单级齿轮减速器说明书

1、减速器设计说明书系 别:专业班级：姓 名: 学 号: 指导教师： 职 称:目录第一章 设计任务书 11.1 设计题目 11.2 设计步骤 1第二章 传动装置总体设计方案 12.1 传动方案 12.2 该方案的优缺点 1第三章 选择电动机 23.1 电动机类型的选择 23.2 确定传动装置的效率 23.3 选择电动机容量 23.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 44.1 电动机输出参数 44.2 高速轴的参数 44.3 低速轴的参数 44.4 工作机的参数 5第五章 普通V带设计计算 5第六章 减速器齿轮传动设计计算 86.1 选精度等级、材料及齿

2、数 86.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 96.3 确定传动尺寸 116.4 校核齿面接触疲劳强度 116.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 126.6 齿轮参数和几何尺寸总结 12第七章 轴的设计 147.1 高速轴设计计算 147.2 低速轴设计计算 19第八章 滚动轴承寿命校核 258.1 高速轴上的轴承校核 258.2 低速轴上的轴承校核 26第九章 键联接设计计算 279.1 高速轴与大带轮键连接校核 279.2 低速轴与大齿轮键连接校核 279.3 低速轴与联轴器键连接校核 27第十章 联轴器的选择 2710.1 低速轴上联轴器 27第十一章 减速器的密封与润滑 2811.1 减速器的密封

3、 2811.2 齿轮的润滑 2811.3 轴承的润滑 28第十二章 减速器附件 2912.1 油面指示器 2912.2 通气器 2912.3 放油塞 2912.4 窥视孔盖 2912.5 定位销 3012.6 起盖螺钉 30第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 30第十四章 设计小结 31参考文献 32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=2300N,速度v=1.1m/s，直径 D=350mm，每天工作小时数： 1 6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.

4、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. 减速器部传动设计计算7. 传动轴的设计8. 滚动轴承校核9. 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

5、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3.1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。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：n 1=0.99滚动轴承的效率：n 2=0.99V带的效率：n v=0.96闭式圆柱齿轮的效率：n 3=0.98工作机的效率：n w=0.96x r?； x 73 x X = O.HGH3.3选择电动机容量工作机所需功率为FxV10002300 X 1.1=253kW1000电动机所需额定功率0.868工作转速:GO x

6、 1000 x V 60 x 1000 x 1,1经查表按推荐的合理传动比围，V带传动比围为：24, 一级圆柱齿轮传动比围为：35 ,因此理论传 动比围为： 620。可选 择的电动 机转速围 为nd=ia x nw=（620） 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电机主要外形尺寸的三相异步电动机，额定功率 Pen=3kW，满载转速为nm=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。万案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/mi n)满载转速(r/mi n)1Y132M-837507102Y132S-631000

7、9603Y100L2-43150014304Y100L-2330002880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 X HDAX BKDX EFX G132475 X 315216 X 1401238 X 8010 X 333.4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：(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4.1电动机输出参数4.2高速轴的参数pf = x J 二 2 91 X a&6 H

8、%960n f =-274. 29rpmh 3 59550000-9550000 X2. 79J.-/. 2997139. 8碉沁4.3低速轴的参数|尸卅二 F： X Hs X n 3 = 2.79 X 099 X 0.98 = 2. 7；AN274. 299550000 X = 9550000 X 竺 = 431197. 93N沁60.024.4工作机的参数二尸N *1 X g X X qv=2.7l X 0,99 X Q. 99 X 0. fifjj - n f/ - 69. 02i>F 璐2. 52Tm = 9550000 X 二 9550000 X = 400966. 31N 沁

9、田伽60,02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Pea由表查得工作情况系数 KA=1.1，故% = Ka X P = l,l X 2.91 = 3.201kW|选择V带的带型根据Pea、n1由图选用A型。(3) 确定带轮的基准直径 dd并验算带速vdd1=75mm。1)初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径=3.77m 呛 12

10、)验算带速V。按式验算带的速度7T x x n x 75 x 95060 x 1000 _ 60 x 1000(4) 计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径宦廿2 = i x dfi = x根据表，取标准值为 dd2=250mm。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。JT(血-西FJT=2 X X 屮 %)十=2 X 490 X°24 X &02p 1506uan由表选带的基准长度Ld=1550mm。按式计算实际中心距a。£厂必1550- 1506占 2 齐+ - 490 十Q2 2按式冲心距的变化围为 489-558mm。6验算

