机械设计(双级展开式圆柱齿轮减速器)说明书终版

1、-/武汉工程大学机械设计课程设计设计计算说明2015年1月7日题目：双级展开式圆柱齿轮减速器专业:机械电子工程班级:03班姓名:陈倩学号:1203120302指导教师：秦襄培武汉工程大学机电工程学院武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院5 / 24陈倩一、设计任务书二、传动方案的分析与拟定三、电动机的选择与计算四、传动比的分配五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择七、联轴器的选择及计算16八、键连接的选择及计算16九、轴的强度校核计算18十、润滑和密封21卜一、箱体及附件的结构设计和选择222424十二、设计小结十三、参考资料设计任务

2、书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件：T=370Nm;V=0.75m/s; D=330mm生产规模： 工作环境： 载荷特性： 工作期限：中小批量；多尘；平稳；8年，两班制。设计注意事项：1. 设计由减速器装配图 1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮） 设计计算说明书一份组成；2. 设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评 分或答辩。，以及传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为nw =60 xIOOOv/(兀D)=60 X 1000 X 0.7

3、5/(3.14 X 330)r /min止 43.41r / min为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部 圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：V带传动+内部双级X一 土T=370Nm;V=0.75m/s;D=330mmnw=43.41r/min1 电动机2 丫带传动3 二级圆柱齿轻减速器4 轴器a带弍运输机图1.传动方案简图电动机的选择与计算1.电动机的类型选择 根据动力源和工作条件，选用丫系列三相交流异步电动机。2 电动机的功率 工作机有效功率：Pw = T nw/9550 =370 X 43.41/9550 kW=1.68 kWn，并设n 1, n 2, n 3, n

4、4, n 5分别为弹性联设电动机到工作机之间的总效率为 轴器、闭式齿轮传动文献4表2-2可得：总效率：（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。查n 1=0.99 , n 2=0.97 , n 3=0.99 , n 4=0.96 , n 5=0.96，由此可得:n = n=0.97241 n 2 n 3 n 4 n 52x 0.99 4x 0.96 X 0.96总效率：n =0.833=0.833电动机所需功率：Pd=FW/ n =1.68/0.833=2.02 kW查文献4表16-1选取电动机的功率为 2.2 kW。3 .电动机转速的选择在常用的同步转速为 1500 r/min

5、和1000 r/min两者之间选择。前者虽然电动机转 速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决 定选用同步转速为 1500 r/mi n的电动机。4 .电动机型号确定电动机型号:Y100L1-4由功率和转速，查表20-1，选择电动机型号为：Y100L1-4,其满载转速为1420r/min , 查表20-2，可得：轴外伸长度E=60 mm.轴外伸轴径D=28 mm中心高H=100 mm传动比的分配计算得内外总的传动比取V带传动的传动比InmI = nw=船32.711=2.5rII =II则减速器的总传动比32.71=13.082.5因此，双级圆柱齿轮减速器高速

6、级传动比J ="13-08 =4-12武汉工程大学机械设计课程设计低速级的传动比i3=右器3.17减速器总传动比：i=13.08高速级传动比:传动装置的运动及动力参数的选择和计算1.各轴的转速计算=nw =1420r /minnoni1420 =568r/mini12.5nii二二68 =137.86r/mini24.12nii 137.86-=43.49r / mini33.172.各轴的输入功率计算niiiP0PPi= Ped =2.2KW=0=2.2 咒 0.96 =2.112KW=g =2.112x0.99x0.97 =2.028KWPii咒 hg =2.028x0.99%0

7、.97=1.947KWi2=4.12低速级传动比i3=3.173.各轴的输入转矩计算=9550n。= 9550 ni= 9550niiToTiTiiTiii=955014202=14.80N m= 95502112 =35.52N5682 028= 9550 =140.49N 5137.861947= 9550且=9550型 =427.54N mniii43.41将上述数据归纳总结如下表所示。武汉工程大学机电工程学院陈倩4 /24武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院11 / 24陈倩轴号转速（r/min）功率（kW）转矩(N m)传动比i电动机输出轴014202.214.82.

