机械设计课程设计

1、 * 输入功率P= 5 输入转速n= 966.67 高速级模数m1= 2 小齿轮齿数z1= 21 大齿轮齿数z2= 92 小齿轮宽度B1= 40 大齿轮宽度B2= 35 高速级中心距a1= 115 高速级螺旋角1=10.71°= 10° 42' 24" 低速级模数m2= 3 小齿轮齿数z3= 23 大齿轮齿数z4= 74 小齿轮宽度B3= 65 大齿轮宽度B4= 60 低速级中心距a2= 150 低速级螺旋角2=14.08°= 14° 4' 37" 高速轴最小段直径d1= 22，长度L1= 44 中间轴最小段直径d2=

2、 35，长度L2= 39 低速轴最小段直径d3= 48，长度L3= 112 采用脂润滑 ak= 6 注：以上数据为方便设计师绘图使用，买家不用管 *一、设计任务书 (1)设计题目:二级展开式圆柱齿轮减速器 (2)题目数据: 拉力F= 3100N 速度v=1.40m/s 直径D= 390mm 班制： 2班 工作年限（寿命）： 10年 每年工作天数： 250天二、总统方案设计1.传动方案的拟定 根据设计任务书，改传动方案的设计分为原动机、传动机构和执行机构三部分。 （1）原动机的选择 按设计要求，动力源为三相交流电动机。 （2）传动机构的选择 可选用的传动机构类型有：带传动、链传动、齿轮传动、蜗轮

3、蜗杆传动。 带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高，制造、安装、维护都比较方便，成本也较低，但是传动效率低，传动比不恒定，寿命短；链传动虽然传动效率高，但会引起一定的震动，且缓冲吸震能力差。蜗轮蜗杆传动对然平稳性好，但效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造要求精度高；而齿轮传动传动效率高，使用寿命长，传动比恒定，工作平稳性好，完全符合设计要求。总传动比不是很高，也无传动方向的变化，所以初步决定采用圆柱齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的工作环境下工作。2.2.电动机的选择 （1）选择电动机的类型

4、按工作要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。 （2）选择电动机容量 a.工作机的功率Pw Pw=F×V/1000= 4.34kW b.总效率a a=0.833 c.所需电动机功率Pd Pd=Pw/a=5.21kW （2）选择电动机的转速工作转速nw=60×1000×V/3.14/D= 68.59r/min，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，因此理论传动比范围为： 16- 160。可选择的电动机转速范围为 1097.44- 10974.4r/min。 进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y13

5、2S1-2，额定功率Pen= 5.5kW，满载转速为nm= 2900r/min，同步转速为nt= 3000r/min。2.3.传动装置的运动与动力参数计算 （1）分配总传动比 总传动比ia=nm/nw=42.28 （2）分配传动装置各级传动比 取V带的传动比i0= 3 则二级减速器高速级的传动比 则低速级的传动比为i2= 3.23 减速器总传动比ib=i1×i2= 14.0828 （3）动力参数的计算 a.各轴转速的计算 电机：n0=nm= 2900r/min 轴：n1=n0/i0= 966.67r/min 轴：n2=n0/i1= 221.71r/min 轴：n3=n0/i2= 68

6、.64r/min b.各轴功率的计算 电机：P0= 5.21kW 轴：P1=P0×1= 5kW 轴：P2=P1×1×2×3= 4.8kW 轴：P3=P2×1×2×3= 4.61kW c.各轴扭矩的计算 电机：T0=9550000×P0/n0= 17157N.mm 轴：T1=9550000×P1/n1= 49396N.mm 轴：T2=9550000×P2/n2= 206757N.mm 轴：T3=9550000×P3/n3= 641397N.mm三、普通V带的设计计算 设计普通V形带传动须

