1、 目錄第一部分 設計任務書31.1設計題目31.2設計步驟3第二部分 選擇電動機32.1電動機類型的選擇32.2確定傳動裝置的效率32.3計算電動機容量42.4確定電動機功率及轉速42.5確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比5第三部分 計算傳動裝置運動學和動力學參數53.1電動機輸出參數53.2高速軸的參數53.3低速軸的參數63.4工作機軸的參數6第四部分 開式圓柱齒輪傳動設計計算74.1選精度等級、材料及齒數74.2確定傳動尺寸94.3校核齒面接觸疲勞強度94.4計算齒輪傳動其它幾何尺寸104.5齒輪參數和幾何尺寸總結11第五部分 減速器蝸桿副傳動設計計算115.1選擇蝸桿傳動類型115.2

2、選擇材料115.3按齒面接觸疲勞強度進行設計115.4蝸桿與渦輪的主要參數與幾何尺寸125.5校核齒根彎曲疲勞強度135.6驗算效率135.7熱平衡計算14第六部分 軸的設計146.1高速軸設計計算146.2低速軸設計計算18第七部分 滾動軸承壽命校核247.1高速軸上的軸承校核247.2低速軸上的軸承校核25第八部分 鍵聯接設計計算268.1高速軸與聯軸器鍵連接校核268.2低速軸與渦輪鍵連接校核278.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核27第九部分 聯軸器的選擇279.1高速軸上聯軸器27第十部分 減速器的密封與潤滑2810.1減速器的密封2810.2軸承的潤滑28第十一部分 減速器附件28

3、11.1油面指示器2811.2通氣器2911.3放油孔及放油螺塞2911.4窺視孔和視孔蓋3011.5定位銷3011.6啟蓋螺釘3011.7螺栓及螺釘30第十二部分 減速器箱體主要結構尺寸30第十三部分 設計小結31第十四部分 參考文獻31第一部分 設計任務書1.1設計題目 一級蝸桿減速器，工作機所需功率Pw=3.5kW，轉速nw=9.3r/min，每天工作小時數：16小時，工作年限（壽命）：6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 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

4、 5.開式圓柱齒輪傳動設計計算 6.減速器內部傳動設計計算 7.傳動軸的設計 8.滾動軸承校核 9.鍵聯接設計 10.聯軸器設計 11.潤滑密封設計 12.箱體結構設計第二部分 選擇電動機2.1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。2.2確定傳動裝置的效率 查表得： 聯軸器的效率：1=0.99 軸承的效率：2=0.98 開式圓柱齒輪的效率：o=0.96 蝸桿的效率：3=0.8 工作機的效率：w=0.97a=1×2×3×o×2×2×w=0.6942.3計算電動機容量 工作機所需功率為

5、Pw=3.5kW2.4確定電動機功率及轉速 電動機所需額定功率:Pd=Pwa=3.50.694=5.04kW 工作轉速：nw=n=9.3rpm，經查表按推薦的合理傳動比范圍，開式圓柱齒輪傳動比范圍為：25，一級蝸桿傳動比范圍為：1040，因此理論傳動比范圍為：20200。可選擇的電動機轉速范圍為nd=ia×nw=(20200)×9.3=186-1860r/min。進行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素，選定電機型號為：Y132M2-6的三相異步電動機，額定功率Pen=5.5kW，滿載轉速為nm=960r/min，同步轉速為nt=1000r/min。方案型號額定功率/kW同步轉

6、速(r/min)滿載轉速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900 電機主要尺寸參數中心高H外形尺寸L×HD安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E鍵部位尺寸F×G132515×315216×1781238×8010×332.5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：ia=nmnw=9609.

