2023年二级直齿圆柱齿轮减速器

目录ＴOC\o"1－3"＼h\z\uHYPERLＩNK＼l"_Toc"第一章设计任务书 ＼ｈ3HYPＥＲＬIＮK\ｌ＂_Tｏｃ"1．1设计题目 ＰAGEREF_Tｏｃ\h3ＨYPＥＲLIＮK＼l"＿Toc"１.2设计环节ﻩPＡＧEREＦ_Tｏc\ｈ３ＨYPＥＲLIＮK＼l"_Tｏc"第二章传动装置总体设计方案ﻩＰＡGＥＲEＦ_Ｔoc\ｈ3HYPERLIＮK＼ｌ"_Toｃ＂2.1传动方案ﻩPAGEＲEF_Toｃ\h3HＹPEＲLIＮK３.1选取电动机类型 PAGEREF_Tｏｃ\h4HYPEＲLINK\l"_Toc"3．2拟定传动装置效率 ＰAGEREF＿Toc＼h4HYPERLIＮK\ｌ"_Ｔｏｃ"3.3选取电动机容量ﻩＰAGERＥF_Tｏc\h4HＹPＥRLINK\l＂＿Toc"３.４拟定电动机参数 PAＧEREF＿Toｃ\h4ＨYＰERLINK\l"_Tｏc"３．５拟定传动装置总传动比和分派传动比 PAGＥＲEF_Toc\h5HYＰERLＩNK＼l"_Toｃ＂第四章计算传动装置运动学和动力学参数 PAGＥREF_Toc\h6HＹPEＲＬINＫ４.1电动机输出参数ﻩPＡGEREＦ_Toc\h6ＨＹPERLINＫ\ｌ＂_Toc"４.2高速轴Ⅰ参数ﻩPAGERＥＦ_Toc\h64.3中间轴Ⅱ参数 PAGEＲＥF_Toｃ\ｈ６HＹＰＥRLＩＮK4．4低速轴Ⅲ参数ﻩ6HＹPERLＩNＫ\ｌ＂＿Ｔoc"４.5滚筒轴参数ﻩPＡGEREF_Toｃ\h7HＹPＥRLINK＼l"_Tｏc"第五章减速器高速级齿轮传动设计计算 PAＧERＥF＿Tｏc\h8HYPＥRLIＮＫ5.4校核齿根弯曲疲劳强度 PＡGERＥF＿Toｃ＼h11HYＰERLＩNK5．６齿轮参数和几何尺寸总结 PＡGＥREF＿Toc\h12HＹPERＬIＮK\ｌ＂_Ｔｏc"第六章减速器低速级齿轮传动设计计算ﻩＰAGEREF_Toc\h１3HＹPERLINK６．2按齿面接触疲劳强度设计ﻩPAGEREF_Tｏc\h１3ＨＹPＥＲLINＫ6.3拟定传动尺寸ﻩPAGEREF＿Toc＼ｈ15ＨＹＰERLINK6.4校核齿根弯曲疲劳强度 ＰＡGEREF_Ｔｏc\h１５HYＰＥRLINK6.5计算齿轮传动其他几何尺寸 PAGEREF_Ｔoc＼h16ＨＹPERLIＮK＼l"＿Toc"6.6齿轮参数和几何尺寸总结ﻩ17ＨYPERLINＫ\l＂_Toc"第七章轴设计 PAGEＲEF_Toc\ｈ17HYPＥRLIＮK\l＂_Toc"７．1高速轴设计计算 PAＧEＲEＦ_Toc\h1７HＹＰＥRLINK＼ｌ"_Toｃ"7.2中间轴设计计算 PAＧEREＦ_Toc\ｈ2３HYＰERＬＩNK\l＂＿Toc"7.3低速轴设计计算ﻩPAＧEＲEF_Toc\ｈ29HYPERＬＩNK第八章滚动轴承寿命校核 PＡGEREF_Tｏｃ＼h35ＨＹPERLINK＼l"_Toc"８.1高速轴上轴承校核 PAGEREF_Ｔoc\h35ＨYPERLIＮK\ｌ＂_Tｏc"8.2中间轴上轴承校核ﻩＰAＧEREF_Tｏc\h３６HYPERＬINK\l"_Toc"8.3低速轴上轴承校核 ＰAＧERＥF_Toc＼h３７ＨYPERLINK\l＂_Ｔoc＂第九章键联接设计计算ﻩＰAGEREF＿Toc\h37HYPERLIＮK９.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核ﻩPAGERＥF_Toc＼h38ＨYＰＥRLＩＮＫ\l"_Tｏc"9．3中间轴与高速级大齿轮键连接校核ﻩPＡGEREＦ＿Toc＼ｈ3８HYＰEＲＬIＮK\l"＿Tｏc＂9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核ﻩPAGERＥF＿Toc\h38HYPＥＲLINＫ\ｌ＂_Toｃ＂9.５低速轴与联轴器键连接校核ﻩPAGERＥＦ_Ｔｏc＼h３8HYPEＲLINK第十章联轴器选取 PＡGEＲEＦ＿Toｃ\h39HYＰERLINK＼l"_Tｏc"10.１高速轴上联轴器ﻩPAGEREF_Ｔoc＼h3９HＹＰERLＩＮK10.２低速轴上联轴器ﻩ39HYPERＬＩＮＫ\ｌ"＿Toc＂第十一章减速器密封与润滑 ＰＡGEREF＿Toｃ\ｈ40ＨYＰＥRLIＮＫ\l"＿Ｔｏc＂11.1减速器密封 ＰAGＥREＦ＿Ｔｏc＼h４0HYPEＲＬIＮK\l＂_Tｏｃ"11.