机械设计减速器设计说明书.pdf

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1、机械设计减速器设计说明书 系别： 专业： 学生姓名： 学号： 指导教师： 职称： 目录 第一部分设计任务书 4 第二部分传动装置总体设计方案.5 第三部分电动机的选择 5 3.1 电动机的选择 5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比6 第四部分计算传动装置的运动和动力参数7 第五部分 V 带的设计 8 5.1 V带的设计与计算 .8 5.2 带轮的结构设计 11 第六部分齿轮传动的设计 .12 第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计20 7.1 输入轴的设计 .20 7.2 输出轴的设计 .24 第八部分键联接的选择及校核计算29 8.1 输入轴键选择与校核29 8.2 输出轴键选择与

2、校核30 第九部分轴承的选择及校核计算30 9.1 输入轴的轴承计算与校核30 9.2 输出轴的轴承计算与校核.31 第十部分联轴器的选择 .32 第十一部分减速器的润滑和密封33 11.1 减速器的润滑 .33 11.2 减速器的密封 .34 第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸.34 设计小结 .36 参考文献 .37 第一部分设计任务书 一、初始数据 设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据T = 115Nm，n = 200r/m ，设计年 限（寿命）：10年，每天工作班制（ 8 小时/ 班） ：1班制，每年工作天数： 300 天，三相交流电源 , 电压 380/220V。 二. 设计步骤

3、 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. 设计 V带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 第二部分传动装置总体设计方案 一. 传动方案特点 1. 组成：传动装置由电机、 V带、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承对称分布。 3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高 速级。选择 V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。 二. 计算传动装置总效率 a=0.960.98 3

4、0.970.990.96=0.833 1为 V带的效率 ,2为轴承的效率 ,3为齿轮啮合传动的效率 ,4为联轴器的效 率,5为工作装置的效率。 第三部分电动机的选择 1 电动机的选择 工作机的转速 n: n=200r/min 工作机的功率 pw: pw= 2Tn 601000 = 21153.14200 601000 = 2.41 KW 电动机所需工作功率为 : pd= pw a = 2.41 0.833 = 2.89 KW 工作机的转速为 : n = 200 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱斜齿 轮减速器传动比 i2=36，则总传动比合理范围为i

5、a=624，电动机转速的可选范 围为 nd = ian = (624)200 = 12004800r/min。综合考虑电动机和传动装置的 尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L-2 的三相异 步电动机，额定功率为3KW,满载转速 nm=2880r/min，同步转速 3000r/min。 电动机主要外形尺寸： 中心高外形尺寸地脚螺栓安 装尺寸 地脚螺栓孔 直径 电动机轴伸 出段尺寸 键尺寸 H LHDABK D EFG 100mm 38024516014012mm 2860824 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工

6、作机主动轴转速n， 可得传动装置总传动比 为: ia=nm/n=2870/200=14.35 （2）分配传动装置传动比 : ia=i0i 式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过 大，初步取 i0=3.186，则减速器传动比为 : i=ia/i0=14.35/3.186=4.5 第四部分计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴转速 : 输入轴： nI = nm/i0 = 2870/3.186 = 900.82 r/min 输出轴： nII = nI/i = 900.82/4.5 = 200.18 r/min 工作机轴： nIII = nII = 200.18 r

7、/min （2)各轴输入功率 : 输入轴： PI = Pd = 2.890.96 = 2.77 KW 输出轴： PII = PI = 2.770.980.97 = 2.63 KW 工作机轴： PIII = PII = 2.630.980.99 = 2.55 KW 则各轴的输出功率： 输入轴： PI = PI0.98 = 2.71 KW 输出轴： PII = P II0.98 = 2.58 KW 工作机轴： PIII = P III0.98 = 2.5 KW (3) 各轴输入转矩 : 输入轴： TI = Tdi0 电动机轴的输出转矩 : Td = 9550 pd nm = 9550 2.89 2

