機械設計減速器

機械設計減速器設計說明書系別班級姓名學號指導教師職稱4141一、設計任務書1二、傳動裝置總體設計方案1三、選擇電動機1四、計算傳動裝置運動學和動力學參數3五、鏈傳動設計計算5六、減速器高速級齒輪傳動設計計算6七、減速器低速級齒輪傳動設計計算11八、軸的設計14九、滾動軸承壽命校核32十、鍵聯接設計計算35十一、聯軸器的選擇36十二、減速器的密封與潤滑37十三、減速器附件37十四、減速器箱體主要結構尺寸40十五、設計小結40十六、參考文獻#—、設計任務書1.1設計題目二級圓錐-斜齒圓柱減速器，拉力F=7000N,速度v=0.4m/s,直徑D=383mm,每天工作小時數：24小時，工作年限（壽命）：10年，每年工作天數：300天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設計步驟傳動裝置總體設計方案電動機的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數鏈傳動設計計算減速器內部傳動設計計算傳動軸的設計滾動軸承校核鍵聯接設計聯軸器設計潤滑密封設計二、傳動裝置總體設計方案2.1傳動方案傳動方案已給定，后置外傳動為鏈傳動，減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器2.2該方案的優(yōu)缺點二級圓錐圓柱齒輪減速機承載能力強，體積小，噪聲低，適用于入軸、出軸成直角布置的機械傳動中。三、選擇電動機3.1電動機類型的選擇按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓380V,Y系列。3.2確定傳動裝置的效率查表得：聯軸器的效率：n1=0.99滾動軸承的效率：n2=0.98閉式圓柱齒輪的效率：n4=0.98閉式圓錐齒輪的效率：n3=0.97鏈傳動的效率：nc=0.96工作機的效率：nw=0.95%=可1X謚X%X%X%X=079引3.3計算電動機容量工作機所需功率為FX卩7000X0.4爲===2.8kW⑷10001000□電動機所需額定功率：比2.8==3.54^iy'嘰0.792□工作轉速：60X1000X1/60X1000X0.4也"===19.96riJm⑷ttXDttX383{□經查表按推薦的合理傳動比范圍，鏈傳動比范圍為：2?6,二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為：6?16，因此理論傳動比范圍為：12?96?？蛇x擇的電動機轉速范圍為nd=iaXnw=（12?96）X19.96=240--1916r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y160M1-8的三相異步電動機，額定功率Pen=4kW，滿載轉速為nm=720r/min，同步轉速為nt=750r/min。電機主要尺寸參數圖3-1電動機

3.4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速nm和工作機主動軸轉速nw,可以計算出傳動裝置總傳動比為：S720L=—==36.072c%19,96□（2）分配傳動裝置傳動比取鏈傳動比：ic=3錐齒輪（高速級）傳動比i-L=0.2^Xi=3口Pd=3.54nw=19.9Pd=3.54nw=19.96i2=4.0減速器總傳動比四、計算傳動裝置運動學和動力學參數ia=36.072\i2—四、計算傳動裝置運動學和動力學參數ia=36.0724.1電動機輸出參數Pq=E呂毗磯ic=3i1=3i2=4.iTjj=7vm=72ic=3i1=3i2=4.015%720□4.2高速軸的參數PI=PoX??!=3.54X0.99=3SkW□tz|=n0=720rpm□PI3.Sr,=9550000X——=9SS0000X——=46423,^1?7171,720□4.3中間軸的參數尸11=P!X7]2X?]3=3.5：X0.98X0.97=3.33kWn\720Ttii=—==240rpmTOC\o"1-5"\h\z"ii3□戸ll3.33rN=9S50000X一=9550000X——=132^6.2SN*mm11240□4.4低速軸的參數F|n=PNXT]zX?]4=3.33X0.98X0.98=3.2kW□nn240n,n=——==S9.85rEimTOC\o"1-5"\h\zIDi24.01嚴□^in3.2rin=9S50000X一=9550000X=510609,§6?V?mmIDTim59.85□4.5工作機的參數尸屮=PmX%X先X先X耳⑷=3.2X0.96X0,98X0.98X0.95=2.3kW□n\a59.85皿=-—==19.95rpm鮎3□

%2.6Tnj=9S50000X一=9550000X=1340350.88/V?m?n219.95□五、鏈傳動設計計算確定鏈輪齒數由傳動比取小鏈輪齒數Z1=25，因為鏈輪齒數最好為奇數，大鏈輪齒數Z2=iXZ1=75，所以取Z2=77。實際傳動比i=z2/z1=3.08確定鏈條型號和節(jié)距查表得工況系數KA=1.1小鏈輪齒數系數：心=1.22D取單排鏈，則計算功率為：P觀二陷匯％江P=LIX1.22X3.2kW=4.294JtIVo選擇鏈條型號和節(jié)距：根據Pca=4.294kW，n1=59.85r/min，查圖選擇鏈號16A-1，節(jié)距p=25.4mm。計算鏈長ZE=189.8ZE=189.8ZH=2.49%=40Xp=40X2^>A=101Errwnp貝V，鏈長為：aaZh-I-z2p—z2\2101625-I-7725,4/25—77pp2v2Xtf2^.421016\2X7f.=132.714節(jié)取Lp=133節(jié)采用線性插值，計算得到中心距計算系數f1=0.24532則鏈傳動的最大中心距為：嚅磁=人XpX匕乂嶺一(◎+zz)]=0.24532X25.4X[2X132.714-(25+77)]=1018.34mm計算鏈速V，確定潤滑方式

