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 4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

2、料及齿数 86.2 按齿根弯曲疲劳强度设计 86.3 确定传动尺寸 106.4 校核齿面接触疲劳强度 106.5 计算齿轮传动其它几何尺寸 116.6 齿轮参数和几何尺寸总结 12第七章 轴的设计 137.1 高速轴设计计算 137.2 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 269.1 高速轴与大带轮键连接校核 269.2 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

3、的密封 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 3012.5 定位销 3012.6 起盖螺钉 31第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 31第十四章 设计小结 32参考文献 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： 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

4、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. 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。因而沿齿向载荷分

5、布均匀，相较不Y系列三相交流异步电动机一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置， 对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为第三章选择电动机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仁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=0.96J = "1 X 碍 X 旳 X % X %,二 0.3683.3选择电动机容量工作机所需功率为Fx k10002300 X 11iodo-电动机所需额定功率

6、2.530.H68工作转速:60 x 1000 XV 60 x 1000 x 1.1k. = r;=匚 * 硕=皿朋 W经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24, 一级圆柱齿轮传动比范围为：35,因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd=ia x nw=（620）x 60.05=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 的三相异步电动机，额定功率 Pe n=3kW ,满载 转速为nm=960r/mi n ,同步转速为 nt=1000r/min 。电机主要外形尺寸万案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/mi

7、n)满载转速(r/mi n)1Y132M-837507102Y132S-6310009603Y100L2-43150014304Y100L-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 HDAXBKDXEFXG132475 X 315216 X 1401238 X 8010 X333.4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：960二 60.05=15.907(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

8、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%960n j = - - 2?爼 29忙5* 5Tt 三 9550000 X = 95500QQ X 召% 三 97139.沁恤 fn t2/ 4.294.3低速轴的参数Pff x j X 7.； -2.79 X 0.99 X 0.98 = 2.亦刃 r 274 29pn2 71Tti 二 9550000 X - 9550000 X 二 431197.93、畑 nh tt60.024.4工作机的参数=5 X H f X n2 X q2 X qr = 2.71 X 0.99 X 0.99 X Q. 99 X Q. 91 =£ 5

9、2kl''nff/ n 60. 01h'pa2 52Tjn = 9550000 X = 9550000 X * 二 400966. 34 恤 iUjvO. 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Pca = KAxP=lAx2.91 = lkW(2) 选择V带的带型根据P

10、ea、n1由图选用A型。(3) 确定带轮的基准直径 dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd仁75mm。2) 验算带速V。按式验算带的速度X d(Jl X n x 75 X 960v = t- = =甘60 X 100060 X 11)00(4) 计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径M农=i x “山=3.5 x 75 = 262.5mm 根据表，取标准值为 dd2=250mm 。(5) 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。由式计算带所需的基准长度=2 X - X 逼 ¥ d + q2 X 490-

11、X (.7525(h.250- 7g)-壬4 X 490卫"沁由表选带的基准长度 Ld=1550mm。按式计算实际中心距 a。£厂 %1550- 1506曰气,¥ - 490 $亠按式 冲心距的变化范围为 489-558mm。(6) 验算小带轮的包角a aa i>、氏 3*”*57,3亠 180"X 亠 i80° -(250- 75) X = 160. 129 > 126几Jn0(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/mi

12、n , i=3.5 和 A 型带，查表得厶 P0=0.112kW。查表得K a=0.951，表得 KL=0.98，于是Pr -* A />) X Ku X K T 0. 51 0. X a 951 X 0.980. 58k»a 585. 5L取6根。(8) 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%(2.5 - Kff) x Pca(2.5 -0.951) x 3.201-500 X *+ c/ X p 500 Xrt_r -J- 0.105 X 3.77t0,951 X6 X 3.77=116.74/V(9)计算压轴力Fp/160.42

13、°>= 2 X z X Fc X Sin i y = 2 X 6 X 116.74 X win I- I = 1380.48/V带型AV带中心距512mm小带轮基准直径dd175mm包角al160.42 °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。因此小带轮尺寸如下：£ =尙 + " ® = 75 + 2 其 2.75 = 80