7、确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。1.确定计算功率Pca 由表查得工作情况系数KA= 1.1，故 Pca=KA×P=6.1kW2.选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用Z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8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1= 90mm。 2）验算带速v。按式（8-13）验算带的速度 因为5m/sv30m/s，故带速合适。 计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1= 270mm 根据表8-9

8、，取标准值为dd2= 280mm。 4.确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0= 500mm。 由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度Ld= 1640mm。 按式计算实际中心距a。 按式（8-24）,中心距的变化范围为 495- 569mm。5.验算小带轮的包角a 6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1= 90mm和n1= 2900r/min,查表8-4得P0=0.620kW。 根据n1= 2900r/min，i= 3和Z型带，查表8-5得P0=0.042kW。 查表8-6的K=0.950，表8-2得KL=0.990，于是 Pr

9、=(P0+P0)×K×KL=0.623kW 2）计算带的根数z 取 5根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以 8.计算压轴力Fp 四、减速器齿轮传动设计1.高速级齿轮设计计算1.选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮45号钢(调制)硬度为240HBS，大齿轮45号钢(正火)硬度为190HBS。 （2）带式运输机为一般工作机。 （3）选小齿轮齿数Z1= 20，大齿轮齿数Z2= 87。 （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

10、1）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×P/n1= 49396N.mm 查表选取齿宽系数d=0.8 由图查取区域系数ZH=2.458 查表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Z 由式（10-23）可得螺旋角系数Z。 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Hlim1= 600Mpa，Hlim2= 550Mpa。计算应力循环次数 NL1=60×n×j×Lh= 2.32×10 9 NL2=NL1/u= 5.321×10 8 由图

11、查取接触疲劳系数： KHN1=0.833，KHN2=0.917 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 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= 500MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 （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 齿宽b b=d×d1t= 36.47mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1.000 查图得动载系数KV=1.097 齿轮的圆周力。 Ft=2×T/d1= 2167N KA×Ft/b= 59N/mm<100N/mm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.400 查表得齿向载荷

12、分布系数：KH=1.367 实际载荷系数为：KH=KA×KV×KH×KH=2.099 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式（10-7）试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KFt= 1.3 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 计算弯曲疲劳寿命系数Y 计算YFa×YSa/F YFa1= 2.72，YFa2= 2.184 YSa1= 1.57，YSa2= 1.788 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 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.7

13、45，KFN2=0.837 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 两者取较大值，所以 2）试算齿轮模数 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 齿宽b b=d×d1= 26mm 齿高h及齿宽比b/h h=(2×han+cn)×mnt= 3.51mm b/h= 7.41 2）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数KV=1.083 查表得齿间载荷分配系数：KF=1.400 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.367 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.071 实际载荷系数为：KF=KA×KV×KF×KF=1.624 3）计算

14、按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn= 2mm。 z1=d1×cos()/mn= 16.57，取z1= 21（避免轴承端盖干涉） z2=u×z1= 91.56，取z2= 923.几何尺寸计算 （1）计算中心距 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （2）计算小、大齿轮的分度圆直径 （2）计算齿宽 b=d×d1= 34mm 取B1= 40mm B2= 35mm 齿轮数据整理如下表格：模数m 2小齿轮齿数z1 21大齿轮齿数z2 92中心距(mm)a 1

15、15小齿轮分度圆直径(mm)d1 42.74大齿轮分度圆直径(mm)d2 187.26小齿轮齿顶圆直径(mm)da1=mn×(z1+2)= 46.74大齿轮齿顶圆直径(mm)da2=mn×(z2+2)= 191.26小齿轮齿根圆直径(mm)df1=mn×(z1-2.5)= 37.74大齿轮齿根圆直径(mm)df2=mn×(z2-2.5)= 182.262.低速级齿轮设计计算1.选精度等级、材料及齿数 （1）由选择小齿轮45号钢(调制)硬度为240HBS，大齿轮45号钢(正火)硬度为190HBS。 （2）带式运输机为一般工作机 （3）选小齿轮齿数Z1= 2

