聯(lián)軸器-一級直齒圓柱-鏈傳動減速器

1、機械設(shè)計減速器設(shè)計說明書 系 別： 班 級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 職 稱：目 錄第一章 設(shè)計任務(wù)書11.1設(shè)計題目11.2設(shè)計步驟1第二章 傳動裝置總體設(shè)計方案12.1傳動方案12.2該方案的優(yōu)缺點1第三章 選擇電動機23.1電動機類型的選擇23.2確定傳動裝置的效率23.3計算電動機容量23.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比3第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)34.1電動機輸出參數(shù)44.2高速軸的參數(shù)44.3低速軸的參數(shù)44.4工作機的參數(shù)4第五章 鏈傳動設(shè)計計算5第六章 減速器齒輪傳動設(shè)計計算6第七章 軸的設(shè)計97.1高速軸設(shè)計計算97.2低速軸設(shè)計計算14第八章 滾動

2、軸承壽命校核208.1高速軸上的軸承校核208.2低速軸上的軸承校核21第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算219.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核219.2低速軸與大齒輪鍵連接校核229.3低速軸與鏈輪鍵連接校核22第十章 聯(lián)軸器的選擇2210.1高速軸上聯(lián)軸器22第十一章 減速器的密封與潤滑2311.1減速器的密封2311.2齒輪的潤滑2311.3軸承的潤滑23第十二章 減速器附件2312.1油面指示器2312.2通氣器2412.3六角螺塞2412.4窺視孔蓋2412.5定位銷2512.6啟蓋螺釘25第十三章 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸25第十四章 設(shè)計小結(jié)27參考文獻(xiàn)27第一章 設(shè)計任務(wù)書1.1設(shè)計題目 一級直

3、齒圓柱減速器，拉力F=2700N，速度v=2.2m/s，直徑D=450mm，每天工作小時數(shù)：16小時，工作年限（壽命）：5年，每年工作天數(shù)：365天，配備有三相交流電源，電壓380/220V。1.2設(shè)計步驟 1.傳動裝置總體設(shè)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.鏈傳動設(shè)計計算 6.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計計算 7.傳動軸的設(shè)計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯(lián)接設(shè)計 10.聯(lián)軸器設(shè)計 11.潤滑密封設(shè)計 12.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計第二章 傳動裝置總體設(shè)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，減速器為一級圓柱齒輪減速器。2.2該方

4、案的優(yōu)缺點 一級圓柱齒輪減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻，相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。原動機部分為 Y系列三相交流異步電動機 和齒輪傳動比較,鏈傳動可以在兩軸中心相距較遠(yuǎn)的情況下傳遞運動和動力;能在低速、重載和高溫條件下及灰土飛揚的不良環(huán)境中工作;和帶傳動比較,它能保證準(zhǔn)確的平均傳動比,傳遞功率較大,且作用在軸和軸承上的力較小;傳遞效率較高,一般可達(dá)0.950.97;鏈條的鉸鏈磨損后,使得節(jié)距變大造成脫落現(xiàn)象;安裝和維修要求較高。第三章 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(jié)構(gòu)，電壓380V，Y系列。3.2確

5、定傳動裝置的效率 查表得： 聯(lián)軸器的效率：1=0.99 滾動軸承的效率：2=0.99 閉式圓柱齒輪的效率：3=0.98 鏈傳動的效率：c=0.96 工作機的效率：w=0.97a=1×23×3×c×w=0.8773.3計算電動機容量 工作機所需功率為Pw=F×V1000=2700×2.21000=5.94kW 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=5.940.877=6.77kW 工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000×V×D=60×1000×2.2×450=93.42rpm 經(jīng)查表按推薦

6、的合理傳動比范圍，鏈傳動比范圍為：26，一級圓柱齒輪傳動比范圍為：35，因此理論傳動比范圍為：630?？蛇x擇的電動機轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(630)×93.42=561-2803r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y160M-6的三相異步電動機，額定功率Pen=7.5kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。Pd=6.77nw=93.42方案電機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)1Y160L-87.57507202Y160M-67.510009703Y132M-47.5150

7、014404Y132S2-27.530002900 電機主要尺寸參數(shù) 圖3-1 電動機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×G160605×385254×21014.542×11012×373.4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(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=97093.42=10.383 （2）分配傳動裝置傳動比 取鏈傳動比：ic=3 減速器傳動比為i1=iaic=3.46ia