8、5高速轴15682.11235.514.12中间轴II137.862.028140.493.17低速轴III43.491.947427.54表1.各轴的运动和动力参数传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1.减速器外部传动V带传动的设计计算(1)、确定计算功率 Pc两班制工作，即每天工作16h,查表8-8得工况系数Ka=1.2，故P c = K aP = 1.2 X 2.2 kW =2.64 kW(2) 、选择普通V带的型号根据 Pc=2.641 kW、(3) 、选取带轮基准直径取dd1=90 mm,并取n1=1420 r/min，选用 A 型带。 dd1 和 dd2£ =0.02

9、，贝Udd2 =ixdd1 =2.5 90 = 225mm(4)、验算带速v兀 dd1 n13.14 x 90x1420,，v =m/s = 6.69m/s60 "000 60 1000因v在525 m/s范围内，故带速合适。(5)、确定中心距a和带的基准长度 Ld 初定中心距ao的取值范围为220.5mm <ao 兰 630 mm初选中心距 ao=4OO mm。由此计算所需带长为Ld0 =2a0 +兰(dd1 +dd2) +24a023.14(22590)2=2 X 400 +X (90 + 225) + - mm24400=1306mm查表8-2，选择基准长度 Ld=125

10、0mm。由此计算实际中心距得a20+(Ld - Ld0)/2= 400 +(1250-1306)/2mm 止 372mm(6)、验算小带轮包角a 1带轮基准直径:dd1=90 mm dd2=225 mm安装中心距:a=372 mm带的基准长度:Ld=1250 mm旳=180Jdd2 dd.57.3。a225 90=180。 X 57.3。"59.2 J 120。(合适)372(7 )、确定带的根数已知 dd1=90 mm i=2.5 , v=6.69 m/s，查文献 2 表 8-4 得 P0=1.05 kW，查文献 2 表 8-5 得 P0=0.17 kW 因 a =159.2 &#

11、176; ,查文献 2 表 8-6 得 Ka =0.946 ;因 Ld=1250 mm 查文献2表8-2得KL=0.93，因此PCZ >PoPc(P+AP0)KxKl2.64"(1.05 + 0.17)x0.946x 0.93 2.46取z=3根。(8 )、确定初拉力 F0 单根普通V带的初拉力为L LCC (2.5-K)FC2F0 = 500咒 + qv2Kzvrucc (2.5-0.946) X 2.64 丄 c.cu “2 =500X + 0.105X 6.690.946© 6.69= 112.74N(9)、计算压轴力FqN小带轮包角:oa 1=159.2带的根

12、数:Z=3初拉力：Fo=17O.7NFq = 2zF0 sin一21592= 2x3>c11274%sin N2= 665.33N（10 ）、带轮的结构设计A小带轮的结构设计由于dd1=90mmC 300mm,所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径 长度L1=45mm故小带轮1的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于dd2=225mms 300mm所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径毂长度L2=60mmdai=95.5mm 轮毂da2=230.5mm,轮压轴力：Fq=665.33N 小带轮： 顶圆直径： da1=90.5mm 轮毂长度：L1=45mm大带轮： 顶圆直径：da2=230.5mm轮

13、毂长度：L2=60mm2 .高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率 2.112 kW，转速569 r/min，转矩=35.51 N m,齿数比 u=i 2=4.12，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。（1 ）、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:40Cr,调质处理，齿面硬度280HBS;大齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度240HBS（2）、确定许用应力A. 确定极限应力（T Hlim和（T Flim许用接触应力（T Hlim1 =548MPa d Hlim2=585.33MP a；许用弯曲应力 d Flim1 =500MPa d Flim2 =380MPaB.