16、4，大齿轮齿数Z2= 78。 （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（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即 1）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×P/n1= 206757N.mm 查表选取齿宽系数d=0.8 由图查取区域系数ZH=2.458 查表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Z 由式（10-23）可得螺旋角系数Z。 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Hlim1= 600Mpa，Hlim2=

17、550Mpa。计算应力循环次数 NL1=60×n×j×Lh= 5.321×10 8 NL2=NL1/u= 1.647×10 8 由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.917，KHN2=0.988 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 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= 543MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 （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 齿宽b b=d×d1t= 55.05mm 2）计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1.000 查图得动载系数KV=1.066

18、 齿轮的圆周力。 Ft=2×T/d1= 6010N KA×Ft/b= 109N/mm>100N/mm 查表得齿间载荷分配系数：KH=1.200 查表得齿向载荷分布系数：KH=1.379 实际载荷系数为：KH=KA×KV×KH×KH=1.764 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 （1）由式试算齿轮模数，即 1）确定公式中的各参数值。 试选载荷系数KFt= 1.3 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 计算弯曲疲劳寿命系数Y 计算YFa×YSa/F YFa1= 2.55，YFa2= 2.204 YSa1= 1

19、.6，YSa2= 1.778 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 由图查取弯曲疲劳系数： KFN1=0.837，KFN2=0.927 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 两者取较大值，所以 2）试算齿轮模数 （2）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度 齿宽b b=d×d1= 42mm 齿高h及齿宽比b/h h=(2×han+cn)×mnt= 4.77mm b/h= 8.81 2）计算实际载荷系数KF 查图得动载系数KV=1.062 查表得齿间载荷分配系数：KF=1.200 查表得齿向

20、载荷分布系数：KH=1.379 查表得齿向载荷分布系数：KF=1.072 实际载荷系数为：KF=KA×KV×KF×KF=1.366 3）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn= 3mm。 z1=d1×cos()/mn= 18.01，取z1= 23（避免轴承端盖干涉） z2=u×z1= 74.29，取z2= 743.几何尺寸计算 （1）计算中心距 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （2）计算小、大齿轮的分度圆直径 （2）计算齿

21、宽 b=d×d1= 57mm 取B1= 65mm B2= 60mm法面模数mn 3小齿轮齿数z3 23大齿轮齿数z4 74中心距(mm)a 150小齿轮分度圆直径(mm)d3 71.13大齿轮分度圆直径(mm)d4 228.87小齿轮齿顶圆直径(mm)da3=mn×(z3+2)= 77.13大齿轮齿顶圆直径(mm)da4=mn×(z4+2)= 234.87小齿轮齿根圆直径(mm)df3=mn×(z3-2.5)= 63.63大齿轮齿根圆直径(mm)df4=mn×(z3-2.5)= 221.37五、轴的设计及校核1.高速轴的设计及校核 （1）已经确

22、定的运动学和动力学参数 n1= 966.67r/min；P1= 5kW；T1= 49396N.mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表13-10，选用45钢，调质处理，硬度为217-255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由表5-1可得 A=107-118 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A=115。 由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% dmin=(1+0.07)d= 20.23mm 查表可知标准轴孔直径为 22mm故取dmin= 22 （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，故将

23、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拆卸，选用普通平键，A型，b×h= 8mm× 7mm（GB/T 1096-2003）,长 40mm；定位轴肩直径为 27mm b.确定各轴段的直径和长度（以下数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第1段：d1= 22mm（由带轮标准内径确定），L1=2×d1= 44mm 第2段：d2= 27mm（比第一段大5mm作为轴肩），L2= 64mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3= 30mm（与轴承内径配合），L3= 28mm（由轴承宽度确定） 第4段：d4= 3