２齿轮润滑ﻩＰＡＧＥREF_Toc＼h4０ＨYPEＲLINK１２.1油面批示器 ＰＡＧEREF_Toc＼h4０HYＰERLＩNK\l＂_Toｃ"12.2通气器 PAＧEREF＿Toｃ＼h41HYPEＲLINK\l"_Toc＂12．3放油孔及放油螺塞 PAGEＲEF_Toc\h41HＹPＥRLINK12.4窥视孔和视孔盖ﻩｈ41HYPERＬINＫ12.5定位销 PＡGEREF_Ｔoc\ｈ４1HYPＥRLINＫ\ｌ＂_Ｔoｃ"12.6启盖螺钉 PAGEREF_Tｏc＼h４2ＨYPERLINK\l"_Tｏc"1２.7螺栓及螺钉 ＼h42HYPERLＩNK第十三章减速器箱体重要构造尺寸 ＼h42HYPERLINＫ\ｌ"_Ｔoc"第十四章设计小结 PAＧEREF_Toc\h４3HＹPERＬIＮK＼l＂＿Ｔoc"第十五章参照文献ﻩPAGEREF_Tｏｃ\h4３

第一章设计任务书１.1设计题目展开式二级直齿圆柱减速器,拉力Ｆ=４000N，速度v＝１.６m/ｓ，直径D=400mｍ,天天工作小时数：8小时，工作年限(寿命):,每年工作天数：250天，配备有三相交流电源,电压38０／２２0Ｖ。１.2设计环节1．传动装置总体设计方案2.电动机选取３．拟定传动装置总传动比和分派传动比４.计算传动装置运动和动力参数5.减速器内部传动设计计算6.传动轴设计7.滚动轴承校核8.键联接设计9.联轴器设计1０.润滑密封设计11.箱体构造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，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。2.2该方案优缺陷展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，规定轴有较大刚度。第三章电动机选取3.1选取电动机类型按工作规定和工况条件，选用三相笼型异步电动机,电压为3８0Ｖ,Y型。3.2拟定传动装置效率查表得:联轴器效率:η1=0.99一对滚动轴承效率：η2=0．99闭式圆柱齿轮传动效率:η３＝0.9８工作机效率:ηw=0.97故传动装置总效率η3.３选取电动机容量工作机所需功率为P3.4拟定电动机参数电动机所需额定功率:P工作转速:n经查表按推荐合理传动比范畴,二级圆柱齿轮减速器传动比范畴为：8--40因而理论传动比范畴为:8－－4０。可选取电动机转速范畴为nｄ=ia×ｎw=(8－-40)×76.43=611－-３０5７r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Ｙ13２M-４三相异步电动机,额定功率Pen=7.5kW,满载转速为nm=144０r/min,同步转速为nt＝1500r/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）1Y160L－８7．575０7２０2Y１60M-67．51000９70３Y1３2Ｍ-47．5１5０0１4404Y132S2-27.530002９00电机重要外形尺寸：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×G132５15×3152１６×178123８×８010×3３3.5拟定传动装置总传动比和分派传动比（１）总传动比计算由选定电动机满载转速ｎm和工作机积极轴转速nｗ，可以计算出传动装置总传动比为:i（2）分派传动装置传动比高速级传动比i则低速级传动比i减速器总传动比i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：转速：扭矩：４．2高速轴Ⅰ参数功率：转速：扭矩：4．3中间轴Ⅱ参数功率：转速：扭矩：4.４低速轴Ⅲ参数功率：转速：扭矩：4.５滚筒轴参数功率：转速：扭矩：运动和动力参数计算成果整顿于下表:

轴名功率P(kＷ)转矩T（N•mm)转速(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴7.22478８2.６４1440１０．99Ⅰ轴7.15７.084７418.4４６944.２1６１4404.95０．97Ⅱ轴６.９4６.87２２78２6.4822５5４8.２15２29０.913.81０．97Ⅲ轴６.736.66841800.928333８2.910876.3510.９6工作机轴6.4６.4800523.9８0052３.976.３５第五章减速器高速级齿轮传动设计计算5.1选精度级别、材料及齿数(1）由选取小齿轮40Cr（调质),齿面硬度280HBＳ，大齿轮45(调质)，齿面硬度2４0ＨBS（2)选小齿轮齿数Z1=３0，则大齿轮齿数Z2=Z1×i＝３0×4.9５=1４9。实际传动比i=4．967(３)压力角α=20°。5.２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d1）拟定公式中各参数值①试选载荷系数KHt=1.3T=9550000×③查表选用齿宽系数φd=1④由图查取区域系数ＺH＝2.46⑤查表得材料弹性影响系数ZＥ＝１8９.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重叠度系数ZεααεZ⑧计算接触疲劳许用应力[σH]由图查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为:σ计算应力循环次数NN由图查取接触疲劳系数:K取失效概率为１%，安全系数S＝1，得σσ取[σH]1和[σH]２中较小者作为该齿轮副接触疲劳许用应力,即[σH］=54６MPa2)试算小齿轮分度圆直径d(2)调节小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前数据准备。①圆周速度νv=齿宽bb=２)计算实际载荷系数KH①查表得使用系数ＫA=1②查图得动载系数Kv=1．117③齿轮圆周力。FK查表得齿间载荷分派系数:KHα＝1.4查表得齿向载荷分布系数:KＨβ=1.436实际载荷系数为3)按实际载荷系数算得分度圆直径d４）拟定模数m=5.3拟定传动尺寸(1）计算中心距a=（２）计算小、大齿轮分度圆直径dd(3)计算齿宽b=取B1=65ｍmB2=60mm5.４校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1)Ｋ、Ｔ、m和ｄ1同前齿宽b=b2=６0齿形系数YFａ和应力修正系数ＹSa:查表得:YY查图得重叠度系数Ｙε＝0.673查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为：σ由图查取弯曲疲劳系数:K取弯曲疲劳安全系数S＝１．4,得许用弯曲应力σσσσ故弯曲强度足够。５.5计算齿轮传动其他几何尺寸(1)计算齿顶高、齿根高和全齿高h=(2)计算小、大齿轮齿顶圆直径（３）计算小、大齿轮齿根圆直径5.6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αn20２0法面齿顶高系数hａ*1.01.0法面顶隙系数c*0.2５0.25齿数z30１49齿顶高ha２2齿根高hｆ2.52．５分度圆直径d60298齿顶圆直径ｄa6430２齿根圆直径dｆ55293齿宽B６560中心距ａ１７９1７9第六章减速器低速级齿轮传动设计计算６．1选精度级别、材料及齿数（1）由选取小齿轮４0Cr(调质）,齿面硬度280HBS,大齿轮45（调质），齿面硬度2４0HBS(2）选小齿轮齿数Z１=30，则大齿轮齿数Z2=Z１×i=30×3．8１=115。实际传动比i=3.83３（3)压力角α=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d1)拟定公式中各参数值①试选载荷系数ＫHt=1．3T=9550000×③查表选用齿宽系数φd＝1④由图查取区域系数ZH=2．４6⑤查表得材料弹性影响系数ZＥ＝1８9.8MPa⑥由式计算接触疲劳强度用重叠度系数ZεααεZ⑧计算接触疲劳许用应力［σＨ]由图查得小齿轮和大齿轮接触疲劳极限分别为:σ计算应力循环次数NN由图查取接触疲劳系数:K取失效概率为1％，安全系数Ｓ=1，得σσ取[σH]1和［σH]2中较小者作为该齿轮副接触疲劳许用应力，即[σＨ]=５49MPa2)试算小齿轮分度圆直径d（2)调节小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前数据准备。①圆周速度νv=齿宽bb=2)计算实际载荷系数KＨ①查表得使用系数KA=1②查图得动载系数Kｖ=1．073③齿轮圆周力。FK查表得齿间载荷分派系数:KHα＝１.４查表得齿向载荷分布系数：ＫＨβ=1.455实际载荷系数为3）按实际载荷系数算得分度圆直径d4)拟定模数m=6．3拟定传动尺寸(1）计算中心距a=(2)计算小、大齿轮分度圆直径dd(3)计算齿宽b=取B1＝95mmＢ２=90ｍm6.