14、 计算应力循环次数 N,确定寿命系数 Zn, YnN1 -GOnjLh =60x1x568x(8x 30016) = 1.309x109, N1 1.309天109 Cd” "84.12N2 = = 3.176X10i210-2210-23KhN1 二。.96, Khn2= 0.98,Kfn1 = 0.96, K fn2 = 0.98 .C.计算许用应力安全系数：S ".O, S二1.4 ,则:加1 =KHN1lim1 -O.9"585.33 =561.92MpaS1和2 = KHN26lim2 = O.98：548 -537.04MpaS= K fn 1 5 3

15、m 110.96x500=342.86 MpaS1.4叶2=KFN2%m2 = 0.98 伽0 = 266.00m pa2S1.4（3 ）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A. 选择齿轮类型选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B. 选用7级精度C. 初选参数初选参数：卩=15 , Z27 ,乙=乙u=30X 4.17=112 ,1齿宽系数屮d =0.8。D.初步计算齿轮主要尺寸小齿轮1齿数:乙=27大齿轮2齿数:乙=112变位系数：= = 0齿宽系数:叫=0.8武汉工程大学机械设计课程设计由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数Zh =2.425；弹性系数Z

16、E =189.8 jMPa ；取重合度系数Ze=0.8 ；螺旋角系数为:cos15。=0.983尸曲 2 =537.O4MPa，因此，有:d1侶上 V屮du1 （ZhZJZ 忆E、2- II b丿故:2x1.3x3551 4.12 + 1* *4.12<2.42 0.983x0.8x189.8mm0.8537.04=46.156mm法面模数：m=1.5 mmd1cos Pmn Z1取标准模数 m=2 mm,则中心距46.156xcos15°27mm = 1.783mma=mn（Z1+了2）F（27+112）mm=143.903mm2cos P中心距：a=130 mm2汽 cos

17、15圆整后取a=143 mm>调整螺旋角：P =arccosmn（iz2）2a2x（27 + 112）=arccos螺旋角：P =13 .5842143分度圆直径:计算分度圆直径:d1 =mnZ1/cos P2天27"cos13.584°mmd1=55.55mm ； d2=230.45mm= 13.584=55.55mmd2 = mnZ2 / cos P2X112"cos13.584 0mm计算圆周速度:=230.45mm圆周速度：v=1.704 m/sv"d1n1/加 1OOO）=3W55如 5866OOOO=1.704m/s武汉工程大学机电工程

18、学院陈倩9 /24武汉工程大学机械设计课程设计武汉工程大学机电工程学院15 / 24陈倩计算齿宽: 大齿轮：大齿轮齿宽:小齿轮:b2 = b=空ddi = 0.8x 55.55mm = 4444mm,b2=45mm小齿轮齿宽:bi=50mmbi=50mm, b2 = 45mm.(4 )、验算轮齿的弯曲疲劳强度 计算当量齿数：ZiZV1 = 3cos P=一旦=29.399 cos 13.584。112ZV2 = Z2F3=121.95cos P cos 13.564°查图得，齿形系数:YFal= 2.45，Ya2 = 2. 18 ；应力修正系数：Y&y 1.625，Ysa2

19、=1.82。取 YP = 0.812，Y0.676，则:CTF 2KT1 YFa1Ysa1 YfYbd1mn2 咒 2.297x355102=2 X 2.45咒 1.625 咒 0.812 X 0.676X cos213.5840.8X8X272= 68.13 MP a <OT1ffYfOYFa1Ysa1=68.13咒彳18"82 MPa2.45 咒 1.625= 67.896MPa <62错误！未找到引用源。齿根弯曲强度足够。(5)、齿轮结构设计齿顶圆直径：dai=di+2ha(55.55 中 2咒2) mm = 59.55mmda2 =d2 +2ha(230.41.5

20、) mm = 234.45mm齿根圆直径:dfi =di 2hf =(55.55-1.22)mm= 50.55mm齿顶圆直径：dai=59.55mmda2=234.45mm齿根圆直径：dfi =50.55mmdf2 =225.45mmdi=55.55 mm dai=59.55mm dfi=50.55mm bi=50 mmmn=2 mm错误！未找到引用源。P =13.584, a=143mmdf2=d2-2hf =(230.45-2x1.25x2)mm=225.45mm高速级齿轮设计结果:Zi=27 Z2=112,d2=230.45 mm,da2=234.45mm,df2=225.45mm,b2