24、5mm（轴肩），L4= 85.5mm（由齿轮3的宽度和齿轮端面与箱体内壁距离确定） 第5段：d5= 46.74mm（齿轮1的齿顶圆直径），L5= 40mm（等于齿轮1的宽度） 第6段：d6= 35mm（轴肩），L6= 8mm（由齿轮端面和箱体内壁距离确定） 第7段：d7= 30mm（与轴承内径配合），L7= 28mm（由轴承和挡油环（定距环）宽度确定） （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高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（d1为齿轮1的分度圆直径） 齿轮1所受的圆周力Ft1=2×T1/d1= 2311N（d1为齿轮分度圆直径）

25、 齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tan/cos= 856N 齿轮1所受的轴向力Fa1=Ft1×tan= 437N 带传动压轴力（属于径向力）FQ= 905N Lk1= 96mm，Lk2= 123mm，Lk3= 58mm c.计算作用在轴上的支座反力 水平面内 RAH=(Fr1×Lk2-FQ×Lk1)/(Lk2+Lk3)= 582N RBH=(FQ×(Lk1+Lk2+Lk3)+Fr1×Lk3)/(Lk2+Lk3)= 1659N 垂直面内 RAV=Ft1×Lk2/(Lk2+Lk3)= 1570N RBV=Ft1×L

26、k3/(Lk2+Lk3)= 741N d.绘制水平面弯矩图 MAH=0（此处无弯矩，所以等于0） MBH=FQ×Lk1= 86880N.mm MCH左=FQ×(Lk1+Lk2)-RBH×L2+Fa1×d1/2=-5862N.mm MCH右=RAH×Lk3= 33756N.mm e.绘制垂直面弯矩图 MAV=MBV= 0N.mm MCV=RAV×Lk3= 91060N.mm f.绘制合成弯矩图 MB=MBH= 86880N.mm g.绘制扭矩图 T= 49396N.mm h.绘制当量弯矩图 注：以下弯矩图和扭矩图仅供参考，买家抄上去的时

27、候根据自己的数据改下 h.确定轴的危险截面并校核轴的强度 截面B 截面C 2.中间轴的设计及校核 （1）已经确定的运动学和动力学参数 n2= 221.71r/min；P2= 4.8kW；T2= 206757N.mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表13-10，选用45钢，调质处理，硬度为217-255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由表5-1可得 A=107-118 由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A=115。 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

28、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安装在低速轴上，中间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。两齿轮之间以轴环定位；两齿轮的另一端各采用套筒定位；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径（以下数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第1段：d1= 35mm（与轴承内径配合），L1= 39mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定） 第2段：d

29、2= 40mm（与齿轮3内孔配合），L2= 63mm（比齿轮3宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第3段：d3= 50mm（轴肩），L3= 15mm（一般取10mm） 第4段：d4= 40mm（与齿轮2内孔配合），L4= 33mm（比齿轮2宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第5段：d5= 35mm（与轴承内径配合），L5= 41.5mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定） （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画中间轴的受力图 如图所示为高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2所受的圆周力Ft2=2×T2/d2= 2208N 齿轮2所受的径向力

30、Fr2=Ft2×tan= 817N 齿轮3所受的圆周力Ft3=2×T2/d3= 5813N 齿轮3所受的径向力Fr3=Ft3×tan= 2180N c.计算作用在轴上的支座反力 Lk1= 61mm，Lk2= 50mm，Lk3= 48mm 水平面内 RAH=(Fr3×Lk1-Fr2×(Lk1+Lk2)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 265N RBH=(Fr3×(Lk1+Lk3)-Fr2×Lk3)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 1248N 垂直面内 RAV=(Ft3×Lk1+Ft2×(Lk1+Lk2)/(Lk

31、1+Lk2+Lk3)= 3760N RBV=(Ft3×(Lk2+Lk3)+Ft2×Lk3)/(Lk1+Lk2+Lk3)= 4261N d.绘制水平面弯矩图 MAH=MBH= 0 MCH右=-RAH×Lk3=-12852N.mm MCH左=Fa3×d3/2-RAH×Lk3= 38966N.mm MDH右=RBH×Lk1-Fa2×d2/2= 37084N.mm MDH左=RBH×Lk1= 76128N.mm e.绘制垂直面弯矩图 MAV=MBV= 0N.mm MCV=RAV×Lk3= 182360N.mm M

