V带-同轴式二级斜齿圆柱-联轴器,T=780,n=200,16小时300天8年(高下低上)

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32.1传动方案32.2该方案的优缺点3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43.4确定电动机参数43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第四章 计算传动装置运动学和动力学参数64.1电动机输出参数64.2高速轴的参数64.3中间轴的参数64.4低速轴的参数6第五章 普通V带设计计算75.1已知条件和设计内容75.2设计计算步骤75.3带轮结构设计8第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算106.1选精度等级、材料及齿数106.2按齿面接触疲劳强度设计1

2、06.3确定传动尺寸136.4校核齿根弯曲疲劳强度136.5计算齿轮传动其它几何尺寸146.6齿轮参数和几何尺寸总结14第七章 减速器高速级齿轮传动设计计算157.1选精度等级、材料及齿数157.2按齿面接触疲劳强度设计157.3确定传动尺寸177.4校核齿根弯曲疲劳强度187.5计算齿轮传动其它几何尺寸197.6齿轮参数和几何尺寸总结19第八章 轴的设计208.1高速轴设计计算208.2中间轴设计计算268.3低速轴设计计算32第九章 滚动轴承寿命校核389.1高速轴上的轴承校核389.2中间轴上的轴承校核399.3低速轴上的轴承校核40第十章 键联接设计计算4110.1高速轴与带轮配合处的

3、键连接4110.2高速轴与齿轮1配合处的键连接4110.3中速轴与齿轮2配合处的键连接4210.4中速轴与齿轮3配合处的键连接4210.5低速轴与齿轮4配合处的键连接4210.6低速轴与联轴器配合处的键连接42第十一章 联轴器的选择4311.1低速轴上联轴器43第十二章 减速器的密封与润滑4312.1减速器的密封4312.2齿轮的润滑4312.3轴承的润滑44第十三章 减速器附件设计4413.1轴承端盖4413.2油面指示器4413.3通气器4413.4放油孔及放油螺塞4513.5窥视孔和视孔盖4513.6定位销4513.7启盖螺钉4513.8螺栓及螺钉46第十四章 减速器箱体主要结构尺寸46

4、第十五章 设计小结47第十六章 参考文献47第一章 设计任务书1.1设计题目 同轴式二级斜齿圆柱减速器，输出轴扭矩Tw=780Nm，输出轴转速nw=200r/min，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：8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.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

5、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，减速器为同轴式二级圆柱齿轮减速器。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。 同轴式二级圆柱齿轮减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差，两极大齿轮直径接近，有利于沁油润滑。轴线可以水平，上下或铅垂布置。第三章 电动机的选择3.1选择电动机类型 按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： 一对滚动轴承的效率

6、：2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.98 普通V带的传动效率：4=0.96 故传动装置的总效率3.3选择电动机的容量 工作机所需功率为3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率: 经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：1.5-4二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：12-160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(12-160)×200=2400-32000r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160L-2的三相异步电动机，额定功率Pen=18.5kW，满载转速为nm=2930r/min，同步

7、转速为nt=3000r/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）1Y225S-818.57507302Y200L1-618.510009703Y180M-418.5150014704Y160L-218.530002930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×G160650×385254×25414.542×11012×373.5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

8、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=2 高速级传动比 则低速级的传动比为 减速器总传动比第四章 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4.3中间轴的参数4.4低速轴的参数第五章 普通V带设计计算5.1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=18.25kW；小带轮转速n1=2930r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2；设计的内容是：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。5.2设计计算步骤（1）确定计

9、算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.1，故（2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用B型。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=125mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度 因为5m/sv30m/s，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 根据表，取标准值为dd2=250mm。（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=300mm。 由式计算带所需的基准长度 由表选带的基准长度Ld=1210mm。 按式计算实际中心距a。 按式,中心距的变化范围为286-340

10、mm。（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=125mm和n1=2930r/min,查表得P0=3.9kW。 根据n1=2930r/min，i=2和B型带，查表得P0=0.903kW。 查表的K=0.936，表得KL=0.87，于是2）计算带的根数z 取5根。（6）计算单根V带的初拉力F0 由表得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以（7）计算压轴力Fp带型B中心距304mm小带轮基准直径125mm包角156.44°大带轮基准直径250mm带长1210mm带的根数5初拉力237.46N带速19.17m/s压轴力2324.59N

11、5.3带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=42mm 因为小带轮dd1=125<300mm 因此小带轮结构选择为腹板式。 因此小带轮尺寸如下： （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：第六章 减速器低速级齿轮传动设计计算6.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=25×2.71=68。实际传动比i=2.72（3）初选螺旋

12、角=13°。（4）压力角=20°。6.2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:查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度端面重合度为：轴向重合度为：查得重合度系数Z=0.673查得螺旋角系数Z=0.987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：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：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2）试算小齿轮分度圆直径（2）调整

