V带-一级直齿圆柱

1、 目录第一章 设计任务书31.1设计题目31.2设计步骤3第二章 传动装置总体设计方案42.1传动方案42.2该方案的优缺点4第三章 电动机的选择43.1选择电动机类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机的容量53.4确定电动机参数53.5确定传动装置的总传动比和分配传动比6第四章 计算传动装置运动学和动力学参数74.1电动机输出参数74.2高速轴的参数74.3低速轴的参数74.4工作机轴的参数7第五章 普通V带设计计算9第六章 减速器齿轮传动设计计算146.1选精度等级、材料及齿数146.2按齿根弯曲疲劳强度设计156.3确定传动尺寸176.4校核齿面接触疲劳强度176.5计算齿轮传

2、动其它几何尺寸186.6齿轮参数和几何尺寸总结19第七章 轴的设计197.1高速轴设计计算197.2低速轴设计计算27第八章 滚动轴承寿命校核358.1高速轴上的轴承校核358.2低速轴上的轴承校核36第九章 键联接设计计算379.1高速轴与大带轮键连接校核379.2低速轴与大齿轮键连接校核389.3低速轴与联轴器键连接校核38第十章 联轴器的选择3810.1低速轴上联轴器38第十一章 减速器的密封与润滑3911.1减速器的密封3911.2齿轮的润滑3911.3轴承的润滑40第十二章 减速器附件设计4012.1油面指示器4012.2通气器4012.3放油孔及放油螺塞4112.4窥视孔和视孔盖4

3、112.5定位销4112.6启盖螺钉4212.7螺栓及螺钉42第十三章 减速器箱体主要结构尺寸42第十四章 设计小结43第十五章 参考文献44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=3000N，速度v=1.5m/s，直径D=400mm，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.滚动轴承校核 9.

4、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，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 电动机的选择计算3.1选择电动机类型 按工作要求和工况条件，

5、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：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.97 普通V带的传动效率：4=0.96 工作机效率：w=0.97 故传动装置的总效率a=12334w=0.8683.3选择电动机的容量 工作机所需功率为Pw=F×V1000=3000×1.51000=4.5kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=4.50.868=5.18kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×

6、1.53.14×400=71.66rpm 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2-4一级圆柱齿轮减速器传动比范围为：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=ia×nw=(6-20)×71.66=430-1433r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）1Y160M2-85.57507202Y132M

7、2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900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HL×HDA×BKD×EF×G132515×315216×1781238×8010×333.5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：ia=nmnw=96071.66=13.397（2）分配传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3.2 减速

8、器传动比为i1=iaiv=4.19第四章传动装置的运动及动力参数的选择和计算4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=5.18kW转速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×5.18960=51530.21Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×4=5.18×0.96=4.97kW转速：n1=n0iv=9603.2=300rpm扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×4.97300=158211.67Nmm4.3低速轴的参数功率：P2=

9、P1×2×3=4.97×0.99×0.97=4.77kW转速：n2=n1i1=3004.19=71.6rpm扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×4.7771.6=636222.07Nmm4.4工作机轴的参数功率：Pw=P2×w×1×22=4.77×0.97×0.99×0.99×0.99 =4.49kW转速：nw=n2=71.6rpm扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=4.4971.6=598875.7

10、Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴5.1851530.219603.20.96轴4.974.92158211.67156629.55333004.190.96轴4.774.72636222.07629859.849371.610.96工作机轴4.494.45598875.7593540.571.6第五章 普通V带设计计算1.已知条件和设计内容 设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=5.18kW；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=3.2；设计的内容是：

11、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。2.设计计算步骤（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=1.1×5.18=5.698kW（2）选择V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v 1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×106×96060×1000=5.33ms 因为5m/sv30m/s，

12、故带速合适。 取带的滑动率=0.02 （3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=i×dd1×1-=3.2×106×1-0.02=332.42mm 根据表，取标准值为dd2=315mm。（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=340mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×340+2×106+315+315-10624×3401373mm 由表选带的基准长度Ld=1430mm。 按式计算实际中心距a。

13、aa0+Ld-Ld02=340+1430-13732368mm 按式,中心距的变化范围为347-411mm。（5）验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-315-106×57.3°368=147.46°>120°（6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得P0=1.16kW。 根据n1=960r/min，i=3.2和A型带，查表得P0=0.112kW。 查表的K=0.915，表得KL=0.96，于是 Pr=P0+P0&