60X100060X100060X100060X1000按v=0.633m/s，鏈號16A,查圖選用滴油潤滑。作用在軸上的力有效圓周力FsFs=1000X^=1000Xsv4.294=67847V0.633□sin（詈）25.4,fl8Q°S1I1\77=623.04mmsin（詈）25.4,fl8Q°S1I1\77=623.04mm□作用在軸上的力咼沁1.15X.兀二仁15X6784=7802Ng鏈輪尺寸及結構分度圓直徑25.4*0=202.76mm.f180°^六、減速器高速級齒輪傳動設計計算6.1選精度等級、材料及齒數由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度217?286HBS，大齒輪ZG35CrMo（調質），齒面硬度190?240HBS選小齒輪齒數Z1=34,則大齒輪齒數Z2=Z1Xi=34X3=103。實際傳動比i=3.029壓力角a=20°。6.2按齒面接觸疲勞強度設計由式試算小齒輪分度圓直徑，即珀t>4XXr朋珀t>4XXr朋X（1—0.5X朝XwXp35r=9.55X106X-X?;=955X10&X——X0,99=46423,&1?V?mmn720□T2=I1]XHX可=46423,61X3X0,99X0,98=132506.25/V?rrwnp初選載荷系數Kt=1.4由表7-5,取齒寬系數?R=0.3由表7-6,查得彈性系數ZE=189.8MPa由表7-12查取節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.49由圖7—18查取接觸疲勞強度極限aHltml==北UM卩勺小齒輪應力循環(huán)次數沖口=60XnXjX=60X720X1X24X300X10=3,11X109jit11Y1大齒輪應力循壞齒數N盟=當=——=1.037X10〔由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數%=0.965,忌=0.999（允許局部點蝕片取安全系數SH=1，由式（7-18）得許用接觸應力r1汎近川丄800X0.965=772MP&□160X0.999s800X0.965=772MP&□160X0.999s14X島J<T———X1[譏=卩尺X(1—0.5X4X1.4X46423.61/2.49X189.8\2ZE=189.8ZH=2.46計算圓周速度vtJml=t7lfXfl—=臨彳87X(1—O.SX0.3)=7TXdm±Xn7FX55.99X720曽—嘰丄—=2]]粗60X100060X1000'□計算當量齒寬系數?dVuz+1￡?■=^XdltX=0.3x65.87x^=31.34￡m^b31,245g=-—==0.56'心^.9-9□計算載荷系數查表得使用系數KA=1.25查圖得動載系數KV=1.093取齒間載荷分配系數：KHa=1查表得齒向載荷分布系數：KHB=1.29實際載何系數為K^=XXK聊=1,25X1.093X1X1,29=1,762D按實際載荷系數算得的分度圓直徑占氐e1.762￡丄=也遼X=65,87X=71.118mm旳勺I?□計算模數血71,118mt=—==2.09mm耳34□取標準模數m=2.5mm。6.3確定傳動尺寸實際傳動比冇103猶===3.029mm634□大端分度圓直徑XX2且=SErrwnpd2=s2Xm=103X2S=計算分錐角m=3mmarctan=18.26791°□S2=9Q-18.26791°=71,73209^齒寬中點分度圓直徑如丄=X（1—0呂X甲r）=SE：X（1—0呂X0.3）=72.2^>mm[]=d2X（_l—0且X爭r）=2^7.X（1—0.^X0.3}=218.87^mmQ錐頂距為R=—-XJii?+1=—X-J3.029^+2齒寬為b=般尺X円=0.3X135.57=40.671mmQ取b=41mm校核齒根彎曲疲勞強度Kg「葉JxzCL-血如淇仏X撿蘭［叫由表7-4查取齒形系數與應力校正系數YS1=2.442fYS1=1.653,Ysz=2.91由圖7-17查得l^x=0.879,=0.88^由圖7-16查得彎曲疲勞極限哨問=600MPa.%翻=取SF=1.25，由式（7-16）得許用彎曲應力[^2]=Y^^ysrxYN2=

600X2X0.879=422MPa仁器□480X2X0.88=333MPa仁詰□校核齒根彎曲疲勞強度校核齒根彎曲疲勞強度KX.Ftwb5X（1-0晁嚴％*也=泅訃皿<閘-422^.yXF葉2=葉丄X—一=l64.77^Pa<[o>]2=33QMPa匕1X□故彎曲強度足夠。6.4計算錐齒輪傳動其它幾何參數（1）計算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚/lc=THXk；啊=2,^WIW2Q毎=mX（h^n+4）=3mm[1h=（k口+片）=nX〔2h爲+c；）=5.5mmTiTJlrs==3.927mm2□（2）分錐角（由前面計算）51=18.268°o右2=71.732°o（2）計算齒頂圓直徑dal=右+2X虬Xcos（^1）=89.7^wiw^da2=d2-\-2XhaXcos（^2）=2^9.07m?n^（3）計算齒根圓直徑=d±—2XXGos（dl）=79.3mm^d^2=d2—2XXgqe（百2）=255屁zrez鞏注：心=Id<=0.2q（4）計算齒頂角（5）計算齒根角（6）計算齒頂錐角（7）計算齒根錐角6f1=6l-七、減速器低速級齒輪傳動設計計算7.1選精度等級、材料及齒數由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度217?286HBS，大齒輪ZG35CrMo（調質），齒面硬度190?240HBS選小齒輪齒數Z1=26，則大齒輪齒數Z2=Z1Xi=26X4.01=105。