8、870 = 9.62 Nm 所以： 输入轴： TI = Tdi0 = 9.623.1860.96 = 29.42 Nm 输出轴： TII = TIi = 29.424.50.980.97 = 125.85 Nm 工作机轴： TIII = TII = 125.850.980.99 = 122.1 Nm 输出转矩为： 输入轴： TI = T I0.98 = 28.83 Nm 输出轴： TII = T II0.98 = 123.33 Nm 工作机轴： TIII = T III0.98 = 119.66 Nm 第五部分 V带的设计 5.1 V 带的设计与计算 1. 确定计算功率 Pca 由表查得工作情

9、况系数KA = 1，故 Pca = KAPd = 12.89 kW = 2.89 kW 2. 选择 V带的带型 根据 Pca、nm由图选用 Z 型。 3. 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。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 71 mm。 2）验算带速 v。按课本公式验算带的速度 dd1nm 601000 = 712870 601000 m/s = 10.66 m/s 因为 5 m/s 120 6. 计算带的根数 z 1）计算单根 V带的额定功率 Pr。 由 dd1 = 71 mm和 nm = 2870 r/min，查表得 P0 = 0.51 kW。 根据

10、nm = 2870 r/min，i0 = 3.186和 Z 型带，查表得P0 = 0.04 kW。 查表得 K = 0.95，查表得 KL = 1.14，于是 Pr = (P0 + P0)K KL = (0.51 + 0.04)0.951.14 kW = 0.6 kW 2）计算 V带的根数 z z = Pca/Pr = 2.89/0.6 = 4.82 取 5 根。 7. 计算单根 V带的初拉力 F0 由表查得 Z 型带的单位长度质量q = 0.06 kg/m，所以 F0 = 500 (2.5-K)Pca K zv + qv2 = 500 (2.5-0.95)2.89 0.95510.66 +

11、0.0610.662N = 51.05 N 8. 计算压轴力 FP FP = 2zF0sin(1/2) = 2551.05sin(161/2) = 503.44 N 9. 主要设计结论 带型Z 型根数5 根 小带轮基准直径 dd1 71mm 大带轮基准直径 dd2 224mm V带中心距 a 462mm 带基准长度 Ld 1400mm 小带轮包角 1 161带速10.66m/s 单根 V带初拉力 F0 51.05N 压轴力 Fp 503.44N 5.2 带轮结构设计 1. 小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2）小带轮主要尺寸计算 代号名称计算公式代入数据尺寸取值 内孔直径 d 电动机轴直径

12、 D D = 28mm 28mm 分度圆直径 dd1 71mm da dd1+2ha 71+2275mm d1 (1.82)d (1.82) 2856mm B (z- 1)e+2f(5- 1)12+2762mm L (1.52)d (1.52) 2856mm 2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 2）大带轮主要尺寸计算 代号名称计算公式代入数据尺寸取值 内孔直径 d 输入轴最小直径D = 17mm 17mm 分度圆直径 dd1 224mm da dd1+2ha 224+22 228mm d1 (1.82)d (1.82)17 34mm B (z-1)e+2f (5-1)12+27 62mm

13、 L (1.52)d (1.52)17 34mm 第六部分齿轮传动的设计 1. 选精度等级、材料及齿数 （1） 选择小齿轮材料为40Cr （调质） ， 齿面硬度 280HBS ， 大齿轮材料为 45 钢 （调 质） ，齿面硬度为 240HBS 。 （2）一般工作机器，选用8 级精度。 （3）选小齿轮齿数 z1 = 27，大齿轮齿数 z2 = 274.5 = 121.5，取 z2= 122。 （4）初选螺旋角 = 14。 （5）压力角 = 20。 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 d1t 3 2K HtT1 d u 1 u ZHZEZZ H 2 1）确定公式中的各

14、参数值。 试选载荷系数 KHt = 1.6。 计算小齿轮传递的转矩 T1 = 29.42 N/m 选取齿宽系数 d = 1。 由图查取区域系数ZH = 2.44。 查表得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 MPa 1/2。 计算接触疲劳强度用重合度系数Z。 端面压力角： t = arctan(tann/cos ) = arctan(tan20 /cos14) = 20.561 at1 = arccosz1cost/(z1+2han *cos ) = arccos27cos20.561 /(27+21cos14) = 29.138 at2 = arccosz2cost/(z2+2han *c