14、#215;K×KL=1.16+0.112×0.915×0.96=1.117kW2）计算带的根数zz=PcaPr=5.6981.1175.1 取5根。（6）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F0=500×2.5-K×PcaK×z×v+q×v2=500×2.5-0.915×5.6980.915×5×5.33+0.105×5.332=188.17N（7）计算压轴力FpFp=2×z×F0×sin12

15、=2×5×188.17×sin147.46°2=1806.34N带型A中心距368mm小带轮基准直径106mm包角147.46°大带轮基准直径315mm带长1430mm带的根数5初拉力188.17N带速5.33m/s压轴力1806.34N4.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=106<300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×38=76mmda=dd1+2×ha=106+2×2.75=112mmB=z-1×

16、;e+2×f=77mmC=0.25×B=0.25×77=19.25mmL=2.0×d=2.0×38=76mm（2）大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=30mm因为大带轮dd2=315mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×30=60mmda=dd1+2×ha=315+2×2.75=320mmB=z-1×e+2×f=77mmh1=290×3Pnz=43.24mmh2=0.8×h1=34.59mmb1=0.4×h1=17.

17、3mmb2=0.8×b1=13.84mmf1=0.2×h1=8.65mmf2=0.2×h2=6.92mmL=2.0×d=2.0×30=60mm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），齿面硬度55HRC，大齿轮40Cr（渗碳淬火），齿面硬度55HRC（2）选小齿轮齿数Z1=28，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=28×4.19=117。实际传动比i=4.179（3）压力角=20°。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算齿轮模数，即mt32×

18、KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF1）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YY=0.25+0.75=0.25+0.751.74=0.681计算YFa×YSa/FYFa1=2.53，YFa2=2.148YSa1=1.61，YSa2=1.822查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=1320MPa、Flim2=1320MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.804，KFN2=0.908取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.804

19、5;13201.4=758.057MPaF2=KFN2×Flim2S=0.908×13201.4=856.114MPaYFa1×YSa1F1=0.00537YFa2×YSa2F2=0.00457两者取较大值，所以YFa×YSaF=0.005372）试算齿轮模数mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×158211.67×0.6810.8×282×0.00537=1.339mm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系

20、数前的数据准备圆周速度d1=mt×z1=1.339×28=37.492mmv=×d1t×n60×1000=×37.492×30060×1000=0.589齿宽bb=d×d1=0.8×37.492=29.994mm齿高h及齿宽比b/hh=2×han*+cn*×mt=3.013mmbh=29.9943.013=9.9552）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=1.2查表得齿向载荷分布系数：KH=1.366查表得齿向载荷分布系数：KF=1

21、.07 实际载荷系数为 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.062×1.2×1.07=1.3643）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数m=mt×3KFKFt=1.339×31.3641.3=1.361mm，取m=2mm。4）计算分度圆直径d1=m×z1=2×28=56mm6.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2×m2=145mm，圆整为145mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×m=28×2=56mmd2=z2×m=117×2

22、=234mm （3）计算齿宽b=d×d1=44.8mm 取B1=50mm B2=45mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2128+1117cos0°=1.74轴向重合度为：=0.318×d×z1×tan=0查得重合度系数Z=0.868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=1220Mpa，Hlim2=1220Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×300×1&

23、#215;16×300×10=8.64×108NL2=NL1u=8.64×1084.19=2.062×108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.983，KHN2=0.996取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力H1=KHN1×Hlim1S=0.983×12201=1199MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.996×12201=1215MPaH=32×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH2=893.427MPa

24、<H=1199MPa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 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=60mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=238mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=51mm df2=d2-2×hf=

25、m×z2-2han*-2cn*=229mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齿轮参数和几何尺寸总结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n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z28117齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d56234齿顶圆直径da60238齿根圆直径df51229齿宽B5045中心距a145145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=300r/min；功率P=4.97kW；轴所传递的转矩T=158211.67Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲

26、应力 由表选用40Cr（渗碳淬火），齿面硬度55HRC，许用弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×34.97300=28.55mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×28.55=29.98mm查表可知标准轴孔直径为30mm故取dmin=30（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，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×

27、;h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=45mm；定位轴肩直径为35mm；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.确定各轴段的直径和长度。 外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=10mm各轴段直径的确定 d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=30mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=35mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d

28、3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208 d4：轴肩段，选择d4=45mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=45mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=40mm。各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=58mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=61mm。 L3：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L3=30mm。 L4：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L4=8mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=50mm。 L6：根据齿

29、轮端面到箱体内壁距离确定，取L6=8mm。 L7：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L7=30mm。轴段1234567直径(mm)30354045604540长度(mm)586130850830（5）轴的受力分析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（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2×T1d1=2×158211.6756=5650N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tan=5650×tan20°=2055N第一段轴中点到轴承中