8、=10.383ic=3i1=3.46第四章 計算傳動裝置運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)4.1電動機輸出參數(shù)P0=6.77kWn0=nm=970rpmT0=9550000×P0n0=9550000×6.77970=66653.09Nmm4.2高速軸的參數(shù)P=P0×1=6.77×0.99=6.7kWn=n0=970rpmT=9550000×Pn=9550000×6.7970=65963.92Nmm4.3低速軸的參數(shù)P=P×2×3=6.7×0.99×0.98=6.5kWn=ni1=9703.46=280.35rp

9、mT=9550000×Pn=9550000×6.5280.35=221419.65Nmm4.4工作機的參數(shù)P=P×c×2×2×w=6.5×0.96×0.99×0.99×0.97=5.93kWn=ni2=280.353=93.45rpmT=9550000×Pn=9550000×5.9393.45=606008.56Nmm 各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表軸名稱轉(zhuǎn)速n/(r/min)功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)電機軸9706.7766653.09高速軸9706.765963.92低

10、速軸280.356.5221419.65工作機93.455.93606008.56第五章 鏈傳動設(shè)計計算 （1）確定鏈輪齒數(shù) 由傳動比取小鏈輪齒數(shù)Z1=25，因為鏈輪齒數(shù)最好為奇數(shù)，大鏈輪齒數(shù)Z2=i×Z1=75，所以取Z2=77。 實際傳動比i=z2/z1=3.08 （2）確定鏈條型號和節(jié)距 查表得工況系數(shù)KA=1.1 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)：Kz=1.22 取單排鏈,則計算功率為:查表得：Km=1mmPca=KA×KzKm×P=1.1×1.221×6.5kW=8.723kW 選擇鏈條型號和節(jié)距： 根據(jù)Pca=8.723kW，n1=280.35r/m

11、in，查圖選擇鏈號20A-1，節(jié)距p=31.75mm。 （3）計算鏈長 初選中心距a0=40×p=40×31.75=1270mm 則，鏈長為:Lp=2×a0p+z1+z22+pa0×z1-z22×2=2×127031.75+25+772+31.751270×25-772×2=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(shù)f1=0.24532則鏈傳動的最大中心距為：amax=f1×p×2×Lp-z1+z2=0.24532×31.75×2

12、15;132.714-25+77=1272.93mm 計算鏈速v，確定潤滑方式v=z1×n×p60×1000=25×280.35×31.7560×1000=3.709，合適 按v=3.709m/s，鏈號20A，查圖選用滴油潤滑。 （4）作用在軸上的力 有效圓周力F=1000×Pcav=1000×8.7233.709=2352N 作用在軸上的力Fp1.15×F=1.15×2352=3058N 鏈輪尺寸及結(jié)構(gòu) 分度圓直徑d1=psin180°z1=31.75sin180°25=2

13、53.45mmd2=psin180°z2=31.75sin180°77=778.8mm第六章 減速器齒輪傳動設(shè)計計算 （1）選擇材料及確定許用應(yīng)力 小齒輪選用40MnB（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241286HBS，相應(yīng)的疲勞強度取均值，Hlim1=720MPa，F(xiàn)E1=595MPa（表11-1），大齒輪選用ZG35SiMn（調(diào)質(zhì)），齒面硬度241269HBS，Hlim2=615MPa，F(xiàn)E2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，則H1=Hlim1SH=7201.1=655MPaH2=Hlim2SH=6151.1=559MPaF1=Flim1SF=5951.25=47

14、6MPaF2=Flim2SF=5101.25=408MPa （2）按齒面接觸強度設(shè)計 設(shè)齒輪按7級精度制造。區(qū)載荷系數(shù)K=1.3（表11-3），齒寬系數(shù)d=1（表11-6），取ZE=189.8MPa0.5（表11-4），u=i=3.46則d12.32×3K×T1d×u+1u×ZEH2=2.32×31.3×65963.921×3.46+13.46×189.85592=54.2mm 齒數(shù)取Z1=28，則Z2=i×Z1=3.46×28=97。故實際傳動比i=9728=3.464 模數(shù)m=d1z1=54

15、.228=1.94mm 齒寬 b=d×d1=54.2mm 取b1=60mm b2=55mm 按表4-1取m=2mm，實際的d1=m×z1=2×28=56mmd2=m×z2=2×97=194mm 則中心距a=z1+z2×m2=28+97×22=125mm （2）驗算輪齒彎曲強度 齒形系數(shù)YFa1=2.55，YFa2=2.186，YSa1=1.61，YSa2=1.787F1=2×K×T1×YFa1×YSa1b2×d1×m=2×1.3×65963.92

16、×2.55×1.6155×56×2=114.3MPa<F1=476MPaF2=F1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=114.3×2.186×1.7872.55×1.61=108.76MPa<F2=408MPa （3）齒輪的圓周速度v=×d1×n60×1000=×56×97060×1000=2.85 可知選用7級精度是合適的。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.

