二级圆锥-斜齿圆柱出入联轴器F=2700 V=1.4 D=280 15X1

机械设计减速器设计说明书系别：专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分设计任务书..............................................4第二部分传动装置总体设计方案.....................................5第三部分电动机的选择............................................53.1电动机的选择............................................53.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6第四部分计算传动装置的运动和动力参数.............................7第五部分齿轮传动的设计..........................................85.1高速圆锥齿轮传动设计计算.................................85.2低速圆柱齿轮传动设计计算................................15第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................236.1输入轴的设计...........................................236.2中间轴的设计...........................................276.3输出轴的设计...........................................33第七部分键联接的选择及校核计算..................................407.1输入轴键选择与校核......................................407.2中间轴键选择与校核......................................407.3输出轴键选择与校核......................................40第八部分轴承的选择及校核计算....................................418.1输入轴的轴承计算与校核...................................418.2中间轴的轴承计算与校核...................................428.3输出轴的轴承计算与校核...................................42第九部分联轴器的选择............................................439.1输入轴处联轴器...........................................439.2输出轴处联轴器...........................................44第十部分减速器的润滑和密封.......................................4410.1减速器的润滑............................................4410.2减速器的密封............................................45第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸............................46设计小结.........................................................48参考文献.........................................................49第一部分设计任务书一、初始数据设计二级圆锥圆柱齿轮减速器，初始数据F=2700N，V=1.4m/s，D=280mm，设计年限（寿命）：15年，每天工作班制（8小时/班）：1班制，每年工作天数：300天，三相交流电源,电压380/220V。二.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.齿轮的设计6.滚动轴承和传动轴的设计7.键联接设计8.箱体结构设计9.润滑密封设计10.联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：选择电动机-二级圆锥圆柱齿轮减速器-工作机。二.计算传动装置总效率a=0.994×0.97×0.992×0.96×0.97=0.851为轴承的效率,2为圆锥齿轮传动的效率,3为联轴器的效率,4为工作装置的效率，5为圆柱齿轮传动的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度v:v=1.4m/s工作机的功率Pw:P电动机所需工作功率为:P工作机的转速为:n=经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8~40，则总传动比合理范围为ia=6~16，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=(6×16)×95.5=573~1528r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm38×8010×333.2确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比：由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:i（2）分配传动装置传动比:取高速级圆锥齿轮的传动比为:i则低速级的传动比为:i第四部分计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：n中间轴：n输出轴：n工作机轴：n（2)各轴输入功率:输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P则各轴的输出功率：输入轴：P中间轴：P输出轴：P工作机轴：P(3)各轴输入转矩:电动机轴输出转矩：T输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T各轴输出转矩为：输入轴：T中间轴：T输出轴：T工作机轴：T第五部分齿轮传动的设计5.1高速级圆锥齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数Z2=23×2.51=57.73，取Z2=58。（4）压力角=20°。2.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式(10-29)试算小齿轮分度圆直径，即d1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T③选取齿宽系数R=0.3。④由图10-20查取区域系数ZH=2.5。⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。⑥计算接触疲劳许用应力[H]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa、Hlim2=550MPa。由式（10-15）计算应力循环次数：NN由图10-23查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.87、KHN2=0.89。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式10-14得:σσ取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[H]=[H]2=489.5MPa2）试算小齿轮分度圆直径d（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①圆周速度vdv②当量齿轮的齿宽系数b=φ2）计算实际载荷系数KH①由表10-2查得使用系数KA=1.25。②根据Vm=3.131m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.14。③直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数KH=KF=1。④由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH=0.954；于是KF=0.884。由此，得到实际载荷系数K3）由式（10-12）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径为d及相应的齿轮模数m=模数取为标准值m=3.5mm。