實際傳動比i=4.038初選螺旋角B=13°。壓力角a=20°。F333=9.^X10^-X?/=9^X^X—X0.99=132^06,2^.^T2=珥X珀X可二132EJ06-.2E：X4.01X0.99X0.98=E：10609.86N?初選載荷系數Kt=1.4由表7-5，取齒寬系數?d=1由表7-6,查得彈性系數ZE=189.8MPa由表7-12查取節(jié)點區(qū)域系數ZH=2.46由圖7-18查取接觸疲勞強度極限口Hlfml=SOOMpa,=560Jtfpa小齒輪應力循環(huán)次數也1=60X-rtX;'X=60X240X1X24X300X10=1.037X109大齒輪應力循環(huán)齒數叫.=性=匚""=2.586X108u4.01□由圖7-19查得接觸疲勞壽命系數%=0.999?%=1.124（允許局部點蝕片取安全系數SH=1，由式（7-18）得許用接觸應力800X0.999=7992MPa1□560X1.124=629,4WPa1□

2X1.4X132^06.2^1X1.684.01十12X1.4X132^06.2^1X1.684.01十1/189.8X2.46\2XX4-.01629.44=53.347mr7由圓周速度v7TXd-fX71itXS3.347X240i?===0.6760X100060X1000□查圖7-7得動載系數Kv=1.013查圖7-2查得使用系數KA=1.25由表7-3,假設KAXFt/bv100N/mm，得齒間載荷分配系數KHa=1.2查圖查取齒向載荷分布系數：K3=1.42（設軸剛性大）；實際載荷系數為K=K^K^XK^XK^=1.25X仁013X1,2X1.42=2.158Q按K值對di修正，即1）按K值對di修正，即1）確定模數s2.158—61.624mm□日丄Xcoj/?m日丄Xcoj/?m=61.624XcojI3=1.999inm,耳Sjti=3mmo267.2計算齒輪的集合尺寸確定中心距IX==201.67mm,IX==201.67mm,圓整為202mm□按圓整后的中心距修正螺旋角\2Xa.\2Xa.=13.407嚴□叫7叫7CO51/?計算小、大齒輪的分度圓直徑X26=80.185mmCO513.4077□—n沁乞—n沁乞［刃片王口U按%=叫X：='X證=323.826m?nco-jjScosl3.4077□計算齒寬b=X=80.18mm取b1=90mmb2=85mm校核齒根彎曲疲勞強度由公式（4-20）計算：KXFf（Tr=bXTTlgX由表7-4，Z工V=乖co刖肉查得=2.6,備=2.16i^Q=1.595?比嚴1.81=2.6,備bXjm/?=1.973誌只叫□查圖7-14得螺旋角系數由圖7-17查得=0.88,=0'917D由圖7-16查得彎曲疲勞極限哨問=600MPa.%翻=4S0AfP?取SF=1.25，由式（7-16）得許用彎曲應力[農]=嘰沁況ysTxv=122x2X0.S8=^22AMPaq.480]=ri[WL2XYSTXY冊=X2X0.917=352.13MPa校核齒根彎曲疲勞強度KX耳rn葉1=X$X與X命=45.843MPa<[ct￡1]=422.4MPabXTH説Xsa□yXFtrF2=tr51X———=43.88MP?<[tr5]2=3S2.13MPa匕丄x匕：丄□故彎曲強度足夠。7.3計算齒輪傳動其它幾何尺寸計算齒頂高、齒根高和全齒高婦=Xh爲二3m.m^卻二mX(h；傀+厲)=3.7Sm^h=Qi口+kf)=mX[2h；仇+噱)=6.75mm計算小、大齒輪的齒頂圓直徑dal=右+2X虬=86.18wiw2qda2=d2-\-2Xhc=329.83mm計算小、大齒輪的齒根圓直徑召丄=日]—2X如=72.68mm^=g—2X片=316.33mm[]注：=1.0?略=0,珂八、軸的設計8.1高速軸設計計算已知的轉速、功率和轉矩轉速n=720r/min；功率P=3.5kW；軸所傳遞的轉矩T=46423.61N?mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45調質，許用彎曲應力為[o]=60MPa按扭轉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=112。d>?10X—=112X=18.97mm3存□由于最小軸段截面上要開2個鍵槽，故將軸徑增大5%孔啊畝=(1+O.OS)X18.97=查表可知標準軸孔直徑為20mm故取dmin=20確定各軸段的直徑和長度。圖8-1高速軸示意圖輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯軸器孔徑相適應，故需選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩Tea=KAXT,查表，考慮載荷變動微小，故取KA=1.3,貝比rec=KAXT=6-O.3E：JV?按照聯軸器轉矩Tea應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GBT4323-2002或設計手冊，選用LX3型聯軸器。半聯軸器的孔徑為20mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為42mm。選用普通平鍵，A型鍵，bXh=6X6mm(GBT1096-2003)，鍵長L=28mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。。參照工作要求并根據d23=25mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30206，其尺寸為dXDXT=30X62X17.25mm，故d34=d56=30mm。由手冊上查得30206型軸承的定位軸肩高度h=2.5mm，則d67=25mm。