11、小带轮的包角a a頁？ 3°比 1809 -（也-如 X 士 180(7)计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pro由 dd仁75mm 和 n1=960r/min,查表得 P0=0.51kW。根据 n1=960r/min , i=3.5 和 A 型带，查表得厶 P0=0.112kW。查表得Ka =0.951，表得 KL=0.98,于是巴才（& 十心 X X 血=0. S1 * 0. "J） X 0. 951 X 0.98 = 0.碱*3.2015.520.582 X 6 X 116.74 X sin （号取6根。(8)计算单根V带的初拉力F0由表得A型带的单位

12、长度质量q=0.105kg/m，所以F电（24 - Ka） KPca（25 - 0.951） X 3.201=500 x+ Q x = 500 x+ （1.W：x z x V0.951 X 6X 377(9)计算压轴力Fp带型AV带中心距512mm=138&4B/V小带轮基准直径dd175mm包角a 1160.42 °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dd仁75因此小带轮结构选择为实心式。因此

13、小带轮尺寸如下：川=2 0 x d = 2.0 x MH = 76mm+ 2 X hf? = 75 + 2 X 2/7$ = fl0.5ninifi = (z-l)x e + 2x/ = (6-l)X 15 + 2x9 = 93r?imL=2.0X d > B (带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度) |L = 93mm小带轮结构图图5-1小带轮结构图(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：川=2 0 x d = 2.0 X 28 = 56mmdfi =2 x hn = 25CI + 2 x

14、 2.75 = 2S5.5mmB = (z-l)x e + 2x/ = (6 l)x 15 + 2 x9 = 93猊肌C = 025 x/? = 0,25 x 93 = 2325mL = 2.0 X d = 2.0 X 28 = 56mm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4855HRC,大齿轮40Cr （渗碳淬火）， 齿面硬度4855HRC选小齿轮齿数 Z仁27,则大齿轮齿数 Z2=Z1 X匸27 X 4.57=124。 实际传动比i=4.593压力角a =20°。6.2按齿根弯曲

15、疲劳强度设计由式（10-7 ）试算模数，即t x T X Yt% X 瑁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Y&0750.75Yc = 0.25 + =0.25 + =0.68f厂1.73c计算 YFaX YSa/ <r F由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数I也二鼻曉了才必彳由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为$ F说=矽翊臥F血-由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 0. 9b斥雷-0.珂取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式（10-14）得阳产沁空亠45136WPa1.2

16、5阳2 =沁空亠切2° =磁珈加1.25*h= 0.00911珀2=0.00076两者取较大值，所以X L3 X 97139. 89 J J X沪(2) 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v11 =叫 X 7 = 1.292 X 27 = 34.884mmJT 菠 £ X it ffX 34.88+ X 274.29 0 775'60 X 1000 -60 X 1000b. 齿宽bb =单x = I x 34.884 = 31.881 mmc. 齿高h及齿宽比b/hh =(2 X 扎;u + crJ x mnt 二 2.907mmb 34.8

17、84=12h 2.9072）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 KH3 =1.315，结合b/h=12查图10-13，得KF3 =1.061。 则载荷系数为K* = K、xKvx K和 x = 1 x 1.065 x 14 x 1,061 = 1.2433）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= m x Zj = 2 x 27 = 54mm6.3确定传动尺寸计算中心距(2i +X HJ占- -151fisur 圆燧

18、为(2)计算小、大齿轮的分度圆直径(/1 X m = 27 X 2 = 54mm叭=吧 x m = 12州 x 2 =(3) 计算齿宽b = X = 54mm取B仁60mmB2=55mm6.4校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为2 X KHX T 甘卡？* = X 花 x JI1e a-L«8- 3.2 十一cosp 1.80-3.272)I端面重合度为:12724轴向重合度为：e # = 0318 x X /1 x tanfi = 0查得重合度系数Z =0.868a.计算接触疲劳许用应力d H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:计算应力循环次数| = 60 X nr