7、3=103.226 （2）分配傳動裝置傳動比 取開式圓柱齒輪傳動比：ic=5 減速器傳動比為i1=iaic=20.65第三部分 計算傳動裝置運動學和動力學參數3.1電動機輸出參數P0=5.04kWn0=nm=960rpmT0=9550000×P0n0=9550000×5.04960=50137.5Nmm3.2高速軸的參數P=P0×1=5.04×0.99=4.99kWn=n0=960rpmT=9550000×Pn=9550000×4.99960=49640.1Nmm3.3低速軸的參數P=P×2×3=4.99×

8、;0.98×0.8=3.91kWn=ni1=96020.65=46.49rpmT=9550000×Pn=9550000×3.9146.49=803194.24Nmm3.4工作機軸的參數P=P×o×2×2×w=3.91×0.96×0.98×0.98×0.97=3.5kWn=ni2=46.495=9.3rpmT=9550000×Pn=9550000×3.59.3=3594086.02Nmm 運動和動力參數計算結果整理于下表:軸名功率P(kW)轉矩T(Nmm)轉速(r/m

9、in)傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸5.0450137.596010.99軸4.994.8949640.148645.3196020.650.784軸3.913.83803194.24786760.5946.4950.93工作機軸3.608247422680413.53705243.323594086.029.3第四部分 開式圓柱齒輪傳動設計計算4.1選精度等級、材料及齒數 （1）由選擇小齒輪40Cr（調質），齒面硬度280HBS，大齒輪45（調質），齒面硬度240HBS （2）選小齒輪齒數Z1=30，則大齒輪齒數Z2=Z1×i=30×5=151。 實際傳動比i=5.

10、033 （3）壓力角=20°。 （1）由式（10-7）試算齒輪模數，即mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF 1）確定公式中的各參數值。 試選載荷系數KFt=1.3 計算彎曲疲勞強度的重合度系數YY=0.25+0.75=0.25+0.751.773=0.673 計算YFa×YSa/FYFa1=2.506，YFa2=2.128YSa1=1.625，YSa2=1.851 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 由圖查取彎曲疲勞系數：KFN1=0.99

11、1，KFN2=1.165 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，得F1=KFN1×Flim1S=0.991×5001.4=353.929MPaF2=KFN2×Flim2S=1.165×3801.4=316.214MPaYFa1×YSa1F1=0.01151YFa2×YSa2F2=0.01246 兩者取較大值，所以YFa×YSaF=0.01246 2）試算齒輪模數mt32×KFt×T×Yd×z12×YFa×YSaF=32×1.3×803194.24

12、5;0.6730.8×302×0.01246=2.897mm （2）調整齒輪模數 1）計算實際載荷系數前的數據準備 圓周速度d1=mt×z1=2.897×30=86.91mmv=×d1t×n60×1000=×86.91×46.4960×1000=0.211 齒寬bb=d×d1=0.8×86.91=69.528mm 齒高h及齒寬比b/hh=2×han*+cn*×mt=6.518mmbh=69.5286.518=10.667 2）計算實際載荷系數KF 查圖得動

13、載系數Kv=1.054 查表得齒間載荷分配系數：KF=1.2 查表得齒向載荷分布系數：KH=1.403 查表得齒向載荷分布系數：KF=1.075 實際載荷系數為 KF=KA×KV×KF×KF=1×1.054×1.2×1.075=1.36 3）計算按實際載荷系數算得的齒輪模數m=mt×3KFKFt=2.897×31.361.3=2.941mm，取m=3mm。 4）計算分度圓直徑d1=m×z1=3×30=90mm4.2確定傳動尺寸 （1）計算中心距a=z1+z2×m2=271.5mm，圓整

14、為272mm （2）計算小、大齒輪的分度圓直徑d1=z1×m=30×3=90mmd2=z2×m=151×3=453mm （3）計算齒寬b=d×d1=72mm 取B1=80mm B2=75mm4.3校核齒面接觸疲勞強度 齒面接觸疲勞強度條件為H=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×ZH 1） KH、T、d和d1同前 由圖查取區域系數ZH=2.46 查表得材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa 由式計算接觸疲勞強度用重合度系數Za1=arccosz1×cos

15、z1+2×han*=arccos30×cos20°30+2×1=28.241°a2=arccosz2×cosz2+2×han*=arccos151×cos20°151+2×1=21.966°=z1×tana1-tan'+z2×tana2-tan'2=30×tan28.241-tan20°+151×tan21.966-tan20°2=1.773Z=4-3=4-1.7733=0.862 計算接觸疲勞許用應力H 由圖

16、查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 計算應力循環次數NL1=60×n×j×Lh=60×46.49×1×16×300×6=8.033×107NL2=NL1u=8.033×1075=1.607×107 由圖查取接觸疲勞系數：KHN1=0.998，KHN2=1 取失效概率為1%，安全系數S=1，得接觸疲勞許用應力H1=KHN1×Hlim1S=0.998×6001=599MPaH2=KHN2×Hlim2S=1

