雙級減速器設計說明書

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上 目錄第一章 設計任務書1.1設計題目 二級斜齒圓柱減速器，拉力F=3800N，速度v=1.4m/s，直徑D=300mm，每天工作小時數(shù)：8小時，二班制，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數(shù)：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟 1.傳動裝置總體設計方案 2.電動機的選擇 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.普通V帶設計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設計計算 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設計 10.聯(lián)軸器設計 11.潤滑密封設計 12.箱體結(jié)構(gòu)設計第二章 傳動裝置總體設計方案2.1傳動

2、方案 傳動方案已給定，前置外傳動為普通V帶傳動，減速器為二級圓柱齒輪減速器。2.2該方案的優(yōu)缺點 由于V帶有緩沖吸振能力，采用 V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。 二級圓柱齒輪減速器由于齒輪相對軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。第三章 電動機的選擇3.1選擇電動機類型 按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V，Y型。3.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 一對滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的傳動效率：3=0

3、.98 普通V帶的傳動效率：4=0.90滑=0.97 平帶效率：5=0.9 故傳動裝置的總效率a=1233245滑=0.723.3選擇電動機的容量 工作機所需功率為Pw=F×V1000=3800×1.41000=5.32kW3.4確定電動機參數(shù) 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=5.320.72=7.39kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×1.43.14×300=89.17rpm 經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍，V帶傳動比范圍為：2-4二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍為：8-40因此理論傳動比范

4、圍為：16-160。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132S2-2的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=2900r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=3000r/min。方案電動機型號額定功率（kW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150014404Y132S2-27.530002900電機主要外形尺寸：中心高外形尺寸地腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵部位尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132475×

5、315216×1401238×8010×333.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比的計算 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速nw，可以計算出傳動裝置總傳動比為：ia=nmnw=.17=32.522（2）分配傳動裝置傳動比 取普通V帶的傳動比：iv=2.33 高速級傳動比i1=4.1 則低速級的傳動比為i2=3.4 減速器總傳動比ib=i1×i2=13.94第四章 計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)功率：P0=Pd=7.39kW轉(zhuǎn)速：n0=nm=2900rpm扭矩：T0=9550×P0n0=9550

6、15;7.=24.34Nm4.2高速軸的參數(shù)功率：P1=P0×4=7.39×0.9=6.58kW轉(zhuǎn)速：n1=n0iv=29002.33=1244.64rpm扭矩：T1=9550×P1n1=9550×6.=50.49Nm4.3中間軸的參數(shù)功率：P2=P1×2×3=6.58×0.99×0.98=6.38kW轉(zhuǎn)速：n2=n1i1=1244.644.1=303.57rpm扭矩：T2=9550×P2n2=9550×6.38276.85=200.71Nm4.4低速軸的參數(shù)功率：P3=P2×2

7、15;3=6.38×0.99×0.98=6.19kW轉(zhuǎn)速：n3=n2i2=303.573.4=89.29rpm扭矩：T3=9550×P3n3=9550×6.1989.29=662.05Nm軸名功率P(kW)轉(zhuǎn)矩T(Nm)轉(zhuǎn)速(r/min)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.3924.3429002.330.9軸6.586.5150.4949.991244.644.10.97軸6.386.32200.71198.70303.573.40.97軸6.196.13662.05655.4389.29 w=0.8848運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表:第五章

8、普通V帶設計計算V帶的設計與計算1.確定計算功率Pca 由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.1，故Pca = KAPd = 1.1×7.39 kW = 8.129 kW2.選擇V帶的帶型 根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1）初選小帶輪的基準直徑dd1。由表，取小帶輪的基準直徑dd1 = 90 mm。 2）驗算帶速v。按課本公式驗算帶的速度 因為5 m/s < v < 30m/s，故帶速合適。 3）計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)課本公式，計算大帶輪的基準直徑dd2 = ivdd1 = 2.33×90 = 209.7 mm 根據(jù)課本查

9、表，取標準值為dd2 = 224 mm。4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld 1）根據(jù)課本公式，初定中心距a0 = 400mm。 2）由課本公式計算帶所需的基準長度Ld0 由表選帶的基準長度Ld = 1250 mm。 3）按課本公式計算實際中心距a0。a a0 + (Ld - Ld0)/2 = 400 + (1250 1304.5)/2 mm 373 mm 按課本公式，中心距變化范圍為354 411 mm。5.驗算小帶輪上的包角a1a1 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a = 180°-（224 - 90)×57.3°