軸承端蓋厚度e=12,墊片厚度At=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯軸器端面有一定距離K=24，則［為=2+已+12+JC=2+12+12+24=^0mrriQ取小齒輪距箱體內壁之距離A1=10mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離A,取A=10mm，小齒輪輪轂寬度L=44.01mm，貝V為斗=T—17.2E：rnrriQ取錐齒輪軸上的距離為2.5倍軸頸直徑，則i鵬=2.5Xci45=2,5X35=87.5*百=E=1總TYim\\訂7=寸+/1+L+F—召=10+10+44,01+17,25-16=65,26至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的受力分析高速級小齒輪所受的圓周力=1285^/=1285^/□高速級小齒輪所受的徑向力爲1=眞］XtanaXc(?j51=高速級小齒輪所受的軸向力Fg1=FrlXtanaX=1477VqFae=Fa1=147N第一段軸中點到軸承中點距離I1=79.62mm，軸承中點到齒輪中點距離l2=103.5mm，齒輪受力中點到軸承中點距離I3=42.76mm軸所受的載荷是從軸上零件傳來的，計算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點。作用在軸上的扭矩，一般從傳動件輪轂寬度的中點算起。通常把軸當做置于鉸鏈支座上的梁，支反力的作用點與軸承的類型和布置方式有關a.計算作用在軸上的支座反力軸承A在水平面內的支反力FalX蟲嚴一巧X1日147X73'25-444X42.76===-132.137V1送103.5廿軸承B在水平面內的支反力==444-(-132.13)=^76.13JVq軸承A在垂直面內的支反力爲42.76=Ft±X-=1285X=530.897V酬俎l2103,5□軸承B在垂直面內的支反力e=0.37用前=—（F寸+如）=-（123^+^30.89^=-181^.89Nq軸承A的總支承反力為:%=4醯十硏卩=V-132.132+530.892=547.09N軸承B的總支承反力為：Rs=JR話十H劭=V^76.132+-1815.892=1905.09Nqb.繪制水平面彎矩圖截面A在水平面內彎矩^AH=OJV?截面B在水平面內彎矩,dml72.25=—號zL疋訂+為]><于=-444X4276+147截面C在水平面內彎矩d沁72.2^「=FS1X-^=147X=53W.3S^*mmal22□截面D在水平面內彎矩Cr=43.2kNFr1=547.09NFr2=1905.09N=OJV?繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩MA[/=ON?mwiQ截面B在垂直面內彎矩Msv=R旦卩X=S30.89X103.E：=E：4947.127V?rrwnp截面C在垂直面內彎矩Mcu—OJV?rmnp截面D在垂直面內彎矩耐四=OJV?rmnp繪制合成彎矩圖截面A處合成彎矩+M蠡=J〔0嚴+〔0嚴=ON*mmPr1=1406.58NPr2=1905.09N壽命

足夠截面B處合成彎矩Mb=話十嘛=J(—心刃生資尸十(54947.12嚴=56623.26N■e=0.37截面Ce=0.37胡匚=弘+M和=J〔弓31038嚴+〔0嚴=531O.3S7V截面D處合成彎矩Cr=43.2kN%=」略十M爲=J(0)2十(0Cr=43.2kN繪制扭矩圖T=46423.617V?rremp計算當量彎矩圖截面A處當量彎矩Fr1=1972.76NFr2=2681.6N嗣朋=［碣+(aX7)2=VO2+(0.6X46423.61)2Fr1=1972.76NFr2=2681.6N截面B處當量彎矩Mus=+(盤XTy=756623.26z+f0.6X46423.61/=63103.47N?mm截面C處當量彎矩站兀=［墟+@X=7^310.382+(0.6X46423.61/=28355.8&N*截面C處當量彎矩Mvd=j碼十(aXTj2=VO2+46423.61)2=27854.17N?圖8-2高速軸受力及彎矩圖Pr1=1972.76NPr2=2681.6N壽命足夠因B彎矩大，且作用有轉矩，故B為危險剖面其抗彎截面系數為TOC\o"1-5"\h\zJTXcZ3TTX303oPV===2649.38mm3n3232□抗扭截面系數為bxh=6mmx6mm71X護nbxh=6mmx6mmWT==5298.75mm3T16□最大彎曲應力為Mq=—=23,82Affa-TOC\o"1-5"\h\ztV□剪切應力為Tt==WT□按彎扭合成強度進行校核計算,對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數a=0.6，則當量應力為(Tefl=Q口2+4X〔伉X=26,04AfPa^查表得45調質處理，抗拉強度極限oB=640MPa，則軸的許用彎曲應力［。-1b］=60MPa，。ca＜［。-1b］，所以強度滿足要求。bxh=8mmx7mm8.2中間軸設計計算bxh=8mmx7mm已知的轉速、功率和轉矩轉速n=240r/min；功率P=3.33kW；軸所傳遞的轉矩T=132506.25N?mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45調質，許用彎曲應力為［o］=60MPa按扭轉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=115。