４校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为σ1)K、T、ｍ和ｄ１同前齿宽b=b2＝90齿形系数ＹFa和应力修正系数YＳa:查表得:YY查图得重叠度系数Ｙε＝0．６７6查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为:σ由图查取弯曲疲劳系数：K取弯曲疲劳安全系数S＝1．4,得许用弯曲应力σσσσ故弯曲强度足够。6.5计算齿轮传动其他几何尺寸（1)计算齿顶高、齿根高和全齿高h=（2)计算小、大齿轮齿顶圆直径（3）计算小、大齿轮齿根圆直径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ｍn３３法面压力角αn20２０法面齿顶高系数ha＊1．01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数ｚ３0115齿顶高ha33齿根高hf3.７５３.75分度圆直径d9034５齿顶圆直径da９６3５１齿根圆直径dｆ82.5３37.5齿宽B９5９0中心距ａ218218第七章轴设计7.１高速轴设计计算(１）已经拟定运动学和动力学参数转速n=１440r/min；功率P=7.１５kW;轴所传递转矩Ｔ=４741８．４N•mm(2）轴材料选取并拟定许用弯曲应力由表选用40Ｃr(调质）,齿面硬度２8０ＨBS，许用弯曲应力为[σ]＝60MＰａ(3）按扭转强度概略计算轴最小直径由于高速轴受到弯矩较大而受到扭矩较小，故取A０=１12。d由于最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大5%d查表可知原则轴孔直径为３０mm故取dmiｎ=30（４)设计轴构造并绘制轴构造草图a.轴构造分析由于齿轮1尺寸较小,故高速轴设计成齿轮轴。显然,轴承只能从轴两端分别装入和拆卸,轴伸出端安装联轴器，选用普通平键,A型,b×h＝8×7mｍ（ＧB/T1０96-),长Ｌ=６3mm；定位轴肩直径为35ｍm；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．拟定各轴段直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=20ｍm轴承端盖厚度e＝10ｍm调节垫片厚度△t=2ｍm箱体内壁到轴承端面距离△=10ｍm各轴段直径拟定d１:用于连接联轴器，直径大小为联轴器内孔径,ｄ1=30mｍ。d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位,依照联轴器轴向定位规定,轴直径大小较d1增大5mｍ，d2=35ｍmd3：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,选用d３＝4０mm，选用轴承型号为深沟球轴承６２08ｄ4:轴肩段,选取d４=４5mm。d5:齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小,采用齿轮轴构造。d6:过渡轴段,规定与d4轴段相似，故选用d6=d４=４5mｍ。d７:滚动轴承轴段,规定与d３轴段相似，故选用d7=d3=４0mm。各轴段长度拟定L1:依照联轴器尺寸规格拟定，选用L１=80mm。L２:由箱体构造、轴承端盖、装配关系等拟定，取L２=65ｍm。Ｌ3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离拟定,选用L3＝3０mm。L４：依照箱体构造和小齿轮宽度拟定,选用L4=1１５.5mm。Ｌ5：由小齿轮宽度拟定,取L５＝6５mm。L6:依照箱体构造和小齿轮宽度拟定，取Ｌ6=8mm。L7:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离拟定，选用L7=30mｍ。轴段１２34５67直径（mm）30３5404５644５4０长度(mm)8０653０１1５.５65８30(５)弯曲－扭转组合强度校核ａ.画高速轴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.