10、/373 159°> 120°6.計算帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率Pr。 由dd1 =90 mm和nm = 2900 r/min，查表得P0 = 1.74 kW。 根據(jù)nm = 2900 r/min，iv = 2.4和A型帶，查表得DP0 = 0.39 kW。 查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.93，于是Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.74 + 0.39)×0.95×0.93 kW = 1.88 kW 2）計算V帶的根數(shù)zz = Pca/Pr = 8.129/1.88 =4.32 取5根。7.計算單根V帶的初

11、拉力F0 由表查得A型帶的單位長度質(zhì)量q = 0.105 kg/m，所以F0= 8.計算壓軸力FPFP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×117×sin(159/2) = 1150 N9.主要設計結(jié)論帶型A型根數(shù)5根小帶輪基準直徑dd190mm大帶輪基準直徑dd2224mmV帶中心距a373mm帶基準長度Ld1250mm小帶輪包角1159°帶速13.67m/s單根V帶初拉力117N壓軸力Fp1150N第六章 減速器高速級齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面

12、硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×4.1=99。實際傳動比i=4.125（3）初選螺旋角=14°。（4）壓力角=20°。6.2按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩:T=9550×Pn=9550×6.64=50.49Nm查表10-7選取齒寬系數(shù)d=1由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=

13、2.433查表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zt=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1×costz1+2×han*×cos=arccos24×cos20.56224+2×1×cos14=29.974°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos99×cos20.56299+2×1×cos1

14、4=23.321°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=24×tan29.974°-tan20.562°+99×tan23.321°-tan20.5622=1.654=d×z1×tan=1×24×tan14°=1.905Z=4-3×1-+=4-1.6543×1-1.905+1.9051.654=0.666由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos14°=0.985計算接觸疲勞許用應力H由圖10-25d查得小齒輪

15、和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×1244.64×2×8×300×8=2.868×109NL2=NL1u=2.868×1094.125=6.995×108由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=0.95，KHN2=0.9取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=0.95×6001=570MPaH2=KHN2×Hlim2S=0.9

16、5;5501=495MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=495MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3××4.125+14.125×2.433×189.8×0.666×0.=39.39mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v=×d1t×n60×1000=×39.39×1244.6460

17、×1000=2.57齒寬bb=d×d1t=1×39.39=39.39mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查表10-2得使用系數(shù)KA=1查圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.13齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×.39=2560NKA×Ftb=1×.39=64.99mm<100mm查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.450 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.13×1.4×1.450=2.293）按實際載荷

18、系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=39.39×32.291.3=47.60mm4）確定模數(shù)mn=d1×cosz1=47.60×cos14°24=1.924mm，取mn=2mm。5）確定齒數(shù) z1=d1×cosmn = 47.60×cos14°2 =23.09 ，取z1=24，所以z2=996.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距a=z1+z2×mn2×cos=126.765mm，圓整為126mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=12

19、.528° （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×mncos=49.17mmd2=z2×mncos=202.83mm （4）計算齒寬 b=d×d1=49.17mm 取B1=55mm B2=50mm6.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為F=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=50齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=24cos312.528

20、°=25.799大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=99cos312.528°=106.422查表10-17,10-18得：YFa1=2.56，YFa2=2.16YSa1=1.60，YSa2=1.81查圖10-3得重合度系數(shù)Y=0.681得螺旋角系數(shù)Y=0.778查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.85，KFN2=0.88取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力F1=KFN1×Flim1S=0.85×5001.4=303.57MPaF2=KFN2

21、×Flim2S=0.88×3801.4=238.86MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=50.12MPa<F1=303.57MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=47.84MPa<F2=238.86MPa故彎曲強度足夠。6.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2mm hf=m×han*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m

22、×2han*+cn*=4.5mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=53.17mm da2=d2+2×ha=206.83mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=44.17mm df2=d2-2×hf=197.83mm 注：han*=1.0，cn*=0.256.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn22法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左12.528°右12.528°齒數(shù)z2499齒頂高ha22齒