15、os ) = arccos122cos20.561/(122+21cos14) = 22.836 端面重合度： = z1(tanat1-tant)+z2(tanat2-tant)/2 = 27(tan29.138-tan20.561 )+122(tan22.836-tan20.561)/2 = 1.676 轴向重合度： = dz1tan / = 127tan(14)/ = 2.143 重合度系数： Z 由式可得螺旋角系数 Z = cos= cos14 = 0.985 计算接触疲劳许用应力H 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1 = 600 MPa、Hlim2 = 550 MPa。

16、 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数： N1 = 60nkth = 60900.8211030018 = 1.3109 大齿轮应力循环次数： N2 = 60nkth = N1/u = 1.310 9/4.5 = 2.88108 查取接触疲劳寿命系数 : KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.91。 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得: H1 = K HN1 Hlim1 S = 0.88600 1 = 528 MPa H2 = K HN2Hlim2 S = 0.91550 1 = 500.5 MPa 取 H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即 H = H2 = 50

17、0.5 MPa 2）试算小齿轮分度圆直径 d1t 3 2K Ht T 1 d u1 u ZHZEZZ H 2 = 3 21.629.421000 1 4.5+1 4.5 2.44 189.8 0.627 0.985 500.5 2 = 33.494 mm （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 v = d1tn1 601000 = 33.494900.82 601000 = 1.58 m/s 齿宽 b b = dd1t= 133.494 = 33.494 mm 2）计算实际载荷系数KH 由表查得使用系数KA = 1。 根据 v = 1.58 m/s、8 级精

18、度，由图查得动载系数KV = 1.1。 齿轮的圆周力 Ft1 = 2T1/d1t = 2100029.42/33.494 = 1756.733 N KAFt1/b = 11756.733/33.494 = 52.45 N/mm 100 N/mm 查表得齿间载荷分配系数KH = 1.4。 由表用插值法查得8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH = 1.34。 则载荷系数为： KH = KAKVKHKH = 11.11.41.34 = 2.064 3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径 d1 = d1t 3 KH K Ht = 33.494 3 2.064 1.6 = 36.461 mm 及

19、相应的齿轮模数 mn = d1cos /z1 = 36.461cos14/27 = 1.31 mm 模数取为标准值 m = 2 mm。 3. 几何尺寸计算 （1）计算中心距 a = ()z1+z2 mn 2cos = ()27+122 2 2cos14 = 153.557 mm 中心距圆整为 a = 155 mm。 （2）按圆整后的中心距修正螺旋角 = arccos ()z1+z2 mn 2a = arccos ()27+122 2 2155 = 16.002 即： = 1607 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1 = z1mn cos = 272 cos16.002 = 56.174 m

20、m d2 = z2mn cos = 1222 cos16.002 = 253.825 mm （4）计算齿轮宽度 b = dd1 = 156.174 = 56.174 mm 取 b2 = 57 mm、b1 = 62 mm。 4. 校核齿根弯曲疲劳强度 （1）齿根弯曲疲劳强度条件 F = 2KFT1Y FaYSa Y Ycos 2 dm 3 nz 2 1 F 1）确定公式中各参数值 计算当量齿数 ZV1 = Z1/cos 3 = 27/cos 316.002 = 30.395 ZV2 = Z2/cos 3 = 122/cos 316.002 = 137.339 计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y 基圆

21、螺旋角： b = arctan(tan cost) = arctan(tan16.002 cos20.561 ) = 15.031 当量齿轮重合度： v = /cos 2 b = 1.676/cos 215.031= 1.797 轴面重合度： = dz1tan / = 127tan16.002/ = 2.465 重合度系数： Y = 0.25+0.75/v = 0.25+0.75/1.797 = 0.667 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y Y = 1- 120 = 1-2.465 16.002 120 = 0.671 由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数 YFa1 = 2.53 YFa2

22、= 2.16 YSa1 = 1.64 YSa2 = 1.83 计算实际载荷系数KF 由表查得齿间载荷分配系数KF = 1.4 根据 KH = 1.34，结合 b/h = 12.67 查图得 KF 则载荷系数为 KF = KAKvKFKF = 11.11.41.31 = 2.017 计算齿根弯曲疲劳许用应力F 查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为 Flim1 = 500 MPa、Flim2 = 380 MPa。 由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.87 取安全系数 S=1.4，得 F1 = K FN1Flim1 S = 0.85500 1.4 = 303.57 M