Pd>AOXi-=115X3,33Pd>AOXi-=115X3,33=27.63mm340□由于最小直徑軸段處均為滾動軸承，故選標準直徑dmin=30mm確定軸的直徑和長度bxh=10mmx8mm圖8-3中間軸示意圖bxh=10mmx8mmbxh=16mmx10mbxh=10mmx8mmbxh=16mmx10mbxh=14mmx9mm□1）初步選擇滾動軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動軸承的直徑d12和d56,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據dmin=27.63mm，由軸承產品目錄中選取圓錐滾子軸承30206，其尺寸為dXDXT=30X62X17.25mm,故d12=d56=30mm。2）取安裝大齒輪處的軸段的直徑d45=36mm；齒輪的右端與右軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知高速大齒輪齒輪輪轂的寬度b2=62mm,為了可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取145=60mm。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=（2~3）R，由軸徑d45=36mm查表，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d34=46mm。軸環(huán)寬度b±1.4h，取134=28mm。3）左端滾動軸承采用擋油環(huán)進行軸向定位。4）考慮材料和加工的經濟性，應將低速小齒輪和軸分開設計與制造。已知低速小齒輪的輪轂寬度為b3=90mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取123=88mm，d23=36mm。已知高速級大齒輪輪轂寬度為b2=62mm，為了使擋油環(huán)端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短與輪轂寬度，故取145=60mm，d45=36mm。5）取低速級小齒輪距箱體內壁之距離A1=10mm，高速級大齒輪距箱體內壁之距離A2=12.5mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離A3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離A,取A=10mm，則12=^56=F+K+6+2=17.2^+10+10+2=39.2S至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的受力分析高速級大齒輪所受的圓周力r=2X—=12U7V高速級大齒輪所受的徑向力=Ft2'X.tanaXeosS2=lESNp高速級大齒輪所受的軸向力=耳2XtanaXsi-n32=4L9?Vq低速級小齒輪所受的圓周力(d3為低速級小齒輪的分度圓直徑)T132506.25=2乂一=2X=33O5.O137V爲80,185□低速級小齒輪所受的徑向力tcmatan20°=RqX=3305.013X=1238.831Nf3cospcasi3M7產□低速級小齒輪所受的軸向力=耳目Xtan/?=3305,013Xtaril3,4077°=788/VqFae=Fa2-Fa3=-369N軸承壓力中心到低速級小齒輪中點距離I1=75.2mm,低速級小齒輪中點到高速級大齒輪中點距離I2=102mm，高速級大齒輪中點到軸承壓力中心距離I3=61.3mm軸承A在水平面內支反力礙日XH_FygX(g++Fa2X學一耳3X孚￡十12+爲1236.631X75.2一138X(75.2+102)+419X-788X?嚴75.24-102+61.3軸承B在水平面內支反力347N用站=略豈一R陽一=123&.831-f347}-138=軸承A在垂直面內支反力cX11+耳2X〔4+93305.013X75.2+1211X(75.2+102)加="爲軸承B在垂直面內支反力75.2+102+61,31942N75.2十102十61.3_F也X(b+』J+耳2xIgi丄i2十im75.2十102十61.3Jh器十馬卩二Jh器十馬卩二J&47)2十(1942尸軸承B的總支承反力為:%=」礙且+H知=J〔752)￡+〔器74嚴=2681.67V計算水平面彎矩截面A和截面B在水平面內彎矩截面C右側在水平面內彎矩呢右一％7—/AW—%截面c左側在水平面內彎矩d?218.875『、M佔丘=Fc2XJ?血X3=419X(347X61.3J=24E：837V?截面D右側在水平面內彎矩SO.185M皿石=RggXh—Fn3X—=752X75,2—78SX=24958JV?mm22D截面D左側在水平面內彎矩左—尺站'Xl±=7E：2X7^.2—565E：O7V?mm繪制垂直面彎矩圖截面A在垂直面內彎矩MA[/=耐前=OJV?mm口截面C在垂直面內彎矩Mcv=J?葩Xi3=1942X61.3=119O4S7V?rrwnp截面D在垂直面內彎矩Mdu—只前XI】=2E：74X7^.2=193E：&E：7V?繪制合成彎矩圖截面A和截面B處合成彎矩MA=MB=ON?截面C右側合成彎矩叫石=右+呱=7C-2127iy+C119045P=12O93O2V-mm截面C左側合成彎矩=J"二菱+M備=J(翠583嚴+(口勺045嚴=121557^*mm截面D右側合成彎矩附Q石=爲右+mdv=VC24958y+C1935&5P=1951672V-截面D左側合成彎矩時q左=」M；睡+何爲=V(56550)2+C193565)2=2O16567V?mm轉矩T2—132506,25?V?rrwnp計算當量彎矩截面A和截面B處當量彎矩Mua=Mvs=07V?TTwnp截面C右側當量彎矩石=右+(師XTy=V120930z+(0.6X132506,25P=1447242V-mm截面C左側當量彎矩嘰送=Jm；匣+@XT)2二712155/2+(0.6X1325O6.25)2二14524-87V?mm截面D右側當量彎矩M財石=」斑；石+OXT)2=V1^51672+(0.6X1325O6.25)2=21O7397V?mm截面D左側當量彎矩刪何左=左+仏Xry=V2016562+C0.6X132506,25)z=2167632V?mm圖8-4中間軸受力及彎矩圖