23、根高hf2.52.5分度圓直徑d49.17202.83齒頂圓直徑da53.17206.83齒根圓直徑df44.17197.83齒寬B5550中心距a126126第七章 減速器低速級齒輪傳動設計計算7.1選精度等級、材料及齒數(shù)（1）由選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS（2）選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=24×3.4=82。實際傳動比i=3.417（3）初選螺旋角=14°。（4）壓力角=20°。7.2按齒面接觸疲勞強度設計（1）由式試算小齒輪分度圓直徑，即d1t32×KH

24、t×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH21）確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KHt=1.3小齒輪傳遞的扭矩:T=9550×Pn=9550×6.38303.57=200.71Nm查表10-7選取齒寬系數(shù)d=1由圖10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433查表10-5得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa由式計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Zt=arctantanncos=arctantan20°cos14°=20.562°at1=arccosz1×costz1+2×ha

25、n*×cos=arccos24×cos20.56224+2×1×cos14=29.974°at2=arccosz2×costz2+2×han*×cos=arccos82×cos20.56282+2×1×cos14=23.844°=z1×tanat1-tant+z2×tanat2-tant2=24×tan29.974°-tan20.562°+82×tan23.844°-tan20.5622=1.646=d&#

26、215;z1×tan=1×24×tan14°=1.905Z=4-3×1-+=4-1.6463×1-1.905+1.9051.646=0.669由公式可得螺旋角系數(shù)Z。Z=cos=cos14°=0.985計算接觸疲勞許用應力H由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa計算應力循環(huán)次數(shù)NL1=60×n×j×Lh=60×303.57×2×8×300×8=6.994×108NL2=

27、NL1u=6.994×1083.4=2.057×108由圖10-23查取接觸疲勞系數(shù)：KHN1=1.03，KHN2=1.1取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得H1=KHN1×Hlim1S=1.03×6001=618MPaH2=KHN2×Hlim2S=1.1×5501=605MPa取H1和H2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即H=605MPa2）試算小齒輪分度圓直徑d1t32×KHt×Td×u+1u×ZH×ZE×Z×ZH2=32×1.3×&

28、#215;3.4+13.4×2.433×189.8×0.669×0.=55.49mm（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度v=×d1t×n60×1000=×55.49×303.5760×1000=0.88m/s齒寬b b=d×d1t=1×55.49=55.49mm2）計算實際載荷系數(shù)KH查表10-2得使用系數(shù)KA=1查圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.02齒輪的圓周力。Ft=2×Td1=2×.49=7230NKA×Ftb

29、=1×.49=130.49>100查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)：KH=1.4查表10-4得齒向載荷分布系數(shù)：KH=1.450 實際載荷系數(shù)為 KH=KA×KV×KH×KH=1×1.02×1.4×1.450=2.073）按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d1=d1t×3KHKHt=55.49×32.071.3=64.80mm4）確定模數(shù)mn=d1×cosz1=64.80×cos14°24=2.620mm，取mn=2.5mm。5）確定齒數(shù) z1=d1×cosmn =

30、 64.80×cos14°2.5 =25.15 ，取z1=26，所以z2=897.3確定傳動尺寸 （1）計算中心距a=z1+z2×mn2×cos=148.15mm，圓整為148mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角=acosz1+z2×mn2×a=13.76° （3）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×mncos=66.92mmd2=z2×mncos=229.07mm （4）計算齒寬 b=d×d1=66.92mm 取B1=72mm B2=67mm7.4校核齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度條件為

31、F=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Y×Y×cos2F1） K、T、mn和d1同前齒寬b=b2=67齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa，當量齒數(shù)為：小齒輪當量齒數(shù)：Zv1=z1cos3=26cos313.76°=28.37大齒輪當量齒數(shù)：Zv2=z2cos3=89cos313.76°=97.12查表10-17,10-18得：YFa1=2.6，YFa2=2.2YSa1=1.6，YSa2=1.79查圖得重合度系數(shù)Y=0.682查圖得螺旋角系數(shù)Y=0.778查得小齒輪和大齒輪的齒根