17、×5501=550MPaH=2×KH×Td×d13×u+1u×ZH×ZE×Z=469.77MPa<H=550MPa 故接觸強度足夠。4.4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*=3mm hf=m×han*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.75mm （2）計算小、大齒輪的齒頂圓直徑 da1=d1+2×ha=m×z1+2han*=96mm da2=d2+2×ha=m×z2

18、+2han*=459mm （3）計算小、大齒輪的齒根圓直徑 df1=d1-2×hf=m×z1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2×hf=m×z2-2han*-2cn*=445.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.254.5齒輪參數和幾何尺寸總結參數或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數mn33法面壓力角n2020法面齒頂高系數ha*1.01.0法面頂隙系數c*0.250.25齒數z30151齒頂高ha33齒根高hf3.753.75分度圓直徑d90453齒頂圓直徑da96459齒根圓直徑df82.5445.5齒寬B8075中心距a272

19、272第五部分 減速器蝸桿副傳動設計計算5.1選擇蝸桿傳動類型 根據GB/T10085-1988的推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）5.2選擇材料 考慮到蝸桿傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度未4555HRC。渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。5.3按齒面接觸疲勞強度進行設計 （1）確定作用在渦輪上的轉矩T2 按Z1=4，故取效率=0.8 T2=9.55×106×P2n2=803194.24Nmm （2）確定載荷系數K 因工作載

20、荷較穩定，故取載荷分布不均系數載荷系數K=1；由表11-5選取使用系數KA=1；由于轉速不高，沖擊不大，可取動載系數Kv=1；則K=KA×KV×K=1×1×1=1 （3）確定彈性影響系數ZE 因選用的是鑄錫磷青銅渦輪和鋼蝸桿相配，故ZE=164MPa。 （4）確定渦輪齒數z2z2=z1×i12=4×20.65=83 （5）確定許用接觸應力H 根據渦輪材料為渦輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC，可從表11-7中查得渦輪的基本許用應力H'=268MPa。應力循環系數 NL=60

21、5;n×j×Lh=8.033×107 故壽命系數為：KNH=8107NL=81078.033×107=0.77H=KNH×H'=206MPa （6）計算m2×d1值m2×d1K×T2×480z2×H2=1×803194.24×48083×2062=633.01 因z1=4，故從表11-2中取模數m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=50mm5.4蝸桿與渦輪的主要參數與幾何尺寸 （1）中心距a=12×d1+d2=0.5×50+415=232mm

22、（2）蝸桿 軸向齒距pa=15.7mm；直徑系數q=10；齒頂圓直徑da1=60mm；齒根圓直徑df1=38mm；分度圓導程角=21°48'0"；蝸桿軸向齒厚sa=8mm （3）渦輪 渦輪分度圓直徑d2=m×z2=5×83=415mm 渦輪齒頂圓直徑da2=d2+2×ha2=415+2×5=425mm 渦輪齒根圓直徑df2=d2-2×hf2=415-2.4×5=403mm 渦輪咽喉母圓半徑r02=a-da22=232-4252=19.5mm5.5校核齒根彎曲疲勞強度F=1.53×K×T2

23、d1×d2×m×YFa2×YF 當量齒數zv2=z2cos3=83cos21.83=103.69 根據zv2=103.69，從圖11-17中可查得齒形系數YFa2=2.16。 螺旋角系數Y=1-140°=1-21.8°140°=0.84 許用彎曲應力F=F'×KFN 從表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的渦輪的基本許用應力F'=56MPa。 壽命系數KFH=9106NL=91068.033×107=1F=F'×KFN=0.61×56=34.16MPaF=1

24、.53×K×T2d1×d2×m×YFa2×Y=1.53×1×803194.2450×415×5×2.16×0.84=21.49MPa 彎曲強度是滿足要求的。5.6驗算效率=0.950.96×tantan+v=0.96×tan21.8tan21.8+2.58=0.847 已知=21°48'0"；v=arctanfv；fv與相對滑動速度Vs有關。Vs=×d1×n160×1000×cos=