23、Pa F2 = K FN2Flim2 S = 0.87380 1.4 = 236.14 MPa 2）齿根弯曲疲劳强度校核 F1 = 2K FT1YFa Y Sa Y Y cos 2 dm3 nz 2 1 = 210002.01729.422.531.640.6670.671cos 216.002 123272 = 34.921 MPa F1 F2 = 2K FT1YFa Y Sa Y Y cos 2 dm3 nz 2 1 = 210002.01729.422.161.830.6670.671cos 216.002 123272 = 33.268 MPa F2 齿根弯曲疲劳强度满足要求。 5.

24、主要设计结论 齿数 z1 = 27、 z2 = 122， 模数 m = 2 mm， 压力角 = 20， 螺旋角 = 16.002 = 1607，中心距 a = 155 mm，齿宽 b1 = 62 mm、b2 = 57 mm。 6. 齿轮参数总结和计算 代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮 模数 m 2mm 2mm 齿数 z 27 122 螺旋角 左 1607右 1607 齿宽 b 62mm 57mm 分度圆直径 d 56.174mm 253.825mm 齿顶高系数 ha 1.0 1.0 顶隙系数 c 0.25 0.25 齿顶高 ha m ha2mm 2mm 齿根高 hf m (ha+c)2

25、.5mm 2.5mm 全齿高 h ha+hf 4.5mm 4.5mm 齿顶圆直径 da d+2ha60.174mm 257.825mm 齿根圆直径 df d-2hf51.174mm 248.825mm 第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计 7.1 输入轴的设计 1. 输入轴上的功率 P1、转速 n1和转矩 T1 P1 = 2.77 KW n1 = 900.82 r/min T1 = 29.42 Nm 2. 求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为: d1 = 56.174 mm 则: Ft = 2T1 d1 = 229.421000 56.174 = 1047.5 N Fr = Ft t

26、ann cos = 1047.5 tan20 0 cos16.002 0 = 396.6 N Fa = Fttan = 1047.5tan16.002 0 = 300.2 N 3. 初步确定轴的最小直径 : 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢，调质处理，根据表，取 A0 = 112，得： dmin = A0 3 P 1 n1 = 112 3 2.77 900.82 = 16.3 mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5% ，故 选取: d12 = 17 mm 4. 轴的结构设计图 5. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足大带轮的轴向定位

27、要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取 II=III段的直径 d23 = 23 mm； 左端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径D = 27 mm。大带轮宽度 B = 62 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴 的端面上，故 I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取 l12 = 60 mm。 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，故选用单 列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 23 mm，由轴承产品目录中选择单 列圆锥滚子轴承 30205， 其尺寸为 dDT = 255216.25 mm， 故 d34 = d78 = 25 mm，取挡油环的宽度为

28、15，则 l34 = l78 = 16.25+15 = 31.25 mm 。 轴承采用挡油环进行轴向定位。 由手册上查得 30205 型轴承的定位轴肩高度 h = 3 mm，因此，取 d45 = d67 = 31 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 = B = 62 mm，d56 = d1 = 56.174 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定 距离，取 l23 = 50 mm。 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 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s，

29、取 s = 8 mm，则 l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm l67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6. 轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据 30205 轴承查手册得 a = 12.5 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (62/2+50+12.5)mm = 93.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (62/2+31.25+9-12.5)mm = 58.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (62/2+9+31.25-12.5)mm = 58.8 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反

30、力（见图b） ： FNH1 = FtL3 L2+L3 = 1047.558.8 58.8+58.8 = 523.8 N FNH2 = FtL2 L2+L3 = 1047.558.8 58.8+58.8 = 523.8 N 垂直面支反力（见图d） ： FNV1 = FrL3+Fad1/2-Fp(L1+L2+L3) L2+L3 = 396.658.8+300.256.174/2-503.44(93.5+58.8+58.8) 58.8+58.8 = -633.7 N FNV2 = FrL2-Fad1/2+FpL1 L2+L3 = 396.658.8-300.256.174/2+503.44 93.5