32、彎曲疲勞極限分別為:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由圖10-22查取彎曲疲勞系數(shù)：KFN1=0.9，KFN2=0.95取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，得許用彎曲應力F1=KFN1×Flim1S=0.9×5001.4=321.43MPaF2=KFN2×Flim2S=0.95×3801.4=257.86MPaF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Y×Y×cos2=96.95MPa<F1=321.43MPaF2=F1×YFa2

33、×YSa2YFa1×YSa1=91.78MPa<F2=257.86MPa故彎曲強度足夠。7.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 （1）計算齒頂高、齒根高和全齒高 ha=m×han*=2.5mm hf=m×han*+cn*=3.125mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=71.92mm da2=d2+2×ha=234.07mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=60.67mm df2=d2-2×hf=22

34、.82mm 注：han*=1.0，cn*=0.257.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)mn2.52.5法面壓力角n2020法面齒頂高系數(shù)ha*1.01.0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角右13.76°左13.76°齒數(shù)z2689齒頂高ha2.52.5齒根高hf3.1253.125分度圓直徑d66.92229.07齒頂圓直徑da71.92234.07齒根圓直徑df60.67222.82齒寬B7267中心距a148148第八章 軸的設計8.1高速軸設計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù) 轉(zhuǎn)速n=1244.64r/min；功率P=6.58k

35、W；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=50.49Nm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑 由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0=110。dA0×3Pn=110×36.64=19.16mm由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×19.16=20.12mm查表可知標準軸孔直徑為25mm故取dmin=25（4）設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和

36、拆卸，軸伸出端安裝V帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，長L=36mm；定位軸肩直徑為30mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的直徑和長度。 外傳動件到軸承透蓋端面距離K=25mm 軸承端蓋厚度e=10mm 調(diào)整墊片厚度t=2mm 箱體內(nèi)壁到軸承端面距離=10mm各軸段直徑的確定 d1：用于連接V帶輪，直徑大小為V帶輪的內(nèi)孔徑，d1=25mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定V帶輪軸向定位，根據(jù)V帶輪的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=30mm d3：滾動軸承處軸

37、段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=35mm，選取軸承型號為角接觸球軸承7207AC d4：考慮軸承安裝的要求，選擇d4=38mm。 d5：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。 d6：過渡軸段，要求與d4軸段相同，故選取d6=d4=38mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=35mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)V帶輪的尺寸規(guī)格確定，選取L1=40mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=74.5mm。 L3：由滾動軸承寬度和封油盤確定，選取L3=33mm。 L4：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，選取L4=8

38、8mm。 L5：由小齒輪的寬度確定，取L5=55mm。 L6：根據(jù)箱體的結(jié)構(gòu)和小齒輪的寬度確定，取L6=6mm。 L7：由滾動軸承寬度確定，選取L7=33mm。軸段1234567直徑(mm)25303538403835長度(mm)4074.53388556338.2中間軸設計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=303.57r/min；功率P=6.38kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=200.71Nm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小，故取A0

39、=110。dA0×3Pn=110×36.38303.57=30.4mm由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=35mm（4）設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析由于齒輪3的尺寸較大，其鍵槽底到齒根圓距離x遠大于2，因此設計成分離體，即齒輪3安裝在中速軸上，中速軸設計成普通階梯軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸肩定位；兩齒輪的另一端各采用封油盤定位；齒輪與軸的連接選用普通平鍵，A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直

40、徑。確定各段軸直徑 d1：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，選取d1=35mm，選取軸承型號為角接觸軸承7307B d2：過渡軸段，故選取d2=38mm。 d3：軸肩段，故選取d3=44mm。 d4：過渡軸段，故選取d4=38mm。 d5：滾動軸承軸段，要求與d1軸段相同，故選取d5=35mm。各軸段長度的確定 L1：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離和齒輪到內(nèi)壁的距離確定，選取L1=46mm。 L2：由小齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，選取L2=69mm。 L3：軸肩段，取L3=12.5mm。 L4：由大齒輪的寬度確定，為保證軸向定位可靠，長度略小于齒輪寬度，