17、0法面頂隙系數(shù)c*0.250.25螺旋角左0°0'0"右0°0'0"齒數(shù)Z2897齒頂高Ha22齒根高Hf2.52.5分度圓直徑D56194齒頂圓直徑Da60198齒根圓直徑Df51189齒寬B6055中心距A125125 圖6-1 大齒輪結(jié)構(gòu)圖第七章 軸的設(shè)計7.1高速軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=970r/min；功率P=6.7kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=65963.92Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用40MnB調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=70MPa 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

18、較大而受到的扭矩較小，故取A0=112。dA0×3Pn=112×36.7970=21.33mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×21.33=22.4mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為24mm故取dmin=24 4.確定各軸段的直徑和長度。 圖7-1 高速軸示意圖 (1)輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12，為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca = KA×T，查表，考慮載荷變動小，故取KA = 1.5，則:Tca=KA×T=98.95Nmm 按照聯(lián)軸器

19、轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB T4323-2002或設(shè)計手冊，選用LX3型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為24mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為52mm。選用普通平鍵，A型鍵，b×h = 8×7mm(GB T 1096-2003)，鍵長L=40mm。 (2)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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 29 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B = 35×72×17mm，故d34 = d78 = 35 mm，則l34 = l78 = B=

20、17 mm。 由手冊上查得6207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 42 mm。 (3)由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = 60 mm，d56 = 60 mm (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=24，螺釘C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 17 -5 = 67 mm (5)5）取小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離1

21、 =10 mm?？紤]箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 5 mm，則l45=l67= 1+ =10+5= 15 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段1234567直徑24293542604235長度52671715601517 5.軸的受力分析 小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）Ft1=2×Td1=2×65963.9256=2355.854N 小齒輪所受的徑向力Fr1=Ft1×tan=2355.854×tan20°=857.461N 第一段軸中點到軸承壓力中心距離l1=101.5mm，軸承

22、壓力中心到齒輪支點距離l2=53.5mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l3=53.5mm 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(dāng)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(guān) a.在水平面內(nèi) 軸承A處水平支承力：RAH=Fr1×l2l2+l3=857.461×53.553.5+53.5= 429N 軸承B處水平支承力：RBH=Fr1-RAH=857.461-429=428N b.在垂直面內(nèi) 軸承A處垂直支承力：RAV=Ft1×l

23、2l2+l3=2355.854×53.553.5+53.5= 1178N 軸承B處垂直支承力：RBV=Ft1×l3l2+l3=2355.854×53.553.5+53.5= 1178N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=4292+11782=1253.68N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=4282+11782=1253.34N c.繪制水平面彎矩圖 截面A在水平面上彎矩：MAH=0Nmm 截面B在水平面上彎矩：MBH=0Nmm 截面C在水平面上的彎矩：MCH=RAH×l3=429×53.5=22952Nmm 截面

24、D在水平面上的彎矩：MDH=0Nmm d.在垂直平面上： 截面A在垂直面上彎矩：MAV=0Nmm 截面B在垂直面上彎矩：MBV=0Nmm 截面C在垂直面上的彎矩：MCV=RAV×l3=1178×53.5=63023Nmm 截面D在垂直面上彎矩：MDV=0Nmm e.合成彎矩，有： 截面A處合成彎矩：MA=0Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 截面C處合成彎矩：MC=MCH2+MCV2=229522+630232=67072Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩和扭矩圖T1=65963.92Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=0Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=M

25、B2+×T2=02+0.6×65963.922=39578Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+×T2=670722+0.6×65963.922=77879Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD2+×T2=02+0.6×65963.922=39578Nmm f.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 圖7-2 高速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強度 因C彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×42332=7269.88mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=14539.77mm3 最

26、大彎曲應(yīng)力為=MW=10.71MPa 剪切應(yīng)力為=TWT=4.54MPa 按彎扭合成強度進(jìn)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(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=12.02MPa 查表得40MnB調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=70MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。7.2低速軸設(shè)計計算 1.已知的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速n=280.35r/min；功率P=6.5kW；軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=221419.65Nmm 2.軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力 由表選用45鋼調(diào)質(zhì)，許用彎曲應(yīng)力為=60MPa 3.