21、=45mmb Hlim 和 b FlimHlim3 = b Hlim4 =600MPaFlim3= b Flim4=550MPaB.计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn,Ynv=1.704m/s.3. 低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率 1.947kW，转速43.49r/min，转矩T3=427.54 N - m，齿数比 u=i3=3.17，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。(1 )、选择齿轮的材料及热处理方式大小齿轮均采用 45钢表面淬火，齿面硬度4050HRC，取45HRC。(2 )、确定许用应力A .确定极限应力 b Hlim和许用接触应力b许用弯

22、曲应力bN3=60j niiiLh= 60% 1x4349 (8x300x16)=1.00210"N4 = N3/u =1.002<108/3.17 =3.16字107查图表得，K hn3 = 0.96,K HN 4 = 0.98,K fn3= 0.96,K fn4= 0.98。c.计算许用应力 安全系数：S3 1 , S4 = 1.4故有:K hn/h lim 30.96x600S31K HNH lim 40.98x550S31KFNF lim 30.96x500S4-1.4K FNF lim 40.98x380S4-1.4加3 =576M pa加4 = 539M pa加3

23、= 342.86M paH 3 =266.00Mpa（3 ）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A 选择齿轮类型初步选用7级精度 初选参数初估齿轮圆周速度 v<=2.5m/s，选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿 轮传动。B.C.初选：P =15 : Z3 =42, Z4=Z3U=42 X3.17 133，电 =* =0，齿宽系数34小齿轮3齿数:Z3=42大齿轮4齿数:乙=133变位系数：= 0.8。初步计算齿轮主要尺寸查得：Ysa3=2.448 ,Ysa4=1.675 ;YFa3=2.157 ,YFa4=1.82 ;取 Y =0.663 , Yb =0.633 ;由于 载荷平稳，

24、取载荷系数K=1.3，则：mn謝2KTY罕込FP屮dZ2齿宽系数:叫=0.8C |2%1.3X427540pcc_c=32X 0.0148mm0.8 咒 32=2.718mm個为丫卩沁比Yf曲大，所以上式将YFa3YSa3代入）bFP3FP4bFP3取标准模数 mn=3mm，则中心距a=mn(Z3+Z4)2cos P= 3“42 +133)mm=271.76mm 2汉 cos15°法面模数：mn=3.5 mm中心距:a=165mmmn(Z3+Z4)、= arccos -3x(42 +133)=arccos2x2722a螺旋角：P =15.186°圆整后取a=276mm。调整

25、螺旋角：= 15.186计算分度圆直径:d3 =mnZ3/cosPd4 = mnZ4 / cos P42x3=mm = 130.56mmcos15.1863咒133mm = 413.44mm cos15.186分度圆直径：d3=130.56mmd4=413.44mm计算圆周速度:V =闵3门3 /(60咒1000)=匕史0空空9m/s60000=0.297m/s符合估计值。计算齿宽：大齿轮：b4 = b =甲dd3 = 0.8咒 130.56mm 俺 105mm,小齿轮：b3 = b4 + (510)mm= (105 +5)mm= 110mm；(4)、验算轮齿齿面接触疲劳强度查得节点区域系数

26、Zh =2.425；弹性系数ZE=189.8jMPa .取重合度系数Zs = 0.8；螺旋角系数 ZP = Jcos P =Jcos15.186” =0.982 贝% =ZhZeZ区 J曹3V bdU +1*U圆周速度：v=0.297 m/s大齿轮4齿宽:b4=105 mm小齿轮3齿宽:b3=110 mm=2.43X 189.8咒0.496X0.982x J" 2.315天 427540彳仃中1V 0.8 咒 130.563.17= 271.67MPa齿面接触疲劳强度满足要求。武汉工程大学机械设计课程设计齿顶圆直径：da3=136.56mm齿根圆直径:da4=419.44mmdf3