计算作用在轴上力(d1为齿轮1分度圆直径）齿轮1所受圆周力（d１为齿轮１分度圆直径）F齿轮1所受径向力F第一段轴中点到轴承中点距离La=1１4ｍm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=１69mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=６１．５ｍm轴所受载荷是从轴上零件传来,计算时普通将轴上分布载荷简化为集中力,其作用点取为载荷分布段中点。作用在轴上扭矩，普通从传动件轮毂宽度中点算起。普通把轴当做置于铰链支座上梁，支反力作用点与轴承类型和布置方式关于在水平面内轴承A处水平支承力:R轴承B处水平支承力:R在垂直面内轴承A处垂直支承力：R轴承Ｂ处垂直支承力：R轴承A总支承反力为:R轴承B总支承反力为：Rd．绘制水平面弯矩图截面Ａ在水平面上弯矩:M截面B在水平面上弯矩：M截面Ｃ在水平面上弯矩：M截面D在水平面上弯矩：Me．在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩:M截面Ｂ在垂直面上弯矩:M截面C在垂直面上弯矩：M截面D在垂直面上弯矩：M合成弯矩，有:截面Ａ处合成弯矩：M截面B处合成弯矩:M截面C处合成弯矩:M截面D处合成弯矩:M转矩和扭矩图T截面A处当量弯矩：M截面B处当量弯矩:M截面C处当量弯矩:M截面D处当量弯矩：Me.画弯矩图弯矩图如图所示:ｆ.按弯扭合成强度校核轴强度其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动转轴,转矩按脉动循环解决，故取折合系数α=０.6，则当量应力为σ查表得调质解决,抗拉强度极限σB=64０MPa,则轴许用弯曲应力[σ-1b]＝60MPa，σｅ<[σ－1ｂ]，因此强度满足规定。7.2中间轴设计计算（1）已经拟定运动学和动力学参数转速n=290.9１r/mｉn；功率P=6．94ｋW；轴所传递转矩T=２2７８26．4８N•mｍ(２)轴材料选取并拟定许用弯曲应力由表选用45(调质），齿面硬度21７~25５HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa(3)按扭转强度概略计算轴最小直径由于中间轴受到弯矩较大而受到扭矩较小，故取A０=１15。d由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选原则直径dmiｎ=35mm(4）设计轴构造并绘制轴构造草图a．轴构造分析由于齿轮３尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远不不大于2,因而设计成分离体,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。与轴承相配合轴径需磨削。两齿轮之间以轴环定位;两齿轮另一端各采用套筒定位;齿轮与轴连接选用普通平键，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.拟定各轴段长度和直径。拟定各段轴直径d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选用d1=3５mm，选用轴承型号为深沟球轴承62０７ｄ2:过渡轴段,故选用d2=4０ｍm。d３:轴肩段，故选用d3=50mm。ｄ4：过渡轴段,故选用d4=40ｍm。d5：滚动轴承轴段，规定与d１轴段相似，故选用d5=35mm。各轴段长度拟定L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离拟定,选用L1=39mｍ。L2:由小齿轮宽度拟定，为保证轴向定位可靠，长度略不大于齿轮宽度，选用Ｌ2=93mm。L3:轴肩段,取L３＝１5mm。Ｌ4:由大齿轮宽度拟定，为保证轴向定位可靠，长度略不大于齿轮宽度,选用L4=58mｍ。Ｌ５：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离拟定,选用L5＝41.５ｍm。轴段123４5直径（mm)3540５０40３5长度（mm)39931５58４１．５（５)弯曲-扭转组合强度校核ａ.画中速轴受力图如图所示为中速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上力齿轮2所受圆周力(ｄ２为齿轮２分度圆直径)F齿轮２所受径向力F齿轮3所受圆周力（ｄ3为齿轮3分度圆直径）F齿轮３所受径向力Fc.