14、皿栖L=2.0 X d>B (带轮为实心式，因此轮缘宽度应大于等于带轮宽度)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：+ 2 x = 250 + 2 X 275 = 2555mm日= Q-l)xt? + 2xF = Gj-l)xl5 + 2x9 =毎血司C 二 0.25 K /? = 0.25 x 93 二L = 2,0 X d = 2.0 K 28 = 56打大带轮结构图图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40C

15、r （渗碳淬火），齿面硬度4855HRC，大齿轮40Cr （渗碳淬火）， 齿面硬度4855HRC（2）选小齿轮齿数 Z1=27，则大齿轮齿数 Z2=Z1 X i=27 X 4.57=124。实际传动比i=4.593压力角a =20 °。6.2按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-7）试算模数，即V*. J玄 X 叶 X rx yr5 X $3 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 &0.750.75Y = 0.25 + =0.2 5 + = 0.6841.7 占c.计算 YFaX YSa/ cF由图10-17查得

16、齿形系数由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数AM7 - 0.91.心二 0.92取弯曲疲劳安全系数 S=1.25,由式（10-14）得s0.91x620一 = 451.36AfPti1.25两者取较大值，所以= 0.009112）试算齿轮模数叫0 X 心 X 厂 X YtJ；. X Q.T妙H x彳"丿2 X L3 X 97139. 89 X 必 684-1“X a 00911 - A 鹉伽I X 2T（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v£ =叫 x = 1.2

17、92 x 27 = 34r804mwx dl x 托 X 34.3B斗 X 274,29i? = n 77560 X100060 X1000b. 齿宽bb = d = 1 X 34,084 = 34.804m7?ic. 齿高h及齿宽比b/hh 二（2 K + c；） x mnf = 2SO77nm b 34.8«4/i = T90f = 122）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 KF a=1.1由表10-4用插值法查得 KH 3=1.315，结合b/h=12查图10-13,得KF

18、3=1.061。则载荷系数为K* = K X /Cy X K民 X Kf” = 1 X 1.065 X 1.1 X 1,061 = 1.2433) 由式(10-13),按实际载荷系数算得的齿轮模数叭X存二上292 X 匡孕=A 27：hni取 m=2mm4) 计算分度圆直径Jl = mX2 = 2x 27 =6.3确定传动尺寸计算中心距（巧+ z；J X总a = - iBlnsu,：朋整为 1吕$朋&(2)计算小、大齿轮的分度圆直径(3)计算齿宽b =叫 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x / x 4 x 厂端面重合度为:/1

19、 nfl 1、cosp 轴向重合度为:= 0.318 X 甲& XX tanfi = 0查得重合度系数Z 5=0.868a计算接触疲劳许用应力cH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= 60xn1 xaxLfr = 60 x 274,29 x 1 x 16 x 300 x 10 = 7.9 x 10°N 7.9 x 108由图查取接触疲劳系数:% - J. 03,-L J4取失效概率为1%,安全系数S=1，得接触疲劳许用应力K伽1 X引miSL03 X 1100-=1133AfPaKUN2 X= S1,14 x 1100-=1254 Af PaX Xf

20、i X亦X Q二能瓷剛舲d “二"©硏i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dfll = d1 + 2x/id=mx(z1 + 2 ft；) 58?nfn= d2 + 2 x /tfl = m x+ 2h3j = 252mm3）计算小、大齿轮的齿根圆直径6.6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on2020法面齿顶高系数ha*1.01.0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ha

21、22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d=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。112 X 1 2. 79

22、!> / 护齐和_ *”上&亠俪271. 29由于最小轴段截面上要开 1个键槽，故将轴径增大 5%J = (1 + 0,05) X 24.27 = 25.48mm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。L12i= Fdl2( 辺i-H.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=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

23、。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 xD x B = 35 x 72x 17mm,故 d34 = d78 = 35 mm ,取挡油环的宽度为 12,贝U l34 = l78 = 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 l56 = 60 mm , d56 = 58 mm4）轴承端盖厚度 e=9.6，垫片厚度 t=2，根据轴承端盖

24、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*23=tf+Cl + C2 + 21r + e + 5 + K- »- ZI = 8 + 20 + 18 + 2+勺币 + 5 + 24 - 17 -10 = 59.65）取小齿轮距箱体内壁之距离1 =10 mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取= 10 mm，挡油环宽度s仁12mm,则t 巧= + (-5 10 + 10- 12 = 8 血澈至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段1234567直径2833354058

