机械设计V带-ZDD一级斜齿圆柱-联轴器

1、 目录第一章 设计任务书41.1设计题目41.2设计步骤4第二章 传动装置总体设计方案52.1传动方案52.2该方案的优缺点5第三章 电动机的选择53.1选择电动机类型53.2确定传动装置的效率53.3选择电动机的容量63.4确定电动机参数63.5确定传动装置的总传动比和分配传动比7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84.3低速轴的参数84.4工作机轴的参数8第五章 普通V带设计计算95.1已知条件和设计内容95.2设计计算步骤95.3带轮结构设计12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按齿面接触疲劳强度设计14

2、6.3确定传动尺寸176.4校核齿根弯曲疲劳强度176.5计算齿轮传动其它几何尺寸186.6齿轮参数和几何尺寸总结19第七章 轴的设计207.1高速轴设计计算207.2低速轴设计计算28第八章 滚动轴承寿命校核368.1高速轴上的轴承校核368.2低速轴上的轴承校核38第九章 键联接设计计算399.1高速轴与带轮配合处的键连接399.2低速轴与齿轮2配合处的键连接399.3低速轴与联轴器配合处的键连接40第十章 联轴器的选择4010.1低速轴上联轴器40第十一章 减速器的密封与润滑4111.1减速器的密封4111.2齿轮的润滑4111.3轴承的润滑41第十二章 减速器附件设计4212.1轴承端

3、盖4212.2油面指示器4212.3放油孔及放油螺塞4212.4窥视孔和视孔盖4312.5定位销4312.6启盖螺钉4312.7螺栓及螺钉44第十三章 减速器箱体主要结构尺寸44第十四章 拆卸减速器4514.1分析装配方案4614.2分析各零件作用、结构及类型4614.3减速器装配草图设计4614.4完成减速器装配草图4714.5减速器装配图绘制过程4814.6完成装配图49第十五章 设计小结49第十六章 参考文献50第一章 设计任务书1.1设计题目 一级斜齿圆柱减速器，拉力F=1100N，速度v=2.2m/s，直径D=320mm，每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天

4、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

5、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： 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=0.95 工作机效率：w=0.96 故传动装置的总效率a=12334w=0.853.3选择电动机的容量 工作机所需功率

6、为Pw=F×V1000=1100×2.21000=2.42kW3.4确定电动机参数 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=2.420.85=2.85kW 工作转速：nw=60×1000×V×D=60×1000×2.23.14×320=131.37rpm 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)×131.37=788-2627r/min。进行综合考虑价格、重量、传动

7、比等因素，选定电机型号为：Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率Pen=3kW，满载转速为nm=1430r/min，同步转速为nt=1500r/min。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×G100380×245160×1401228×608×243.5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=1430131.37=10.885（2）分配

8、传动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=2.5 减速器传动比为i1=iaiv=4.35第四章 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输出参数功率：P0=Pd=2.85kW转速：n0=nm=1430rpm扭矩：T0=9550000×P0n0=9550000×2.851430=19033.22Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P0×4=2.85×0.95=2.71kW转速：n1=n0iv=14302.5=572rpm扭矩：T1=9550000×P1n1=9550000×2.71572=45245.63Nmm4.3低速轴的参数功率：

9、P2=P1×2×3=2.71×0.99×0.97=2.6kW转速：n2=n1i1=5724.35=131.37rpm扭矩：T2=9550000×P2n2=9550000×2.6131.37=189008.14Nmm4.4工作机轴的参数功率：Pw=P2×w×1×22=2.6×0.96×0.99×0.99×0.99 =2.42kW转速：nw=n2=131.37rpm扭矩：Tw=9550000×Pwnw=2.42131.37=175922.97Nmm 运动和动力

10、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2.8519033.2214302.50.95轴2.712.6845245.6344793.17375724.350.96轴2.62.57189008.14187118.0586131.3710.95工作机轴2.542.51184646.42182465.56131.37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=2.85kW；小带轮转速n1=1430r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2.5；设计的内容是：带的型