32、DV=RBV×Lk1= 259921N.mm f.绘制合成弯矩图 MA=MB= 0N.mm f.绘制扭矩图 T2= 206757N.mm g.绘制当量弯矩图 MVA=MVB= 0N.mm 注：以下弯矩图和扭矩图仅供参考，买家抄上去的时候根据自己的数据改下 h.确定轴的危险截面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面D处当量弯矩最大，是轴的危险截面 3.低速轴的设计及校核 （1）已经确定的运动学和动力学参数 n3= 68.64r/min；P3= 4.61kW；T3= 641397N.mm （2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表13-10，选用45钢，调质处理，硬度

33、为217-255HBS，许用弯曲应力为=60MPa （3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由表5-1可得 A=107-118 由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A=107。 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5% dmin=(1+0.05)d= 45.66mm 查表可知标准轴孔直径为 48mm故取dmin= 48 （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，故将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拆卸，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（以

34、下长数据仅作为绘图时的参考尺寸，绘图过程中会根据情况调整，以下尺寸不代表最后尺寸） 第1段：d1= 48mm（由联轴器标准内径确定），L1= 112mm（由联轴器轴孔长度确定） 第2段：d2= 53mm（轴肩），L2= 59mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3= 55mm（与轴承内径配合），L3= 33mm（轴承宽度） 第4段：d4= 60mm（轴肩），L4= 53mm（根据齿轮宽度确定） 第5段：d5= 75mm（轴肩），L5= 10mm 第6段：d6= 60mm（与大齿轮内孔配合），L6= 58mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第7段：d7= 55mm

35、（与轴承内径配合），L7= 45.5mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定） （5）弯曲-扭转组合强度校核 a.画高速轴的受力图 如图所示为高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Ft4=2×T3/d4= 5605N（d4为齿轮4的分度圆直径） 齿轮4所受的径向力Fr4=Ft4×tan/cos= 2102N 齿轮4所受的轴向力Fa4=Ft4×tan= 1405N c.计算作用在轴上的支座反力 （Lk1= 70mm，Lk2= 116mm，Lk3= 126mm 水平面内 RAH=Fr4×Lk1/(Lk1+L

36、k2)= 795N RBH=Fr4×Lk2/(Lk1+Lk2)= 1307N 垂直面内 RAV=Ft4×Lk1/(Lk1+Lk2)= 2119N RBV=Ft4×Lk2/(Lk1+Lk2)= 3486N d.绘制水平面弯矩图 MAH=MBH= 0 MCH=RBH×Lk1= 92144N.mm e.绘制垂直面弯矩图 MAV=MBV= 0N.mm MCV右=RAV×Lk1= 149390N.mm MCV右=RAV×Lk1= 149390N.mm MCV左=RBV×Lk1-Fa4×d4/2= 84982N.mm f.绘制

37、合成弯矩图 MA=MB= 0N.mm g.绘制扭矩图 T= 641397N.mm h.绘制当量弯矩图 MVA= 0N.mm MVC左=M左= 125349N.mm h.确定轴的危险截面并校核轴的强度 由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面 六、轴承选择与校核1.高速轴轴承轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)720 6AC 30 62 16 22 根据前面的计算，选用720 6AC角接触球轴承，内径d= 30mm，外径D= 62mm，宽度B= 16mm 当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.4

38、1Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr= 22kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh= 40000h，轴承采用正装。 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： Fd1=0.68×Fr1= 1138.59N Fd2=0.68×Fr2= 1235.54N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2= 1672.54N Fa2=Fd2= 1235.54N Fa1/Fr1=1.00 Fa2/Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87 查表可知ft=1，fp= 1 Pr1=X1&#