31、 58.8+58.8 = 526.9 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面 C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 523.858.8 Nmm = 30799 Nmm 截面 A处的垂直弯矩： MV0 = FpL1 = 503.4493.5 Nmm = 47072 Nmm 截面 C处的垂直弯矩： MV1 = FNV1L2 = -633.758.8 Nmm = -37262 Nmm MV2 = FNV2L3 = 526.958.8 Nmm = 30982 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e） 。 截面 C处的合成弯矩： M1 = M 2 H+M 2 V1 = 4834

32、3 Nmm M2 = M 2 H+M 2 V2 = 43686 Nmm 作合成弯矩图（图f ） 。 4）作转矩图（图 g） 。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式 （14-4） ，取 = 0.6，则有： ca = Mca W = M 2 1+( ) T1 2 W = 483432+()0.629.421000 2 0.156.1743 MPa = 2.9 MPa = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的 影响）

33、。轴的弯扭受力图如下： 7.2 输出轴的设计 1. 求输出轴上的功率 P2、转速 n2和转矩 T2 P2 = 2.63 KW n2 = 200.18 r/min T2 = 125.85 Nm 2. 求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为: d2 = 253.825 mm 则: Ft = 2T2 d2 = 2125.851000 253.825 = 991.6 N Fr = Ft tann cos = 991.6错误 != 375.4 N Fa = Fttan = 991.6tan16.002 = 284.2 N 3. 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45钢，

34、 调质处理，根据表，取: A0 = 112，于是得 dmin = A0 3 P 2 n2 = 112 3 2.63 200.18 = 26.4 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径 d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2，查表，考虑转矩变化很小，故取KA = 1.3， 则: Tca = KAT2 = 1.3125.85 = 163.6 Nm 按照计算转矩 Tca应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准 GB/T 4323-2002 或 手册，选用 LT6 型联轴器。半联轴器的孔径为32 mm 故取 d12 =

35、 32 mm，半联轴 器与轴配合的毂孔长度为60 mm。 4. 轴的结构设计图 5. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取 II-III段的直径 d23 = 38 mm； 左端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径D = 42 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60 mm，为了保证轴端挡圈只压在半 联轴器上而不压在轴的端面上，故 I-II段的长度应比 L 略短一些，现取 l12 = 58 mm。 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，故选用单 列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 38

36、 mm，由轴承产品目录中选取单 列圆锥滚子轴承 30208，其尺寸为 dDT = 40mm80mm19.75mm，故 d34 = d67 = 40 mm，取挡油环的宽度为15，则 l67 = 19.75+15 = 34.75 mm 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得 30208 型轴承的定位 轴肩高度 h = 3.5 mm，因此，取 d56 = 47 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V 段的直径 d45 = 45 mm；齿轮的左端与左轴承 之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 57 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l45 = 5

37、5 mm。 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一 定距离，取 l23 = 50 mm。 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 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s，取 s = 8 mm，已知滚动轴承的 宽度 T = 19.75 mm，则 l34 = T+s+2.5+2 = 19.75+8+16+2.5+2 = 48.25 mm l56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 6. 轴的受力分析和校核 1）作轴的计算简图（见图a）: 根据 30208 轴承

38、查手册得 a = 16.9 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (57/2-2+48.25-16.9)mm = 57.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (57/2+11.5+34.75-16.9)mm = 57.8 mm 2）计算轴的支反力： 水平面支反力（见图b） ： FNH1 = FtL3 L2+L3 = 991.657.8 57.8+57.8 = 495.8 N FNH2 = FtL2 L2+L3 = 991.657.8 57.8+57.8 = 495.8 N 垂直面支反力（见图d） ： FNV1 = FrL3+Fad2/2 L2+L3 = 375.457.8+284.2253.8

39、25/2 57.8+57.8 = 499.7 N FNV2 = Fad2/2-FrL2 L2+L3 = 284.2253.825/2-375.457.8 57.8+57.8 = 124.3 N 3）计算轴的弯矩，并做弯矩图： 截面 C处的水平弯矩： MH = FNH1L2 = 495.857.8 Nmm = 28657 Nmm 截面 C处的垂直弯矩： MV1 = FNV1L2 = 499.757.8 Nmm = 28883 Nmm MV2 = FNV2L3 = 124.357.8 Nmm = 7185 Nmm 分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e） 。 截面 C处的合成弯矩： M1