41、選取L4=47mm。 L5：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離和齒輪到內(nèi)壁的距離確定，選取L5=48.5mm。軸段12345直徑(mm)3538443835長度(mm)466912.54748.58.3低速軸設計計算（1）已經(jīng)確定的運動學和動力學參數(shù)轉(zhuǎn)速n=89.29r/min；功率P=6.19kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=662.05Nm（2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45（調(diào)質(zhì)），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa（3）按扭轉(zhuǎn)強度概略計算軸的最小直徑由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大，故取A0=105。dA0×3Pn=105×36.1

42、989.29=43.13mm由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×43.13=45.29mm查表可知標準軸孔直徑為45mm故取dmin=45（4）設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖a.軸的結(jié)構(gòu)分析。低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，長L=80mm；定位軸肩直徑為69mm；聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。b.確定各軸段的長度和直徑。各軸段直徑的確定 d1：

43、用于連接聯(lián)軸器，直徑大小為聯(lián)軸器的內(nèi)孔徑，d1=45mm。 d2：密封處軸段，左端用于固定聯(lián)軸器軸向定位，根據(jù)聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸的直徑大小較d1增大5mm，d2=50mm d3：滾動軸承處軸段，應與軸承內(nèi)圈尺寸一致，且較d2尺寸大1-5mm，選取d3=55mm，選取軸承型號為角接觸軸承7211C d4：考慮軸承安裝的要求，查得7211C軸承安裝要求da=64mm，根據(jù)軸承安裝尺寸選擇d4=64mm。 d5：軸肩，故選取d5=69mm。 d6：齒輪處軸段，選取直徑d6=58mm。 d7：滾動軸承軸段，要求與d3軸段相同，故選取d7=d3=55mm。各軸段長度的確定 L1：根據(jù)聯(lián)軸器的尺寸規(guī)

44、格確定，選取L1=82mm。 L2：由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定，取L2=54mm。 L3：由滾動軸承寬度和封油盤寬度確定，選取L3=37mm。 L4：過渡軸段，由箱體尺寸和齒輪寬度確定，選取L4=65.5mm。 L5：軸肩，選取L5=8mm。 L6：由低速級大齒輪寬度確定，長度略小于齒輪寬度，以保證齒輪軸向定位可靠，選取L6=64mm。 L7：由滾動軸承寬度和齒輪端面到箱體內(nèi)壁距離和齒輪到內(nèi)壁的距離確定，選取L7=48.5mm。軸段1234567直徑(mm)45505564695855長度(mm)82543765.586448.5（5）彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強度校核a.畫低速軸的受力圖如圖所

45、示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖b.計算作用在軸上的力齒輪4所受的圓周力（d4為齒輪4的分度圓直徑）Ft4=Ft3=2×T2d3=2×.92=5998.51N齒輪4所受的徑向力Fr4=Ft4×tancos=5998.51×tan20°cos13.76°=2247.79N齒輪4所受的軸向力Fa4=Ft4×tan=5998.51×tan13.76°=1468.94Nc.計算作用在軸上的支座反力第一段軸中點到軸承中點距離Lc=112.9mm，軸承中點到齒輪中點距離Lb=123.1mm，齒輪中點到軸承

46、中點距離La=58.1mmd.支反力軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=2247.79×67+1468.94×229.07258.1+123.1= 1649.24NRBH=Fr-RAH=2247.79-1649.24=598.554N軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=5998.51×58.158.1+123.1=1923.36NRBV=Ft×LbLa+Lb=5998.51×123.158.1+123.1=4075.14N軸

47、承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=1649.242+1923.362=2533.63N軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=598.5542+4075.1472=4118.87Ne.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示：在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=0Nmm在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齒輪所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RBH×La=598.554×58.1=34775.99Nmm在水平面上，軸截面D處所受彎矩：MDH=0Nmm在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：MAV=0Nmm在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nm

48、m在垂直面上，軸截面C右側(cè)所受彎矩：MCV右=RAV×La=1923.36×58.1=Nmm在垂直面上，軸截面C左側(cè)所受彎矩：MCV左=RBV×La-Fa×d2=4075.147×58.1-1468.94×229.072=68520Nmm在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmmf.繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B處合成彎矩：MB=0Nmm截面C左側(cè)合成彎矩：MC左=MCH2+MCV左2=34775.992+=76839.8Nmm截面C右側(cè)合成彎矩：MC右=MCH2+MCV