11、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）确定计算功率Pca由表查得工作情况系数KA=1.3，故 Pca=KA×P=1.3×2.85=3.705kW（2）选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A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=75mm。 2）验算带速v。按式验算带的速度v=×dd1×n60×1000=×75×143060×1000=5.61rpm 因为5m/sv30m/s，故带速合

12、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-=2.5×75×1-0.02=183.75mm 根据表，取标准值为dd2=180mm。（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=350mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2×a0+2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×350+2×75+180+180-7524×3501108mm 由表选带的基准长度Ld=1100mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-

13、Ld02=350+1100-11082346mm 按式,中心距的变化范围为330-379mm。（5）验算小带轮的包角a1180°-dd2-dd1×57.3°a180°-180-75×57.3°346=162.61°>120°（6）计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=75mm和n1=1430r/min,查表得P0=0.67kW。 根据n1=1430r/min，i=2.5和A型带，查表得P0=0.148kW。 查表的K=0.955，表得KL=0.91，于是 Pr=P0+P0×K&

14、#215;KL=0.67+0.148×0.955×0.91=0.711kW2）计算带的根数zz=PcaPr=3.7050.7115.21 取6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=500×2.5-0.955×3.7050.955×6×5.61+0.105×5.612=92.34N（7）计算压轴力FpFp=2×z×F0×sin12=2×

15、;6×92.34×sin162.61°2=1095.34N带型A中心距346mm小带轮基准直径75mm包角162.61°大带轮基准直径180mm带长1100mm带的根数6初拉力92.34N带速5.61m/s压轴力1095.34N5.3带轮结构设计 （1）小带轮的结构设计 小带轮的轴孔直径d=28mm 因为小带轮dd1=75<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=2.0×28=56mmda=dd1+2×ha=75+2×2.75=80mmB=z-1×e+2

16、15;f=92mmC=0.25×B=0.25×92=23mmL=2.0×d=2.0×28=56mm （2）大带轮的结构设计 大带轮的轴孔直径d=20mm 因为大带轮dd2=180mm 因此大带轮结构选择为腹板式。 因此大带轮尺寸如下：d1=2.0×d=2.0×20=40mmda=dd1+2×ha=180+2×2.75=186mmB=z-1×e+2×f=92mmC=0.25×B=0.25×92=23mmL=2.0×d=2.0×20=40mm第六章 减速器齿轮

17、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(调质)，硬度为280HBS，大齿轮45(调质)，硬度为240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=25×4.35=109。实际传动比i=4.36（3）初选螺旋角=15°。（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d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）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:T=955000

18、0×Pn=9550000×2.71572=45245.63Nmm查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.45查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2125+1109cos15°=1.66轴向重合度为：=0.318×d×z1×tan=0.318×1×25×tan15°=2.13查得重合度系数Z=0.634查得螺旋角系数Z=0.983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=

19、740Mpa，Hlim2=580Mpa计算应力循环次数NL1=60×n×j×Lh=60×572×1×16×300×10=1.647×109NL2=NL1u=1.647×1094.35=3.787×108由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.852，KHN2=0.937取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.852×7401=630MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.937×5801=543MPa取H1和H2中较小者

20、作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=543MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×45245.631×4.35+14.35×2.45×189.8×0.634×0.9835432=34.542mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v=×d1t×n60×1000=×34.542×57260×1000=1

21、.034齿宽bb=d×d1t=1×34.542=34.542mm2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1查图得动载系数Kv=1.071齿轮的圆周力。Ft=2×Td1=2×45245.6334.542=2620NKA×Ftb=1×262034.542=76Nmm<100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.431 实际载荷系数为 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.071×1.4×1.431=2.1463）按实际载荷系数算得的

22、分度圆直径d1=d1t×3KHKHt=34.542×32.1461.3=40.823mm4）确定模数mn=d1×cosz1=40.823×cos15°25=1.577mm，取mn=2mm。6.3确定传动尺寸 （1）计算中心距a=z1+z2×mn2×cos=138.73mm，圆整为140mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=16.8435°=16°50'36" （3）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1×mncos=52.24