因D左側彎矩大，且作用有轉矩，故D左側為危險剖面其抗彎截面系數為TOC\o"1-5"\h\zJTXti371X463°PV===9551,lmm3n3232□抗扭截面系數為71Xif3nWT==19102.19mwi3T16□最大彎曲應力為Mq=—=22,7AfPaTOC\o"1-5"\h\zW□剪切應力為Tt==WT□按彎扭合成強度進行校核計算,對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數a=0.6，則當量應力為(Tefl=Q口2+4X〔伉X查表得45調質處理，抗拉強度極限oB=640MPa，則軸的許用彎曲應力［。-1b］=60MPa，。ca＜［。-1b］，所以強度滿足要求。8.3低速軸設計計算已知的轉速、功率和轉矩轉速n=59.85r/min；功率P=3.2kW；軸所傳遞的轉矩T=510609.86N?mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表選用45調質，許用彎曲應力為［o］=60MPa按扭轉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=112。d>A0X112X占3,2d>A0X112XI=42.19mm」5楽5,由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=(1+0.07)X42.19二查表可知標準軸孔直徑為48mm故取dmin=48確定軸的直徑和長度圖8-5低速軸示意圖低速軸和小鏈輪配合，查表選取標準軸徑d12=48mm,L1長度略小于小鏈輪輪轂長度，取L1=112mm。選用普通平鍵，A型，bXh=14X9mm(GBT1096-2003),鍵長L=100mm。初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據d23=53mm，由軸承產品目錄中選擇圓錐滾子軸承30211，其尺寸為dXDXT=55X100X22.75mm，故d34=d78=55mm。軸承擋油環(huán)定位，由手冊上查得30211型軸承的定位軸肩高度h=4.5mm，因此，取d45=64mm取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=57mm；已知低速級大齒輪輪轂的寬度為b4=85mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取167=83mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h=(2~3)R，由軸徑d67=57mm，故取h=8mm，則軸環(huán)處的直徑d56=74mm，取I56=12mm。軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度At=2，根據軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與鏈輪端面有一定距離K=24，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚5=10mm，則?=占+C；+￡+￡+童+5+K—T—0=10+22+20+2+12+5+24-22.75-10=62,25mr.5)取低速級大齒輪距箱體內壁之距離A2=12.5mm，mm，高速級大齒輪和低速級小齒輪距離A3=15mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離A，取A=10mm，右側擋油環(huán)寬度s1=22.5mm，則［肚二T+4+①=22.7^+10-1-12.‘鵬=為+2,5+￡]—厶一応百=90-F2,5+10—12,5—12=78mmQ

^7S=『+2=22.7^+104-12.+2=47.2S至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸的受力分析低速級大齒輪所受的圓周力（d4為低速級大齒輪的分度圓直徑）T510609.86F扯=2X—=2X=3L53.6067V珂九323,826□低速級大齒輪所受的徑向力tanaian20°R4=耳4X=3153.606X=1L79.9797Vr4珂cosp^513,4077°□低速級大齒輪所受的軸向力Fq4=耳斗Xtanp=3153,606Xto.nl3,4077°=752/VqFae=Fa4=-752N齒輪中點到軸承壓力中心距離l1=78.2mm，軸承壓力中心到齒輪中點距離I2=166.2mm，第一段中點到軸承壓力中心距離l3=153mm軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力Q=7802N~Q乂Oil+4+弓疋—+尸口乂￡%-h十J-7802X（78.2十166.2十153）+1179.97^X78.2+752X西乎26-78.2+166.2=-11SL07V用融=_Q_衛(wèi)陽+爲=-7802f--11810}+1179.979=^lSSTV^軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV1±78.2=F'X一=3153.606X=1009N戰(zhàn)f匚+爲73,2+16-6,2□L166.2R5tr=F'X——=3L53.606X=2L45N前直匚+匚78,2+166,2□軸承A的總支承反力為：%=」醯+懸=^C-ll&Wy+〔1009尸=11853.02^軸承B的總支承反力為：%=」磕+啄=7(5188)2+t2145y=5613.947V^a.計算彎矩在水平面上，軸截面A處所受彎矩：