25、4035长度5459.629860829轴的受力分析小齿轮所受的圆周力（di为小齿轮的分度圆直径）T97139.89V , = 2 x =2 X - 3597774/V54小齿轮所受的径向力什 1 =卩口 X tana = 3597774 x £u«20° = 1309,483W根据6207深沟球轴承查手册得压力中心a=8.5mmJ-r J/第一段轴屮点到轴承Ik'力中心腔离打二7 * *吕匚冷丰59" +出5二85应轴礙力屮心到丘轮支点距肉、-+ L#町60ci 29 十 0 虽-8. 5 58. jfn/DZ肉轮申点刊铀庶压打中心距萬1$二打

26、-寿& 旳叫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在水平面内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：-467/V1309.463 X 505 - 1330.48 X 95J轴承B处水平支承力:R阳 <? + Ff l - R w = 138046 + 1309.483 -(- 467) = 3157/Vb.在垂

27、直面内轴承A处垂直支承力:£25艮5174J9A轴承B处垂直支承力:3597.774 X58.5轴承A的总支承反力为:I* -J/j/.阳一 J切/ +陥-祐0十U 嘶=怖&点订轴承B的总支承反力为：尙一城；砒-J (刃功'+ ("妒一：祐朮的c绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩:截面B在水平面上弯矩:Mhii = Q x . = 1380.佃 x 95A = 131284/VMn?n截面C在水平面上的弯矩:Mch = Rah x 13 467 x 58.5 27320ff*mm截面D在水平面上的弯矩:川=0A/*?n)nd. 在垂直平面上：截面A在垂直面

28、上弯矩:M w = QN*mm截面B在垂直面上弯矩:M.?y = ON»mm截面C在垂直面上的弯矩:M沖=R V x 1799 X 58.5 = 105242JV«mm截面D在垂直面上弯矩:何“卩=QN*mme合成弯矩，有：截面A处合成弯矩:截面B处合成弯矩:截面C处合成弯矩:如_曲卞町:_ 阳沏二占UQ52型y _銅：丸俪截面D处合成弯矩:MI = 0/V mm转矩和扭矩图/ = 97139.89/V-mm截面A处当量弯矩:截面B处当量弯矩:%二J/； £ 3 乂护二X2緋+ X 9了皿劇一 /伽初诡截面C处当量弯矩:塩f =# O * 护=IO873(h &l

29、t;0.6 X 97139.-吃3：册沁截面D处当量弯矩:昨卩一 J®：十（口 *矿一 J（"）；丰©6 X 9?3毎-薛油Ff.画弯矩图弯矩图如图所示：图7-2高速轴受力及弯矩图(6)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T X d J 7T X 35W 二 A2 二 32 二 4207.11mm抗扭截面系数为n X d-JWT =二 S414.22min16最大弯曲应力为Ma = = 34.14MPc剪切应力为TwT二 11.54M Pa对于单向传动的转轴， 转矩按脉动循环处理， 故取折合按弯扭合成强度进行校核计算,系数a=0

30、.6,则当量应力为"呻=J " 中贰 X( " X t)° = 36.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 ,oca<(-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d=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

31、较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。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%d= (1 + 0,07) X 39.88 = 42.67mm查表可知标准轴孔直径为 45mm故取dmin=45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 = KA x 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，则：lif = K . X T - 560.56/V«m按照联轴器转矩 Tea应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB T4

32、323-2002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 100x 21mm,故 d34 = d67 = 55 mm。3) 取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 58 mm ;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮

33、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=活十 q + C + 斗 + * + 5 十 K M - 0 = 

34、1; + 20 + 18 + 2 + 9右 + 5 + 24-21 -10 = 55.6 mm5）取大齿轮距箱体内壁之距离2 = 12.5 mm，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，取= 10 mm ,已知滚动轴承的宽度 B = 21 mm，则耳斗=R * 占 + 0? + 2 = 21 + 10 + 12.5 + 2 = 45.5 mmll)7 = B + J + d= 21 + 10 + 12.5 - 7 = 36.5至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径455055586855长度11255.645.553736.5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）T431197.93=2X - - 3477403W248大齿轮所受的径向力= F. X tana = 3477.403 x km20° = 1265.671 W根据6211深沟球轴承查手册得压力中心a=10.5mm轴承Ik'力申心削&轮龙点距肉 -*上卡-凶=/ 45. 5- 10. 5 = 6L血比轮屮点胃轴承念力屮心距离12 = -；-= 45. 5- 10. 5 = 67.血 £ 轴承压力申心到第- '段轴艾点曲离l;t -占L?丰“匚 *甩6122.血轴承压力中心到齿轮支点距离l1=61.5mm，齿轮中点到