27、=d3 -2hf= (130.56-2x1.25x3)mm=123.06mmdf4 = d4 2hf=(41344-2xl.25x3)mm齿根圆直径：df3=123.06mm(5 )、齿轮结构设计齿顶圆直径：da3 =d3 +2ha =(130.56 + 2x3) mm = 136.56mmda4 =d4 +2ha =(413.44+ 2x3) mm = 419.44mmdf4=405.94mm=405.94mm低速级齿轮设计结果:Z3 =42Z4 =133d3=130.56mmd4=413.44mmdf4=405.94mmb3=110mm da3=136.56mm , df3=123.06m

28、mb4=105mmda4=419.44mmmn=3 mm错误！未找到引用源。P =15.186a=272mmv=0.297m/s.4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计min已知，最小轴径的初算公式为dmin = C看，轴的材料均选用 45钢，调质处理,查得其许用应力(T -1b=60MPa , C=118107。 (1 )、高速轴所以C应取大值，取C=110，则轴因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩, 端直径dmin =Cd- = 1117.04mmV n 568武汉工程大学机电工程学院陈倩14 / 24武汉工程大学机械设计课程设计在该轴段与V带轮相配处开有一个键槽，故应将 dmin增大5

29、%，得dmin=17.89mm, 再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=25mm。初步设计其结构如下图所示：图2.低速轴结构设计(2)、中间轴取 C=108，则:1Pf 2 028dmin -cd- =108七 mm=26.463mmVnV 137.86在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%,得dmin27.786再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取d3min =40 mm。初步设计其结构如下图所示：mm,高速轴最小轴颈：d2min =25mm中间轴最小轴颈：d3min =40 mm图3.中间轴结构设计(3 )、低速轴取 C=105，则:I P(1 947d

30、min =Cd =1053mm=37.28mmV nV 49.49在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=39.44mm,低速轴最小轴颈：d4min =40 mm再根据设计手册查标准尺寸，取d4min=40 mm。初步设计其结构如下图所示：1d"O115-5图4.低速轴结构设计5. 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承, 选择型号结果如下表所示。轴种类轴承代号dDTBC/kNGcr/kN高速轴6207357235.51171510中间轴62105090140.49202719.8低速轴62105090427.

31、54202719.82m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑表2.轴承代号及其尺寸性能滚动轴承选型 结果： 高速轴：6207中间轴：6210低速轴:6210由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于 脂润滑。武汉工程大学机电工程学院28 / 24陈倩低速轴与工作 机间联轴器： HL4联轴器错 误！未找到引用 源。型号轴孔类型键槽类型d1LD2HL4Y型A型50112195表3. HL4弹性柱销联轴器主动端基本尺寸50X112J1B40 咒 100GB/5014-85联轴器的选择及计算1.低速轴与工作机之间的联轴器由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上, 要求有较大的轴线

32、偏移补偿，因此选用承载能力较高的刚性可移式联轴器，此处选用 HL弹性柱销联轴器。计算转矩，取工作情况系数Ka=1.5，则：Tea =KaT4 =1.5X427.54N m=641.31N m查表，选择联轴器型号：HL4型联轴器。其主要尺寸如下表所示：键连接的选择1. 大带轮与高速轴间键的设计大带轮与高速轴连接处轴颈d=25mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理。公称尺寸：宽度b=8 mm，高度h=7 mm。该轴段长度l=60 mm，故根据标准，可取键长L=40 mm 。2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈处理。其公称尺寸：宽度b=16 mm，高度d=46 mm,

33、初步选用B型键，米用45钢调质h=10 mm。该轴段长度1=50 m,可取键长 L=30mm。3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈处理。其公称尺寸：宽度 准，可取键长 L=50mm。4. 低速轴与工作机间键的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈 d=46 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理。其 公称尺寸宽度 b=12 mm，高度h=8 mm。该轴段长度1=110 mm，故根据标准，可取键 长 L=90 mm 。d=56 mm,初步选用B型键，采用45钢调质b=16mm，高度h=10 mm。该轴段长度1=70 mm，故根据标大带轮与高速 轴间键：键8咒40