19、X a X = 60 X 274.29 X 1 X 16 X 300 X10 = 7.9 X 10fl7.9 x iae=1,729 x 10 4,57由图查取接触疲劳系数:K就=L 03t K脱=L H取失效概率为1%,安全系数S=1，得接触疲劳许用应力绝竺如二竺二輕山咖匕产畑 5"二竺亠型二1254MPU2 X X T甘卡3- X X X ZE X = 662.< " = U33MPa 妙孑*叭U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m x 扎二-2ntmrty = m x (觴I* 匚；)二 2.5mttih = (hfJ

20、 + hJ = m x(2/!', + cJ =斗.5ntm2) 计算小、大齿轮的齿顶圆直径= d1 + 2 x = m X (习 + 2h；) = 5Hmm= 2 + 2 x /in = m x (衍 += 252mm3) 计算小、大齿轮的齿根圆直径场=! - 2 x hy = m x (z - 2ft； 2c；) = 4*>mm辱二 J-? X h; = nt X (z£-2h(-2c) = 243mr?t注弋 h爲-1. Of c； - Q 2b6.6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a n2020法面齿顶高系数ha*1

21、.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角3左 0° 0'0"右 0° 0'0"齿数z27124齿顶咼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?mm(2) 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4855HRC,许用弯曲应力为

22、<r =55MPa(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。d M AO X J- 112 X T| 24, Jt/sA由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmm = (1 + 0.05) x 24.27 = 2548mm查表可知标准轴孔直径为 28mm故取dmin=28确定各轴段的直径和长度。图7-1高速轴示意图1)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 I12=54mm。选用普通平键，A 型键，bx h = 8X 7mm(GB/T 1096-2003),键长 L

23、=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 = 33 mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d XDX B = 35X 72X 17mm，故 d34 = d78 = 35 mm，取挡油环的宽度为 12,贝U 134 = 178 = 17+12=29 mm。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 = 2.5 mm ,因此，取 d45 = d67 = 40 mm。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 156 = 60 mm , d

24、56 = 58 mm4）轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度 t=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 6= 20mm, C2=18mm,箱座壁厚3 =8mm，贝U切=+C1 + C2 + Af + e + 5 + /C-JFJ-A=fl + 20 + 18 + 2 + 9.6 + 5 =59.6 mm5）取小齿轮距箱体壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离，取= 10 mm，挡油环宽度 s仁12mm，贝U= A + Aj -= 10 4- 10-12= B mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1

25、234567直径28333540584035长度5459.629860829（5）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）T97139,89F. = 2 X = 2 X= 3597.774/V厘1阴小齿轮所受的径向力Frl = Fa x tana = 3597774 x tan20° = 13O9.483IV根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mm第一段軸中点到抽承压力中心距赫7, = + J *直-59.68.5 = 95. innn抽車圧力屮心到函轮支点距离片二二29卡& *二-&5二58.应aid歯轮申点到轴承压力中心距肉打-q 曲

26、沁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. 在水平面高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1380.48N轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：1309.483 X 56.5 - 13B0.46 X 95.1583 + 58J-467/V尺则=Q + Ffl = 13JJ04R + 1309.483 -（-467） = 3157A/b. 在垂直面轴承A处垂

27、直支承力：二 3597.774 X58558 5 + 58.5轴承B处垂直支承力:=3597774 X + 妇58h5 -F 585轴承A的总支承反力为:励二械十略二&-加2窗=唤翊轴承B的总支承反力为:外网+噱二& 31朋心劇=3如餘c. 绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩:植 a” = 0W*ui?n截面B在水平面上弯矩:M&u = Qxl1 = 138048x 95.1 = 131284/V«mm截面C在水平面上的弯矩:M（I = /?仙 X 仃=-467 X 58.5截面D在水平面上的弯矩:Mdh =d. 在垂直平面上:截面A在垂直面上弯矩：Af 沖

28、=0/V 加H截面B在垂直面上弯矩：Mf；v =截面C在垂直面上的弯矩：% = R w X 珀=1799 x = 10S242A/*mzn截面D在垂直面上弯矩：e. 合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：M截面B处合成弯矩：M 甘=131284V*mm截面C处合成弯矩：忆=Q咯 十"妨二J（ _兰啟谚 + 10524 = M耐昭¥伽截面D处合成弯矩：转矩和扭矩图?! =97139.89/V*m?n截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：%二屈 + （口 X 7）卫二J羽护十© & X 9C39.斷 =14茹伽沁截面C处当量弯矩：限=J略十3 X护=昭3（护寺w毎X

