截面D左侧合成弯矩时q左=」M；睡+何爲=V(56550)2+C193565)2=2O16567V•mm转矩T2—132506,25?V•rrwnp计算当量弯矩截面A和截面B处当量弯矩Mua=Mvs=07V•TTwnp截面C右侧当量弯矩石=右+(師XTy=V120930z+(0.6X132506,25P=1447242V-mm截面C左侧当量弯矩叽送=Jm；匣+@XT)2二712155/2+(0.6X1325O6.25)2二14524-87V•mm截面D右侧当量弯矩M财石=」斑；石+OXT)2=V1^51672+(0.6X1325O6.25)2=21O7397V•mm截面D左侧当量弯矩删何左=左+仏Xry=V2016562+C0.6X132506,25)z=2167632V•mm图8-4中间轴受力及弯矩图

因D左侧弯矩大，且作用有转矩，故D左侧为危险剖面其抗弯截面系数为TOC\o"1-5"\h\zJTXti371X463°PV===9551,lmm3n3232□抗扭截面系数为71Xif3nWT==19102.19mwi3T16□最大弯曲应力为Mq=—=22,7AfPaTOC\o"1-5"\h\zW□剪切应力为Tt==WT□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(Tefl=Q口2+4X〔伉X查表得45调质处理，抗拉强度极限oB=640MPa，则轴的许用弯曲应力［。-1b］=60MPa，。ca＜［。-1b］，所以强度满足要求。8.3低速轴设计计算已知的转速、功率和转矩转速n=59.85r/min；功率P=3.2kW；轴所传递的转矩T=510609.86N・mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45调质，许用弯曲应力为［o］=60MPa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。d>A0X112X占3,2d>A0X112XI=42.19mm」5楽5,由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=(1+0.07)X42.19二查表可知标准轴孔直径为48mm故取dmin=48确定轴的直径和长度图8-5低速轴示意图低速轴和小链轮配合，查表选取标准轴径d12=48mm,L1长度略小于小链轮轮毂长度，取L1=112mm。选用普通平键，A型，bXh=14X9mm(GBT1096-2003),键长L=100mm。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，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=53mm，由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30211，其尺寸为dXDXT=55X100X22.75mm，故d34=d78=55mm。轴承挡油环定位，由手册上查得30211型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，取d45=64mm取安装齿轮处的轴段的直径d67=57mm；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b4=85mm，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167=83mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=57mm，故取h=8mm，则轴环处的直径d56=74mm，取I56=12mm。轴承端盖厚度e=12，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链轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚5=10mm，则©=占+C；+£+£+童+5+K—T—0=10+22+20+2+12+5+24-22.75-10=62,25mr.5)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离A2=12.5mm，mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离A3=15mm。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，右侧挡油环宽度s1=22.5mm，则［肚二T+4+①=22.7^+10-1-12.‘鹏=為+2,5+£]—厶一応百=90-F2,5+10—12,5—12=78mmQ

^7S=『+2=22.7^+104-12.+2=47.2S至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴的受力分析低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）T510609.86F扯=2X—=2X=3L53.6067V珂九323,826□低速级大齿轮所受的径向力tanaian20°R4=耳4X=3153.606X=1L79.9797Vr4珂cosp^513,4077°□低速级大齿轮所受的轴向力Fq4=耳斗Xtanp=3153,606Xto.nl3,4077°=752/VqFae=Fa4=-752N齿轮中点到轴承压力中心距离l1=78.2mm，轴承压力中心到齿轮中点距离I2=166.2mm，第一段中点到轴承压力中心距离l3=153mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH低速轴上外传动件施加在轴上的径向力Q=7802N~Q乂Oil+4+弓疋—+尸口乂£%-h十J-7802X（78.2十166.2十153）+1179.97^X78.2+752X西乎26-78.2+166.2=-11SL07V用融=_Q_卫阳+爲=-7802f--11810}+1179.979=^lSSTV^轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV1±78.2=F'X一=3153.606X=1009N战f匚+爲73,2+16-6,2□L166.2R5tr=F'X——=3L53.606X=2L45N前直匚+匚78,2+166,2□轴承A的总支承反力为：%=」醯+懸=^C-ll&Wy+〔1009尸=11853.02^轴承B的总支承反力为：%=」磕+啄=7(5188)2+t2145y=5613.947V^a.计算弯矩在水平面上，轴截面A处所受弯矩：

=QXig=7802X1^3=11937067V•在水平面上，轴截面B=QXig=7802X1^3=11937067V•在水平面上，轴截面B处所受弯矩：Msh=OJV•TTITTIQ在水平面上，轴截面C右侧所受弯矩：叫吕右—R疸X=—11810X78.2——92354Z7V•mm在水平面上，轴截面C左侧所受弯矩：在水平面上，轴截面D处所受弯矩：Mdh=OJV•加np在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：=ON•mwiQ在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：M£U—OJV•rmnp在垂直面上，齿轮4所在轴截面C处所受弯矩:Mct/=只蓟X.l±=214E：X78.2=1677397V•mmp在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：耐四=OJV•mmb.绘制合成弯矩图截面B处合成弯矩:截面A截面B处合成弯矩:7(11^5706^+(0^=11937067V•mm截面C左侧合成弯矩：叫左=左+M二左=VC-1045301P+C16773932=10586747V•mm截面C右侧合成弯矩：叫右=财+M亂=VC-92354-Z)2+C167739)2=9386517V•mm截面D处合成弯矩：