3.按齿根弯曲疲劳强度校核（1）由式（10-26），即σ1）确定公式中的各参数值①计算载荷系数K②计算分锥角δδ③计算当量齿数ZZ④由图10-17查得齿形系数YFa1=2.63YFa2=2.16⑤由图10-18查得应力修正系数YSa1=1.6YSa2=1.84⑥计算弯曲疲劳强度许用应力由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图10-22取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.83、KFN2=0.85取弯曲疲劳安全系数S=1.7，由式（10-14）得σσ2）齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径dd（2）计算分锥角δδ（3）计算齿轮宽度b=取b1=b2=33mm。主要设计结论齿数Z1=23、Z2=58，模数m=3.5mm，压力角=20°，分锥角δ1=21°38′31″、δ2=68°21′29″，齿宽b1=b2=33mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小锥齿轮高速级大锥齿轮模数m3.5mm3.5mm齿数z2358齿宽b33mm33mm分度圆直径d80.5mm203mm分锥角δ21°38′31″68°21′29″锥距R109.189mm109.189mm齿顶高ham×ha3.5mm3.5mm齿根高hfm×(ha+c)4.2mm4.2mm全齿高hha+hf7.7mm7.7mm齿顶圆直径dad+2×ha×cosδ187.01mm205.59mm齿根圆直径dfd-2×hf×cosδ272.69mm199.9mm齿根角θfθf=arctan(hf/R)2°12′14″2°12′14″顶锥角δaδa=δ+θf23°50′46″70°33′43″根锥角δfδf=δ-θf19°26′17″66°9′14″5.2低速级齿轮传动的设计计算1.选精度等级、材料及齿数（1）材料选择：由表选小齿轮材料为40Cr调质处理，硬度范围取为280HBS，大齿轮材料为45钢调质处理，硬度范围取为240HBS。（2）一般工作机器，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数Z3=25，大齿轮齿数Z4=25×4=100，取Z4=99。（4）初选螺旋角=14°。（5）压力角=20°。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d1）确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KHt=1.3。②计算小齿轮传递的转矩T③选取齿宽系数φd=1。④由图查取区域系数ZH=2.44。⑤查表得材料的弹性影响系数Z⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。端面压力角：ααα端面重合度：ε轴向重合度：ε重合度系数：Z⑦由式可得螺旋角系数Z⑧计算接触疲劳许用应力[H]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：NN查取接触疲劳寿命系数:KHN1=0.89、KHN2=0.91。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:σσ取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即σ2）试算小齿轮分度圆直径d（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①圆周速度vv=②齿宽bb=2）计算实际载荷系数KH①由表查得使用系数KA=1.25。②根据v=0.99m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.05。③齿轮的圆周力FK查表得齿间载荷分配系数KH=1.4。④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.453。则载荷系数为：K=3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d及相应的齿轮模数m模数取为标准值mn=3mm。3.几何尺寸计算（1）计算中心距a=中心距圆整为a=190mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角β=arccos即：=11°47′2″（3）计算大、小齿轮的分度圆直径dd（4）计算齿轮宽度b=取b4=77mm、b3=82mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根弯曲疲劳强度条件σ1）确定公式中各参数值①计算当量齿数ZZ②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y基圆螺旋角：β当量齿轮重合度：ε轴向重合度：ε重合度系数：Y③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数YFa1=2.58YFa2=2.17YSa1=1.62YSa2=1.83⑤计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KF=1.4根据KH=1.453，结合b/h=11.41查图得KF则载荷系数为K⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为Flim1=500MPa、Flim2=380MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.87取安全系数S=1.4，得σσ2）齿根弯曲疲劳强度校核σσ齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论齿数Z3=25、Z4=99，模数mn=3mm，压力角=20°，螺旋角=11.784°=11°47′2″，中心距a=190mm，齿宽b3=82mm、b4=77mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2599螺旋角β左11°47′2″右11°47′2″齿宽b82mm77mm分度圆直径d76.613mm303.388mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ham×ha3mm3mm齿根高hfm×(ha+c)3.75mm3.75mm全齿高hha+hf6.75mm6.75mm齿顶圆直径dad+2×ha82.613mm309.388mm齿根圆直径dfd-2×hf69.113mm295.888mm第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=4.41KWn1=960r/minT1=43.87Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为:d则:FFF3.初步确定轴的最小直径:先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取A0=112，得：d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与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，同时考虑电机轴直径38mm，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为32mm故取d12=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=37mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=58mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=37mm，由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d×D×T=40×80×19.75mm，故d34=d56=40mm，III-IV段和V-VI段均为安装轴承段，长度等于轴承宽度，所以取l34=l56=19.75mm。轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30208型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=40+2×3.5=47mm。取l45=118mm。3）为保证轴承的安装取d67=d56-5=35mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm。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s，取s=8mm，小锥齿轮轮毂长度范围为L=(1～1.2)B=33～39.6，取小锥齿轮轮毂长度L=38mm，为保证小锥齿轮定位可靠，轴长度应比小齿轮轮毂长度小2mm，则：l67=Δ+s+L-2=16+8+38-2=60mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图:根据30208轴承查手册得a=16.9mm输入轴第一段中点距左支点距离L1=(58/2+50+16.9)mm=95.9mm两轴承支点之间的距离L2=19.75+118+19.75-2×16.9)mm=123.7mm齿宽中点距右支点距离L3=60+16.9-38/2)mm=57.9mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF左侧轴承1的总支承反力：F右侧轴承2的总支承反力：F3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处的水平弯矩：M截面B处的水平弯矩：M截面C处的水平弯矩：M截面D处的水平弯矩：M4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A处的垂直弯矩：M截面B处的垂直弯矩：M截面C处的垂直弯矩：截面D处的垂直弯矩：M5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：截面A处的合成弯矩：M截面B处的合成弯矩：M截面C处的合成弯矩：M截面D处的合成弯矩：M6）绘制扭矩图T=7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处的当量弯矩：M截面B处的当量弯矩：M截面C处的当量弯矩：M截面D处的当量弯矩：M8）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2中间轴的设计1.求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=4.23KWn2=382.47r/minT2=105.62Nm2.求作用在齿轮上的力已知高速级大圆锥齿轮的平均分度圆直径为:d则:FFF已知低速级小齿轮的分度圆直径为：d3=76.613mm则:FFF3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取：A0=115，得:d4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=25.6mm由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为d×D×T=45×85×20.75mm，故d12=d56=45mm。2）取安装大锥齿轮处的轴段IV-V的直径d45=50mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。高速大锥齿轮轮毂的宽度范围L=(1～1.2)d45=50～60mm，取大锥齿轮轮毂宽度为L=57mm，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=55mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=50mm查表，得R=1.6mm，故取h=4mm，则轴环处的直径d34=58mm。3）左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d23=50mm。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B=82mm，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l23=80mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm。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s，取s=8mm，已知滚动轴承宽度T=20.75mm，则l12=T+Δ+s+2=20.75+16+8+2=46.75mml56=T2T+s+Δ+2=20.75+8+16+2=46.75mm6）轴环宽度b≥1.4h，同时保证轴承两侧对于中心轴线对称，取l34=25.7mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）:根据30209轴承查手册得a=18.6mm高速大锥齿轮轮毂中点距右支点距离L1=(57/2-2+46.75-18.6)mm=54.6mm中间轴两齿轮齿宽中点距离L2=(57/2+25.7+82/2)mm=95.2mm低速小齿轮齿宽中点距左支点距离L3=(82/2-2+46.75-18.6)mm=67.2mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右侧轴承1的总支承反力：F左侧轴承2的总支承反力：F3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的水平弯矩：M截面C右侧在水平面内弯矩：M截面C左侧在水平面内弯矩：M截面D右侧在水平面内弯矩：M截面D左侧在水平面内弯矩：M4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的垂直弯矩：M截面C处的垂直弯矩：M截面D处的垂直弯矩：M5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的合成弯矩：M截面C右侧合成弯矩：M截面C左侧合成弯矩：M截面D右侧合成弯矩：M截面D左侧合成弯矩：M6）绘制扭矩图T=7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处和B处的当量弯矩：M截面C右侧当量弯矩：M截面C左侧当量弯矩：M截面D右侧当量弯矩：M截面D左侧当量弯矩：M8）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面D左侧）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.3输出轴的设计1.求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=4.06KWn3=95.62r/minT3=405.49Nm2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4=303.388mm则:FFF3.初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:A0=112，于是得d输出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与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3，查表，考虑转矩变化小，故取KA=1.5，则:T按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT8型联轴器。半联轴器的孔径为45mm故取d12=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=50mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比L略短一些，现取l12=82mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23=50mm，由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30211，其尺寸为d×D×T=55mm×100mm×22.75mm，故d34=d78=55mm，取挡油环的宽度为15，则l34=22.75+15=37.75mm左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。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。3）取安装齿轮处的轴段VI-VII段的直径d67=60mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。已知低速大齿轮轮毂的宽度为B=77mm，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l67=75mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d67=60mm查表，得R=2mm，故取h=6mm，则轴环处的直径d56=72mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=12mm。