=QXig=7802X1^3=11937067V?在水平面上，軸截面B=QXig=7802X1^3=11937067V?在水平面上，軸截面B處所受彎矩：Msh=OJV?TTITTIQ在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：叫呂右—R疸X=—11810X78.2——92354Z7V?mm在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：在水平面上，軸截面D處所受彎矩：Mdh=OJV?加np在垂直面上，軸截面A處所受彎矩：=ON?mwiQ在垂直面上，軸截面B處所受彎矩：M￡U—OJV?rmnp在垂直面上，齒輪4所在軸截面C處所受彎矩:Mct/=只薊X.l±=214E：X78.2=1677397V?mmp在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：耐四=OJV?mmb.繪制合成彎矩圖截面B處合成彎矩:截面A截面B處合成彎矩:7(11^5706^+(0^=11937067V?mm截面C左側合成彎矩：叫左=左+M二左=VC-1045301P+C16773932=10586747V?mm截面C右側合成彎矩：叫右=財+M亂=VC-92354-Z)2+C167739)2=9386517V?mm截面D處合成彎矩：

C.繪制扭矩圖r=^10609.867V?mn[]d.繪制當量彎矩圖截面A處當里彎矩：=〈叫+(aXr)2=711^3706+(0.6X510609.86)2=123239W截面B處當里彎矩：=Afg=OAJ?rmnp截面C左側當里彎矩：M眶吐=血舌左=10586747V?mm截面C右側當量彎矩：嘰石=腫;右+OXT)2=7(^3865iy+C0.6X510609,86)z=9873837V*mr截面D處當里彎矩：+(ctxry=Jq+CO.^X510609,36y=MQE3E&N?mm*圖8-6低速軸受力及彎矩圖怙□

因A彎矩大，且作用有轉矩，故A為危險剖面其抗彎截面系數為TOC\o"1-5"\h\zJTXci377X5：33oPV===1460856mm3n3232□抗扭截面系數為71Xif3nWT==29217.11mwi3T16□最大彎曲應力為Ma=—=33.12^PaW□剪切應力為Tt=——=17A8MPaWr□按彎扭合成強度進行校核計算,對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數a=0.6，則當量應力為%口=JgE+4X仏X方九、滾動軸承壽命校核九、滾動軸承壽命校核9.1高速軸上的軸承校核根據前面的計算，選用30206軸承，內徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/FrWe時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=50.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=72000h。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:比l=+磕=VC-132-13P+(530.89J2=547.097V^Fr2=［璀捷+衛(wèi)爲=^/^76.13)2+t-1815.89^=19O5.O97V^查表得系數Y=1.6=170.97^=170.97^由前面計算可知軸向力Fae=147N查表得系數Y=1.62Y□查表得系數Y=1.62Y□F注譏+忌=74234?VDF魄=Fd2=S9S.3W[1氐□查表得X1=0.4,Y1=1.6,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：=+Y±XFC1=0,4X547,09+L.6X742,34=140總■昶噸Pr2=心X為+均X吒2=1X1905,09+0X595,34=1905,09^取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式106/AXC\3=——XI-——-=416044/1>72000/t如\扎獎F』D由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.2中間軸上的軸承校核根據前面的計算，選用30206軸承，內徑d=30mm，外徑D=62mm，寬度B=16mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。當Fa/FrWe時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa軸承基本額定動載荷Cr=43.2kN，額定靜載荷C0r=50.5kN，軸承采用正裝。要求壽命為Lh=72000h。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:咼1=卜蠢十醯=丿0羅十(1942尸=1972.76?Vd氐=略+礫兀2滬十〔2574)2二2681.67V由前面計算可知軸向力Fae=-369NFdl=616.49?Vd