49、右2=34775.992+=Nmm截面D處合成彎矩：MD=0Nmmg.繪制扭矩圖T=Nmmh.繪制當量彎矩圖截面A處當量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×=Nmm截面B處當量彎矩：MVB=MB=0Nmm截面C左側(cè)當量彎矩：MVC左=MC左=76839.8Nmm截面C右側(cè)當量彎矩：MVC右=MC右2+T2=+0.6×=.57Nmm截面D處當量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×=Nmmh.校核軸的強度因大齒輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=19155.08mm3抗扭截面系數(shù)為WT=

50、5;d316=38310.16mm3最大彎曲應力為=MW=21.62MPa剪切應力為=TWT=17.28MPa按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為e=2+4××2=29.96MPa查表得調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，所以強度滿足要求。第九章 滾動軸承壽命校核低速軸上的軸承校軸承型號內(nèi)徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)7211C551002152.8根據(jù)前面的計算，選用7211C角接觸球軸承，內(nèi)徑d=55mm，外徑D=100

51、mm，寬度B=21mm軸承基本額定動載荷Cr=58.2kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=2533.63NFr2=RBH2+RBV2=4118.81NFd1=0.40×Fr1=0.40×2533.63=1013.45NFd2=0.40×Fr2=0.40×4118.81=1647.55N由計算可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。Fa1=Fae+Fd2=3116.49NFa2=Fd2=1647.55N Fa1C0=3116. =0.0769， 查

52、表13-5， e=0.45Fa2C0=1647. =0.0407， 查表13-5， e=0.41 Fa1Fr1= 1.23>0.45所以查表13-5：X1=0.44，Y1=1.26Fa2Fr2= 0.40<41所以查表13-5：X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.44×2533.63+1.26×3116.49=5041.57NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=4118.87N取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp&

53、#215;Pr3=.6h>38400h由此可知該軸承的工作壽命足夠。第十章 鍵聯(lián)接設計計算10.1高速軸與大帶輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096）,鍵長36mm。鍵的工作長度 l=L-b=28mm 大帶輪材料為鑄鐵，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=60MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=41.22MPa<p=60MPa10.2中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096）,鍵長63mm。鍵的工作長度 l=L-b

54、=53mm 低速級小齒輪材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=49.83MPa<p=120MPa10.3中間軸與高速級大齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096）,鍵長40mm。鍵的工作長度 l=L-b=30mm 高速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=88.03MPa<p=120MPa10.4低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 選用

55、A型鍵，查表得b×h=18mm×11mm（GB/T 1096）,鍵長56mm。鍵的工作長度 l=L-b=38mm 低速級大齒輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th×l×d=109.23MPa<p=120MPa10.5低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096）,鍵長80mm。鍵的工作長度 l=L-b=66mm 聯(lián)軸器材料為40Cr，可求得鍵連接的許用擠壓應力p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力p=4×Th&

56、#215;l×d=99.07MPa<p=120MPa第十一章 聯(lián)軸器的選擇11.1低速軸上聯(lián)軸器（1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.3 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=860.665Nmm 選擇聯(lián)軸器的型號（2）選擇聯(lián)軸器的型號 軸伸出端安裝的聯(lián)軸器初選為LX3彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T4323-2002），公稱轉(zhuǎn)矩Tn=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=45mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=860.665Nm<Tn=1250Nm n=89.29r/min<n=4700r/

57、min第十二章 減速器的密封與潤滑12.1減速器的密封 為防止箱體內(nèi)潤滑劑外泄和外部雜質(zhì)進入箱體內(nèi)部影響箱體工作，在構(gòu)成箱體的各零件間，如箱蓋與箱座間、及外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間，需設置不同形式的密封裝置。對于無相對運動的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設計中由于密封界面的相對速度較小，故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間V <3m/s，輸出軸與軸承蓋間也為V <3m/s，故均采用半粗羊毛氈封油圈。12.2齒輪和軸承的潤滑齒輪的潤滑閉式齒輪傳動，根據(jù)齒輪的圓周速度大小選擇潤滑方式。圓周速度v12-15m/s時，常選擇將大齒輪浸入油池的浸油潤滑。采用浸油潤滑。對于圓柱齒輪而言，齒輪浸入油池深度至少為1-2個齒高，但浸油深度不得大于分