计算作用在轴上支座反力轴承中点到低速级小齿轮中点距离La＝７7.５mｍ,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=62.5mm轴承A在水平面内支反力R轴承Ｂ在水平面内支反力R轴承A在垂直面内支反力R轴承B在垂直面内支反力R轴承A总支承反力为:R轴承B总支承反力为:Rｄ.绘制水平面弯矩图截面A和截面B在水平面内弯矩M截面Ｃ右侧在水平面内弯矩M截面C左侧在水平面内弯矩M截面Ｄ右侧在水平面内弯矩M截面Ｄ左侧在水平面内弯矩Me.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩M截面C在垂直面内弯矩M截面Ｄ在垂直面内弯矩Mｆ.绘制合成弯矩图截面A和截面B处合成弯矩MA=MB=0N•mm截面Ｃ右侧合成弯矩M截面C左侧合成弯矩M截面Ｄ右侧合成弯矩M截面D左侧合成弯矩Mf.绘制扭矩图Tg.绘制当量弯矩图截面A和截面B处当量弯矩M截面C右侧当量弯矩M截面Ｃ左侧当量弯矩M截面Ｄ右侧当量弯矩M截面D左侧当量弯矩Mh.校核轴强度因轴截面D处弯矩大,同步截面还作用有转矩,因而此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动转轴，转矩按脉动循环解决,故取折合系数α=0.6，则当量应力为σ查表得调质解决，抗拉强度极限σB=６40MPa,则轴许用弯曲应力[σ－１b]=６0MPａ，σe<[σ－１b］，因此强度满足规定。7.３低速轴设计计算（1)已经拟定运动学和动力学参数转速n＝76.3５r／miｎ;功率P＝６．73kW;轴所传递转矩Ｔ=８4１800.９２N•mm(2）轴材料选取并拟定许用弯曲应力由表选用4５(调质)，齿面硬度217～255ＨBS,许用弯曲应力为［σ]=６0MPａ（３)按扭转强度概略计算轴最小直径由于低速轴受到弯矩较小而受到扭矩较大，故取Ａ0=11２。d由于最小轴段直径截面上要开1个键槽,故将轴径增大7%d查表可知原则轴孔直径为５５mm故取dｍin＝５5(4）设计轴构造并绘制轴构造草图a.轴构造分析。低速轴设计成普通阶梯轴，轴上齿轮、一种轴承从轴伸出端装入和拆卸,而另一种轴承从轴另一端装入和拆卸。轴输出端选用Ａ型键，b×h=20×1２mm(GB／T１0９6-)，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.拟定各轴段长度和直径。各轴段直径拟定ｄ１：用于连接联轴器,直径大小为联轴器内孔径,d1＝５5mm。ｄ２:密封处轴段,左端用于固定联轴器轴向定位，依照联轴器轴向定位规定，轴直径大小较ｄ1增大5mm，d2＝６0mmd3：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，选用ｄ３＝６５ｍm,选用轴承型号为深沟球轴承621３d４:轴肩段,选取d4=７0ｍm。d5:轴肩,故选用d5＝85mm。ｄ6:齿轮处轴段,选用直径d６=７０mｍ。d７:滚动轴承轴段,规定与d3轴段相似，故选用ｄ7＝d3＝６５mm。各轴段长度拟定L１:依照联轴器尺寸规格拟定,选用L１=１10mｍ。L２:由箱体构造、轴承端盖、装配关系等拟定,取L2=６0ｍm。L３：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离拟定,选用Ｌ３=４5.5ｍm。L４：过渡轴段,由箱体尺寸和齿轮宽度拟定，选用L4＝67.5mｍ。Ｌ5：轴肩，选用Ｌ5＝10mm。L6:由低速级大齿轮宽度拟定,长度略不大于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠,选用L6=88mm。L7:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离拟定，选用L7=４7.５mm。轴段1234567直径(ｍm)55606５７085７0６5长度(mm)11０６０45.567.510８84７.5(5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴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．计算作用在轴上力齿轮４所受圆周力（d4为齿轮4分度圆直径）F齿轮４所受径向力Fc.