23、1mmd2=z2×mncos=227.771mm （4）计算齿宽 b=d×d1=52.24mm 取B1=60mm B2=55mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齿宽b=b2=55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：Zv1=z1cos3=25cos316.8435°=28.515大齿轮当量齿数：Zv2=z2cos3=109cos316.8435

24、°=124.324查表得：YFa1=2.53，YFa2=2.14YSa1=1.61，YSa2=1.83查图得重合度系数Y=0.675查图得螺旋角系数Y=0.734查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=605MPa、Flim2=445MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.764，KFN2=0.861取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1×Flim1S=0.764×6051.4=330.157MPaF2=KFN2×Flim2S=0.861×4451.4=273.675MPaF1=2×K×

25、Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=44.239MPa<F1=330.157MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=42.53MPa<F2=273.675MPa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 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×

26、ha=m×z1+2han*=56.241mm da2=d2+2×ha=m×z2+2han*=231.771mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=47.241mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=222.771mm 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螺旋角左16°50'

27、36"右16°50'36"齿数z25109齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d52.241227.771齿顶圆直径da56.241231.771齿根圆直径df47.241222.771齿宽B6055中心距a140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n1=572r/min；功率P1=2.71kW；轴所传递的转矩T1=45245.63Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr，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

28、弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA0×3P1n1=112×32.71572=18.81mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.05×18.81=19.75mm查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20（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×h=6×6mm(GB/T 1096-2003)，长L=25mm；定位轴肩直径为25mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承

29、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=20mm。 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=25mm 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=30mm，选取轴承型号为角接触轴承7206AC d4：轴肩段，选择d4=35mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用

30、齿轮轴结构。 d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=35mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm。各轴段长度的确定 L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=38mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm。 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=26mm。 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=60mm。 L6：根据齿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=28mm。轴段1234

31、567直径(mm)2025303556.2413530长度(mm)386326860828（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=2×45245.6352.241=1732N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1×tancos=1732×tan20°cos16.8435°=658N齿轮1所受的轴向力Fa1=Ft1×tan=1732×tan16.8435

32、76;=524N第一段轴中点到轴承中点距离La=90mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=56mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=58mmc.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=1095.34N轴承A处水平支承力：RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=658×56-1095

33、.34×90-524×52.241256+58= -662N轴承B处水平支承力：RBH=Q+Ft1-RAH=1095.34+1732-662=3489N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1×LbLb+Lc=1732×5656+58= 851N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1×LcLb+Lc=1732×5856+58= 881N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-6622+8512=1078.17N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=34892+8812=3598.51Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水

34、平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=Q×La=1095.34×90=98581Nmm截面C左侧在水平面上弯矩：MCH左=RAH×Lc-Fa1×d12=-662×58-524×52.2412=-52083Nmm截面C右侧在水平面上弯矩：MCH右=RAH×Lc=-662×58=-38396Nmm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmme.绘制垂直面弯矩图截面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在垂直面上弯矩：MCV=RAV×Lc=851×

35、;58=49358Nmm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=98581Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH左2+MCV2=-520832+493582=71755Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH右2+MCV2=-383962+493582=62534Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.转矩和扭矩图T1=44793.17Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=985812+0.6×44793.172=102179Nmm截面C左侧当量弯矩

36、：MVC左=MC左2+T2=717552+0.6×44793.172=76623Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右62534Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.6×44793.172=26876Nmmf.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=×d332=2649.38mm3抗扭截面系数为WT=×d316=5298.75mm3最大弯曲应力为=MW=38.57MPa剪切应力为=TWT=8.54MPa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e=2+4×&

37、#215;2=39.91MPa查表得40Cr，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。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n2=131.37r/min；功率P2=2.6kW；轴所传递的转矩T2=189008.14Nmm（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轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA0×3P2n2=112×32.6131.37=30.2

38、9mm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+0.07×30.29=32.41mm查表可知标准轴孔直径为35mm故取dmin=35（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=10×8mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为40mm；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