29、97139.硏=垃33邯N说截面D处当量弯矩：扁=J昭 * （疔 X 刀夕=0.6 X 97139, 82 = 58284Nf. 画弯矩图弯矩图如图所示：图7-2高速轴受力及弯矩图校核轴的强度因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n x d3 h x 笳亠3W = 4207.11mnr抗扭截面系数为JT X rf3tWT = 8414.22mm116最大弯曲应力为M<7 = = 34xl4AfPdIV剪切应力为Tr =11.54 M PawT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Q ca 二 J, T

30、X (a X 亍¥ = 3& SlMPa查表得40Cr(渗碳淬火)处理，抗拉强度极限bB=600MPa,则轴的许用弯曲应力(T-1b=55MPa , b ca< b -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?mm(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197286HBS,许用弯曲应力为b =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。、&g

31、t;J2. 71d AO X 1 - = 112 X -二 39. SSinihJz?J曲 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%(1吋=(1 + 0.07) x 39.H8 = 42.67mm查表可知标准轴孔直径为 45mm故取dmin=45(4) 确定各轴段的长度和直径。图7-3低速轴示意图di,为了使所选的轴直径 di与联轴Tea = KAX T,查表，考虑平稳，1) 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩故取KA = 1.3,贝U :T( f= XT = 56O56/Vtm按照联轴器转矩 Tea应小

32、于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB T4323-2002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，bX h = 14 X 9mm(GB T 1096-2003)，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 = 50 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6211，其尺寸为d X DX B = 55 X 100 X 21mm，故 d34 = d67 = 55 mm。3) 取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 mm ;齿轮

33、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 = 55 mm,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145 = 53 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R,由轴径d45 =58 mm故取h = 5 mm，则轴环处的直径 d56 = 68 mm。轴环宽度 b > 1.4h，取l56 = 7 mm。4) 轴承端盖厚度e=9.6，垫片厚度 t=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 6= 20mm, C2=18mm,箱座壁厚3 =8mm,则23=+C1 + C2 + A1 + e + 5 +

34、K- Z?-A=fl + 20 + 1R + 2 + 9 伍 + 5 =55.6 mm5）取大齿轮距箱体壁之距离时，应距箱体壁一段距离，取2 = 12.5 mm ,考虑箱体的铸造误差， 在确定滚动轴承位置=10 mm，已知滚动轴承的宽度 B = 21 mm，贝U= J? + A + i 2 = 21 + 10 + 1 乙5 + 2 = 45.5 mml67 = D + A + A2 -= 21 + 10 + 12,5 - 7 = 36.5 mm轴段123456直径455055586855长度11255.645.553736.5至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（5）轴的受力分析大齿轮所受的

35、圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）T 431197.93 -=2 X= 3477.403/Vd2大齿轮所受的径向力Fq = Fq X tana = 3477403 X £an20° = 1365+671 N根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mmL 4歸轴承压力屮心到崔轮支点距离7；-丄厶一-+ 45. 5- 10. 5 - 61.恥L,須慢轮屮点到軸承压力中心距离+ L3-a + 45. 5- 10. 5 = 61. 5上轴承压力申心到第一段轴支点理諜I3 = -a =55.610.5122.V-O轴承压力中心到齿轮支点距离l1=61.5m m,齿轮中点至峙

36、由承压力中心距离轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=122.1mml2=61.5mm ,轴承A和轴承B在水平面上的支反力 RAH和RBH1265.671 X 61.5=633/V615 + 61.5RBtt Ft R 川=1265.671 - (633) = 633/V轴承A和轴承B在垂直面上的支反力 RAV和RBV61561.5 + f>L5=1739/VRav = Fe x= 3477403 x+ h二 3+77.403 X h + S61.5615 + 615 _轴承A的总支承反力为：k二城+略二&劇7胡=1冏皿轴承B的总支承反力为：h二届 +略=J护羊(咖尸=唤皿a计算弯