计算作用在轴上支座反力第一段轴中点到轴承中点距离La=80.5mm，轴承中点到齿轮中点距离Ｌb=156mm,齿轮中点到轴承中点距离Lc=１4９.５mmd.支反力轴承Ａ和轴承B在水平面上支反力ＲＡH和RBＨRR轴承A和轴承B在垂直面上支反力ＲAV和ＲBVRR轴承Ａ总支承反力为：R轴承B总支承反力为：Rｅ．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:M在水平面上，轴截面B处所受弯矩：M在水平面上，大齿轮所在轴截面Ｃ处所受弯矩:M在水平面上，轴截面Ｄ处所受弯矩:M在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：M在垂直面上,轴截面B处所受弯矩:M在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩:M在垂直面上,轴截面D处所受弯矩：M截面Ａ处合成弯矩弯矩：M截面B处合成弯矩：M合成弯矩,大齿轮所在截面C处合成弯矩为M截面D处合成弯矩：M转矩为：T=833382.91N•mm截面A处当量弯矩：M截面B处当量弯矩：M截面C处当量弯矩：M截面D处当量弯矩：Mh．校核轴强度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同步截面还作用有转矩，因而此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=抗扭截面系数为W最大弯曲应力为σ剪切应力为τ按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动转轴，转矩按脉动循环解决，故取折合系数α=0.6,则当量应力为σ查表得调质解决，抗拉强度极限σB=640ＭPa,则轴许用弯曲应力[σ-1b]=6０MPa，σe＜[σ－１b]，因此强度满足规定。第八章滚动轴承寿命校核８．1高速轴上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)6２0８408０1８29.５带轮构造设计依照前面计算,选用６2０8深沟球轴承，内径d=4０mm,外径D=80mｍ，宽度B=1８mｍ由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Ｃr=29．5kN，轴承采用正装。规定寿命为Lh=0h。由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则可以计算得到合成支反力:FF查表得X1＝1,Y１=0，X２=1,Y２=0查表可知ft=1,fp=1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承工作寿命足够。８.2中间轴上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带轮构造设计依照前面计算,选用6207深沟球轴承，内径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，轴承采用正装。规定寿命为Lh=0h。由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则可以计算得到合成支反力:FF查表得X１=1,Y１=０，X２=1，Y2＝0查表可知fｔ=１，fp＝１PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承工作寿命足够。8.3低速轴上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)62１365120２357.２带轮构造设计依照前面计算,选用6213深沟球轴承，内径d=65mｍ,外径Ｄ=120ｍm,宽度B=23ｍm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=57.2kＮ,轴承采用正装。规定寿命为Lh=0h。由前面计算已知轴水平和垂直面支反力，则可以计算得到合成支反力:FF查表得X１=1，Y1=０，X２=1,Ｙ2=0查表可知ft＝1,fｐ＝1PP取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式L由此可知该轴承工作寿命足够。第九章键联接设计计算9．1高速轴与联轴器键连接校核选用Ａ型键,查表得b×h=8ｍm×7mm(GB/Ｔ1096-），键长6３mm。