34、GB/T 1096 中间轴与其上 大齿轮间键：键 B16X 30GB/T 1096低速轴与其上大齿轮间键：键 16x50GB/T 1096低速轴与工作机间键：键 12x90GB/T 1096轴的强度校核计算的圆周力:齿轮的径向力:Fr1齿轮的轴向力:Ft1d1= Ft1 譽cos PFa1 = Ft1 tan P二議訓'278.5"=1278.coS1nrS478.7N= 1278.5xta n13.584°N = 308.9N齿轮1受力: 圆周力：» =1278.5N径向力:Fr1 =478.7N轴向力:Fa 308.9N1.高速轴（1）、计算齿轮受力

35、齿轮（2）、画受力简图轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位假定带轮压轴力的方向垂直向下，置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度 的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。141jFqF高速轴水平面 内支反力：J55.75 J278f59N=371.6N (144 +59)(203)Rha =371.6NRhb = Ft -Rha =(1278.5 -371.6)N =906.9N(4)、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 A.铅垂面弯矩齿轮所在截面处弯矩有突变，故

36、： 左截面：Mv(a)=Rva 咒 144-FqX(94+144)= (1154.8x144 -665.33x238)N .mm= 7942.7N mm右截面:M V(a)= Rvb X 59 =10.8x 59N mm = 637.2N mm支点a处:Mva = -Fq X144 = -665.33x144N mm = -95807 N mmB.水平面弯矩M H (a) = Rha X144 =371.6x 144N mm = 53510.4N mm分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5 (C)、(e)所示。C.合成弯矩齿轮所在截面左截面：M(a)= JmH (a) +Mv2a)=J535

37、10.42 +7942.72 N mm=54096.7N mm齿轮所在截面右截面:M (a) = JMhO) +Mv(a)=J53510.42 + 637.22 N mm = 53514.2N mm支点a处:va=95807 N mmRhb =906.9N由此作出合成弯矩图，如图 5 (f)所示。画出扭矩图，如图5 (g)所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的 轴段。a =0.6，则:(5)、计算当量弯矩 轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取齿轮所在截面左截面：Mca(a)= Jm(2)+(aT)2 = J54096.72 +(0.6X35510)2 N m

38、m = 58141.2N mm齿轮所在截面右截面:Mca(a) = JM (a2) +(aT)2=J53514 .42+(0.6x35510 )2 N mm =57599 .6N mm支点A处:M caA(6 )、校核弯、 分析可知， mm,其抗弯模量 曲应力为：= jMA+(dT) = 95807 (0. 35510)2 m = 98147.5N mm扭合成强度齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d=48W=0.1d3= (0.1总83) mm3=11059.2 mm 3。由此可得，轴上该处所受弯a)= 1 = 58141.2 MPa =5.3 MP a <Jb =

39、60 MPa W 11059.2显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。润滑和密封1. 齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度较小，均小于 12m/s，故采用油池浸油润滑。由于低速轴上大齿轮圆周速度较低(<0.5m/s)，浸油深度可达 1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴 上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿高较小，故使其浸油深度为10mm。齿轮齿面硬度为280350HBS,圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为2266mm /s(50摄氏度)，由此选择 L-CKC460中负荷工业齿轮油(GB/T5903-1995 )。2. 滚动轴承的润滑由于齿轮圆周速度小于2m/s，故

40、采用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内， 每工作36个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工 作要求，选用1号通用锂基润滑脂(GB7324-1991)润滑。3. 密封本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间采用毡圈油封，根据其轴颈选用毡圈40FZ/T92010-91。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。齿轮油池浸油润滑润滑油型号：L-CKC460 中负荷工业齿轮油(GB/T5903-1995)滚动轴承脂润 滑润滑脂型号： 1号通用锂基 润 滑 脂(GB7324-1991 )计算与说明主要结果箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。