27、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=112。dA0×3Pn=112×36.5280.35=31.94mm 由于最小軸段直徑安裝鏈輪，其截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大7%dmin=1+0.07×31.94=34.18mm 查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為35mm故取dmin=35 4.確定各軸段的長度和直徑。 圖7-3 低速軸示意圖 (1)低速軸和小鏈輪配合，查表選取標(biāo)準(zhǔn)軸徑d12=35mm，L1長度略小于小鏈輪輪轂長度，取L1=76mm。選用普通平鍵，A型，b×h = 10×8mm(GB T 1096-2

28、003)，鍵長L=63mm。 (2)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，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 40 mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6209，其尺寸為d×D×B = 45×85×19mm，故d34 = d67 = 45 mm。 (3)取安裝齒輪處的軸段的直徑d45 = 48 mm；已知大齒輪輪轂的寬度為b2 = 55 mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l45 = 53 mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h = (23)R，由軸徑d45 = 48 mm，故取h = 3 mm

29、，則軸環(huán)處的直徑d56 = 54 mm。 (4)軸承端蓋厚度e=12，墊片厚度t=2，根據(jù)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=20mm，C2=18mm，箱座壁厚=8mm，則l23= +C1+C2+t+e+5+K-B-= 8+20 + 18 + 2+12 + 5 + 24 - 19 -5 = 65 mm (5)取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離2 = 12.5 mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取 = 5 mm，已知滾動軸承的寬度B = 19 mm，則l34= B+2+2=19+5+12.5+2= 38.5 mml56=+2=5

30、+12.5 = 17.5 mm 至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。軸段123456直徑354045485445長度766538.55317.519 5.軸的受力分析 大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）Ft2=2×Td2=2×221419.65194=2282.677N 大齒輪所受的徑向力Fr2=Ft2×tan=2282.677×tan20°=830.826N 軸承壓力中心到齒輪支點距離l1=55.5mm，齒輪中點到軸承壓力中心距離l2=55.5mm，軸承壓力中心到第一段軸支點距離l3=112.5mm 軸承A和軸承B在水平面上的支

31、反力RAH和RBH 低速軸上外傳動件施加在軸上的徑向力Q=3058NRAH=-Q×l1+l2+l3+Fr×l1l1+l2=-3058×55.5+55.5+112.5+830.826×55.555.5+55.5=-5742NRBH=-Q-RAH+Fr=-3058-5742+830.826=3515N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×l1l1+l2=2282.677×55.555.5+55.5= 1141NRBV=Ft×l2l1+l2=2282.677×55.555.5+55.5= 1141

32、N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=-57422+11412=5854.27N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=35152+11412=3695.55N a.計算彎矩 在水平面上，軸截面A處所受彎矩：MAH=Q×l3=3058×112.5=344025Nmm 在水平面上，軸截面B處所受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCH=RAH×l1=-5742×55.5=-318681Nmm 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

33、，軸截面B處所受彎矩：MBV=0Nmm 在垂直面上，齒輪2所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBV×l1=1141×55.5=63326Nmm 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm 截面A處合成彎矩彎矩：MA=MAH2+MAV2=3440252+02=344025Nmm 截面B處合成彎矩：MB=0Nmm 合成彎矩，齒輪2所在截面C處合成彎矩為MC=MCH2+MCV2=-3186812+633262=324912Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm 轉(zhuǎn)矩為：T=221419.65Nmm 截面A處當(dāng)量彎矩：MVA=MA+×T2=344025+0.6

34、15;221419.652=368786Nmm 截面B處當(dāng)量彎矩：MVB=MB=0Nmm 截面C處當(dāng)量彎矩：MVC=MC2+×T2=3249122+0.6×221419.652=351023Nmm 截面D處當(dāng)量彎矩：MVD=MD+×T2=0+0.6×221419.652=132852Nmm 圖7-4 低速軸受力及彎矩圖 6.校核軸的強度 因A彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故A為危險剖面 其抗彎截面系數(shù)為W=×d332=×40332=6280mm3 抗扭截面系數(shù)為WT=×d316=12560mm3 最大彎曲應(yīng)力為=MW=23.04MP