4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，根据中间轴的设计，低速小齿轮和高速大锥齿轮之间的距离为25.7mm。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s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=22.75mm高速大锥齿轮轮毂宽度B2=57mm，则l45=B2Δ+s+25.7+2.5-l56-15=57+16+8+25.7+2.5-12-15=82.2mml78=T+s+Δ+2.5+2=22.75+8+16+2.5+2=51.25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图:根据30211轴承查手册得a=21mm齿宽中点距左支点距离L1=(77/2-2+51.25-21)mm=66.8mm齿宽中点距右支点距离L2=(77/2+12+82.2+37.75-21)mm=149.4mm第一段受力中点距右支点距离L3=(82/2+50+21)mm=112mm2）计算轴的支反力：水平面支反力：FF垂直面支反力：FF右侧轴承1的总支承反力：F左侧轴承2的总支承反力：F3）计算轴的水平弯矩并绘制弯矩图：截面A处和B处的水平弯矩：M齿轮所在轴截面C在水平面上所受弯矩：M截面D在水平面上所受弯矩：M4）计算轴的垂直弯矩并绘制弯矩图：截面A在垂直面上所受弯矩：M截面B在垂直面上所受弯矩：M齿轮所在轴截面C在垂直面上所受弯矩：M截面D在垂直面上所受弯矩：M5）计算合成弯矩并绘制弯矩图：截面A处的合成弯矩：M截面B处的合成弯矩：M齿轮所在截面C处的合成弯矩：M截面D处的合成弯矩：M6）绘制扭矩图T=7）计算当量弯矩并绘制弯矩图截面A处的当量弯矩：M截面B处的当量弯矩：M截面C处的当量弯矩：M截面D处的当量弯矩：M8）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴旋转方向，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，则轴的计算应力：σ故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第七部分键联接的选择及校核计算7.1输入轴键选择与校核1）校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×50mm，接触长度:l'=50-10=40mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T1，故键满足强度要求。2）校核小锥齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=10mm×8mm×32mm，接触长度:l'=32-10=22mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T1，故键满足强度要求。7.2中间轴键选择与校核1）中间轴与高速大锥齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×50mm，接触长度:l'=50-14=36mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。2）中间轴与低速小齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接触长度:l'=70-14=56mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T2，故键满足强度要求。7.3输出轴键选择与校核1）输出轴与低速大齿轮处的键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=18mm×11mm×70mm，接触长度:l'=70-18=52mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T3，故键满足强度要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l=14mm×9mm×70mm，接触长度:l'=70-14=56mm，则键联接所能传递的转矩为:T=0.25T≥T3，故键满足强度要求。第八部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：L8.1输入轴的轴承计算与校核1）初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30208轴承，Cr=63KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。8.2中间轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30209轴承，Cr=67.8KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。8.3输出轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P:因该轴承只受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=1，Y=0所以:P=2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P3）选择轴承型号:查课本表11-5，选择:30211轴承，Cr=90.8KN，由课本式11-3有：L所以轴承预期寿命足够。第九部分联轴器的选择9.1输入轴处联轴器1.载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.5，故得计算转矩为：T2.型号选择选用LT5型联轴器，联轴器许用转矩为T=125Nm，许用最大转速为n=4600r/min，轴孔直径为32mm，轴孔长度为60mm。Tn联轴器满足要求，故合用。9.2输出轴处联轴器1.载荷计算公称转矩：T=由表查得KA=1.5，故得计算转矩为：T2.型号选择选用LT8型联轴器，联轴器许用转矩为T=710Nm，许用最大转速为n=3000r/min，轴孔直径为45mm，轴孔长度为84mm。Tn联轴器满足要求，故合用。第十部分减速器的润滑和密封10.1减速器的润滑1）齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于低速大齿轮的圆周速度v≤12m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了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30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于低速大齿轮全齿高h=6.75mm≤10mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H=30+10=40mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177cSt。2）轴承的润滑轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于低速大齿轮圆周速度v=0.99m/s≤2m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3~2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度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。10.2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、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v＜3m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸11.1减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：查辅导书手册得具体尺寸如下：L1=180；L2=165；b1=140；b2=125；d=7；R=5；h=42.放油螺塞放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：3.油标（油尺）油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：4.通气器通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