36、轴承压力中心距离I2=61.5mm,轴承压力中心到第一段轴支点距离I3=122.1mm轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH1265.671 X 61.5臨-f, + 4 二 61.5 4 6L5 八如Rulf = ErRAf= 1265.671 -(633) = 633/V轴承A和轴承B在垂直面上的支反力 RAV和RBV=3477.403 X1739/V吃6L5"I丙""40泳帚-十缶l7r)N轴承A的总支承反力为:舟_城*町;二J®沪（磁尸二翊处轴承B的总支承反力为：% - J略：无-3沪卡（1谕-翊制a计算弯矩在水平面上，轴截面 A处所受弯

37、矩:在水平面上，轴截面 B处所受弯矩:M.iI = DN*mm在水平面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:M t 甘=R血 X “ = 63M X 61JS = 38930在水平面上，轴截面 D处所受弯矩:MI)I = 0A/*?n)n在垂直面上，轴截面 A处所受弯矩:M w = QN*mm在垂直面上，轴截面 B处所受弯矩:M 辦=0N*)nm在垂直面上，齿轮 2所在轴截面C处所受弯矩:= R眇 x /( = 1739 x 615 = 106948W*mm在垂直面上，轴截面 D处所受弯矩:财“卩=QN*mm截面A处合成弯矩弯矩:截面B处合成弯矩:= OJV*nim合成弯矩，齿轮2所在截面C处合

38、成弯矩为舟=J嗚厂 J(蜩沏，+ ("矽亦二H 3宙;认*俪截面D处合成弯矩:转矩为:=431197.阳恥血血截面A处当量弯矩:仏二血心X於-&?子W X咏9护二朗H?旧中试截面B处当量弯矩:Mrw =叭=O/VMnm截面C处当量弯矩:怙二J皓占（尬兀7），- J（打如护.（0, X 43H职刖一斷於御诚截面D处当量弯矩：阳严J讥（疣匚7）" - Jd#（M X 43H9&9肝二2帝7旳料硕图7-4低速轴受力及弯矩图受力性(6)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,3T X dTTXSS3了W 二二-=19145.37mm

39、32hJ忆抗扭截面系数为TT X出【仁二 -=382<J0.73mm1最大弯曲应力为Ma 14.7剪切应力为TwT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&1b=60MPa , <r ca<討b，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)620735721725.5根据前面的计算， 选用6207深沟球轴承，内径d=35mm ,外径D=72mm

40、 ,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：查表得 X仁1 , 丫仁0, X2=1 , Y2=0查表可知 ft=1 ， fp=1pri =i xFii + yi xf.i = 1 x 1S58.63 + 0 XO = 1850.63WPT2X2 x Fr2 + Y2 x Fa2 = 1 X 3633.6 + 0 x 0 = 3633.6/V取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式iof,fh SfIL&X

41、7 = 50458,63b > 48000fttl 60n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)6211551002143.2根据前面的计算，选用6211深沟球轴承，内径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=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：略亠斤：二j(&亦半("亦'-】嗣初'略十劝J +仃冷

42、沪-1850,储、查表得 X仁1，丫仁0, X2=1，Y2=0查表可知ft=1 ，fp=1P 4 = X( xJ； += 1 x 1850,62 + 0 X() = 1850.62 W件2 = £ X 作2 + 与 X： ： 1 X 1850+也 + 0x0：饰50碇川取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式=3532257h> 48000ft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 7mm (GB/T 1096-2003 )，键长 40mm。键的工作长度l=L-b=32mm大带轮材料为铸

43、铁，可求得键连接的许用挤压应力扣=60MPa。键连接工作面的挤压应力4xf1二20耐让叫二&omp口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cp=120MPa。键连接工作面的挤压应力9.3低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 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寸

44、p=120MPa。键连接工作面的挤压应力< 叫=联轴器的选择第十章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 X 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，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=470

45、0r/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/