25、15;50×96060×1000×cos21.8=2.71 代入得=0.847，因此不用重算。5.7熱平衡計算 取油溫t=70，周圍空氣溫度t0=20，通風良好，取Ks=15W/(m2)，傳動效率為0.847，則散熱面積為：A=1000×P1×1-Ks×t-t0=1000×4.99×1-0.84715×70-20=1.02m2第六部分 軸的設計6.1高速軸設計計算 （1）已知的轉速、功率和轉矩 轉速n=960r/min；功率P=4.99kW；軸傳遞的轉矩T=49640.1Nmm （2）軸的材料選擇并確定許

26、用彎曲應力 由表選用45（調質），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa （3）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。dA0×3Pn=112×34.99960=19.4mm 由于最小軸段截面上要開1個鍵槽，故將軸徑增大5%dmin=1+0.05×19.4=20.37mm 查表可知標準軸孔直徑為30mm故取dmin=30 （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析 為方便安裝和調整渦輪軸。采用沿渦輪軸線的水平面剖分箱體結構，蝸桿軸不長，故軸承采用兩端固定方式。可按軸上零件的安裝順序。

27、b.確定各軸段的直徑和長度。 第1段：d1=30mm，L1=80mm 第2段：d2=35mm（軸肩），L2=62mm 第3段：d3=40mm（與軸承內徑配合），L3=20mm 第4段：d4=45mm（軸肩），L4=159mm 第5段：d5=60mm（蝸桿段），L5=80mm 第6段：d6=45mm（軸肩），L6=159mm 第7段：d7=40mm（與軸承內徑配合），L7=20mm （5）蝸桿的受力分析 a.畫蝸桿的受力圖 如圖所示為蝸桿受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖 b.計算作用在蝸桿的力 蝸桿所受的圓周力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Ft1=Fa2=2×T1d1=1985.6N 蝸

28、桿所受的徑向力（d2為渦輪的分度圓直徑）Fa1=Ft2=2×T2d2=3870.82N 蝸桿所受的軸向力Fr1=Fr2=Ft2×tann=1408.09N 第一段軸中點到軸承中點距離La=111mm，軸承中點到蝸桿中點距離Lb=208mm，蝸桿中點到軸承中點距離Lc=208mm 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 軸承A和軸承B在水平面內的支承反力為：RAH=RBH=Ft1×L

29、cLb+Lc=1985.6×208208+208=992.8N 軸承A在垂直面內的支承反力為：RAV=Fr1×Lc+Fa1×d12Lb+Lc=1408.09×208+3870.82×502208+208=936.67N 軸承B在垂直面內的支承反力為：RBV=Fr1-RAV=1408.09-936.67=471.42N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=992.82+936.672=1364.92N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=992.82+471.422=1099.04N e.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示： 在水平

30、面上，蝸桿受力點截面C處彎矩為：MCH=RAH×Lb=992.8×208=206502.4Nmm 在垂直面上，蝸桿受力點截面C左側彎矩為：MCV左=RAV×Lb=936.67×208=194827.36Nmm 在垂直面上，蝸桿受力點截面C右側彎矩為：MCV右=RBV×Lc=471.42×208=98055.36Nmm 合成彎矩，蝸桿受力點截面C左側為MC左=MCH2+MCV左2=206502.42+194827.362=283903.05Nmm 合成彎矩，蝸桿受力點截面C右側為MC右=MCH2+MCV右2=206502.42+9805

31、5.362=228600.29Nmm f.轉矩和扭矩圖T1=48647.3Nmm g.校核軸的強度 由彎矩圖可知，蝸桿受力點截面左側為危險截面 其抗彎截面系數為W=×d332=6280mm3 抗扭截面系數為WT=×d316=12560mm3 最大彎曲應力為=MW=45.21MPa 剪切應力為=TWT=3.95MPa 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=45.46MPa 查表得調質處理，抗拉強度極限B=640MPa，則軸的許用彎曲應力-1b=60MPa，e<-1b，

32、所以強度滿足要求。6.2低速軸設計計算 （1）已知的轉速、功率和轉矩 轉速n2=46.49r/min；功率P2=3.91kW；軸傳遞的轉矩T2=803194.24Nmm （2）軸的材料選擇并確定許用彎曲應力 由表選用45（調質），齒面硬度217255HBS，許用彎曲應力為=60MPa （3）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。dA0×3P2n2=112×33.9146.49=49.07mm 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×d=1+0.07×49.07=52