13、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b2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1.5查图得动载系数Kv=1.088齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KH=1.2查表得齿向载荷分布系数：KH=1.45 实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径4）确定模数6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=12°57'37" （3）计算小、大齿轮的分度圆直径 （4）计算齿宽 取B1=95mm B2=90mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=90齿形系数Y

14、Fa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：查表得：查图得重合度系数Y=0.682查图得螺旋角系数Y=0.801查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。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 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）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mn3.53.5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螺旋角左12°57'

15、37"右12°57'37"齿数z2568齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375分度圆直径d89.787244.221齿顶圆直径da96.787251.221齿根圆直径df81.037235.471齿宽B9590中心距a167第七章 减速器高速级齿轮传动设计计算7.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为190HBS（2）选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=26×2.71=71。实际传动比i=2.714（3）初选螺旋角=13°。（4

16、）压力角=20°。7.2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:查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度端面重合度为：轴向重合度为：查得重合度系数Z=0.661查得螺旋角系数Z=0.987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：计算应力循环次数由图查取接触疲劳系数：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

17、际载荷系数前的数据准备。圆周速度齿宽b2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1.5查图得动载系数Kv=1.129齿轮的圆周力。查表得齿间载荷分配系数：KH=1.2查表得齿向载荷分布系数：KH=1.44 实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得的分度圆直径4）确定模数7.3确定传动尺寸 （1）计算中心距 为满足同轴式圆柱齿轮的中心距应相等，并保证低速级圆柱齿轮的最小强度，故按低速级圆柱齿轮的中心距计算。即a=167mm。并调整小齿轮齿数Z1=35则，Z2=u×i=94.85圆整为Z2=95 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=13°20'16" （3）计算小

18、、大齿轮的分度圆直径 （4）计算齿宽 取B1=95mm B2=90mm7.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=90齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数：查表得：查图得重合度系数Y=0.679查图得螺旋角系数Y=0.793查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:由图查取弯曲疲劳系数：取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力故弯曲强度足够。7.5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 （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径7.6齿轮参数和几何尺寸总结参

19、数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5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螺旋角左13°20'16"右13°20'16"齿数z3595齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125分度圆直径d89.926244.084齿顶圆直径da94.926249.084齿根圆直径df83.676237.834齿宽B9590中心距a167第八章 轴的设计8.1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=1465r/min；功率P=17.52kW；轴所传递的转矩T=1142

20、08.87Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，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。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析高速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，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键

21、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。 第1段：d1=28mm，L1=54mm 第2段：d2=33mm（比第一段大5mm作为轴肩），L2=69mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右） 第3段：d3=35mm（与轴承内径配合），L3=32mm（由轴承宽度确定） 第4段：d4=37mm（与齿轮1内径配合），L4=93mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠） 第5段：d5=45mm（轴肩），L5=10mm 第6段：d6=35mm（与轴承内径配合），L6=17mm（由轴承和挡油环（定距环）宽度确定）轴段123456直径(mm)2833353

22、74535长度(mm)546932931017（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（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的径向力齿轮1所受的轴向力带传动压轴力（属于径向力）Fp=2324.59N第一段轴中点到轴承中点距离La=104mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=70.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=64.5mm 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

23、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=2324.59N轴承A处水平支承力：轴承B处水平支承力：在垂直面内轴承A处垂直支承力：轴承B处垂直支承力：轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.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：截面C左侧在水平面上弯矩：截面C右侧在水平面上弯矩：截面D在水平面上的弯矩：e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面上弯矩：截面B在垂直面上弯矩：截面C在垂直面上弯矩：截面D在垂直面上弯矩：f.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截

24、面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：g.转矩和扭矩图h.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C左侧当量弯矩：截面C右侧当量弯矩：截面D处当量弯矩：f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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，则当量应力为查表得45，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。8.2中间轴设计计算（1）已经确定的运动学和动力学参数转速n=540.59r/min；功率P=17kW；轴所传递的转矩T=3

25、00320.02Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，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中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm（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安装在中速轴上，中速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

26、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。第1段：d1=40mm（与轴承内径配合），L1=35.5mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）第2段：d2=42mm（与齿轮3内孔配合），L2=88mm（比齿轮3宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第3段：d3=52mm（轴肩），L3=70mm第4段：d4=42mm（与齿轮2内孔配合），L4=93mm（比齿轮2宽度小2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=40mm（与轴承内径配合），L5=33mm（由轴承宽度和齿轮与箱体内壁距离确定）轴段12

27、345直径(mm)4042524240长度(mm)35.588709333（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（d2为齿轮2的分度圆直径）齿轮2所受的径向力齿轮2所受的轴向力齿轮3所受的圆周力（d3为齿轮3的分度圆直径）齿轮3所受的径向力齿轮3所受的轴向力c.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La=67mm，低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离Lb=92.5mm，高速级大齿轮中点到轴承中点距离Lc=72mm轴承A在水平面内支反力轴承B在水平面内支反力轴承A在垂直面内支反力