30、点距离La=99mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=54mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=54mmc.计算作用在轴上的支座反力水平面内 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在水平面内高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1806.34N轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×LaLb+Lc=2055×54-1806.34×9954+54= -628N轴承B处水平支

31、承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1806.34+5650-628=8084N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=5650×5454+54= 2825N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=5650×5454+54= 2825N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-6282+28252=2893.96N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=80842+28252=8563.39Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=Q×La=1806

32、.34×99=178828Nmm截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAH×Lc=-628×54=-33912Nmm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmme.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAV×Lc=2825×54=152550Nmm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=178828Nmm截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=-339122+1525502=156274Nmm截面

33、D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩和扭矩图T1=156629.55Nmm截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=1788282+0.6×156629.552=202018Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=1562742+0.6×156629.552=182355Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×156629.552=93978Nmme.画弯矩图 弯矩图如图所示：f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=×d332=8941.64mm3抗扭截面系数为WT=×d316=1

34、7883.28mm3最大弯曲应力为=MW=52.77MPa剪切应力为=TWT=8.85MPa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=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=53.83MPa查表得渗碳淬火处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-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=71.6r/min；功率P=4.77kW；轴所传递的转矩T=636222.07Nmm（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217255H

35、BS，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。dA0×3Pn=112×34.7771.6=45.4mm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%dmin=1+0.07×45.4=48.58mm查表可知标准轴孔直径为50mm故取dmin=50（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=18×11mm(GB/

36、T 1096-2003)，长L=32mm；定位轴肩直径为55mm；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。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=50mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=55mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=60mm，选取轴承型号为深沟球轴承6212 d4：齿轮处轴段，选取直径d4=65mm。 d5：轴肩，故选取d5=75mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3

37、轴段相同，故选取d6=d3=60mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=110mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=57mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=46.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=43mm。 L5：过渡轴段，选取L5=8mm。 L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=36.5mm。轴段123456直径(mm)505560657560长度(mm)1105746.543836.5（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面

38、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（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2×T2d2=2×636222.07234=5438N齿轮2所受的径向力Fr2=Ft2×tan=5438×tan20°=1978Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=55mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=57mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=57mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×LaLa+Lb=1978×5555+57= 971NRBH=Fr-RAH=1978-971=1

39、007N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=5438×5555+57= 2670NRBV=Ft×LbLa+Lb=5438×5755+57= 2768N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=9712+26702=2841.08N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=10072+27682=2945.48Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBH×L

40、a=1007×55=55385Nmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RAV×La=2670×55=146850Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=553852+1468502=156947Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm

41、转矩为：T=629859.85Nmm截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×629859.852=377916Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=1569472+0.6×629859.852=409210Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×629859.852=377916Nmmh.校核轴的强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=×d332=26947.58mm3抗扭截面系数为WT=×d316=53895.16m

42、m3最大弯曲应力为=MW=15.19MPa剪切应力为=TWT=11.8MPa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=0.6，则当量应力为ca=2+4××2=20.77MPa查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e<-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)620840801829.5带轮结构设计根据前面的计算，选用6208深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm

43、由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=29.5kN，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：Fr1=RAH2+RAV2=-6282+28252=2893.96NFr2=RBH2+RBV2=80842+28252=8563.39N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×2893.96+0×0=2893.96NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×8563.39+0×0=85

44、63.39N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=82139.6h>48000h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)6212601102247.8带轮结构设计根据前面的计算，选用6212深沟球轴承，内径d=60mm，外径D=110mm，宽度B=22mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=47.8kN，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：Fr1=RA

45、H2+RAV2=9712+26702=2841.08NFr2=RBH2+RBV2=10072+27682=2945.48N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×2841.08+0×0=2841.08NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×2945.48+0×0=2945.48N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=994835h>48000h由此可知该轴承的

46、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b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。键的工作长度 l=L-b=37mm 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p=4×Th×l×d=24MPa<p=60MPa9.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096-2003）,键长32mm。键的工作长度 l=L-b=14mm 大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应

47、力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4×Th×l×d=84MPa<p=120MPa9.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长90mm。键的工作长度 l=L-b=76mm 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p=4×Th×l×d=74MPa<p=120MPa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=K×T=827

48、.09Nmm 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LX4弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=2500Nm，许用转速n=3870r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=50mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=827.09Nm<Tn=2500Nm n=71.6r/min<n=3870r/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

49、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。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v12-15m/s时，常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

50、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。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2m/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/T 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。第十二章 减速器附件设计12.1油面指示器 用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座