键工作长度l=Ｌ-b=５５mm联轴器材料为４5,可求得键连接许用挤压应力[σ]p=120MPa。键连接工作面挤压应力σ９.２中间轴与低速级小齿轮键连接校核选用A型键，查表得ｂ×ｈ=12mm×8mｍ(GB/T１0９6-)，键长８0ｍｍ。键工作长度l＝L－b=68ｍm低速级小齿轮材料为45,可求得键连接许用挤压应力［σ]ｐ＝１２０MPa。键连接工作面挤压应力σ9．3中间轴与高速级大齿轮键连接校核选用A型键，查表得ｂ×ｈ=１2mｍ×8ｍm（ＧB／T109６-),键长45mｍ。键工作长度l=L－b=33mm高速级大齿轮材料为45，可求得键连接许用挤压应力[σ]ｐ=12０MPa。键连接工作面挤压应力σ9.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核选用A型键,查表得b×ｈ=20ｍm×1２mm（GB/Ｔ109６-)，键长70mm。键工作长度ｌ＝Ｌ-b＝5０ｍm低速级大齿轮材料为45，可求得键连接许用挤压应力［σ］ｐ=１2０MPa。键连接工作面挤压应力σ9.5低速轴与联轴器键连接校核选用A型键，查表得ｂ×h=1６mm×10ｍm（ＧB/T１０96-)，键长90mm。键工作长度l=L-b=７4mm联轴器材料为45,可求得键连接许用挤压应力［σ］ｐ＝1２０MＰa。键连接工作面挤压应力σ第十章联轴器选取10.1高速轴上联轴器（１)计算载荷由表查得载荷系数K＝1.3计算转矩Tc=K×T=６1．6４N•mm选取联轴器型号(2）选取联轴器型号轴伸出端安装联轴器初选为ＬX3弹性柱销联轴器（GB/T432３-),公称转矩Tn=1２50N•m,许用转速［n]=4７00ｒ/ｍiｎ，Y型轴孔，积极端孔直径d＝３8ｍm,轴孔长度L1=82ｍｍ。从动端孔直径d=30mm,轴孔长度L1=８２mm。Ｔｃ＝61.６4Ｎ•m<Tn=125０N•mn＝144０r/ｍin<[n]=47０0r/mｉｎ10.2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=1094.３4Ｎ•mm选取联轴器型号（2）选取联轴器型号轴伸出端安装联轴器初选为LX４弹性柱销联轴器(GB/T4323-)，公称转矩Tｎ＝2500N•ｍ，许用转速[n］＝3870r/min，Y型轴孔,积极端孔直径d＝55mm,轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径ｄ=42ｍm，轴孔长度Ｌ1＝112mm。Tc=109４.34N•ｍ<Tn=２500N•mn=76.35ｒ/ｍin<[n]＝３8７0ｒ/mｉn第十一章减速器密封与润滑1１.1减速器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,在构成箱体各零件间,如箱盖与箱座间、及外伸轴输出、输入轴与轴承盖间,需设立不同形式密封装置。对于无相对运动结合面，惯用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴密封,则需依照其不同运动速度和密封规定考虑不同密封件和构造。本设计中由于密封界面相对速度较小,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齿轮润滑闭式齿轮传动，依照齿轮圆周速度大小选取润滑方式。圆周速度v≤１2－１5m／s时,常选取将大齿轮浸入油池浸油润滑。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，但浸油深度不得不不大于分度圆半径１/３到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部污物搅起,导致齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不不大于３0-5０mｍ。依照以上规定,减速箱使用前须加注润滑油,使油面高度达成3３－7１mm。从而选取全损耗系统用油(GB443-19８９);，牌号为L－AN10。第十二章减速器附件设计12.1油面批示器用来批示箱内油面高度,油标位在便于观测减速器油面及油面稳定之处。油尺安顿部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。12.2通气器由于减速器运转时，机体内温度升高,气压增大