39、215;Fr1+Y1×Fa1= 2141.61N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2= 1819.88N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。2.中间轴轴承轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)720 7AC 35 72 17 29 根据前面的计算，选用720 7AC角接触球轴承，内径d= 35mm，外径D= 72mm，宽度B= 17mm 当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr= 29kN，轴承采用正装。 要求寿命

40、为Lh= 40000h，轴承采用正装。 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： Fd1=0.68×Fr1= 2556.8N Fd2=0.68×Fr2= 3019.2N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2= 4059.2N Fa2=Fd2= 3019.2N Fa1/Fr1=1.08 Fa2/Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1.00，Y2=0.00 查表可知ft=1，fp= 1 Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1= 5073.1N Pr2=X2×Fr2+

41、Y2×Fa2= 4440N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。3.低速轴轴承轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)72 11AC 55 100 21 50.5 根据前面的计算，选用72 11AC角接触球轴承，内径d= 55mm，外径D= 100mm，宽度B= 21mm 当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa 轴承基本额定动载荷Cr= 50.5kN，轴承采用正装。 要求寿命为Lh= 40000h，轴承采用正装。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以

42、计算得到合成支反力： Fd1=0.68×Fr1= 1538.99N Fd2=0.68×Fr2= 2531.61N 由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。 Fa1=Fae+Fd2= 3936.61N Fa2=Fd2= 2531.61N Fa1/Fr1=1.74 Fa2/Fr2=0.68 查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1.00，Y2=0.00 查表可知ft=1，fp= 1 Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1= 4352.77N Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2= 3722.96N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承

43、寿命计算公式 由此可知该轴承的工作寿命足够。七、键的选择与校核1.高速轴与带轮配合处的键连接 高速轴与带轮配合处选用A型普通平键，查表得b×h= 8mm× 7mm（GB/T 1096-2003）,键长 18mm。 键的工作长度 l=L-b= 10mm 带轮材料为铸铁，可求得键连接的挤压应力p=50MPa。 键连接工作面的挤压应力 2.中间轴与齿轮2配合处的键连接 中间轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h= 14mm× 9mm（GB/T 1096-2003）,键长 36mm。 键的工作长度 l=L-b= 22mm 齿轮材料为钢，可求得键连接的挤压

44、应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 3.中间轴与齿轮3配合处的键连接 中间轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h= 14mm× 9mm（GB/T 1096-2003）,键长 36mm。 键的工作长度 l=L-b= 22mm 齿轮材料为钢，可求得键连接的挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 4.低速轴与齿轮4配合处的键连接 低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得b×h= 20mm× 12mm（GB/T 1096-2003）,键长 56mm。 键的工作长度 l=L-b= 36mm 齿轮材料为钢，可求得键连接的挤压应力p

45、=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 5.低速轴与联轴器配合处的键连接 低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得b×h= 16mm× 10mm（GB/T 1096-2003）,键长 45mm。 键的工作长度 l=L-b= 29mm 联轴器材料为钢，可求得键连接的挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力 八、联轴器的选择 1低速轴上联轴器选择（1）.计算载荷 由表查得载荷系数K= 1 计算转矩Tc=K×T= 641397N.mm 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LT8型弹性柱销联轴器（GB/T5014-2003）

46、，公称转矩Tn= 710N.m，许用转速n= 3000r/min，Y型轴孔（圆柱形），孔直径d= 48mm，轴孔长度L1= 112mm。 Tc= 641397N.mm<Tn= 710000N.mm n= 68.64r/min<n= 3000r/min九、减速器的润滑和密封1.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。本减速箱中圆周速度最快的输入级小齿轮，其圆周速度为129730.59m/s，故采用浸油润滑。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。为

47、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(GB 443-1989)，牌号为L-AN10。2.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=0.83m/s2m/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 7324-1987），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。3.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 &l