F應=Fdl~Fae=98^A9^=0.313<e□F譏□查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0查表可知ft=1,fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：P沁=XJ￡.F沁H-XFC1=1X1972,76+OX616,49=L972,76?VDPr2=X2XFr2^Y2XFa2=IX2681.6+0X985.49=26S1,6^取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式10&10&X60?t=399331/1>72000/t□由此可知該軸承的工作壽命足夠。9.3低速軸上的軸承校核根據前面的計算，選用30211軸承，內徑d=55mm，外徑D=100mm，寬度B=21mm查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.4。當Fa/FrWe時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4XFr+YXFa軸承基本額定動載荷Cr=90.8kN，額定靜載荷C0r=115kN,軸承采用正裝。要求壽命為Lh=72000h。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:碼I=［唸十碌=^(-11810)2+tlOO^2=11853.02NFr2=Jj?鑰+戀》=V(^188)2+(2145)2=5613.94Nq查表得系數Y=1.5TOC\o"1-5"\h\z碼丄LFdl=—=3951,01?Vdl27□F沁Fd2=—=1871.31Nd22Y□由前面計算可知軸向力Fae=-752NFal=Ftil=39^1.01^F魄=Fdl-Fcg=^3.^[1

=0.333<e=0.84^>e查表得X1=1,Y1=0,X2=0.4,Y2=1.5查表可知ft=1,fp=1.2因此兩軸承的當量動載荷如下：Prl=X-LXXFC1=1X118^3.02+0X39^1.01=118^3.02^Pr2=屁X打e+均XFq2=0.4X5613,94+1,5X4703.01=9300,09?VD取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式/Axcy=i3439i/i>7M/Axcy=i3439i/i>7M十、鍵聯接設計計算10.1高速軸與聯軸器鍵連接校核選用A型鍵，查表得bXh=6mmX6mm(GB/T1096-2003)，鍵長28mm。鍵的工作長度l=L-b=22mm聯軸器材料為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采用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長度l=33mm?？傻?x7作=—=燈“皿<⑷芒=合適)口10.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bXh=8mmX7mm(GB/T1096-2003)，鍵長28mm。鍵的工作長度l=L-b=20mm小錐齒輪材料為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采用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長度l=30mm?？傻?0.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bXh=10mmX8mm(GB/T1096-2003)，鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=60mm低速級小齒輪材料為40Cr,可求得鍵連接的許用擠壓應力[o]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力10.4中間軸與大錐齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bXh=10mmX8mm(GB/T1096-2003)，鍵長50mm。鍵的工作長度l=L-b=40mm大錐齒輪材料為ZG35CrMo,可求得鍵連接的許用擠壓應力[o]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力4xrphxlxdL□10.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bXh=16mmX10mm(GB/T1096-2003)，鍵長70mm。鍵的工作長度l=L-b=54mm低速級大齒輪材料為ZG35CrMo,可求得鍵連接的許用擠壓應力[o]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力4xr「10.6低速軸與鏈輪鍵連接校核選用A型鍵，查表得bXh=14mmX9mm(GB/T1096-2003)，鍵長100mm。鍵的工作長度l=L-b=86mm鏈輪材料為45,可求得鍵連接的許用擠壓應力[o]p=120MPa。鍵連接工作面的擠壓應力4Xrrn(7?==SSJ^Par<[ff]=聯軸器的選擇11.1高速軸上聯軸器計算載荷由表查得載荷系數K=1.3計算轉矩Tc=KXT=60.35N?m選擇聯軸器的型號選擇聯軸器的型號軸伸出端安裝的聯軸器初選為LX3彈性柱銷聯軸器(GB/T4323-2002),公稱轉矩Tn=1250N^m，許用轉速[n]=4700r/min,Y型軸孔，主動端孔直徑d=42mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=20mm，軸孔長度L1=42mm。Tc=60.35N?mvTn=1250N?m十二、減速器的密封與潤滑12.1減速器的密封為防止箱體內潤滑劑外泄和外部雜質進入箱體內部影響箱體工作，在構成箱體的各零件間，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合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對于旋轉零件如外伸軸的密封，則需根據其不同的運動速度和密封要求考慮不同的密封件和結構。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齒輪的潤滑閉式齒輪傳動