33、.5mm 查表可知標準軸孔直徑為55mm故取dmin=55 （4）設計軸的結構并繪制軸的結構草圖 a.軸的結構分析 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=20×12mm(GB/T 1096-2003)，長L=70mm；定位軸肩直徑為60mm；聯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。 已知渦輪寬度b2=38.17mm 第1段：d1=55mm，L1=40mm 第2段：d2=60mm（軸肩），L2=50mm 第3段：d3=65mm（與軸承內徑配合），L3=43

34、mm（由軸承寬度確定） 第4段：d4=70mm（與渦輪內徑配合），L4=b2-2-10=38.17-2-10=82mm（等于渦輪輪轂寬度-2mm，以保證齒輪軸向定位可靠） 第5段：d5=80mm（軸肩），L5=5mm 第6段：d6=65mm（與軸承內徑配合），L6=38mm軸段123456直徑(mm)556065708065長度(mm)40504382538 （5）彎曲-扭轉組合強度校核 a.畫低速軸的受力圖 如圖所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 渦輪所受的圓周力（d2為渦輪的分度圓直徑）Ft2=Fa1=2×T2d2=3870.82N 渦輪所受的

35、軸向力（d1為蝸桿的分度圓直徑）Fa2=Ft1=2×T1d1=1985.6N 渦輪所受的徑向力Fr2=Fr1=Ft2×tan=1408.09N c.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=81.5mm，軸承中點到渦輪中點距離Lb=44.585mm，渦輪中點到軸承中點距離La=44.585mm a.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=1408.09×44.585+1985.6×415244.585+44.585= 5325NRBH=Fr-RAH=-1408.0

36、9-5325=-3917N 軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=Ft×LaLa+Lb=3870.82×44.58544.585+44.585= 1935NRBV=Ft×LbLa+Lb=3870.82×44.58544.585+44.585= 1935N 軸承A的總支承反力為：RA=RAH2+RAV2=53252+19352=5665.67N 軸承B的總支承反力為：RB=RBH2+RBV2=-39172+19352=4368.88N b.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

37、受彎矩：MBH=0Nmm 在水平面上，軸截面C右側所受彎矩：MCH右=RAH×La=5325×44.585=237415Nmm 在水平面上，軸截面C左側所受彎矩：MCH左=RAH×La-Fa×d2=5325×44.585-1985.6×4152=-174597Nmm 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=0Nmm 在垂直面上，渦輪所在軸截面C處所受彎矩：MCV=RBV×La=1935×44.585=86272Nmm

38、 在垂直面上，軸截面D處所受彎矩：MDV=0Nmm c.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左側合成彎矩：MC左=MCH左2+MCV左2=-1745972+862722=194748Nmm 截面C右側合成彎矩：MC右=MCH右2+MCV右2=2374152+862722=252604Nmm 截面D處合成彎矩：MD=0Nmm d.繪制扭矩圖T=803194.24Nmm e.繪制當量彎矩圖 截面A處當量彎矩：MVA=MA+T2=0+0.6×787130.362=481917Nmm 截面B處當量彎矩：

39、MVB=MB=0Nmm 截面C左側當量彎矩：MVC左=MC左=194748Nmm 截面C右側當量彎矩：MVC右=MC右2+T2=2526042+0.6×803194.242=544107Nmm 截面D處當量彎矩：MVD=MD+T2=0+0.6×803194.242=481917Nmm f.校核軸的強度 因渦輪所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉矩，因此此截面為危險截面。 其抗彎截面系數為W=×d332=26947.58mm3 抗扭截面系數為WT=×d316=53895.16mm3 最大彎曲應力為=MW=7.23MPa 剪切應力為=TWT=14.9MPa

40、按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向傳動的轉軸，轉矩按脈動循環處理，故取折合系數=0.6，則當量應力為ca=2+4××2=19.29MPa 查表得調質處理，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。第七部分 滾動軸承壽命校核7.1高速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定動載荷(kN)3020840801863 根據前面的計算，選用30208軸承，內徑d=40mm，外徑D=80mm，寬度B=18mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.37。 當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/