39、轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=35mm。 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=40mm 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=45mm，选取轴承型号为角接触轴承7209AC d4：齿轮处轴段，选取直径d4=50mm。 d5：轴肩，故选取d5=60mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=45mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=60mm。 L3：由滚动轴承宽度

40、和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=41.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=53mm。 L5：过渡轴段，选取L5=10.5mm。 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=31mm。轴段123456直径(mm)354045506045长度(mm)806041.55310.531（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=2×189008.14227.771=1660N齿轮2所受的径向力F

41、r2=Ft2×tancos=1660×tan20°cos16.8435°=631N齿轮2所受的轴向力Fa2=Ft2×tan=1660×tan16.8435°=503Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=59mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=59mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=109mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La-Fa×d2La+Lb=631×59-503×227.771259+59= 801NRBH=Fr-RAH

42、=-631-801=-170N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=1660×5959+59= 830NRBV=Ft×LbLa+Lb=1660×5959+59= 830N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=8012+8302=1153.47N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=-1702+8302=847.23Ne.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&

43、#215;La=-170×59=-10030Nmm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，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAV×La=830×59=48970Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBV×La-Fa×d2=830×59-503×227.7712=-8314Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+0

44、2=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=-100302+-83142=13028Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=-100302+489702=49987Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.绘制扭矩图T=187118.06Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6×187118.062=112271Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=13028Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=499872+0.6×

45、187118.062=122896Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6×187118.062=112271Nmmh.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-b×t×d4-t22×d4=10740.83mm3抗扭截面系数为WT=×d316-b×t×d4-t22×d4=23006.46mm3最大弯曲应力为=MW=11.44MPa剪切应力为=TWT=8.22MPa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

46、循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为e=2+4××2=15.11MPa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)7206AC30621622根据前面的计算，选用7206AC角接触球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm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=22kN，轴承

47、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=-6622+8512=1078.17NFr2=RBH2+RBV2=34892+8812=3598.51NFd1=0.68×Fr1=0.68×1078.17=733.16NFd2=0.68×Fr2=0.68×3598.51=2446.99N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=2970.99NFa2=Fd2=2446.99NFa1Fr1=2.756Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，

48、Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×1078.17+0.87×2970.99=3026.81NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=0.41×3598.51+0.87×2446.99=3604.27N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=64581.7h>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)

49、宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7209AC45851936.8根据前面的计算，选用7209AC角接触球轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm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=36.8kN，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=RAH2+RAV2=8012+8302=1153.47NFr2=RBH2+RBV2=-1702+8302=847.23NFd1=0.68×Fr1=0.68×115

50、3.47=784.36NFd2=0.68×Fr2=0.68×847.23=576.12N由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=1079.12NFa2=Fd2=576.12NFa1Fr1=0.936Fa2Fr2=0.68查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=0.41，Y2=0.87查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.41×1153.47+0.87×1079.12=1411.76NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=0.41×847.23+

51、0.87×576.12=848.59N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=2247053h>48000h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=6mm×6mm（GB/T 1096-2003）,键长25mm。键的工作长度 l=L-b=19mm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=57MPa&l

52、t;p=60MPa9.2低速轴与齿轮2配合处的键连接 低速轴与齿轮2配合处选用A型普通平键，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=26mm齿轮2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p=4×Th×l×d=65MPa<p=120MPa9.3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=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=53mm联

53、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p=4×Th×l×d=51MPa<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=1.5 计算转矩Tc=K×T=283.51Nmm 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LT7型弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=500Nm，许用转速n=3600r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=35mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=30mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=

54、283.51Nm<Tn=500Nm n=131.37r/min<n=3600r/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

55、。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

56、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轴承端盖 根据下列的公式对轴承端盖进行计算：d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3；D2=D0+2.5d3；e=1.2d3；e1e；m由结构确定；D4=D -(1015);mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24);mm；d1、b1由密封尺寸确定；

57、b=510，h=(0.81);b12.2油面指示器 用来指示箱内油面的高度。12.3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。12.4窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。12.5定位销采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。12.6启盖螺钉 由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。12.7螺栓及螺钉 用作安装连接用。第十三章 减速器箱体主要结构尺寸 箱体是减速器中所有零件的基座，