35、a 剪切應(yīng)力為=TWT=17.63MPa 按彎扭合成強度進(jìn)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(dāng)量應(yīng)力為ca=2+4××2=31.28MPa 查表得45鋼調(diào)質(zhì)處理，抗拉強度極限B=650MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa，ca<-1b，所以強度滿足要求。第八章 滾動軸承壽命校核8.1高速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用6207深溝球軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=29

36、200h。 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=4292+11782=1253.68NFr2=RBH2+RBV2=4282+11782=1253.34N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×1253.68+0×0=1253.68NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1253.34+0×0=1253.34N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n

37、5;ft×Crfp×Pr3=83675h>29200h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。Cr=25.5kNLh=29200hFr1=1253.68N Fr2=1253.34NPr1=1253.68N Pr2=1253.34N壽命足夠8.2低速軸上的軸承校核 根據(jù)前面的計算，選用6209深溝球軸承，內(nèi)徑d=45mm，外徑D=85mm，寬度B=19mm 由于不存在軸向載荷 軸承基本額定動載荷Cr=31.5kN，額定靜載荷C0r=20.5kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=29200h。 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+R

38、AV2=-57422+11412=5854.27NFr2=RBH2+RBV2=35152+11412=3695.55N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1.2Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1×5854.27+0×0=5854.27NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×3695.55+0×0=3695.55N 取兩軸承當(dāng)量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式Lh=10660n×ft×Crfp×Pr3=34275h>29200h 由此可知該

39、軸承的工作壽命足夠。Cr=31.5kNLh=29200hFr1=5854.27N Fr2=3695.55NPr1=5854.27N Pr2=3695.55N壽命足夠第九章 鍵聯(lián)接設(shè)計計算9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。 鍵的工作長度 l=L-b=32mm 聯(lián)軸器材料為45，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=49MPa<p=120MPab×h=8mm×7mm9.2低速軸與大齒輪鍵

40、連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=14mm×9mm（GB/T 1096-2003）,鍵長40mm。 鍵的工作長度 l=L-b=26mm 大齒輪材料為ZG35SiMn，可求得鍵連接的許用擠壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=79MPa<p=120MPab×h=14mm×9mm9.3低速軸與鏈輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=10mm×8mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。 鍵的工作長度 l=L-b=53mm 鏈輪材料為45，可求得鍵連接的許用擠

41、壓應(yīng)力p=120MPa。 鍵連接工作面的擠壓應(yīng)力p=4×Th×l×d=60MPa<p=120MPab×h=10mm×8mm第十章 聯(lián)軸器的選擇10.1高速軸上聯(lián)軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數(shù)K=1.5 計算轉(zhuǎn)矩Tc=K×T=98.95Nm 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=42mm，軸孔長度L1=112mm。從動端孔直徑d=24mm，軸孔長度L1=52

42、mm。 Tc=98.95Nm<Tn=1250Nm n=970r/min<n=4700r/min第十一章 減速器的密封與潤滑11.1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(jìn)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(shè)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(shè)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

43、氈封油圈。11.2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度圓半徑的1/3到1/6。為避免齒輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30-50mm。根據(jù)以上要求，減速箱使用前須加注潤滑油，使油面高度達(dá)到33-71mm。從而選擇全損耗系統(tǒng)用油(GB 443-1989);，牌號為L-AN10。11.3軸承的潤滑 滾動軸承的潤滑劑可以是脂潤滑、潤滑油或固體潤滑劑。選擇何種潤滑方式可以根據(jù)齒

44、輪圓周速度判斷。由于V齒2m/s，所以均選擇油潤滑。第十二章 減速器附件12.1油面指示器 顯示箱內(nèi)油面的高度，油標(biāo)應(yīng)該放置在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。游標(biāo)安裝的位置不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出。 圖12-1 油標(biāo)示意圖12.2通氣器 由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡。12.3六角螺塞 為了便于清洗箱體內(nèi)部以及排除箱體內(nèi)的油污，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1°2°，使油易于流出。 圖12-2 六角螺塞示意圖12.4窺視孔蓋 在減速器箱蓋頂部開有窺視孔，可以看到傳動零件齒合區(qū)，并有足夠的空間能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機