40、= M 2 H+M 2 V1 = 40687 Nmm M2 = M 2 H+M 2 V2 = 29544 Nmm 作合成弯矩图（图f ） 。 4）作转矩图（图 g） 。 5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要 时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式 （14-4） ，取 = 0.6，则有： ca = Mca W = M 2 1+( )T3 2 W = 406872+()0.6125.851000 2 0.1453 MPa = 9.4 MPa = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注

41、：计算W时，忽略单键槽的 影响） 。轴的弯扭受力图如下： 第八部分键联接的选择及校核计算 8.1 输入轴键选择与校核 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 5mm5mm50mm，接触长度 : l = 50-5 = 45 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl d F = 0.2554517120/1000 = 114.8 Nm TT1，故键满足强度要求。 8.2 输出轴键选择与校核 1）输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm50mm，接触长度 : l = 50-14 = 36 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.2

42、5hl d F = 0.2593638120/1000 = 437.4 Nm TT2，故键满足强度要求。 2）输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm50mm，接触长度 : l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl d F = 0.2584032120/1000 = 307.2 Nm TT2，故键满足强度要求。 第九部分轴承的选择及校核计算 根据条件，轴承预计寿命： Lh = 1018300 = 24000 h 9.1 输入轴的轴承计算与校核 1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5 查

43、得径向动载荷系数X和 轴向动载荷系数 Y分别为： X = 1，Y = 0 所以: P = XFr+YFa = 1396.6+0300.2 = 396.6 N 2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: C = P 60n1 106 L h = 396.6 10/3 60900.82 106 24000 = 3406 N 3）选择轴承型号 : 查课本表 11-5，选择 : 30205轴承， Cr = 32.2 KN，由课本式 11-3 有： Lh = 106 60n1 C P 10/3 = 106 60900.82 32.21000 396.6 10/3 = 4.2310 7L h 所以轴承预期寿命足

44、够。 9.2 输出轴的轴承计算与校核 1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5 查得径向动载荷系数X和 轴向动载荷系数 Y分别为： X = 1，Y = 0 所以: P = XFr+YFa = 1375.4+0284.2 = 375.4 N 2）求轴承应有的基本额定载荷值C为: C = P 60n1 106 L h = 375.4 10/3 60200.18 106 24000 = 2053 N 3）选择轴承型号 : 查课本表 11-5，选择 : 30208轴承， Cr = 63 KN，由课本式 11-3 有： Lh = 106 60n1 C P 10/3 =

45、 106 60200.18 631000 375.4 10/3 = 2.1310 9L h 所以轴承预期寿命足够。 第十部分联轴器的选择 1. 载荷计算 公称转矩： T = T2 = 125.85 Nm 由表查得 KA = 1.3，故得计算转矩为： Tca = KAT2 = 1.3125.85 = 163.6 Nm 2. 型号选择 选用 LT6型联轴器，联轴器许用转矩为 T = 250 Nm， 许用最大转速为 n = 3800 r/min，轴孔直径为 32 mm，轴孔长度为 60 mm。 Tca = 163.6 Nm T = 250 Nm n2 = 200.18 r/min n = 3800

46、r/min 联轴器满足要求，故合用。 第十一部分减速器的润滑和密封 11.1 减速器的润滑 1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动， 其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿 轮的圆周速度 v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样， 齿轮在传动时， 就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上， 借以散 热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为 了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30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全 齿高 h = 4.5 mm 10 mm，取

47、浸油深度为 10mm ，则油的深度 H为 H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011） ，牌号为 150 润滑油，粘度荐用值为118 cSt。 2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润 滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。 由于大齿轮圆周速度v = 1.58 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润 滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当 长的一段时间。 滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3 为宜。为 避免稀油稀

48、释油脂， 需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂 基润滑脂，它适用于温度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。 11.2 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、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 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊 毛毡密封圈。 第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸 名称符号公式与计算结果取值 箱座壁厚0.025a+3=0.025 155