41、Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=63kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=28800h。 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=992.82+936.672=1364.92NFr2=RBH2+RBV2=992.82+471.422=1099.04NFd1=Fr12Y=426.54NFd2=Fr22Y=343.45NFa1=Fae+Fd2=4214.27NFa2=Fd2=343.45NFa1Fr1=3.088eFa2Fr2=0.31e 查表得X1=0.4，Y1=1.6，X2=1，Y2

42、=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1364.92+1.6×4214.27=7288.8NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×1099.04+0×343.45=1099.04N 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×Pr103=33964.92h>28800h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2低速軸上的軸承校核軸承型號內徑(mm)外徑(mm)寬度(mm)基本額定

43、動載荷(kN)302136512023120 根據前面的計算，選用30213軸承，內徑d=65mm，外徑D=120mm，寬度B=23mm 查閱相關手冊，得軸承的判斷系數為e=0.4。 當Fa/Fre時，Pr=Fr；當Fa/Fr>e，Pr=0.4×Fr+Y×Fa 軸承基本額定動載荷Cr=120kN，軸承采用正裝。 要求壽命為Lh=28800h。 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=53252+19352=5665.67NFr2=RBH2+RBV2=-39172+19352=4368.88NFd1=Fr12Y=18

44、88.56NFd2=Fr22Y=1456.29NFa1=Fae+Fd2=3441.89NFa2=Fd2=1456.29NFa1Fr1=0.607eFa2Fr2=0.33e 查表得X1=0.4，Y1=1.5，X2=1，Y2=0 查表可知ft=1，fp=1 因此兩軸承的當量動載荷如下：Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×5665.67+1.5×3441.89=7429.1NPr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×4368.88+0×1456.29=4368.88N 取兩軸承當量動載荷較大值帶入軸承壽命計算公式L

45、h=10660n×ft×Crfp×Pr103=38265.67h>28800h 由此可知該軸承的工作壽命足夠。第八部分 鍵聯接設計計算8.1高速軸與聯軸器鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T 1096-2003）,鍵長63mm。 鍵的工作長度 l=L-b=55mm 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p=4×Th×l×d=17MPa<p=120MPa8.2低速軸與渦輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=20mm

46、15;12mm（GB/T 1096-2003）,鍵長70mm。 鍵的工作長度 l=L-b=50mm 渦輪材料為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=76MPa<p=120MPa8.3低速軸與開式圓柱齒輪鍵連接校核 選用A型鍵，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T 1096-2003）,鍵長28mm。 鍵的工作長度 l=L-b=12mm 開式圓柱齒輪材料為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×

47、;d=91MPa<p=120MPa第九部分 聯軸器的選擇9.1高速軸上聯軸器 （1）計算載荷 由表查得載荷系數K=1.3 計算轉矩Tc=K×T=64.53Nm 選擇聯軸器的型號 （2）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=1250Nm，許用轉速n=4700r/min，Y型軸孔，主動端孔直徑d=38mm，軸孔長度L1=82mm。從動端孔直徑d=30mm，軸孔長度L1=82mm。 Tc=64.53Nm<Tn=1250Nm n=960r/min<n=4700r/min第十部分 減速器的密封與潤滑10.

48、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。 蝸桿副及高速級軸承選擇全損耗系統用油L-AN100潤滑油潤滑，潤滑油深度為7.5cm，箱體底面尺寸為457×80.2c

49、m，箱體內所裝潤滑油量為V=7.5×457×80.2cm3=274885.5cm3 該減速器所傳遞的功率為5.5kW。對于單級減速器，每傳遞1kW的功率，需油量為V0=350cm3，則該減速器所需油量為：V1=P0×V0=1925cm3 潤滑油量滿足要求。10.2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齒輪圓周速度判斷。由于渦輪圓周速度2m/s，所以均選擇脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環將軸承與箱體內部隔開，且軸承與箱體內壁需保持一定的距離。在本箱體設計中滾動軸承距箱體內壁距離故選用通用鋰基潤滑脂（GB/T 7324-1987），它適用于寬溫度范圍內各種機械設備的潤滑，選用牌號為ZL-1的潤滑脂。第十一部分 減速器附件11.1油面指示器 用來指示箱內油面的高度，油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。11.2通氣器 由于減速器運轉時，機體內溫