37、矩在水平面上，轴截面 A处所受弯矩：M、h = 0N*mm在水平面上，轴截面 B处所受弯矩：Mfitf = 0N*mm在水平面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:M( = /?jlf X £ = 633 X 61.5 = 38930在水平面上，轴截面 D处所受弯矩：MIif =在垂直面上，轴截面 A处所受弯矩：M w = O/V*mm在垂直面上，轴截面 B处所受弯矩：MfjV =在垂直面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:Mf：v = RflV x /j = 1739 x 61.5 = 106948/V-mm. 在垂直面上，轴截面 D处所受弯矩：截面A处合成弯矩弯矩：k二城十略-3

38、+3 -诙沁截面B处合成弯矩:Mft = N*mm合成弯矩，齿轮2所在截面C处合成弯矩为忆=j略+略=&38咖f卄旳膚=n38l3N'iam截面D处合成弯矩:Mn = O/V*mm转矩为：T = 431197r93/V-z?im截面A处当量弯矩:蛇 J册 + Z x（ft 6 X 431197.= 2风刃92卿截面B处当量弯矩:惦州=帖甘=O/V*mm截面C处当量弯矩:% 二 J捧十（口 X 於=11381S）f （0. 6 X 431197. 9 =测府册删截面D处当量弯矩：扁=早（灯 X 评=4o 0. a X 431197. 92 = 258719图7-4低速轴受力及弯矩

39、图受力性校核轴的强度因C弯矩大，且作用有转矩，故C为危险剖面其抗弯截面系数为7T X 4W 32二"*二 19145J7mm32抗扭截面系数为7T X d3= 39290.73m3最大弯曲应力为<7 一 = 14x76AfPrt IV剪切应力为T=1L26MP. 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,则当量应力为打ca二W +X匕X 1尸=沁扣查表得45(调质)处理，抗拉强度极限b B=650MPa,则轴的许用弯曲应力<r -1b=60MPa , d ca< b -1b，所以强度满足要求。第八章滚动轴承寿

40、命校核8.1高速轴上的轴承校核轴承型号径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)620735721725.5根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，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：吊二J畴十略=占劇=m離翊应=J噱丰略=J亦十(Ffsyf = 3633. 6h查表得 X仁1, 丫仁0, X2=1, Y2=0查表可知ft=1 , fp=1Frl = x Frl

41、+ V1 x Ffr1 = 1 x j+ 0x0 = 185M3NPr2 =旳 x Fr2 + x F垃=1 x 363X6 + 0x0 = 3G3X6/V取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式化竺牛"祸艮如侦呗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径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6211551002143.2根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，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=4800

42、0h。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：浪二J臨壬略=J(如 * u 询二阳阳查表得 X仁1，丫仁0, X2=1, Y2=0查表可知ft=1， fp=1P; =*i X 人i +人 = 1 X 1350.62 + 0X0= 1850,62/Vpr2 = X Fr2 + X F说=1 冥 1 H5O.62 + 0x0 = 1950.62N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式1063=3532257h>48000ft 几“丿由此可知该轴承的工作寿命足够。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 x h=8mm x 7

43、mm (GB/T 1096-2003)，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d p=60MPa。键连接工作面的挤压应力4XT,<jn =二< aH = 60MPah x / x d卩9.2低速轴与大齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 b x h=16mm x 10mm (GB/T 1096-2003)，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d p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4xr2 hxlxd120MPa9.3低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得

44、 b x h=14mm x 9mm ( GB/T 1096-2003),键长 100mm。 键的工作长度l=L-b=86mm联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力d p=120MPa。键连接工作面的挤压应力j =< a = 120MfJup Zixlxd卩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=KX T=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，

45、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11.1 减速器的密封为防止箱体润滑剂外泄和外部杂质进入箱体部影响箱体工作，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

46、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vW 12-15m/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

47、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W 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部隔开， 且轴承与箱体壁需保持一定的距离。 在本 箱体设计中滚动轴承距箱体壁距离故选用通用锂基润滑脂( GB/T 7324-1987)，它适用于宽 温度围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12.1油面指示器游标安装的显示箱油面的高度，油标应该放置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 位置不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。图12-