C.绘制扭矩图r=^10609.867V•mn[]d.绘制当量弯矩图截面A处当里弯矩：=〈叫+(aXr)2=711^3706+(0.6X510609.86)2=123239W截面B处当里弯矩：=Afg=OAJ•rmnp截面C左侧当里弯矩：M眶吐=血舌左=10586747V•mm截面C右侧当量弯矩：叽石=肿;右+OXT)2=7(^3865iy+C0.6X510609,86)z=9873837V*mr截面D处当里弯矩：+(ctxry=Jq+CO.^X510609,36y=MQE3E&N•mm*图8-6低速轴受力及弯矩图怙□

因A弯矩大，且作用有转矩，故A为危险剖面其抗弯截面系数为TOC\o"1-5"\h\zJTXci377X5：33oPV===1460856mm3n3232□抗扭截面系数为71Xif3nWT==29217.11mwi3T16□最大弯曲应力为Ma=—=33.12^PaW□剪切应力为Tt=——=17A8MPaWr□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=JgE+4X仏X方九、滚动轴承寿命校核九、滚动轴承寿命校核9.1高速轴上的轴承校核根据前面的计算，选用30206轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/FrWe时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=50.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=72000h。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:比l=+磕=VC-132-13P+(530.89J2=547.097V^Fr2=［璀捷+卫爲=^/^76.13)2+t-1815.89^=19O5.O97V^查表得系数Y=1.6=170.97^=170.97^由前面计算可知轴向力Fae=147N查表得系数Y=1.62Y□查表得系数Y=1.62Y□F注讥+忌=74234?VDF魄=Fd2=S9S.3W[1氐□查表得X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：=+Y±XFC1=0,4X547,09+L.6X742,34=140总■昶吨Pr2=心X為+均X吒2=1X1905,09+0X595,34=1905,09^取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式106/AXC\3=——XI-——-=416044/1>72000/t如\扎奖F』D由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2中间轴上的轴承校核根据前面的计算，选用30206轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.37。当Fa/FrWe时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa轴承基本额定动载荷Cr=43.2kN，额定静载荷C0r=50.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=72000h。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:咼1=卜蠢十醯=丿0罗十(1942尸=1972.76?Vd氐=略+砾兀2沪十〔2574)2二2681.67V由前面计算可知轴向力Fae=-369NFdl=616.49?Vd

F应=Fdl~Fae=98^A9^=0.313<e□F讥□查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：P沁=XJ£.F沁H-XFC1=1X1972,76+OX616,49=L972,76?VDPr2=X2XFr2^Y2XFa2=IX2681.6+0X985.49=26S1,6^取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式10&10&X60?t=399331/1>72000/t□由此可知该轴承的工作寿命足够。9.3低速轴上的轴承校核根据前面的计算，选用30211轴承，内径d=55mm，外径D=100mm，宽度B=21mm查阅相关手册，得轴承的判断系数为e=0.4。当Fa/FrWe时，Pr=Fr；当Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa轴承基本额定动载荷Cr=90.8kN，额定静载荷C0r=115kN,轴承采用正装。要求寿命为Lh=72000h。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:码I=［唸十碌=^(-11810)2+tlOO^2=11853.02NFr2=Jj?鑰+恋》=V(^188)2+(2145)2=5613.94Nq查表得系数Y=1.5TOC\o"1-5"\h\z码丄LFdl=—=3951,01?Vdl27□F沁Fd2=—=1871.31Nd22Y□由前面计算可知轴向力Fae=-752NFal=Ftil=39^1.01^F魄=Fdl-Fcg=^3.^[1

=0.333<e=0.84^>e查表得X1=1,Y1=0,X2=0.4,Y2=1.5查表可知ft=1,fp=1.2因此两轴承的当量动载荷如下：Prl=X-LXXFC1=1X118^3.02+0X39^1.01=118^3.02^Pr2=屁X打e+均XFq2=0.4X5613,94+1,5X4703.01=9300,09?VD取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式/Axcy=i3439i/i>7M/Axcy=i3439i/i>7M十、键联接设计计算10.1高速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得bXh=6mmX6mm(GB/T1096-2003)，键长28mm。键的工作长度l=L-b=22mm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采用双键，相隔180°布置。双键的工作长度l=33mm。可得4x7作=—=灯“皿<⑷芒=合适)口10.2高速轴与小锥齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=8mmX7mm(GB/T1096-2003)，键长28mm。键的工作长度l=L-b=20mm小锥齿轮材料为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采用双键，相隔180°布置。双键的工作长度l=30mm。可得10.3中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=10mmX8mm(GB/T1096-2003)，键长70mm。键的工作长度l=L-b=60mm低速级小齿轮材料为40Cr,可求得键连接的许用挤压应力[o]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.4中间轴与大锥齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=10mmX8mm(GB/T1096-2003)，键长50mm。键的工作长度l=L-b=40mm大锥齿轮材料为ZG35CrMo,可求得键连接的许用挤压应力[o]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4xrphxlxdL□10.5低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=16mmX10mm(GB/T1096-2003)，键长70mm。键的工作长度l=L-b=54mm低速级大齿轮材料为ZG35CrMo,可求得键连接的许用挤压应力[o]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4xr「10.6低速轴与链轮键连接校核选用A型键，查表得bXh=14mmX9mm(GB/T1096-2003)，键长100mm。键的工作长度l=L-b=86mm链轮材料为45,可求得键连接的许用挤压应力[o]p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4Xrrn(7„==SSJ^Par<[ff]=联轴器的选择11.1高速轴上联轴器计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=KXT=60.35N・m选择联轴器的型号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=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=20mm，轴孔长度L1=42mm。Tc=60.35N・mvTn=1250N・m十二、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齿轮的润滑闭式齿轮传动