28、轴承B在垂直面内支反力轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：d.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩截面C右侧在水平面内弯矩截面C左侧在水平面内弯矩截面D右侧在水平面内弯矩截面D左侧在水平面内弯矩e.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩截面C在垂直面内弯矩截面D在垂直面内弯矩f.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩截面C右侧合成弯矩截面C左侧合成弯矩截面D右侧合成弯矩截面D左侧合成弯矩f.绘制扭矩图g.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩截面C右侧当量弯矩截面C左侧当量弯矩截面D右侧当量弯矩截面D左侧当量弯矩h.校核轴的强度因轴截面D处弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面

29、为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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，则当量应力为查表得45，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。8.3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=199.48r/min；功率P=16.49kW；轴传递的转矩T=789450.07Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，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

30、轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%查表可知标准轴孔直径为55mm故取dmin=55（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=20×12mm(GB/T 1096-2003)，长L=70mm；定位轴肩直径为60mm；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。第1段：d1=55mm（标准直径确定），L1=110mm第2

31、段：d2=60mm（轴肩），L2=63mm（轴肩突出轴承端盖20mm左右）第3段：d3=65mm（与轴承内径配合），L3=40.5mm（轴承宽度）第4段：d4=67mm（与大齿轮内径配合），L4=88mm（比配合的齿轮宽度短2mm，以保证齿轮轴向定位可靠）第5段：d5=77mm（轴肩），L5=10mm第6段：d6=65mm（与轴承内径配合），L6=23mm（由轴承宽度和大齿轮断面与箱体内壁距离确定）轴段123456直径(mm)556065677765长度(mm)1106340.5881023（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

32、算作用在轴上的力齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）齿轮4所受的径向力齿轮4所受的轴向力c.计算作用在轴上的支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=66mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=73.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=129mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBH轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBV轴承A的总支承反力为：轴承B的总支承反力为：e.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：在水平面上，轴截面B处所受弯矩：在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：在水平面上，轴截面D处所受弯矩：在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：在垂直

33、面上，轴截面B处所受弯矩：在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：f.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：截面B处合成弯矩：截面C左侧合成弯矩：截面C右侧合成弯矩：截面D处合成弯矩：g.绘制扭矩图h.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：截面B处当量弯矩：截面C左侧当量弯矩：截面C右侧当量弯矩：截面D处当量弯矩：h.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。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为最大弯曲应力为剪切应力为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

34、当量应力为查表得45，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。第九章 滚动轴承寿命校核9.1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)7207AC35721729根据前面的计算，选用7207AC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。要求寿命为Lh=38400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计

35、算得到合成支反力：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5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。9.2中间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)7208AC40801835.2根据前面的计算，选用7208AC角接触球轴承，内径d=40mm，外径D=80mm，宽度B=18mm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=35.2kN，轴承采用正装。要求

36、寿命为Lh=38400h。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：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1.5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。9.3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)7213AC651202366.5根据前面的计算，选用7213AC角接触球轴承，内径d=65mm，外径D=120mm，宽度B=23mm当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr>0.68，Pr=0.

37、41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=66.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。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：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1.5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。第十章 键联接设计计算10.1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40mm。键的工作长度 l=L

38、-b=32mm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10.2高速轴与齿轮1配合处的键连接 高速轴与齿轮1配合处选用A型普通平键，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=70mm齿轮1材料为钢，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10.3中速轴与齿轮2配合处的键连接 中速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长70mm。键的工作长度 l=L-b=58mm齿轮2材

39、料为钢，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10.4中速轴与齿轮3配合处的键连接 中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=68mm齿轮3材料为钢，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10.5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70mm。键的工作长度 l=L-b=50mm齿轮4材料为钢，可求得键连

40、接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力10.6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90mm。键的工作长度 l=L-b=74mm联轴器材料为钢，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第十一章 联轴器的选择11.1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=1026.29Nmm 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LT9型弹性柱销联轴器（GB/T4323-2

41、002），公称转矩Tn=1000Nm，许用转速n=2850r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=55mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=50mm，轴孔长度L1=112mm。 Tc=1026.29Nm<Tn=1000Nm n=199.48r/min<n=2850r/min第十二章 减速器的密封与润滑12.1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

42、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。12.2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

43、达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB 443-1989);，牌号为L-AN10。12.3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，所以均选择油润滑。第十三章 减速器附件设计13.1轴承端盖 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。13.2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，以防油进入油尺座孔而溢出。13.3通气器 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。13.4放油孔及放油螺塞 为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°2°，使油易于流出。13.5窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动零件的啮